WO2012081118A1

WO2012081118A1 - 内燃機関の吸気装置

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Publication number: WO2012081118A1
Application number: PCT/JP2010/072711
Authority: WO
Inventors: 岩田一康; 柳瀬佳紀; 伊藤勝広; 小郷知由; 小川孝
Original assignee: トヨタ自動車株式会社
Priority date: 2010-12-16
Filing date: 2010-12-16
Publication date: 2012-06-21
Also published as: JPWO2012081118A1; EP2653702A4; EP2653702A1; JP5447692B2

Abstract

　内燃機関１の吸気装置２は、燃焼室５８に吸気を導く第１吸気ポート５２ａに設けられた第１吸気弁５４ａと、燃焼室５８に吸気を導く第２吸気ポート５２ｂに設けられた第２吸気弁５４ｂと、第２吸気弁５４ｂの開弁期間（作用角）の位相を変更する可変動弁機構５７と、を備え、第２吸気弁５４ｂのリフト量が第１吸気弁５４ａのリフト量よりも小さく、可変動弁機構５７は、第２吸気弁５４ｂの閉弁時期を、下死点経過後かつ第１吸気弁５４ａの閉弁後とすることを特徴とする。

Description

内燃機関の吸気装置

　本発明は内燃機関の吸気装置に関する。特に、吸気弁の開弁位相を可変とする吸気装置に関する。

　２つの吸気弁を備えた内燃機関において、各吸気弁の開弁期間を異なるようにして各吸気ポート間に流量差を生み出すことにより、内燃機関の筒内に発生するスワール流を強化することが行われている。

　このような内燃機関を改良した構成が特許文献１から４に開示されている。特許文献１では、要求されるスワールを得るために一方の吸気弁のみを早く閉じる制御と、両方の吸気弁を早く開く制御と、を組み合わせて制御する内燃機関の制御装置が開示されている。特許文献２では、一方の吸気弁のリフト特性の中心位相に対して、他方の吸気弁のリフト特性の中心位相を変更するとともに、２つの吸気弁のリフト量を変更するエンジンの動弁機構が開示されている。特許文献３では、タンジェンシャルポートに配置された吸気弁が閉じる前に、ヘリカルポートに配置された吸気弁を閉じる制御によりスワールを生成する内燃機関が開示されている。特許文献４では、カムシャフトの位相を変化して一方の吸気弁に対し、他方の吸気弁の位相を制御する可変動弁装置が開示されている。さらに、特許文献５では、２つの吸気弁の開弁位相を独立して制御する構成を示した液圧駆動装置が開示されている。

特開２００９－１６２１１３号公報特開２００９－２２８６４０号公報特開２００９－２１７３号公報特開２００９－７４３６６号公報特表２０１０－５０２８８４号公報

　ところで、内燃機関の吸気弁の閉弁時期を遅角させることにより、有効圧縮比を低下して燃効率を向上することができる。このような有効圧縮比を低下する内燃機関へ筒内のスワール流を制御する技術を組み合わせることにより、より優れた性能の内燃機関を得ることができる。

　しかしながら、有効圧縮比を低下する内燃機関は、吸気弁の閉弁時期を遅角させるため、筒内に取り込んだガスを吸気ポートへ吹き戻してしまう。このため、燃焼室内のガス量が減少する。燃焼室内のガス量の減少は、ＮＯｘやスモークの低減を妨げるため、排気エミッションの悪化を抑制する効果が低下してしまう。

　そこで、本発明は、上記課題に鑑み、有効圧縮比を低下するエンジンにおいてＮＯｘやスモークの低減を図り、熱効率を向上するとともにエミッションの悪化を抑制する内燃機関の吸気装置を提供することを目的とする。

　かかる課題を解決する本発明の内燃機関の吸気装置は、燃焼室に吸気を導く第１吸気ポートに設けられた第１吸気弁と、前記燃焼室に吸気を導く第２吸気ポートに設けられた第２吸気弁と、前記第２吸気弁の開弁期間の位相を変更する可変動弁機構と、を備え、前記第２吸気弁のリフト量が前記第１吸気弁のリフト量よりも小さく、前記可変動弁機構は、前記第２吸気弁の閉弁時期を、下死点経過後かつ前記第１吸気弁の閉弁後とすることを特徴とする。

　本発明の内燃機関の吸気装置は、有効圧縮比を低下し、熱効率を向上するとともに、ＮＯｘやスモークの低減を図り、エミッションの悪化を抑制することができる。

内燃機関の吸気装置の全体構成図である。エンジン本体の概略構成図である。吸気ポートの構成図である。通常運転時のバルブタイミング（IVC30ABDC）を示した説明図である。吸気弁を遅く閉じるバルブタイミング（IVC50ABDC）を示した説明図である。図４、図５のバルブタイミングについて、筒内ガス量と過給圧の関係を示した説明図である。第１吸気弁と第２吸気弁のバルブリフト量とクランク角の関係を示した説明図である。第１吸気弁と第２吸気弁との閉弁時のリフト量を比較した説明図である。実施例２の第１吸気弁と第２吸気弁のバルブリフト量とクランク角の関係を示した説明図である。

　以下、本発明を実施するための一形態を図面を参照しつつ説明する。

　本発明の実施例１における内燃機関１の吸気装置２の構成について説明する。図１は内燃機関１の吸気装置２の全体構成図である。内燃機関１は圧縮着火式内燃機関（ディーゼルエンジン）である。内燃機関１はエンジン本体５０を備えている。吸気装置２はエンジン本体５０内の吸気に関わる構成と、内燃機関１の各種制御を行うＥＣＵ（Electronic Control Unit）３とを備えている。エンジン本体５０内の吸気に関わる構成とは、具体的に吸気ポート、吸気弁、吸気弁の開閉動作を行う動弁機構、その他エンジン本体５０における燃料の燃焼に必要な新気を取り込む構成を示す。図２はエンジン本体５０の概略構成図である。図３は吸気ポートの構成図である。

　図１に示すように、吸気系１０はエアフロメータ１１と、インタークーラ１２と、インテークマニホールド１３とを備えている。エアフロメータ１１は吸入空気量を計測する。インタークーラ１２は過給機３０が圧縮した吸気を冷却する。インテークマニホールド１３は内燃機関１の各気筒５１ａに吸気を分配する。

　排気系２０は、エキゾーストマニホールド２１と触媒２２とを備えている。エキゾーストマニホールド２１は各気筒５１ａからの排気を下流側で一つの排気通路に合流させる。触媒２２は排気を浄化する。過給機３０はコンプレッサ部３１とタービン部３２とを備えている。過給機３０は排気駆動式の可変容量型ターボチャージャであり、コンプレッサ部３１が吸気系１０に、タービン部３２が排気系２０にそれぞれ介在するようにして設けられている。

　図２に示すように、エンジン本体５０はシリンダブロック５１と、シリンダヘッド５２と、ピストン５３と、第１吸気弁５４ａ、第２吸気弁５４ｂと、排気弁５５と、燃料噴射弁５６と、可変動弁機構５７とを備えている。

　シリンダブロック５１には気筒５１ａが形成されている。気筒５１ａ内にはピストン５３が収容されている。シリンダブロック５１の上面にはシリンダヘッド５２が固定されている。燃焼室５８はシリンダブロック５１、シリンダヘッド５２及びピストン５３に囲まれた空間として形成されている。

　シリンダヘッド５２には第１吸気ポート５２ａ、第２吸気ポート５２ｂと２つの排気ポート５２ｃが形成されている。第１吸気ポート５２ａ、第２吸気ポート５２ｂは燃焼室５８に吸気を導き、排気ポート５２ｃは燃焼室５８からガスを排出する。第１吸気ポート５２ａに第１吸気弁５４ａが設けられている。第１吸気弁５４ａは第１吸気ポート５２ａを開閉する。第２吸気ポート５２ｂに第２吸気弁５４ｂが設けられている。第２吸気弁５４ｂは第２吸気ポート５２ｂを開閉する。排気ポート５２ｃに排気弁５５が設けられている。排気弁５５は排気ポート５２ｃを開閉する。

　ここで、図３を参照して、第１吸気ポート５２ａ、第２吸気ポート５２ｂの詳細を説明する。第１吸気ポート５２ａは燃焼室５８の気筒壁面に沿うように吸気を導く形状に形成されている。燃焼室５８の気筒壁面に沿うように吸気を導く形状の一例として、タンジェンシャルポートがある。第１吸気ポート５２ａは、気筒壁面に沿うように吸気を導くため、燃焼室５８内にスワール流ｆ_１を生成する。さらに、第１吸気ポート５２ａを流れる流量が多くなるほど、燃焼室５８内に生成するスワール流の強度が高まる。また、第２吸気ポート５２ｂは螺旋状に形成されている。螺旋状に形成された吸気ポートの一例としてヘリカルポートがある。第２吸気ポート５２ｂは燃焼室５８の中央へ旋回流ｆ_２を導く。第２吸気ポート５２ｂは螺旋状に形成されているため、第１吸気ポート５２ａと比較して流量係数が小さい。

　また、シリンダヘッド５２には燃料噴射弁５６が設けられている。燃料噴射弁５６は筒内に直接燃料を噴射する。シリンダヘッド５２には可変動弁機構５７が設けられている。可変動弁機構５７は、第１吸気弁５４ａ、第２吸気弁５４ｂを互いに独立して開弁する動弁機構である。

　ＥＣＵ３は電子制御装置であり、ＣＰＵ（Central Processing Unit）、ＲＡＭ（Random Access Memory）、ＲＯＭ（Read Only Memory）等からなるマイクロコンピュータや入出力回路を備えている。ＥＣＵ３にはエンジン本体５０に備えられた各種のセンサ・スイッチ類が電気的に接続されている。また過給機３０や、燃料噴射弁５６や、可変動弁機構５７などの各種の制御対象が電気的に接続されている。

　ＥＣＵ３による吸気弁の開閉制御は、第１吸気弁５４ａのバルブタイミングを固定しつつ、第２吸気弁５４ｂの開弁時期および閉弁時期を一体的に変更することで、第２吸気弁５４ｂの開弁期間（作用角）を制御する。そしてこれにより、第２吸気弁５４ｂの閉弁時期を第１吸気弁５４ａの閉弁時期よりも遅角させる。ＥＣＵ３は第２吸気弁５４ｂの開弁期間（作用角）を決定し、可変動弁機構５７へ吸気弁の操作に関する信号を送信する。これにより、可変動弁機構５７は、第２吸気弁５４ｂの開弁期間（作用角）の位相を変更する。可変動弁機構５７は、第２吸気弁５４ｂのカムの位相を変更することにより、第２吸気弁５４ｂの開弁期間（作用角）を変更する。一方、可変動弁機構５７は、第１吸気弁５４ａの開弁期間（作用角）を変更しない。

　ここで、吸気弁の閉弁時期を遅角させることにより有効圧縮比を低下する内燃機関について説明する。このような内燃機関は吸気弁の閉弁時期を遅角させるため、筒内に取り込んだガスを吸気ポートへ吹き戻してしまう。この点について、図４～６を参照しながら説明する。

　図４、図５は吸気弁のバルブタイミングを示した説明図である。図４は通常運転時のバルブタイミング（IVC30ABDC）を示し、図５は吸気弁を遅く閉じるバルブタイミング（IVC50ABDC）を示している。吸気弁を遅く閉じるバルブタイミング（IVC50ABDC）は有効圧縮比の低下を目的に行われる。図６は図４、図５のバルブタイミングについて、エンジン回転数が２６００rpmの場合における、筒内ガス量Ｍｃ（g/sec）と過給圧Ｐｉｍ（kPa）との関係を示した説明図である。図６中の縦軸は筒内ガス量Ｍｃを示し、横軸は過給圧Ｐｉｍを示している。図６中の実線は通常運転時のバルブタイミング（IVC30ABDC）の場合を示し、破線は吸気弁を遅く閉じるバルブタイミング（IVC50ABDC）を示している。図６によると、吸気弁を遅く閉じるバルブタイミングの場合、筒内の圧力が高くなる領域で、通常運転時のバルブタイミングの場合と比較して筒内ガス量が減少する。これは、下死点以降の吸気弁が開弁する期間が長く、シリンダ内に取り込んだガスが吸気ポートへと抜ける吹返しが生じるためである。このような燃焼室内のガス量の減少は、ＮＯｘやスモークの低減を妨げるため、排気エミッションの悪化を抑制する効果が低下してしまう。本実施例の内燃機関１の吸気装置２は、上記のガスの吹抜けを考慮したうえで、有効圧縮比を低下して熱効率を向上するとともに、エミッションの悪化を抑制する。以下、有効圧縮比を低下しつつ、エミッションの悪化を抑制することを実現するためのバルブタイミング及びバルブのリフト量について説明する。

　図７は第１吸気弁５４ａと第２吸気弁５４ｂのバルブタイミングを示した説明図である。図７中の縦軸がバルブリフト量を示し、横軸がクランク角を示している。図７中の実線は、第１吸気弁５４ａのバルブタイミングを示している。図７中の破線、及び点線は第２吸気弁５４ｂのバルブタイミングを示している。また、可変動弁機構５７は、第２吸気弁５４ｂの開弁期間（作用角）の位相を変化することができるため、破線で示す場合の他に、点線で示すようなバルブタイタイミングを設定することができる。

　図７に示すように、第２吸気弁５４ｂの最大リフト量は、第１吸気弁５４ａの最大リフト量よりも小さく設定されている。また、第１吸気弁５４ａの開弁期間（作用角）が第２吸気弁５４ｂの開弁期間（作用角）よりも大きい。第１吸気弁５４ａは上死点近傍で開弁する。さらに、図７中の破線で示したように、第２吸気弁５４ｂのバルブリフトは、第２吸気弁５４ｂの閉弁時期が下死点経過後かつ第１吸気弁５４ａの閉弁後に設定される。

　第２吸気弁５４ｂの閉弁時期が下死点経過後かつ第１吸気弁５４ａの閉弁後である場合（図７中の破線で示すバルブタイミングの場合）、以下の特徴がある。まず、吸気開始時（０～４０°ＡＴＤＣ程度）に第１吸気弁５４ａのみが開弁するため、燃焼室５８内にスワール流が形成される。

　さらに、第１吸気弁５４ａに比べて第２吸気弁５４ｂのリフト量が小さい。また、第２吸気弁５４ｂが第１吸気弁５４ａに遅れて開弁する。このため、吸気行程の半ば（４０～１５０°ＡＴＤＣ程度）まで第１吸気弁５４ａのリフト量が大きく、燃焼室５８内に取り込まれる新気の量は第１吸気ポート５２ａの方が第２吸気ポート５２ｂに比べて多い。このため、燃焼室５８内に取り込まれる新気に偏りが生じる。これにより、第１吸気弁５４ａが流量によって生み出すスワール流がさらに強化される。

　そして、下死点経過後の一定期間（１８０～２４０°ＡＴＤＣ程度）は、吸気慣性効果により新気が取り込まれる。下死点経過後かつ第１吸気弁５４ａの閉弁後（２４０～２６０°ＡＴＤＣ程度）は、第２吸気弁５４ｂが開弁しているため、燃焼室５８内に取り込まれた新気が第２吸気ポート５２ｂへ吹返す。このときの吹返し量について、第２吸気弁５４ｂのリフト量との関係とともに説明する。

　図８は第１吸気弁５４ａと第２吸気弁５４ｂとの閉弁時のリフト量を比較した説明図である。図８中の縦軸がバルブリフト量を示し、横軸がクランク角を示している。図８中の実線は、第１吸気弁５４ａのバルブリフト量を示している。図８中の破線は第２吸気弁５４ｂのバルブリフト量を示している。図８が示す第１吸気弁５４ａと第２吸気弁５４ｂのバルブタイミングは、比較のため、閉弁時期を同一としている（２０５°ＡＴＤＣ）。第２吸気弁５４ｂのリフト量を第１吸気弁５４ａのリフト量よりも小さく設定したことにより、同じクランク角度において、第２吸気弁５４ｂのリフト量は、第１吸気弁５４ａのリフト量よりも小さい（Ｌ_１＞Ｌ_２）。このため、第２吸気ポート５２ｂにおけるガスの流路は小さく、流量係数が小さい。また、第２吸気ポート５２ｂは流路が螺旋状であるため、流量係数が小さい。従って、筒内に取り込まれた新気の吹返し量が減少する。吹返し量が減少するため、燃焼室５８内の新気量が多くなる。これにより、スモークが低減されて排気エミッションを抑制できる。

　また、開弁期間（作用角）を固定した第１吸気弁５４ａのリフト量が大きいため、ガス交換率が良く、体積効率が高い。また、第１吸気弁５４ａの開弁期間（作用角）が第２吸気弁５４ｂの開弁期間（作用角）より大きいことにより、筒内に取り込むガス量をさらに増加できる。これにより、体積効率の向上ができる。また、筒内ガス量が確保されてエミッションの低下を抑制できる。

　本実施例の内燃機関１の吸気装置２は、第１吸気弁５４ａと第２吸気弁５４ｂとのリフト量に差を設けて、流量差を生み出し、筒内にスワール流を生成する。このため、良好な燃焼状態を生み出して排気エミッションの悪化を抑制できる。また、リフト量の大きい第１吸気弁５４ａを設けた第１吸気ポート５２ａにより吸気量が確保できるため、体積効率を向上する。また、第２吸気弁５４ｂの閉弁時期を下死点以降として有効圧縮比を低下する。これにより、熱効率が向上するので燃費を改善することができる。さらに、閉弁時期が下死点以降の第２吸気弁のリフト量が小さいので、吸気ポートへ吹き抜けるガス量が低下し、筒内のガス量が維持される。これにより、エミッションの悪化を抑制できる。このように、本実施例の内燃機関１の吸気装置２は、筒内ガス流動の増加、体積効率の向上、および有効圧縮比の低減を実現する。この結果、効率の向上と排気エミッションの抑制を両立することができる。

　また、内燃機関１をディーゼルエンジンとすることにより、高効率かつ排気エミッションを低下したディーゼルエンジンを提供できる。ディーゼルエンジン特有の圧縮上死点前後でのスワール発生による燃焼改善、及び内部ＥＧＲの増加、制御改良により性能向上ができる。

　次に、実施例２の内燃機関の吸気装置について説明する。本実施例の内燃機関の吸気装置の構成は、実施例１の内燃機関１の吸気装置２の構成と同一である。本実施例は、第１吸気弁の開弁時期が異なる点で実施例１と異なる。なお、本実施例の説明において、構成が同一である実施例１の内燃機関１の吸気装置２に付した番号を用いて説明する。

　図９は本実施例の第１吸気弁５４ａと第２吸気弁５４ｂのバルブタイミングを示した説明図である。図９中の縦軸がバルブリフト量を示し、横軸がクランク角を示している。図９中の実線は、第１吸気弁５４ａのバルブタイミングを示している。図９中の破線は第２吸気弁５４ｂのバルブタイミングを示している。図９中の点線は排気弁５５のバルブタイミングを示している。図９に示すように、本実施例において、第１吸気弁５４ａは排気弁５５の閉弁前に開弁するとともに、第２吸気弁５４ｂは排気弁５５の閉弁後に開弁する。すなわち、第１吸気弁５４ａと排気弁５５とはオーバーラップし、第２吸気弁５４ｂと排気弁５５とはオーバーラップしない。なお、実施例１と同様に、第１吸気弁５４ａのバルブリフトは固定であり、第２吸気弁５４ｂの開弁期間（作用角）は可変である。また、エンジン本体５０に２つ備えられた排気弁５５は同時に開閉するように構成されている。

　過給機３０の搭載された内燃機関１では、加速初期にターボラグが発生することにより、排気圧が吸気圧より極度に大きくなる。このため、燃焼後のガスが吸気ポート側へ吹返る、いわゆる内部ＥＧＲが生じる。加速制御時に、第１吸気弁５４ａと排気弁５５とがオーバーラップし、第２吸気弁５４ｂと排気弁５５とがオーバーラップしないバルブタイミングに設定することにより、ＥＧＲガスを第１吸気ポート５２ａへ送り、第２吸気ポート５２ｂへ送らないようにできる。

　第１吸気ポート５２ａは燃焼室５８の気筒壁面に沿うように吸気を導く形状に構成されている。このため、吸気行程において新気とともにオーバーラップ期間に蓄積されたＥＧＲガスが燃焼室５８の気筒壁面側へと送られる。一方、第２吸気ポート５２ｂは燃焼室５８の中央側にＥＧＲガスの含まれていない新気を供給する。これにより、燃焼室５８内では、気筒壁面にＥＧＲガスが分布し、中央部に新気が分布する。ＥＧＲガスは燃焼に寄与しないため、燃焼室５８の壁面と筒内との間において熱の伝達を抑制し、断熱効果が得られる。反対に、第２吸気ポート５２ｂから供給される新気が燃焼室５８の中央に集まるため、燃焼時の混合気がリッチになることを抑制し、加速性能の悪化を抑制できる。このように、第１吸気ポート５２ａへＥＧＲガスを送っても加速性能の悪化の原因とならないため、第１吸気弁５４ａの開弁時期を早め、開弁期間（作用角）を拡大した大作用角とすることができる。大作用角とすることにより、ＥＧＲガスの還元量を増加し、ＮＯｘの排出を低下できる。また、ピストン５３の移動速度の速い上死点付近で第１吸気弁５４ａのリフト量を大きくできるため、新気の取り込み量を増加できる。これにより、体積効率を高くするとともに、スワール流の強化もできる。また、実施例１と同様に、第２吸気弁５４ｂは吸気下死点以降に閉弁するため、有効圧縮比を低下できる。このように、トレードオフの関係にある体積効率の向上と、有効圧縮比の低下の両方を実現することができる。

　なお、本実施例の構成において、第１吸気弁５４ａの開弁時期を早めることに対応して、ピストン５３のヘッド部に形成するリセスの大きさを大きくしても良い。これにより、吸気弁のピストンへのスタンプを防止できる。

　上記実施例は本発明を実施するための例にすぎず、本発明はこれらに限定されるものではなく、これらの実施例を種々変形することは本発明の範囲内であり、更に本発明の範囲内において、他の様々な実施例が可能であることは上記記載から自明である。

　１　内燃機関
　２　吸気装置
　３　ＥＣＵ
　５０　エンジン本体
　５２ａ　第１吸気ポート
　５２ｂ　第２吸気ポート
　５２ｃ　排気ポート
　５４ａ　第１吸気弁
　５４ｂ　第２吸気弁
　５５　排気弁
　５７　可変動弁機構
　５８　燃焼室

Claims

　燃焼室に吸気を導く第１吸気ポートに設けられた第１吸気弁と、
　前記燃焼室に吸気を導く第２吸気ポートに設けられた第２吸気弁と、
　前記第２吸気弁の開弁期間の位相を変更する可変動弁機構と、
を備え、
　前記第２吸気弁のリフト量が前記第１吸気弁のリフト量よりも小さく、
　前記可変動弁機構は、前記第２吸気弁の閉弁時期を、下死点経過後かつ前記第１吸気弁の閉弁後とすることを特徴とする内燃機関の吸気装置。
　前記第１吸気弁の作用角が前記第２吸気弁の作用角よりも大きいことを特徴とする請求項１記載の内燃機関の吸気装置。
　前記第１吸気ポートが、前記燃焼室の気筒壁面に沿うように吸気を導く形状であることを特徴とする請求項１または２記載の内燃機関の吸気装置。
　前記第１吸気弁が排気弁の閉弁前に開弁するとともに、前記第２吸気弁が前記排気弁の閉弁後に開弁することを特徴とした請求項３記載の内燃機関の吸気装置。
　前記第２吸気ポートが、螺旋状に形成されたことを特徴とする請求項１乃至４のいずれか一項記載の内燃機関の吸気装置。
　前記内燃機関をディーゼルエンジンとしたことを特徴とする請求項１乃至５のいずれか一項記載の内燃機関の吸気装置。