WO2013080521A1 - 多気筒エンジンの排気装置 - Google Patents

多気筒エンジンの排気装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2013080521A1
WO2013080521A1 PCT/JP2012/007606 JP2012007606W WO2013080521A1 WO 2013080521 A1 WO2013080521 A1 WO 2013080521A1 JP 2012007606 W JP2012007606 W JP 2012007606W WO 2013080521 A1 WO2013080521 A1 WO 2013080521A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
exhaust
cylinder
valve
intake
silencer
Prior art date
Application number
PCT/JP2012/007606
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
隆雅 松本
中村　光男
幹公 藤井
信浩 惣明
岡崎　俊基
良努 若林
Original Assignee
マツダ株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by マツダ株式会社 filed Critical マツダ株式会社
Priority to CN201280058847.4A priority Critical patent/CN103958858B/zh
Priority to US14/346,940 priority patent/US9255503B2/en
Priority to DE112012005003.7T priority patent/DE112012005003T5/de
Publication of WO2013080521A1 publication Critical patent/WO2013080521A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B27/00—Use of kinetic or wave energy of charge in induction systems, or of combustion residues in exhaust systems, for improving quantity of charge or for increasing removal of combustion residues
    • F02B27/04—Use of kinetic or wave energy of charge in induction systems, or of combustion residues in exhaust systems, for improving quantity of charge or for increasing removal of combustion residues in exhaust systems only, e.g. for sucking-off combustion gases
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N3/00—Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N13/00—Exhaust or silencing apparatus characterised by constructional features ; Exhaust or silencing apparatus, or parts thereof, having pertinent characteristics not provided for in, or of interest apart from, groups F01N1/00 - F01N5/00, F01N9/00, F01N11/00
    • F01N13/02—Exhaust or silencing apparatus characterised by constructional features ; Exhaust or silencing apparatus, or parts thereof, having pertinent characteristics not provided for in, or of interest apart from, groups F01N1/00 - F01N5/00, F01N9/00, F01N11/00 having two or more separate silencers in series
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N5/00—Exhaust or silencing apparatus combined or associated with devices profiting by exhaust energy
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B27/00—Use of kinetic or wave energy of charge in induction systems, or of combustion residues in exhaust systems, for improving quantity of charge or for increasing removal of combustion residues
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0261—Controlling the valve overlap
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N13/00—Exhaust or silencing apparatus characterised by constructional features ; Exhaust or silencing apparatus, or parts thereof, having pertinent characteristics not provided for in, or of interest apart from, groups F01N1/00 - F01N5/00, F01N9/00, F01N11/00
    • F01N13/009—Exhaust or silencing apparatus characterised by constructional features ; Exhaust or silencing apparatus, or parts thereof, having pertinent characteristics not provided for in, or of interest apart from, groups F01N1/00 - F01N5/00, F01N9/00, F01N11/00 having two or more separate purifying devices arranged in series
    • F01N13/0093—Exhaust or silencing apparatus characterised by constructional features ; Exhaust or silencing apparatus, or parts thereof, having pertinent characteristics not provided for in, or of interest apart from, groups F01N1/00 - F01N5/00, F01N9/00, F01N11/00 having two or more separate purifying devices arranged in series the purifying devices are of the same type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N13/00—Exhaust or silencing apparatus characterised by constructional features ; Exhaust or silencing apparatus, or parts thereof, having pertinent characteristics not provided for in, or of interest apart from, groups F01N1/00 - F01N5/00, F01N9/00, F01N11/00
    • F01N13/08—Other arrangements or adaptations of exhaust conduits
    • F01N13/10—Other arrangements or adaptations of exhaust conduits of exhaust manifolds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N13/00—Exhaust or silencing apparatus characterised by constructional features ; Exhaust or silencing apparatus, or parts thereof, having pertinent characteristics not provided for in, or of interest apart from, groups F01N1/00 - F01N5/00, F01N9/00, F01N11/00
    • F01N13/18—Construction facilitating manufacture, assembly, or disassembly
    • F01N13/1805—Fixing exhaust manifolds, exhaust pipes or pipe sections to each other, to engine or to vehicle body
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N2240/00—Combination or association of two or more different exhaust treating devices, or of at least one such device with an auxiliary device, not covered by indexing codes F01N2230/00 or F01N2250/00, one of the devices being
    • F01N2240/20—Combination or association of two or more different exhaust treating devices, or of at least one such device with an auxiliary device, not covered by indexing codes F01N2230/00 or F01N2250/00, one of the devices being a flow director or deflector
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N2260/00—Exhaust treating devices having provisions not otherwise provided for
    • F01N2260/06—Exhaust treating devices having provisions not otherwise provided for for improving exhaust evacuation or circulation, or reducing back-pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N2260/00—Exhaust treating devices having provisions not otherwise provided for
    • F01N2260/14—Exhaust treating devices having provisions not otherwise provided for for modifying or adapting flow area or back-pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N2340/00—Dimensional characteristics of the exhaust system, e.g. length, diameter or volume of the apparatus; Spatial arrangements of exhaust apparatuses
    • F01N2340/02—Dimensional characteristics of the exhaust system, e.g. length, diameter or volume of the apparatus; Spatial arrangements of exhaust apparatuses characterised by the distance of the apparatus to the engine, or the distance between two exhaust treating apparatuses
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N2470/00—Structure or shape of gas passages, pipes or tubes
    • F01N2470/20—Dimensional characteristics of tubes, e.g. length, diameter
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N2470/00—Structure or shape of gas passages, pipes or tubes
    • F01N2470/30—Tubes with restrictions, i.e. venturi or the like, e.g. for sucking air or measuring mass flow
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N2900/00—Details of electrical control or of the monitoring of the exhaust gas treating apparatus
    • F01N2900/06—Parameters used for exhaust control or diagnosing
    • F01N2900/08—Parameters used for exhaust control or diagnosing said parameters being related to the engine
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N3/00—Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust
    • F01N3/08—Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust for rendering innocuous
    • F01N3/10—Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust for rendering innocuous by thermal or catalytic conversion of noxious components of exhaust
    • F01N3/24—Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust for rendering innocuous by thermal or catalytic conversion of noxious components of exhaust characterised by constructional aspects of converting apparatus
    • F01N3/28—Construction of catalytic reactors
    • F01N3/2892—Exhaust flow directors or the like, e.g. upstream of catalytic device
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to an exhaust device for a multi-cylinder engine mounted on an automobile or the like.
  • Patent Document 1 discloses a technique for preventing exhaust interference between cylinders by bundling the exhaust passages of cylinders whose exhaust order is not continuous and collecting them as a tapered exhaust pipe, and by providing an ejector effect to this throttle portion. It is disclosed.
  • volume efficiency ( ⁇ V) in the middle rotation range such as 3000 to 3500 rpm It is one of the important factors to suppress the drop.
  • an object of the present invention is to provide an exhaust device for a multi-cylinder engine that can suppress a drop in volumetric efficiency in the medium speed range.
  • the present invention provides an exhaust of a multi-cylinder engine having a plurality of cylinders each provided with an intake port, an exhaust port, an intake valve capable of opening and closing the intake port, and an exhaust valve capable of opening and closing the exhaust port.
  • a plurality of independent exhaust passages whose upstream ends are connected to exhaust ports of one cylinder or a plurality of cylinders whose exhaust order is not continuous; and each independent exhaust passage connected to a downstream end of each independent exhaust passage
  • a cavity expansion chamber having an expanded space is disposed, and the distance from the seating position of the exhaust valve in the exhaust port of each cylinder to the upstream end of the cavity expansion chamber is a first in which the engine speed is preset.
  • Standards of In the first operation region including at least a medium speed region that is equal to or higher than the rotation number and higher than the first reference rotational speed and lower than the second reference rotational speed the pressure wave of the exhaust generated by opening the exhaust valve is A negative pressure wave is generated by reflection when the exhaust valve is reached, and this negative pressure wave causes an overlap between the opening period of the exhaust valve and the opening period of the intake valve of the own cylinder that opened the exhaust valve for a predetermined period of time.
  • Each cylinder is set to a distance that reaches the exhaust port of its own cylinder during the lap period, and in each of the predetermined operating ranges including at least low and medium speed ranges where the engine speed is equal to or lower than the second reference speed
  • the opening period of the exhaust valve and the opening period of the intake valve overlap each other for a predetermined period, and the exhaust valve of the succeeding cylinder is opened during the overlap period of the preceding cylinder between the cylinders in which the exhaust order continues.
  • the valve driving means for driving the intake and exhaust valves of the cylinders is provided.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an exhaust device for a multi-cylinder engine according to an embodiment of the present invention. It is a principal part enlarged view of FIG. It is a principal part side view of FIG.
  • FIG. 4 is a sectional view taken along line IV-IV in FIG. 2.
  • FIG. 5 is a sectional view taken along line VV in FIG. 2. It is explanatory drawing in which the valve opening period of the exhaust valve of each cylinder of the said engine and the valve opening period of an intake valve overlap for a predetermined period. It is explanatory drawing of the valve opening period of the said intake valve and an exhaust valve. It is a whole block diagram of the exhaust system of the engine. It is explanatory drawing of the driving
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an exhaust device 100 for a multi-cylinder engine according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is an enlarged view of a main part of FIG. 1, and FIG. It is a figure (however, illustration of the independent exhaust passage 52b is abbreviate
  • the apparatus 100 includes an engine body 1 having a cylinder head 9 and a cylinder block (not shown), an engine control ECU 2, an exhaust manifold 5 connected to the engine body 1, and a catalyst connected to the exhaust manifold 5. And a device 6.
  • a plurality (four in the illustrated example) of cylinders 12 each having a piston fitted therein are formed inside the cylinder head 9 and the cylinder block.
  • the engine body 1 is an inline 4-cylinder engine. Inside the cylinder head 9 and the cylinder block, four cylinders 12 are formed in series. Specifically, a first cylinder 12a, a second cylinder 12b, a third cylinder 12c, and a fourth cylinder 12d are formed in order from the right in FIGS.
  • Each cylinder head 9 is provided with a spark plug 15 so as to face the combustion chamber defined above the piston.
  • Engine body 1 is a 4-cycle engine. As shown in FIG. 6, in each of the cylinders 12a to 12d, ignition by the spark plug 15 is performed at a timing shifted by 180 ° CA, and each stroke of the intake stroke, the compression stroke, the expansion stroke, and the exhaust stroke is 180 °. This is performed at a timing shifted by CA. In the present embodiment, ignition is performed in the order of the first cylinder 12a ⁇ the third cylinder 12c ⁇ the fourth cylinder 12d ⁇ the second cylinder 12b, and each stroke is performed in this order.
  • the cylinder head 9 is provided with two intake ports 17 and two exhaust ports 18 each opening toward the combustion chamber.
  • the intake port 17 is for introducing intake air into each cylinder 12.
  • the exhaust port 18 is for exhausting the exhaust from each cylinder 12.
  • Each intake port 17 is provided with an intake valve 19 for opening and closing the intake port 17 to communicate or block the intake port 17 and the inside of the cylinder 12.
  • Each exhaust port 18 is provided with an exhaust valve 20 for opening or closing the exhaust port 18 to communicate or block the exhaust port 18 and the inside of the cylinder 12.
  • the intake valve 19 is driven by an intake valve drive mechanism (valve drive means) 30 to open and close the intake port 17 at a predetermined timing.
  • the exhaust valve 20 opens and closes the exhaust port 18 at a predetermined timing by being driven by an exhaust valve drive mechanism (valve drive means) 40.
  • the intake valve drive mechanism 30 has an intake camshaft 31 and an intake VVT 32 connected to the intake valve 19.
  • the intake camshaft 31 is connected to the crankshaft via a known power transmission mechanism such as a chain and sprocket mechanism, and rotates with the rotation of the crankshaft to open and close the intake valve 19.
  • the intake VVT 32 is for changing the valve timing of the intake valve 19.
  • the intake VVT 32 changes the phase difference between the intake camshaft 31 and a predetermined driven shaft that is arranged coaxially with the intake camshaft 31 and is directly driven by the crankshaft, thereby the crankshaft and the intake air
  • the valve timing of the intake valve 19 is changed by changing the phase difference from the camshaft 31.
  • a specific configuration of the intake VVT 32 for example, a plurality of liquid chambers arranged in the circumferential direction are provided between the driven shaft and the intake camshaft 31, and a pressure difference is provided between the liquid chambers to thereby change the position. Examples thereof include a hydraulic mechanism that changes a phase difference, an electromagnetic mechanism that arranges an electromagnet between the driven shaft and the intake camshaft 31, and changes the phase difference by applying electric power to the electromagnet. It is done.
  • the intake VVT 32 changes the phase difference based on the target valve timing of the intake valve 19 calculated by the ECU 2.
  • An intake passage 3 is connected to each intake port 17 of each cylinder 12. The upstream end of each intake passage 3 is connected to a surge tank 3a.
  • the exhaust valve drive mechanism 40 has the same structure as the intake valve drive mechanism 30.
  • the exhaust valve drive mechanism 40 changes the phase difference between the exhaust camshaft 41 and the crankshaft, and the exhaust camshaft 41 connected to the exhaust valve 20 and the crankshaft, thereby changing the valve timing of the exhaust valve 20.
  • an exhaust VVT 42 to be changed The exhaust VVT 42 changes the phase difference based on the target valve timing of the exhaust valve 20 calculated by the ECU 2.
  • the exhaust camshaft 41 rotates with the rotation of the crankshaft under this phase difference to drive the exhaust valve 20 to open and close at the target valve timing.
  • the intake VVT 32 and the exhaust VVT 42 have the valve opening period and the lift amount, that is, the valve profile of the intake valve 19 and the exhaust valve 20, respectively, and the valve opening timing ( The valve opening start time shown in FIG. 7 and the valve closing time are changed.
  • the opening timing (opening start timing) and closing timing of the intake valve 19 and the exhaust valve 20 are, as shown in FIG.
  • the valve opening start timing and the valve closing completion timing when the valve opening period is defined as a section excluding a portion where the slope of the valve lift is gentle (ramp portion). For example, when the height of the ramp portion is 0.4 mm, the timing when the valve lift increases or decreases to 0.4 mm becomes the valve opening timing and the valve closing timing, respectively.
  • the exhaust manifold 5 is connected to the three independent exhaust passages 52 and the downstream ends of the independent exhaust passages 52 in order from the upstream side, and the mixture into which exhaust gas that has passed through the independent exhaust passages 52 flows.
  • the mixing pipe 50 has, on its axis, in order from the upstream side, a collecting portion 56 whose flow passage cross-sectional area decreases toward the downstream side, and a flow passage cross-sectional area at the downstream end of the collecting portion 56 (the minimum of the mixing pipe 50).
  • a straight portion 57 that maintains the flow path cross-sectional area and extends downstream, and a diffuser portion 58 that has a flow path cross-sectional area that increases toward the downstream side.
  • each independent exhaust passage 52 is connected to the exhaust port 18 of each cylinder 12.
  • the exhaust port 18 of the first cylinder 12a and the exhaust port 18 of the fourth cylinder 12d are individually connected to the upstream ends of one independent exhaust passages 52a and 52d.
  • the exhaust port 18 of the second cylinder 12b and the exhaust port 18 of the third cylinder 12c are formed of a common independent exhaust passage 52b from the viewpoint of simplifying the structure. Connected to the upstream end.
  • the independent exhaust passage 52b connected to the exhaust port 18 of the second cylinder 12b and the exhaust port 18 of the third cylinder 12c is separated into two passages on the upstream side thereof,
  • the exhaust port 18 of the second cylinder 12b is connected to the upstream end of the second cylinder, and the exhaust port 18 of the third cylinder 12c is connected to the other upstream end.
  • the independent exhaust passage 52b corresponding to the second cylinder 12b and the third cylinder 12c is located between the cylinders 12b and 12c, that is, at a position facing the substantially central portion of the engine body 1. It extends toward the collective portion 56.
  • the independent exhaust passages 52a and 52d respectively corresponding to the first cylinder 12a and the fourth cylinder 12d extend from the position facing the cylinders 12a and 12d toward the collecting portion 56 of the mixing pipe 50. ing.
  • independent exhaust passages 52a, 52b, 52d are independent of each other, and exhaust exhausted from the first cylinder 12a, exhaust exhausted from the second cylinder 12b or the third cylinder 12c, and exhaust from the fourth cylinder 12d.
  • the exhausted air is discharged to the downstream side through the independent exhaust passages 52a, 52b, 52d independently of each other.
  • Exhaust gas that has passed through the independent exhaust passages 52 a, 52 b, 52 d flows into the collecting portion 56 of the mixing pipe 50.
  • Each of the independent exhaust passages 52 and the collecting portions 56 is disposed around the high-speed exhaust as the exhaust gas is ejected from the independent exhaust passages 52 at a high speed and the exhaust gas flows into the collecting portion 56 at a high speed.
  • a negative pressure is generated in the adjacent independent exhaust passage 52 and the exhaust port 18 communicating with the independent exhaust passage 52 by the negative pressure action, ie, ejector effect, generated in the mixing pipe 50, and the exhaust in the exhaust port 18 is It has a shape that is sucked out downstream.
  • the collecting portion 56 has a shape in which the cross-sectional area of the flow path becomes smaller toward the downstream side so that the exhaust discharged from each independent exhaust passage 52 flows downstream while maintaining a high speed.
  • the flow passage cross-sectional area at the downstream end of the collecting portion 56 is set to be smaller than the sum of the flow passage cross-sectional areas at the downstream ends of the independent exhaust passages 52 in order to further increase the exhaust speed.
  • the collecting portion 56 has an inverted truncated cone shape (funnel shape) whose diameter is reduced toward the downstream side.
  • the downstream channel cross-sectional area is smaller than the upstream channel cross-sectional area. Therefore, the exhaust gas passes through the collecting portion 56 and the straight portion 57 at a high speed. During this passage, the pressure and temperature of the exhaust gas decrease. For this reason, in the collective portion 56 and the straight portion 57, the amount of heat released to the outside of the exhaust is kept small. And the exhaust which passed this straight part 57 flows in into the diffuser part 58 which a flow-path cross-sectional area expands as it goes downstream, the pressure and temperature of exhaust gas recover, and a downstream side is maintained with high temperature maintained. It is discharged to the catalyst device 6.
  • the catalyst device 6 is a device for purifying the exhaust discharged from the engine body 1.
  • the catalyst device 6 includes a catalyst main body (catalyst carrier) 64 and a catalyst case 62 that accommodates the catalyst main body 64.
  • the catalyst case 62 has a substantially cylindrical shape extending in parallel with the exhaust flow direction.
  • the catalyst body 64 is for purifying harmful components in the exhaust gas, and has a three-way catalyst function in an atmosphere having a theoretical air-fuel ratio.
  • the catalyst body 64 contains, for example, a three-way catalyst.
  • the catalyst body 64 is accommodated in a diameter-enlarged portion in the center of the catalyst case 62 in the exhaust flow direction.
  • a predetermined space is formed at the upstream end of the catalyst case 62.
  • the downstream end of the diffuser portion 58 of the mixing pipe 50 is connected to the upstream end of the catalyst case 62.
  • the exhaust discharged from the diffuser portion 58 flows into the upstream end of the catalyst case 62 and then proceeds to the catalyst body 64 side.
  • each independent exhaust passage 52 has such a shape that the cross-sectional area of the flow passage becomes smaller toward the downstream so that exhaust gas is ejected from each independent exhaust passage 52 into the collecting portion 56 at a high speed.
  • each independent exhaust passage 52 is reduced in cross-sectional area from the upstream portion (imaginary line) having a substantially elliptical cross section toward the downstream, and at the downstream end thereof. It has a sector shape that has a cross-sectional area (channel cross-sectional area) that is approximately 1/3 of the elliptical cross-sectional area of the upstream portion.
  • these independent exhaust passages 52 are connected to the upstream end of the collective portion 56 by gathering so that the downstream ends in the form of a fan are adjacent to each other to form a substantially circular cross section as a whole. (See FIGS. 1 and 2).
  • the sectional shape of the downstream end of each independent exhaust passage 52 in the direction orthogonal to the axial center of the mixing pipe 50 is formed in the substantially same fan shape (see FIGS. 4 and 5), and the fan shapes are gathered to form a substantially circular shape.
  • the downstream ends of the independent exhaust passages 52 are connected to the upstream ends of the collecting portion 56 of the mixing pipe 50 in a state where the downstream ends of the independent exhaust passages 52 are bundled together.
  • a second catalyst device 7 is disposed downstream of the direct catalyst 6.
  • the second catalyst device 7 is a device for purifying the exhaust gas discharged from the engine body 1, as with the direct catalyst 6.
  • the catalyst device 7 also includes a catalyst main body (catalyst carrier) containing a three-way catalyst and a catalyst case that accommodates the catalyst main body.
  • the catalyst case has a substantially cylindrical shape extending in parallel with the exhaust flow direction. This catalyst device 7 is referred to as “underfoot catering”.
  • a pre-silencer 8 is disposed downstream of the underfoot caterer 7.
  • the pre-silencer 8 has a structure having a space portion with an enlarged flow path cross-sectional area (that is, a cavity expansion chamber).
  • the volume of the internal space portion of the pre-silencer 8 is the volume of the internal space portion of the central enlarged portion of the catalyst case 62 of the direct catalyst 6 or the internal diameter of the central enlarged portion of the catalyst case of the underfoot cater 7. The volume is set larger than the volume of the space.
  • a main silencer 10 is disposed downstream of the pre-silencer 8.
  • the main silencer 10 is disposed at the rearmost part of the exhaust system.
  • the main silencer 10 has a structure having a space portion with an enlarged flow path cross-sectional area inside.
  • the volume of the internal space portion of the main silencer 10 is the volume of the internal space portion of the pre-silencer 8
  • the volume of the internal space portion of the central enlarged portion of the catalyst case 62 of the direct catalyst 6, 7 is set to a volume larger than the volume of the internal space portion of the central enlarged portion of the catalyst case.
  • the catalyst cases of the catalytic devices 6 and 7 are disposed in the exhaust passage downstream of the mixing pipe 50, the pre-silencer 8 is disposed in the exhaust passage downstream of the catalyst case, and the exhaust passage downstream of the pre-silencer 8 is disposed.
  • a main silencer 10 is disposed on the side.
  • catalyst cases of the catalyst devices 6 and 7 that accommodate the catalyst carrier are disposed in the exhaust passage downstream of the mixing pipe 50, and the exhaust passage downstream of the catalyst case.
  • the pre-silencer 8 is disposed on the upstream side of the pre-silencer 8, and the enlargement ratio of the flow-path cross-sectional area of the pre-silencer 8 with respect to the cross-sectional area of the exhaust passage connected to the upstream side of the pre-silencer 8 A> B, where B is an enlargement ratio of the flow passage cross-sectional area of the catalyst case with respect to the flow passage cross-sectional area of the exhaust passage connected to the side.
  • the enlargement rate A is expressed by (flow passage cross-sectional area of the pre-silencer 8 / flow passage cross-sectional area of the exhaust passage connected to the upstream side of the pre-silencer 8), and the enlargement rate B is (catalyst case). Of the exhaust passage connected to the upstream side of the catalyst case).
  • each independent exhaust passage 12 (upstream end of the collecting portion 56 of the mixing pipe 50). ) Is set to 500 mm or less, preferably 400 mm or less, more preferably 300 mm or less.
  • the distance L2 from the seating position of the exhaust valve 20 in the exhaust port 18 of each cylinder 12 to the upstream end of the pre-silencer 8 is set to 1600 mm to 2000 mm, preferably about 1800 mm.
  • the distance L3 from the seating position of the exhaust valve 20 to the upstream end of the main silencer 10 in the exhaust port 18 of each cylinder 12 is set to about 3800 mm to 4200 mm, preferably about 4000 mm.
  • a pre-silencer 8 having a space with an enlarged flow passage cross-sectional area is disposed in the exhaust passage downstream of the mixing pipe 50, and the flow passage cross-sectional area is disposed in the exhaust passage downstream of the pre-silencer 8.
  • a second preset engine speed is equal to or higher than a preset first reference speed Ne1 and higher than the first reference speed Ne1.
  • the region below the reference rotation speed Ne2 is the first operation region (i)
  • the region where the engine rotation speed is less than the first reference rotation speed Ne1 is the second operation region (ii)
  • the engine rotation speed is the second reference rotation.
  • a region exceeding the number Ne2 is set as the third operation region (iii).
  • the first reference rotational speed Ne1 is, for example, 2500 rpm to 3000 rpm
  • the second reference rotational speed Ne2 is, for example, 3500 rpm to 4000 rpm.
  • the first operation region (i) is a medium speed region
  • the second operation region (ii) is a low speed region
  • the third operation region (iii) is a high speed region.
  • the fourth operation region (iv) where the engine speed is less than 1200 rpm, for example, is set as a very low speed region.
  • the opening period of the exhaust valve 20 and the opening period of the intake valve 19 of each cylinder 12 are the intake top dead center (TDC).
  • TDC intake top dead center
  • the exhaust valve 20 is set to start opening. Specifically, as shown in FIG.
  • the exhaust valve 20 of the third cylinder 12c opens during the period in which the exhaust valve 20 and the intake valve 19 of the first cylinder 12a overlap, and the third cylinder
  • the exhaust valve 20 of the fourth cylinder 12d opens during the period in which the exhaust valve 20 and the intake valve 19 of 12c overlap, and the exhaust valve 20 and the intake valve 19 of the fourth cylinder 12d overlap.
  • the exhaust valve 20 of the second cylinder 12b opens during the period when the exhaust valve 20 of the second cylinder 12b opens, and the exhaust valve 20 of the first cylinder 12a opens during the period when the exhaust valve 20 of the second cylinder 12b and the intake valve 19 overlap. It is set to be.
  • the ECU 2 overlaps the opening period of the exhaust valve 20 and the opening period of the intake valve 19 of each cylinder 12 for a predetermined period, and the exhaust order is
  • the intake valve drive mechanism 30 and the exhaust valve drive mechanism 40 are controlled so that the exhaust valve 20 of the subsequent cylinder 12 is opened during the overlap period T_O / L of the preceding cylinder 12 between the consecutive cylinders 12 and 12. To do.
  • the exhaust valve 20 of the exhaust stroke cylinder 12 is opened and blowdown gas is ejected from the exhaust stroke cylinder 12 through the independent exhaust passage 52 to the collecting portion 56 at a high speed.
  • a negative pressure is generated in the exhaust port 18 of the intake stroke cylinder 12 during the lap period T_O / L. Therefore, the ejector effect extends not only from the exhaust port 18 of the intake stroke cylinder 12 during the overlap period T_O / L but also from the intake stroke cylinder 12 to the intake port 17 of the intake stroke cylinder 12, and this overlap period T_O / L
  • the scavenging in the intake stroke cylinder 12 is further promoted.
  • the multi-cylinder engine according to the present embodiment is improved in volumetric efficiency ( ⁇ V) by the ejector effect.
  • the distance L1 shown in FIG. 8 is 500 mm or less, preferably 400 mm or less, more preferably 300 mm or less so that the ejector effect in the low / medium speed range (ii) (i) can be sufficiently satisfactorily exhibited. It is set.
  • the intake system has the intake passage 3 connected to the intake port 17 of each cylinder 12, and the surge tank 3 a connected to the upstream end of each intake passage 3. Yes.
  • the intake system is configured such that a positive pressure wave generated by reflection of a negative pressure wave of intake air generated by opening the intake valve 19 reaches the intake port 17 immediately before the intake valve 19 is closed. Is set. For example, a negative pressure wave of intake air generated by opening the intake valve 19 reaches the surge tank 3a from the intake port 17 through the intake passage 3, and a part of the reached negative pressure wave passes through the surge tank 3a.
  • the length of the intake passage 3 and the intake passage 3 are reversed to a positive pressure wave by the surge tank 3a, and the inverted positive pressure wave is reflected and reaches the intake port 17 immediately before the intake valve 19 of the own cylinder 12 is closed.
  • the diameter, the volume of the surge tank 3a, etc. are set.
  • the multi-cylinder engine according to the present embodiment In the high speed region (iii) where the engine speed is relatively high (for example, over 3500 rpm to 4000 rpm), the multi-cylinder engine according to the present embodiment The volumetric efficiency ( ⁇ V) is improved by the supply effect.
  • the pressure acting on the exhaust port 18 attenuates as the reciprocation of the pressure wave is repeated while alternately changing to a negative pressure and a positive pressure. If the negative pressure wave in the exhaust pulsation reaches the exhaust port 18 during the overlap period T_O / L as shown in FIG. 6, the exhaust is sucked out from the cylinder 12 and the scavenging performance is improved. can get.
  • FIG. 13 shows an exhaust at an engine speed of 1100 rpm belonging to the extremely low speed range (iv), an engine speed of 2200 rpm belonging to the low speed range (ii), and an engine speed of 3300 rpm belonging to the medium speed range (i).
  • the primary negative pressure wave (d) generated by reflection from the main silencer 10 and the secondary positive pressure wave (e) generated by reflection from the main silencer 10 reach the exhaust port 18 of the own cylinder 12 at any timing.
  • the horizontal axis is the crank angle CA.
  • the primary negative pressure wave (d) and the secondary positive pressure wave (e) of the main silencer 10 the case where there is no pre-silencer 8 between the cylinder 12 and the main silencer 10 is indicated by a solid line, and the pre-silencer 8 is present. The case is indicated by a chain line.
  • the amplitude of the reflected waves (d) and (e) of the main silencer 10 is smaller when the pre-silencer 8 is present (dashed line) than when it is not present (solid line). To do.
  • the primary negative pressure wave (d) due to reflection at the main silencer 10 reaches the exhaust port 18 during the overlap period T_O / L of the own cylinder 12, but 2 due to reflection at the pre-silencer 8. Since the next positive pressure wave (b) also reaches the exhaust port 18 during the overlap period T_O / L of the self-cylinder 12, the effect of increasing the scavenging performance by sucking the exhaust from the self-cylinder 12 cannot be obtained.
  • the multi-cylinder engine in the low speed range (ii) where the engine speed is relatively low (eg, 1200 rpm or more and less than 2500 rpm to less than 3000 rpm), the multi-cylinder engine according to the present embodiment
  • the volume efficiency ( ⁇ V) is not greatly improved by the influence of the reflected wave of the silencer 10.
  • the broken line indicates the influence of the reflected wave of the main silencer 10 when there is no pre-silencer 8
  • the dotted line X indicates the influence of the reflected wave of the main silencer 10 when there is the pre-silencer 8.
  • the volumetric efficiency ( ⁇ V) is improved by the primary negative pressure wave (reflected wave) of the pre-silencer 8.
  • the multi-cylinder engine according to the present embodiment has the pre-silencer 8 Since the pressure wave of the main silencer 10 is reduced by providing, the volume efficiency ( ⁇ V) is improved as compared with the case where only the main silencer 10 is provided. The reason for this will be described later.
  • the negative pressure wave (reflected wave) of the pre-silencer 8 and the main silencer 10 in such a very low speed range (iv), low speed range (ii) and medium speed range (i) is sufficiently satisfactorily exhibited.
  • the distance L2 shown in FIG. 8 is set to 1600 mm to 2000 mm, preferably about 1800 mm, and the distance L3 shown in FIG. 8 is set to 3800 mm to 4200 mm, preferably about 4000 mm.
  • volume efficiency ( ⁇ V) is improved in the medium speed range of 3000 rpm to 4000 rpm, and in the extremely low speed range of 1000 rpm, compared to the case of only the main silencer 10.
  • Volume efficiency ( ⁇ V) was improved. This is because the effect of reflecting the primary negative pressure wave (a) of the pre-silencer 8 is exhibited in the medium speed range, and the pressure wave of the main silencer 10 is reduced by providing the pre-silencer 8 in the extremely low speed range. It is considered that it became.
  • the influence of the reflected wave of the main silencer 10 is flatter than when the pre-silencer 8 is not provided (broken line). Become. As a result, the influence of the reflected wave of the main silencer 10 improves near 1000 rpm, and decreases near 2000 rpm (there is not much change near 3000 rpm). The reason why the influence of the reflected wave of the main silencer 10 is improved around 1000 rpm is considered to be as follows. When there is no pre-silencer 8 between the cylinder 12 and the main silencer 10, all the positive pressure waves generated by blowdown are reflected by the main silencer 10.
  • the pre-silencer 8 when there is the pre-silencer 8 between the cylinder 12 and the main silencer 10, a part of the positive pressure wave generated by blowdown is reflected by the pre-silencer 8, and the rest passes through the pre-silencer 8 and passes through the main silencer 10. reflect.
  • the pressure wave (transmitted wave) transmitted through the pre-silencer 8 has a small amplitude. Therefore, the pressure wave (transmitted wave) reaching the main silencer 10 has a small amplitude, and the reflected wave from the main silencer 10 also has a small amplitude.
  • the pre-silencer 8 when the pre-silencer 8 is present, the influence of the reflected wave of the main silencer 10 is smaller than when the pre-silencer 8 is not present.
  • the amplitude of the secondary positive pressure wave (e) of the main silencer 10 is smaller when the pre-silencer 8 is present than when it is absent.
  • the influence of the reflected wave of the main silencer 10 is improved in an extremely low speed region (iv) near 1000 rpm.
  • the volume efficiency ( ⁇ V) was reduced as compared with the case of the main silencer 10 alone. This is considered because the secondary positive pressure wave (b) of the pre-silencer 8 reached the exhaust port 18 during the overlap period of the own cylinder 12.
  • the fresh air that has entered from the intake valve 19 is in an excessive scavenging state that exits from the exhaust valve 20, the fresh air that actually remains in the cylinder even if the volumetric efficiency ( ⁇ V) decreases. It is considered that the decrease in the amount (reduction in torque) is small.
  • the cylinder 12 provided with the intake port 17, the exhaust port 18, the intake valve 19 that can open and close the intake port 17, and the exhaust valve 20 that can open and close the exhaust port 18.
  • An exhaust device 100 for a multi-cylinder engine having a plurality of cylinders is provided.
  • the exhaust device 100 is connected to a plurality of independent exhaust passages 52 whose upstream ends are connected to the exhaust ports 18 of one cylinder 12 or a plurality of cylinders 12 whose exhaust order is not continuous, and to the downstream ends of the independent exhaust passages 52.
  • a mixing pipe 50 into which the exhaust gas that has passed through the independent exhaust passages 52 flows.
  • the independent exhaust passages 52 are connected to the mixing pipe 50 in a state where the downstream ends thereof are bundled.
  • the opening period of the exhaust valve 20 and the opening period of the intake valve 19 of each cylinder 12 overlap each other for a predetermined period, and the exhaust gas is exhausted.
  • the intake valve 19 and the exhaust valve 20 of each cylinder 12 are opened so that the exhaust valve 20 of the succeeding cylinder 12 is opened during the overlap period T_O / L of the preceding cylinder 12 between the cylinders 12 and 12 in which the order is continuous.
  • valve drive means 30 and 40 for driving the motor.
  • a pre-silencer 8 having a space with an enlarged flow path cross-sectional area is disposed in the exhaust passage downstream of the mixing pipe 50, and the pre-silencer 8 is arranged from the seating position of the exhaust valve 20 in the exhaust port 18 of each cylinder 12.
  • the distance L2 to the upstream end is equal to or higher than the first reference rotational speed Ne1 where the engine speed is set in advance and higher than the first reference rotational speed Ne1, which is lower than the second reference speed Ne2.
  • the exhaust pressure wave (c) generated by opening the exhaust valve 20 reaches the pre-silencer 8 and is reflected to generate a negative pressure wave (a).
  • the exhaust gas that has passed through each independent exhaust passage 52 flows into the mixing pipe 50, thereby generating a negative pressure in the mixing pipe 50.
  • An ejector effect is obtained in which the exhaust in the exhaust port 18 of the other cylinder 12 that communicates is sucked downstream.
  • both the exhaust valve 20 and the intake valve 19 of each cylinder 12 are opened. Since the overlap period is provided, the exhaust valve 20 of the subsequent cylinder 12 is opened during the overlap period T_O / L of the preceding cylinder 12 between the cylinders 12 and 12 in which the exhaust order is continuous.
  • the ejector effect extends to the intake port 19 of the preceding cylinder 12 during the overlap period T_O / L. This further promotes scavenging of the preceding cylinder 12, further improving the volumetric efficiency ( ⁇ V), and consequently the torque. Further improvement is achieved.
  • the pre-silencer 8 is disposed in the exhaust passage downstream from the mixing pipe 50, and at least the engine speed is the first reference speed Ne1 to the second reference speed Ne2.
  • the exhaust pressure wave (c) generated by the opening of the exhaust valve 20 reaches the pre-silencer 8 and is reflected to generate a negative pressure wave (a). Since the negative pressure wave (a) reaches the exhaust port 18 of the own cylinder 12 during the overlap period T_O / L of the own cylinder 12 that has opened the exhaust valve 20, the negative pressure wave (a) causes the suction effect.
  • the volumetric efficiency ( ⁇ V) is improved in the medium speed range (i), and the drop in the volumetric efficiency ( ⁇ V) in the medium speed range (i) can be suppressed.
  • the pre-silencer 8 is disposed relatively upstream of the exhaust passage downstream from the mixing pipe 50, the main silencer 10 is disposed relatively downstream, and the exhaust port 18 of each cylinder 12 is disposed.
  • the distance L3 from the seating position of the exhaust valve 20 to the upstream end of the main silencer 10 in the second operating region (low speed region (ii)) in which the engine speed is less than the first reference rotational speed Ne1 The pressure wave (c) of the exhaust gas generated by opening the valve 20 reaches the main silencer 10 and is reflected to generate a negative pressure wave (d). This negative pressure wave (d) opens the exhaust valve 20.
  • the distance L3 for reaching the exhaust port 18 of the own cylinder 12 during the overlap period T_O / L of the own cylinder 12 is set.
  • the pre-silencer 8 suppresses the drop in volumetric efficiency ( ⁇ V) in the medium speed range (i), and the main silencer 10 reduces the engine speed at least lower than the first reference rotational speed Ne1.
  • a drop in volumetric efficiency ( ⁇ V) in the region (ii) is suppressed. Therefore, a wide range of torque is achieved, and a torque that is easy to run over a wide rotation range is ensured.
  • the positive pressure generated by the reflection of the negative pressure wave of the intake air generated by the opening of the intake valve 19 is positive.
  • the intake system is set so that the pressure wave reaches the intake port 17 immediately before the intake valve 19 is closed.
  • the distance L1 from the seating position of the exhaust valve 20 in the exhaust port 18 of each cylinder 12 to the downstream end of each independent exhaust passage 52 is set to 500 mm or less.
  • the distance L2 from the seating position of the exhaust valve 20 in the exhaust port 18 of each cylinder 12 to the pre-silencer 8 is set to 1600 mm to 2000 mm.
  • the distance L3 from the seating position of the exhaust valve 20 to the main silencer 10 in the exhaust port 18 of each cylinder 12 is set to 3800 mm to 4200 mm.
  • the catalyst cases of the catalyst devices 6 and 7 that accommodate the catalyst carrier are disposed in the exhaust passage downstream of the mixing pipe 50, and the pre-silencer 8 is disposed in the exhaust passage downstream of the catalyst case.
  • the enlargement ratio A of the flow passage cross-sectional area on the pre-silencer 8 side is equal to the flow passage cross-sectional area on the catalyst case side. Since it is larger than the enlargement ratio B, the reflected wave at the catalyst case is small, and the reflected wave at the pre-silencer 8 is increased. Therefore, even if the catalyst case is disposed upstream of the pre-silencer 8, the influence of the reflected wave of the pre-silencer 8 is ensured.
  • the exhaust of a multi-cylinder engine having a plurality of cylinders 12 each provided with an intake port 17, an exhaust port 18, an intake valve 19 that can open and close the intake port 17, and an exhaust valve 20 that can open and close the exhaust port 18 is provided.
  • a plurality of independent exhaust passages 52 having upstream ends connected to the exhaust ports 18 of one cylinder 12 or a plurality of cylinders 12 whose exhaust order is not continuous, and connected to the downstream ends of the independent exhaust passages 52
  • the mixing pipe 50 is connected to the mixing pipe 50 in a state where the downstream ends of the independent exhaust passages 52 are bundled together.
  • a cavity expansion chamber 8 having a space with an enlarged flow passage cross-sectional area is disposed in the exhaust passage further downstream, and the cavity expansion is performed from the seating position of the exhaust valve 20 in the exhaust port 18 of each cylinder 12.
  • the intermediate speed at which the distance L2 to the upstream end of 8 is equal to or higher than the first reference speed Ne1 at which the engine speed is set in advance and higher than the first reference speed Ne1 is equal to or lower than the first reference speed Ne1.
  • the pressure wave (c) of the exhaust gas generated by the opening of the exhaust valve 20 reaches the cavity expansion chamber 8 and is reflected to reflect the negative pressure wave (a).
  • This negative pressure wave (a) is an overlap period T_O in which the opening period of the exhaust valve 20 and the opening period of the intake valve 19 of the own cylinder 12 that has opened the exhaust valve 20 overlap each other for a predetermined period. Is set to a distance L2 that reaches the exhaust port 18 of the cylinder 12 during / L, and at least a low / medium speed range (ii) (i) where the engine speed is less than or equal to the second reference speed Ne2.
  • valve drive means 30 and 40 for driving the intake valve 19 and the exhaust valve 20 of each cylinder 12 are provided so that the exhaust valve 20 of the subsequent cylinder 12 opens during the lap period T_O / L.
  • An exhaust device 100 for a multi-cylinder engine is disclosed.
  • the exhaust gas that has passed through each independent exhaust passage 52 flows into the mixing pipe 50, thereby generating a negative pressure in the mixing pipe 50.
  • An ejector effect is obtained in which the exhaust in the exhaust port 18 of the other cylinder 12 that communicates is sucked downstream.
  • a predetermined operation region (ii) (i) including at least a low / medium speed region (ii) (i) where the engine speed is equal to or lower than the second reference rotational speed Ne2 the exhaust valve 20 and the intake air of each cylinder 12
  • An overlap period is provided in which both the valve 19 and the valve 19 are open, and the exhaust valve 20 of the subsequent cylinder 12 is between the cylinders 12 and 12 in which the exhaust order is continuous during the overlap period T_O / L of the preceding cylinder 12.
  • valve Since the valve is opened, the ejector effect reaches the intake port 19 of the preceding cylinder 12 during the overlap period T_O / L, thereby further scavenging of the preceding cylinder 12 is further promoted and the volumetric efficiency ( ⁇ V) is further increased. And, in turn, torque can be further improved.
  • the cavity expansion chamber 8 is disposed in the exhaust passage downstream of the mixing pipe 50, and at least the engine speed is the first reference speed Ne1 to the second reference speed Ne2.
  • the pressure wave (c) of the exhaust generated by opening the exhaust valve 20 reaches the cavity expansion chamber 8 and is reflected to generate a negative pressure wave (a).
  • This negative pressure wave (a ) Reaches the exhaust port 18 of the self-cylinder 12 during the overlap period T_O / L of the self-cylinder 12 that has opened the exhaust valve 20, so that the suction effect by the negative pressure wave (a) causes the medium speed range.
  • the volumetric efficiency ( ⁇ V) is improved, and the drop in volumetric efficiency ( ⁇ V) in the medium speed range (i) can be suppressed.
  • the pre-silencer 8 is disposed relatively upstream of the exhaust passage downstream from the mixing pipe 50, the main silencer 10 is disposed relatively downstream, and the cavity expansion chamber 8 is The distance L3 from the seating position of the exhaust valve 20 at the exhaust port 18 of each cylinder 12 to the upstream end of the main silencer 10 is the pre-silencer 8, and the engine speed is less than the first reference speed Ne1.
  • the exhaust pressure wave (c) generated by the opening of the exhaust valve 20 reaches the main silencer 10 and is reflected so that the negative pressure wave (d)
  • This negative pressure wave (d) causes the opening period of the exhaust valve 20 and the opening period of the intake valve 19 of the cylinder 12 that has opened the exhaust valve 20 to overlap each other for a predetermined period. It discloses that it is set to a distance L3 to reach the exhaust port 18 of the own cylinder 12 during overlap period T_O / L.
  • the pre-silencer 8 causes the inertial supercharging effect of the intake air to become negative (that is, the pressure wave that reaches the intake port 17 immediately before the intake valve 19 is closed is out of timing).
  • a drop in volumetric efficiency ( ⁇ V) is suppressed, and the main silencer 10 at least causes the engine speed to be lower than the first reference speed Ne1.
  • a drop in volumetric efficiency ( ⁇ V) in the region (ii) is suppressed. Therefore, a wide range of torque is achieved, and a torque that is easy to run over a wide rotation range is ensured.
  • the negative pressure wave of the intake air generated by the opening of the intake valve 19 is reduced. It is disclosed that the intake system is set so that a positive pressure wave caused by reflection reaches the intake port 17 immediately before the intake valve 19 is closed.
  • a drop in volume efficiency ( ⁇ V) in the high speed range (iii) at least where the engine speed exceeds the second reference speed Ne2 is suppressed. Therefore, a wider range of torque is achieved, and a torque that is easy to run over a wider rotation range is secured.
  • This embodiment discloses that the distance L1 from the seating position of the exhaust valve 20 in the exhaust port 18 of each cylinder 12 to the downstream end of each independent exhaust passage 52 is set to 500 mm or less.
  • exhaust discharged from each cylinder 12 and passing through each independent exhaust passage 52 flows into the mixing pipe 50, so that a sufficient negative pressure is generated in the mixing pipe 50, and the ejector effect is sufficient. Good performance.
  • a catalyst case that accommodates a catalyst carrier is disposed in the exhaust passage downstream of the mixing pipe 50, and the cavity expansion chamber 8 is disposed in the exhaust passage downstream of the catalyst case.
  • the expansion ratio of the flow passage cross-sectional area of the cavity expansion chamber 8 relative to the flow passage cross-sectional area of the exhaust passage connected to the upstream side of the expansion chamber 8 is A, and the flow path of the exhaust passage connected to the upstream side of the catalyst case It is disclosed that A> B is set, where B is the expansion ratio of the flow path cross-sectional area of the catalyst case with respect to the cross-sectional area.
  • the expansion ratio A of the channel cross-sectional area on the cavity expansion chamber 8 side is equal to the channel cross-sectional area on the catalyst case side. Since it is larger than the expansion rate B, the reflected wave at the catalyst case is small, and the reflected wave at the cavity expansion chamber 8 is increased. Therefore, even if the catalyst case is disposed upstream of the cavity expansion chamber 8, the influence of the reflected wave of the cavity expansion chamber 8 is ensured.
  • the direct caterer 6, the underfoot caterer 7 or the like may be used as the cavity expansion chamber instead of or together with the presilencer 8.
  • the mixing tube 50 may include only the collecting portion 56 in which the cross-sectional area of the flow path is reduced (the straight section 57 and the diffuser portion 58 are not provided), and only the collecting portion 56 and the diffuser portion 58 in which the cross-sectional area of the flow path is increased. (The straight part 57 is not provided).
  • the ejector effect can be obtained even when the mixing tube having such a configuration is used. For example, when the mixing tube 50 is shortened due to layout restrictions during mass production design, the mixing tube including only the collecting portion 56 or the straight portion is omitted and the collecting portion 56 and the diffuser portion 58 are directly and smoothly curved. It does not matter as a mixing tube or the like having a shape to be connected.
  • the overlap period T_O / L between the intake valve 19 and the exhaust valve 20 may be provided only in the high load range in the low / medium speed range (ii) (i).
  • the present invention has wide industrial applicability in the technical field of exhaust systems for multi-cylinder engines mounted on automobiles and the like.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Characterised By The Charging Evacuation (AREA)
  • Exhaust Silencers (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)

Abstract

　排気装置は、１つの気筒（１２）又は排気順序が連続しない複数の気筒（１２）の排気ポート（１８）に接続された複数の独立排気通路（５２）と、前記各独立排気通路（５２）を通過した排気が流入する混合管（５０）とを有する。各独立排気通路（５２）の下流端が束ねられた状態で混合管（５０）の上流端に接続される。混合管（５０）より下流の排気通路に空洞拡大室（８）が配設される。空洞拡大室（８）は、中速域において、排気弁（２０）の開弁により生じる排気の圧力波が空洞拡大室（８）で反射することにより生じる負圧波が自気筒（１２）の排気弁（２０）と吸気弁とのオーバーラップ期間中に排気ポート（１８）に到達する位置（距離Ｌ２）に配設されている。

Description

多気筒エンジンの排気装置
　本発明は、自動車等に搭載される多気筒エンジンの排気装置に関する。
　従来、自動車等に搭載される多気筒エンジンにおいて、トルクの向上を目的とした排気装置の開発が行なわれている。
　例えば、特許文献１には、排気順序が連続しない気筒の排気通路を束ねて、先細の排気管として集合させ、この絞り部分にエゼクタ効果を持たせて、気筒間の排気干渉を防止する技術が開示されている。
特開平０４－０３６０２３号公報（第４頁、第５頁、第３図）
　多気筒エンジンにおいて、広い回転域に亘ってトルクの向上を図り、トルクのワイドレンジ化を達成するためには、例えば３０００～３５００ｒｐｍ等の中回転域（中速域）における体積効率（ηＶ）の落ち込みを抑制することが重要な要素の１つである。
　そこで、本発明は、中速域における体積効率の落ち込みを抑制することが可能な多気筒エンジンの排気装置の提供を目的とする。
　前記課題を解決するために、本発明は、吸気ポート、排気ポート、吸気ポートを開閉可能な吸気弁、及び排気ポートを開閉可能な排気弁がそれぞれ備えられた気筒を複数有する多気筒エンジンの排気装置であって、１つの気筒又は排気順序が連続しない複数の気筒の排気ポートに上流端が接続された複数の独立排気通路と、前記各独立排気通路の下流端に接続され、前記各独立排気通路を通過した排気が流入する混合管とを有し、前記各独立排気通路の下流端が束ねられた状態で前記混合管に接続され、前記混合管より下流の排気通路に、流路断面積が拡大した空間部を有する空洞拡大室が配設され、各気筒の排気ポートにおける排気弁の着座位置から前記空洞拡大室の上流端までの距離が、エンジンの回転数が予め設定された第１の基準回転数以上でかつ第１の基準回転数よりも高い第２の基準回転数以下の中速域を少なくとも含む第１運転領域において、排気弁の開弁により生じる排気の圧力波が前記空洞拡大室に到達して反射することにより負圧波が生じ、この負圧波が、前記排気弁を開弁した自気筒の前記排気弁の開弁期間と吸気弁の開弁期間とが所定期間オーバーラップするオーバーラップ期間中に自気筒の排気ポートに到達する距離に設定されており、エンジンの回転数が前記第２の基準回転数以下の低・中速域を少なくとも含む所定の運転領域において、前記各気筒の排気弁の開弁期間と吸気弁の開弁期間とが所定期間オーバーラップすると共に、排気順序が連続する気筒間において先行の気筒の前記オーバーラップ期間中に後続の気筒の排気弁が開弁するように、各気筒の吸気弁及び排気弁を駆動する弁駆動手段が設けられていることを特徴とする多気筒エンジンの排気装置である。
　前記並びにその他の本発明の目的、特徴及び利点は、以下の詳細な記載と添付図面とから明らかになる。
本発明の実施形態に係る多気筒エンジンの排気装置の概略構成図である。 図１の要部拡大図である。 図２の要部側面図である。 図２のＩＶ－ＩＶ線断面図である。 図２のＶ－Ｖ線断面図である。 前記エンジンの各気筒の排気弁の開弁期間と吸気弁の開弁期間とが所定期間オーバーラップする説明図である。 前記吸気弁及び排気弁の開弁期間の説明図である。 前記エンジンの排気系の全体構成図である。 前記エンジンの運転領域の説明図である。 実施形態の作用（エンジン回転数と体積効率の向上との関係）の説明図である。 気筒とプリサイレンサ又はメインサイレンサとの間での圧力波が往復する状態を示す説明図である。 気筒の排気ポートに生じる圧力の変化を示すタイムチャートである。 実施形態の作用（プリサイレンサ又はメインサイレンサからの反射波の影響）の説明図である。 実施形態の作用（体積効率の向上）の説明図である。
　（１）全体構成
　図１は、本発明の実施形態に係る多気筒エンジンの排気装置１００の概略構成図、図２は、図１の要部拡大図、図３は、図２の要部側面図である（ただし独立排気通路５２ｂの図示が省略されている）。この装置１００は、シリンダヘッド９及びシリンダブロック（図示せず）を有するエンジン本体１と、エンジン制御用のＥＣＵ２と、エンジン本体１に接続される排気マニホールド５と、排気マニホールド５に接続される触媒装置６とを備えている。
　前記シリンダヘッド９及びシリンダブロックの内部にはピストンがそれぞれ嵌挿された複数（図例では４つ）の気筒１２が形成されている。本実施形態では、エンジン本体１は、直列４気筒のエンジンである。シリンダヘッド９及びシリンダブロックの内部には、４つの気筒１２が直列に並んだ状態で形成されている。具体的には、図１及び図２の右から順に、第１気筒１２ａ、第２気筒１２ｂ、第３気筒１２ｃ、第４気筒１２ｄが形成されている。シリンダヘッド９には、ピストンの上方に区画された燃焼室内に臨むようにそれぞれ点火プラグ１５が設置されている。
　エンジン本体１は４サイクルエンジンである。図６に示すように、各気筒１２ａ～１２ｄにおいて、１８０°ＣＡずつずれたタイミングで点火プラグ１５による点火が行われて、吸気行程、圧縮行程、膨張行程、排気行程の各行程がそれぞれ１８０°ＣＡずつずれたタイミングで行われる。本実施形態では、第１気筒１２ａ→第３気筒１２ｃ→第４気筒１２ｄ→第２気筒１２ｂの順に点火が行われ、この順に各行程が実施される。
　シリンダヘッド９には、それぞれ燃焼室に向かって開口する２つの吸気ポート１７及び２つの排気ポート１８が設けられている。吸気ポート１７は、各気筒１２内に吸気を導入するためのものである。排気ポート１８は、各気筒１２内から排気を排出するためのものである。各吸気ポート１７には、これら吸気ポート１７を開閉して吸気ポート１７と気筒１２内部とを連通又は遮断するための吸気弁１９が設けられている。各排気ポート１８には、これら排気ポート１８を開閉して排気ポート１８と気筒１２内部とを連通又は遮断するための排気弁２０が設けられている。吸気弁１９は、吸気弁駆動機構（弁駆動手段）３０で駆動されることにより、所定のタイミングで吸気ポート１７を開閉する。排気弁２０は、排気弁駆動機構（弁駆動手段）４０で駆動されることにより、所定のタイミングで排気ポート１８を開閉する。
　吸気弁駆動機構３０は、吸気弁１９に連結された吸気カムシャフト３１と吸気ＶＶＴ３２とを有している。吸気カムシャフト３１は、周知のチェーン及びスプロケット機構等の動力伝達機構を介してクランクシャフトに連結されており、クランクシャフトの回転に伴い回転して、吸気弁１９を開閉駆動する。吸気ＶＶＴ３２は、吸気弁１９のバルブタイミングを変更するためのものである。
　吸気ＶＶＴ３２は、吸気カムシャフト３１と、この吸気カムシャフト３１と同軸に配置されてクランクシャフトにより直接駆動される所定の被駆動軸との間の位相差を変更し、これによりクランクシャフトと前記吸気カムシャフト３１との間の位相差を変更することで、吸気弁１９のバルブタイミングを変更する。吸気ＶＶＴ３２の具体的構成としては、例えば、前記被駆動軸と前記吸気カムシャフト３１との間に周方向に並ぶ複数の液室を有し、これら液室間に圧力差を設けることで前記位相差を変更する液圧式機構や、前記被駆動軸と前記吸気カムシャフト３１との間に電磁石を配設し、前記電磁石に電力を付与することで前記位相差を変更する電磁式機構等が挙げられる。この吸気ＶＶＴ３２は、ＥＣＵ２で算出された吸気弁１９の目標バルブタイミングに基づいて前記位相差を変更する。
　各気筒１２の吸気ポート１７には、それぞれ吸気通路３が接続されている。各吸気通路３の上流端は、それぞれサージタンク３ａに接続されている。
　排気弁駆動機構４０は、吸気弁駆動機構３０と同様の構造を有している。すなわち、排気弁駆動機構４０は、排気弁２０及びクランクシャフトに連結された排気カムシャフト４１と、この排気カムシャフト４１とクランクシャフトとの位相差を変更することで、排気弁２０のバルブタイミングを変更する排気ＶＶＴ４２とを有している。排気ＶＶＴ４２は、ＥＣＵ２で算出された排気弁２０の目標バルブタイミングに基づいて前記位相差を変更する。そして、排気カムシャフト４１は、この位相差の下でクランクシャフトの回転に伴って回転して排気弁２０を前記目標バルブタイミングで開閉駆動する。
　本実施形態では、前記吸気ＶＶＴ３２及び排気ＶＶＴ４２は、吸気弁１９及び排気弁２０の開弁期間及びリフト量つまりバルブプロファイルをそれぞれ一定に保ったまま、吸気弁１９及び排気弁２０の開弁時期（図７に示す開弁開始時期）及び閉弁時期をそれぞれ変更する。
　また、本実施形態では、前記吸気弁１９及び排気弁２０の開弁時期（開弁開始時期）及び閉弁時期とは、それぞれ、図７に示すように、バルブの開弁付近及び閉弁付近においてバルブリフトの勾配が緩やかな部分（ランプ部）を除いた区間をバルブの開弁期間とした場合の開弁開始時期及び閉弁完了時期のことをいう。例えば、ランプ部の高さが０．４ｍｍである場合は、バルブリフトが０．４ｍｍに増大した時期又は減少した時期が、それぞれ開弁時期及び閉弁時期となる。
　（２）排気系の構成
　排気マニホールド５は、上流側から順に、３つの独立排気通路５２と、各独立排気通路５２の下流端に接続されて各独立排気通路５２を通過した排気が流入する混合管５０とを有する。前記混合管５０は、その軸芯上に、上流側から順に、下流側ほど流路断面積が小さくなる集合部５６と、前記集合部５６の下流端の流路断面積（混合管５０の最小流路断面積）を維持して下流側に延びるストレート部５７と、下流側ほど流路断面積が大きくなるディフューザー部５８とを備えている。
　前記各独立排気通路５２は、前記各気筒１２の排気ポート１８に上流端が接続されている。具体的には、前記気筒１２のうち第１気筒１２ａの排気ポート１８及び第４気筒１２ｄの排気ポート１８は、それぞれ個別に１つの独立排気通路５２ａ、５２ｄの上流端に接続されている。一方、排気行程が隣り合わず排気順序が連続しない第２気筒１２ｂの排気ポート１８と第３気筒１２ｃの排気ポート１８とは、構造を簡素化する観点から、共通の１つの独立排気通路５２ｂの上流端に接続されている。より詳細には、この第２気筒１２ｂの排気ポート１８と第３気筒１２ｃの排気ポート１８とに接続されている独立排気通路５２ｂは、その上流側において２つの通路に分離しており、その一方の上流端に前記第２気筒１２ｂの排気ポート１８が接続され、他方の上流端に前記第３気筒１２ｃの排気ポート１８が接続されている。
　本実施形態では、前記第２気筒１２ｂと前記第３気筒１２ｃとに対応する独立排気通路５２ｂは、これら気筒１２ｂ，１２ｃの間すなわちエンジン本体１の略中央部分と対向する位置において前記混合管５０の集合部５６に向かって延びている。一方、前記第１気筒１２ａ及び前記第４気筒１２ｄにそれぞれ対応する独立排気通路５２ａ、５２ｄは、各気筒１２ａ、１２ｄと対向する位置から湾曲しつつ前記混合管５０の集合部５６に向かって延びている。
　これら独立排気通路５２ａ、５２ｂ、５２ｄは、互いに独立しており、第１気筒１２ａから排出された排気と、第２気筒１２ｂ又は第３気筒１２ｃから排出された排気と、第４気筒１２ｄから排出された排気とは、互いに独立して各独立排気通路５２ａ、５２ｂ、５２ｄ内を通って下流側に排出される。各独立排気通路５２ａ、５２ｂ、５２ｄを通過した排気は前記混合管５０の集合部５６に流入する。
　前記各独立排気通路５２及び前記集合部５６は、各独立排気通路５２から高速で排気が噴出されてこの排気が高速で前記集合部５６内に流入するのに伴い、この高速の排気の周囲に発生した混合管５０内の負圧作用すなわちエゼクタ効果によって隣接する他の独立排気通路５２及びこの独立排気通路５２と連通する排気ポート１８内に負圧が生成され、この排気ポート１８内の排気が下流側に吸い出されるような形状を有している。
　具体的には、前記集合部５６は、前記各独立排気通路５２から排出された排気が高い速度を維持したまま下流側に流れるよう、下流側に向かうほどその流路断面積が小さくなる形状を有している。本実施形態では、排気の速度をより高めるべく前記集合部５６の下流端の流路断面積は、前記各独立排気通路５２の下流端の流路断面積の合計よりも小さく設定されている。本実施形態では、この集合部５６は、下流側に向かうに従って縮径する逆円錐台形状（漏斗形状）を有している。
　このように、前記集合部５６及びストレート部５７においては、下流側の流路断面積の方が上流側の流路断面積よりも小さい。そのため、排気は前記集合部５６及びストレート部５７を高速で通過する。この通過時に、排気の圧力及び温度は低下する。そのため、前記集合部５６及びストレート部５７において、排気の外部への放熱量は小さく抑えられる。そして、このストレート部５７を通過した排気は、下流に向かうに従って流路断面積が拡大するディフューザー部５８に流入することにより、排気の圧力及び温度が回復し、高い温度を維持したまま下流側の触媒装置６に排出される。
　触媒装置６は、エンジン本体１から排出された排気を浄化するための装置である。この触媒装置６は、触媒本体（触媒担体）６４と、この触媒本体６４を収容する触媒ケース６２とを備えている。触媒ケース６２は、排気の流通方向と平行に延びる略円筒状を有している。触媒本体６４は、排気中の有害成分を浄化するためのものであり、理論空燃比の雰囲気下で三元触媒機能を有する。この触媒本体６４は、例えば、三元触媒を含有する。
　前記触媒本体６４は、前記触媒ケース６２の排気流通方向の中央の拡径部分に収容されている。触媒ケース６２の上流端には所定の空間が形成されている。前記混合管５０のディフューザー部５８の下流端は前記触媒ケース６２の上流端に接続されている。ディフューザー部５８から排出された排気は前記触媒ケース６２の上流端に流入した後、触媒本体６４側へ進行する。
　前述のように、混合管５０のディフューザー部５８からは、高い温度の排気が下流側に排出される。そのため、混合管５０に直接に触媒装置６が接続されていることで、触媒装置６内には相対的に高温の排気が流入し、これにより、触媒本体６４は早期に活性化され、また、触媒本体６４の活性状態が確実に維持される。この触媒装置６は、「直キャタ」と称される。
　一方、前記各独立排気通路５２の下流部は、排気が各独立排気通路５２から高速で前記集合部５６内に噴出されるよう、下流に向かうほどその流路断面積が小さくなる形状を有している。本実施形態では、図４に示すように、各独立排気通路５２は、略楕円形断面を有する上流側部分（仮想線）から下流に向かうに従ってその断面積が縮小されており、その下流端では上流側部分の楕円形断面積の略１／３の断面積（流路断面積）となる扇形となっている。そして、図５に示すように、これら独立排気通路５２は、扇形をなす各下流端が、互いに隣接して全体として略円形断面を形成するように集合して前記集合部５６の上流端に接続されている（図１、図２参照）。
　すなわち、前記混合管５０の軸芯と直交する方向における各独立排気通路５２の下流端の断面形状が互いに同じ略扇形に形成され（図４、図５参照）、前記扇形が集合して略円が形成されるように各独立排気通路５２の下流端が束ねられた状態で各独立排気通路５２の下流端が前記混合管５０の集合部５６の上流端に接続されている。
　図８に示すように、直キャタ６の下流には、第２の触媒装置７が配設されている。この第２の触媒装置７は、直キャタ６と同様、エンジン本体１から排出された排気を浄化するための装置である。詳しくは図示しないが、この触媒装置７もまた、三元触媒を含有する触媒本体（触媒担体）と、この触媒本体を収容する触媒ケースとを備えている。触媒ケースは、排気の流通方向と平行に延びる略円筒状を有している。この触媒装置７は、「アンダーフットキャタ」と称される。
　（３）本実施形態の特徴
　図８に示すように、アンダーフットキャタ７の下流に、プリサイレンサ８が配設されている。プリサイレンサ８は、内部に、流路断面積が拡大した空間部を有する構造である（すなわち空洞拡大室である）。本実施形態では、プリサイレンサ８の内部空間部の容積は、直キャタ６の触媒ケース６２の中央拡径部分の内部空間部の容積や、アンダーフットキャタ７の触媒ケースの中央拡径部分の内部空間部の容積よりも大きい容積に設定されている。
　図８に示すように、プリサイレンサ８の下流に、メインサイレンサ１０が配設されている。メインサイレンサ１０は、排気系の最後部に配設されている。メインサイレンサ１０は、内部に、流路断面積が拡大した空間部を有する構造である。本実施形態では、メインサイレンサ１０の内部空間部の容積は、プリサイレンサ８の内部空間部の容積や、直キャタ６の触媒ケース６２の中央拡径部分の内部空間部の容積や、アンダーフットキャタ７の触媒ケースの中央拡径部分の内部空間部の容積よりも大きい容積に設定されている。
　すなわち、混合管５０より下流の排気通路に触媒装置６，７の触媒ケースが配設され、前記触媒ケースより下流の排気通路にプリサイレンサ８が配設され、前記プリサイレンサ８より下流の排気通路にメインサイレンサ１０が配設されている。
　図８から明らかなように、本実施形態では、前記混合管５０より下流の排気通路に、触媒担体を収容する触媒装置６，７の触媒ケースが配設され、前記触媒ケースより下流の排気通路に、プリサイレンサ８が配設され、前記プリサイレンサ８の上流側に接続される排気通路の流路断面積に対する前記プリサイレンサ８の流路断面積の拡大率をＡとし、前記触媒ケースの上流側に接続される排気通路の流路断面積に対する前記触媒ケースの流路断面積の拡大率をＢとしたときに、Ａ＞Ｂに設定されている。
　ここで、前記拡大率Ａは、（プリサイレンサ８の流路断面積／プリサイレンサ８の上流側に接続される排気通路の流路断面積）で表され、前記拡大率Ｂは、（触媒ケースの流路断面積／触媒ケースの上流側に接続される排気通路の流路断面積）で表される。
　本実施形態では、各気筒１２の排気ポート１８における排気弁２０の着座位置（排気ポート１８が気筒１２を臨む開口）から各独立排気通路１２の下流端（混合管５０の集合部５６の上流端）までの距離Ｌ１が５００ｍｍ以下、好ましくは４００ｍｍ以下、より好ましくは３００ｍｍ以下に設定されている。
　また、本実施形態では、各気筒１２の排気ポート１８における排気弁２０の着座位置から前記プリサイレンサ８の上流端までの距離Ｌ２が１６００ｍｍ～２０００ｍｍ、好ましくは１８００ｍｍ程度に設定されている。
　また、本実施形態では、各気筒１２の排気ポート１８における排気弁２０の着座位置から前記メインサイレンサ１０の上流端までの距離Ｌ３が３８００ｍｍ～４２００ｍｍ、好ましくは４０００ｍｍ程度に設定されている。
　本実施形態において、前記混合管５０より下流の排気通路に、流路断面積が拡大した空間部を有するプリサイレンサ８を配設し、前記プリサイレンサ８より下流の排気通路に、流路断面積が拡大した空間部を有するメインサイレンサ１０を配設した理由は、およそ次のようである。
　まず、本実施形態においては、図９に示すように、エンジン回転数が予め設定された第１の基準回転数Ｎｅ１以上でかつ第１の基準回転数Ｎｅ１よりも高い予め設定された第２の基準回転数Ｎｅ２以下の領域が第１運転領域（ｉ）、エンジン回転数が前記第１の基準回転数Ｎｅ１未満の領域が第２運転領域（ｉｉ）、エンジン回転数が前記第２の基準回転数Ｎｅ２を超える領域が第３運転領域（ｉｉｉ）と設定されている。
　前記第１の基準回転数Ｎｅ１は、例えば２５００ｒｐｍ～３０００ｒｐｍとされ、前記第２の基準回転数Ｎｅ２は、例えば３５００ｒｐｍ～４０００ｒｐｍとされる。そして、第１運転領域（ｉ）は中速域、第２運転領域（ｉｉ）は低速域、第３運転領域（ｉｉｉ）は高速域とされる。さらに、エンジン回転数が例えば１２００ｒｐｍ未満の第４運転領域（ｉｖ）は極低速域とされる。
　前記低速域（ｉｉ）及び中速域（ｉ）において、図６に示すように、前記各気筒１２の排気弁２０の開弁期間と吸気弁１９の開弁期間とが吸気上死点（ＴＤＣ）を挟んでオーバーラップし、かつ、排気順序が連続する気筒１２，１２間において、一方の気筒（先行する気筒）１２のオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に、他方の気筒（後続の気筒）１２の排気弁２０が開弁を開始するように設定されている。具体的には、図６に示すように、第１気筒１２ａの排気弁２０と吸気弁１９とがオーバーラップしている期間中に第３気筒１２ｃの排気弁２０が開弁し、第３気筒１２ｃの排気弁２０と吸気弁１９とがオーバーラップしている期間中に第４気筒１２ｄの排気弁２０が開弁し、第４気筒１２ｄの排気弁２０と吸気弁１９とがオーバーラップしている期間中に第２気筒１２ｂの排気弁２０が開弁し、第２気筒１２ｂの排気弁２０と吸気弁１９とがオーバーラップしている期間中に第１気筒１２ａの排気弁２０が開弁するように設定されている。
　つまり、ＥＣＵ２は、前記低・中速域（ｉｉ）（ｉ）において、各気筒１２の排気弁２０の開弁期間と吸気弁１９の開弁期間とが所定期間オーバーラップすると共に、排気順序が連続する気筒１２，１２間において先行の気筒１２の前記オーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に後続の気筒１２の排気弁２０が開弁するように、吸気弁駆動機構３０及び排気弁駆動機構４０を制御する。
　これにより、排気行程気筒１２の排気弁２０が開弁してブローダウンガスがこの排気行程気筒１２から独立排気通路５２を通って集合部５６に高速で噴出されるのに伴い、エゼクタ効果によりオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中の吸気行程気筒１２の排気ポート１８内に負圧が生成される。そのため、前記エゼクタ効果がオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中の吸気行程気筒１２の排気ポート１８だけでなく、吸気行程気筒１２から吸気行程気筒１２の吸気ポート１７にまで及び、このオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中の吸気行程気筒１２内の掃気がより一層促進される。
　その結果、図１０に実線で示すように、少なくとも、エンジン回転数が相対的に低い（例えば１２００ｒｐｍ以上、２５００ｒｐｍ～３０００ｒｐｍ未満）低速域（ｉｉ）及びエンジン回転数が例えば２５００ｒｐｍ～３０００ｒｐｍ以上、３５００ｒｐｍ～４０００ｒｐｍ以下の中速域（ｉ）においては、本実施形態に係る多気筒エンジンは、エゼクタ効果によって、体積効率（ηＶ）の向上が図られる。
　このような低・中速域（ｉｉ）（ｉ）におけるエゼクタ効果が十分良好に発揮されるように、前記図８に示した距離Ｌ１が５００ｍｍ以下、好ましくは４００ｍｍ以下、より好ましくは３００ｍｍ以下に設定されているのである。
　本実施形態においては、吸気系は、前述したように（図１参照）、各気筒１２の吸気ポート１７に吸気通路３が接続され、各吸気通路３の上流端にサージタンク３ａが接続されている。そして、前記高速域（ｉｉｉ）において、吸気弁１９の開弁により生じる吸気の負圧波の反射により生じる正圧波が前記吸気弁１９の閉弁直前に吸気ポート１７に到達するように、前記吸気系が設定されている。例えば、吸気弁１９の開弁により生じる吸気の負圧波が吸気ポート１７から吸気通路３を通ってサージタンク３ａに到達し、到達した負圧波の一部がサージタンク３ａを通過し、一部がサージタンク３ａで正圧波に反転し、反転した正圧波が反射して、自気筒１２の吸気弁１９の閉弁直前に吸気ポート１７に到達するように、吸気通路３の長さ、吸気通路３の径、サージタンク３ａの容積等が設定されているのである。
　その結果、図１０に一点鎖線で示すように、エンジン回転数が相対的に高い（例えば３５００ｒｐｍ～４０００ｒｐｍ超え）高速域（ｉｉｉ）においては、本実施形態に係る多気筒エンジンは、吸気の慣性過給効果によって、体積効率（ηＶ）の向上が図られる。
　ところで、各気筒１２において、排気弁２０の開弁直後には、ブローダウンによる高い圧力波（正圧波）が生じ、それによって排気マニホールド５及び排気マニホールド５より下流の排気通路内に排気脈動が生じる。この排気脈動は、図１１に示すように、気筒１２と、空洞拡大室であるプリサイレンサ８又はメインサイレンサ１０との間で、圧力波の一部が反射し合い、往復する現象である。圧力波がプリサイレンサ８又はメインサイレンサ１０で反射する際には、正圧と負圧との反転が起こり、排気ポート１８には負圧波と正圧波が交互に到達する。具体的には、１往復目の１次反射波、３往復目の３次反射波、５往復目の５次反射波、…は負圧波となり、２往復目の２次反射波、４往復目の４次反射波、６往復目の６次反射波、…は正圧波となる。そのため、排気ポート１８に作用する圧力は、図１２に示すように、交互に負圧と正圧とに変化しつつ、圧力波の往復が繰り返されるに伴い減衰する。そして、このような排気脈動における負圧波が、前記図６に示したようなオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に排気ポート１８に到達すれば、気筒１２内から排気を吸い出して掃気性を高める作用が得られる。
　図１３は、エンジン回転数が前記極低速域（ｉｖ）に属する１１００ｒｐｍ、エンジン回転数が前記低速域（ｉｉ）に属する２２００ｒｐｍ、エンジン回転数が前記中速域（ｉ）に属する３３００ｒｐｍにおいて、排気弁２０の開弁によるブローダウンにより生じる正圧波（ｃ）がプリサイレンサ８で反射することにより生じる１次負圧波（ａ）、プリサイレンサ８で反射することにより生じる２次正圧波（ｂ）、メインサイレンサ１０で反射することにより生じる１次負圧波（ｄ）、メインサイレンサ１０で反射することにより生じる２次正圧波（ｅ）が、どのようなタイミングで自気筒１２の排気ポート１８に到達するかを示す説明図（横軸はクランク角ＣＡ）である。なお、メインサイレンサ１０の１次負圧波（ｄ）及び２次正圧波（ｅ）については、気筒１２とメインサイレンサ１０との間にプリサイレンサ８がない場合を実線で示し、プリサイレンサ８がある場合を鎖線で示した。図示したように、プリサイレンサ８がある場合（鎖線）は、ない場合（実線）に比べて、メインサイレンサ１０の反射波（ｄ）（ｅ）の振幅が小さくなっているが、この理由は後述する。
　低速域（ｉｉ）では、メインサイレンサ１０での反射による１次負圧波（ｄ）が自気筒１２のオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に排気ポート１８に到達するが、プリサイレンサ８での反射による２次正圧波（ｂ）もまた自気筒１２のオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に排気ポート１８に到達するので、自気筒１２内から排気を吸い出して掃気性を高める作用は大きくは得られない。
　その結果、図１０に点線Ｘで示すように、エンジン回転数が相対的に低い（例えば１２００ｒｐｍ以上、２５００ｒｐｍ～３０００ｒｐｍ未満）低速域（ｉｉ）においては、本実施形態に係る多気筒エンジンは、メインサイレンサ１０の反射波の影響による体積効率（ηＶ）の向上は大きくは図られない。なお、図１０において、破線は、プリサイレンサ８がない場合のメインサイレンサ１０の反射波の影響を示し、点線Ｘは、プリサイレンサ８がある場合のメインサイレンサ１０の反射波の影響を示す。
　中速域（ｉ）では、プリサイレンサ８での反射による１次負圧波（ａ）のみが自気筒１２のオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に排気ポート１８に到達するので、自気筒１２内から排気を吸い出して掃気性を高める作用が大きく得られる。
　その結果、図１０に二点鎖線で示すように、エンジン回転数が相対的に中程度の（例えば２５００ｒｐｍ～３０００ｒｐｍ以上、３５００ｒｐｍ～４０００ｒｐｍ以下）中速域（ｉ）においては、本実施形態に係る多気筒エンジンは、プリサイレンサ８の１次負圧波（反射波）によって、体積効率（ηＶ）の向上が図られる。
　極低速域（ｉｖ）では、メインサイレンサ１０での反射による２次正圧波（ｅ）のみが自気筒１２のオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に排気ポート１８に到達する。しかし、後述するように、プリサイレンサ８を設けたことにより、メインサイレンサ１０のみを配設した場合に比べて、前記２次正圧波（ｅ）の振幅が小さくなり、結果として、自気筒１２内から排気を吸い出して掃気性を高める作用が増える。
　その結果、図１０に点線Ｘで示すように、エンジン回転数が相対的に非常に低い（例えば１２００ｒｐｍ未満）極低速域（ｉｖ）においては、本実施形態に係る多気筒エンジンは、プリサイレンサ８を設けたことでメインサイレンサ１０の圧力波が小さくなったことにより、メインサイレンサ１０のみを配設した場合に比べて、体積効率（ηＶ）の向上が図られる。この理由は後述する。
　このような極低速域（ｉｖ）、低速域（ｉｉ）及び中速域（ｉ）におけるプリサイレンサ８やメインサイレンサ１０の負圧波（反射波）の効果が十分良好に発揮されるように、前記図８に示した距離Ｌ２が１６００ｍｍ～２０００ｍｍ、好ましくは１８００ｍｍ程度に設定され、前記図８に示した距離Ｌ３が３８００ｍｍ～４２００ｍｍ、好ましくは４０００ｍｍ程度に設定されているのである。
　実機試験として、図８に示す排気系において、前記距離Ｌ３を４０００ｍｍとしてメインサイレンサ１０のみを配設した場合（図１４の□マーク）と、このメインサイレンサ１０に加えて、前記距離Ｌ２を１８００ｍｍとしてプリサイレンサ８も併せて配設した場合（図１４の◆マーク）とで、１０００ｒｐｍ～６０００ｒｐｍの範囲で、体積効率（ηＶ）がどのように変化するかを調べた。結果を図１４に示す。なお、この図１４に示す体積効率（ηＶ）は、全て、前記エゼクタ効果及び前記吸気の慣性過給効果が反映された値である。
　図１４から明らかなように、メインサイレンサ１０のみの場合に比べて、プリサイレンサ８を併設した場合は、３０００ｒｐｍ～４０００ｒｐｍの中速域において体積効率（ηＶ）が向上し、１０００ｒｐｍの極低速域において体積効率（ηＶ）が向上した。これは、中速域においては、プリサイレンサ８の１次負圧波（ａ）の反射効果が発揮されたから、極低速域においては、プリサイレンサ８を設けたことでメインサイレンサ１０の圧力波が小さくなったから、と考察される。
　すなわち、図１０に符号Ｘで示したように、プリサイレンサ８を設けた場合（点線）は、プリサイレンサ８を設けない場合（破線）に比べて、メインサイレンサ１０の反射波の影響が平坦になる。その結果、メインサイレンサ１０の反射波の影響が１０００ｒｐｍ付近では改善し、２０００ｒｐｍ付近では低下する（３０００ｒｐｍ付近ではあまり変化がない）。メインサイレンサ１０の反射波の影響が１０００ｒｐｍ付近で改善する理由は、およそ次のようなものであると考えられる。気筒１２とメインサイレンサ１０との間にプリサイレンサ８がないときは、ブローダウンにより生じる正圧波の全てがメインサイレンサ１０で反射する。しかし、気筒１２とメインサイレンサ１０との間にプリサイレンサ８があるときは、ブローダウンにより生じる正圧波の一部がプリサイレンサ８で反射し、残りがプリサイレンサ８を透過してメインサイレンサ１０で反射する。プリサイレンサ８を透過した圧力波（透過波）は振幅が小さくなる。そのため、メインサイレンサ１０に到達した圧力波（透過波）は振幅が小さくなっており、メインサイレンサ１０での反射波も振幅が小さくなる。その結果、プリサイレンサ８があるときは、ないときに比べて、メインサイレンサ１０の反射波の影響が小さくなる。その結果、図１３の極低速域（ｉｖ）に示したように、プリサイレンサ８があるときは、ないときに比べて、メインサイレンサ１０の２次正圧波（ｅ）の振幅が小さくなって、結果として、メインサイレンサ１０の反射波の影響が１０００ｒｐｍ付近の極低速域（ｉｖ）で改善するのである。
　なお、１５００ｒｐｍ～２０００ｒｐｍの低速域においては、プリサイレンサ８を併設した場合は、メインサイレンサ１０のみの場合に比べて、体積効率（ηＶ）の低下が見られた。これは、プリサイレンサ８の２次正圧波（ｂ）が自気筒１２のオーバーラップ期間中に排気ポート１８に到達したから、と考察される。しかしながら、この領域では、吸気弁１９から入った新気が排気弁２０から出ていく過剰掃気状態となっているため、体積効率（ηＶ）が低下しても、筒内に実際に残る新気の量の低下（トルクの低下）は小さいと考えられる。
　（４）本実施形態の作用
　本実施形態では、吸気ポート１７、排気ポート１８、吸気ポート１７を開閉可能な吸気弁１９、及び排気ポート１８を開閉可能な排気弁２０がそれぞれ備えられた気筒１２を複数有する多気筒エンジンの排気装置１００が提供される。前記排気装置１００は、１つの気筒１２又は排気順序が連続しない複数の気筒１２の排気ポート１８に上流端が接続された複数の独立排気通路５２と、前記各独立排気通路５２の下流端に接続され、前記各独立排気通路５２を通過した排気が流入する混合管５０とを有している。前記各独立排気通路５２の下流端が束ねられた状態で前記混合管５０に接続されている。所定の運転領域（低速域（ｉｉ）及び中速域（ｉ））において、前記各気筒１２の排気弁２０の開弁期間と吸気弁１９の開弁期間とが所定期間オーバーラップすると共に、排気順序が連続する気筒１２，１２間において先行の気筒１２の前記オーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に後続の気筒１２の排気弁２０が開弁するように、各気筒１２の吸気弁１９及び排気弁２０を駆動する弁駆動手段３０，４０が設けられている。前記混合管５０より下流の排気通路に、流路断面積が拡大した空間部を有するプリサイレンサ８が配設され、各気筒１２の排気ポート１８における排気弁２０の着座位置から前記プリサイレンサ８の上流端までの距離Ｌ２が、エンジンの回転数が予め設定された第１の基準回転数Ｎｅ１以上でかつ第１の基準回転数Ｎｅ１よりも高い予め設定された第２の基準回転数Ｎｅ２以下の中速域（ｉ）において、排気弁２０の開弁により生じる排気の圧力波（ｃ）が前記プリサイレンサ８に到達して反射することにより負圧波（ａ）が生じ、この負圧波（ａ）が、前記排気弁２０を開弁した自気筒１２の前記排気弁２０の開弁期間と吸気弁１９の開弁期間とが所定期間オーバーラップするオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に自気筒１２の排気ポート１８に到達する距離Ｌ２に設定されている。
　本実施形態によれば、各独立排気通路５２を通過した排気が混合管５０に流入することにより混合管５０内に負圧が発生し、この負圧により、他の独立排気通路５２ないしこれと連通する他の気筒１２の排気ポート１８内の排気が下流側に吸い出されるエゼクタ効果が得られる。その際、エンジン回転数が第２基準回転数Ｎｅ２以下の所定の運転領域（低速域（ｉｉ）及び中速域（ｉ））では、各気筒１２の排気弁２０と吸気弁１９とが共に開いた状態となるオーバーラップ期間が設けられ、排気順序が連続する気筒１２，１２間において先行の気筒１２のオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に後続の気筒１２の排気弁２０が開弁するので、前記エゼクタ効果がオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中の先行気筒１２の吸気ポート１９にまで及び、これにより、先行気筒１２の掃気がより一層促進され、体積効率（ηＶ）のより一層の向上、ひいてはトルクのより一層の向上が図られる。
　その上で、本実施形態によれば、前記混合管５０より下流の排気通路にプリサイレンサ８が配設され、少なくともエンジン回転数が第１基準回転数Ｎｅ１～第２基準回転数Ｎｅ２である第１運転領域（中速域（ｉ））において、排気弁２０の開弁により生じる排気の圧力波（ｃ）が前記プリサイレンサ８に到達して反射することにより負圧波（ａ）が生じ、この負圧波（ａ）が、前記排気弁２０を開弁した自気筒１２の前記オーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に自気筒１２の排気ポート１８に到達するので、この負圧波（ａ）による吸い出し効果によって、中速域（ｉ）において体積効率（ηＶ）が向上し、中速域（ｉ）における体積効率（ηＶ）の落ち込みを抑制することが可能となる。
　本実施形態では、前記混合管５０より下流の排気通路の相対的に上流側にプリサイレンサ８が配設され、相対的に下流側にメインサイレンサ１０が配設され、各気筒１２の排気ポート１８における排気弁２０の着座位置から前記メインサイレンサ１０の上流端までの距離Ｌ３が、エンジンの回転数が前記第１の基準回転数Ｎｅ１未満の第２運転領域（低速域（ｉｉ））において、排気弁２０の開弁により生じる排気の圧力波（ｃ）が前記メインサイレンサ１０に到達して反射することにより負圧波（ｄ）が生じ、この負圧波（ｄ）が、前記排気弁２０を開弁した自気筒１２の前記オーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に自気筒１２の排気ポート１８に到達する距離Ｌ３に設定されている。
　これにより、プリサイレンサ８によって、前記中速域（ｉ）における体積効率（ηＶ）の落ち込みが抑制されると共に、メインサイレンサ１０によって、少なくともエンジン回転数が前記第１基準回転数Ｎｅ１未満である低速域（ｉｉ）における体積効率（ηＶ）の落ち込みが抑制される。そのため、トルクのワイドレンジ化が達成され、広い回転域に亘って走り易いトルクが確保される。
　本実施形態では、エンジンの回転数が前記第２の基準回転数Ｎｅ２を超える第３運転領域（高速域（ｉｉｉ））において、吸気弁１９の開弁により生じる吸気の負圧波の反射により生じる正圧波が前記吸気弁１９の閉弁直前に吸気ポート１７に到達するように吸気系が設定されている。
　これにより、吸気の慣性過給効果によって、少なくともエンジン回転数が前記第２基準回転数Ｎｅ２を超える高速域（ｉｉｉ）における体積効率（ηＶ）の落ち込みが抑制される。そのため、トルクのより一層のワイドレンジ化が達成され、より一層広い回転域に亘って走り易いトルクが確保される。
　本実施形態では、各気筒１２の排気ポート１８における排気弁２０の着座位置から各独立排気通路５２の下流端までの距離Ｌ１が５００ｍｍ以下に設定されている。
　これにより、低速域（ｉｉ）及び中速域（ｉ）において、各気筒１２から排出され、各独立排気通路５２を通過した排気が混合管５０に流入することにより混合管５０内に十分な負圧が発生し、前記エゼクタ効果が十分良好に発揮される。
　本実施形態では、各気筒１２の排気ポート１８における排気弁２０の着座位置から前記プリサイレンサ８までの距離Ｌ２が１６００ｍｍ～２０００ｍｍに設定されている。
　これにより、極低速域（ｉｖ）及び中速域（ｉ）において、プリサイレンサ８の負圧波（反射波）の効果が十分良好に発揮される。
　本実施形態では、各気筒１２の排気ポート１８における排気弁２０の着座位置から前記メインサイレンサ１０までの距離Ｌ３が３８００ｍｍ～４２００ｍｍに設定されている。
　これにより、低速域（ｉｉ）において、メインサイレンサ１０の負圧波（反射波）の効果が十分良好に発揮される。
　本実施形態では、前記混合管５０より下流の排気通路に、触媒担体を収容する触媒装置６，７の触媒ケースが配設され、前記触媒ケースより下流の排気通路に、前記プリサイレンサ８が配設され、前記プリサイレンサ８の上流側に接続される排気通路の流路断面積に対する前記プリサイレンサ８の流路断面積の拡大率をＡとし、前記触媒ケースの上流側に接続される排気通路の流路断面積に対する前記触媒ケースの流路断面積の拡大率をＢとしたときに、Ａ＞Ｂに設定されている。
　これにより、プリサイレンサ８と、その上流に配設された触媒装置６，７の触媒ケースとにおいて、プリサイレンサ８側の流路断面積の拡大率Ａが、触媒ケース側の流路断面積の拡大率Ｂよりも大きいので、触媒ケースでの反射波が少なく、プリサイレンサ８での反射波が多くなる。そのため、プリサイレンサ８の上流に触媒ケースが配設されていても、プリサイレンサ８の反射波の影響が確保される。
　本実施形態の技術的特徴をまとめると下記のようになる。
　本実施形態は、吸気ポート１７、排気ポート１８、吸気ポート１７を開閉可能な吸気弁１９、及び排気ポート１８を開閉可能な排気弁２０がそれぞれ備えられた気筒１２を複数有する多気筒エンジンの排気装置１００であって、１つの気筒１２又は排気順序が連続しない複数の気筒１２の排気ポート１８に上流端が接続された複数の独立排気通路５２と、前記各独立排気通路５２の下流端に接続され、前記各独立排気通路５２を通過した排気が流入する混合管５０とを有し、前記各独立排気通路５２の下流端が束ねられた状態で前記混合管５０に接続され、前記混合管５０より下流の排気通路に、流路断面積が拡大した空間部を有する空洞拡大室８が配設され、各気筒１２の排気ポート１８における排気弁２０の着座位置から前記空洞拡大室８の上流端までの距離Ｌ２が、エンジンの回転数が予め設定された第１の基準回転数Ｎｅ１以上でかつ第１の基準回転数Ｎｅ１よりも高い第２の基準回転数Ｎｅ２以下の中速域（ｉ）を少なくとも含む第１運転領域（ｉ）において、排気弁２０の開弁により生じる排気の圧力波（ｃ）が前記空洞拡大室８に到達して反射することにより負圧波（ａ）が生じ、この負圧波（ａ）が、前記排気弁２０を開弁した自気筒１２の前記排気弁２０の開弁期間と吸気弁１９の開弁期間とが所定期間オーバーラップするオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に自気筒１２の排気ポート１８に到達する距離Ｌ２に設定されており、エンジンの回転数が前記第２の基準回転数Ｎｅ２以下の低・中速域（ｉｉ）（ｉ）を少なくとも含む所定の運転領域（ｉｉ）（ｉ）において、前記各気筒１２の排気弁２０の開弁期間と吸気弁１９の開弁期間とが所定期間オーバーラップすると共に、排気順序が連続する気筒１２，１２間において先行の気筒１２の前記オーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に後続の気筒１２の排気弁２０が開弁するように、各気筒１２の吸気弁１９及び排気弁２０を駆動する弁駆動手段３０，４０が設けられていることを特徴とする多気筒エンジンの排気装置１００を開示する。
　本実施形態によれば、各独立排気通路５２を通過した排気が混合管５０に流入することにより混合管５０内に負圧が発生し、この負圧により、他の独立排気通路５２ないしこれと連通する他の気筒１２の排気ポート１８内の排気が下流側に吸い出されるエゼクタ効果が得られる。その際、エンジン回転数が第２基準回転数Ｎｅ２以下の低・中速域（ｉｉ）（ｉ）を少なくとも含む所定の運転領域（ｉｉ）（ｉ）では、各気筒１２の排気弁２０と吸気弁１９とが共に開いた状態となるオーバーラップ期間が設けられ、排気順序が連続する気筒１２，１２間において先行の気筒１２のオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に後続の気筒１２の排気弁２０が開弁するので、前記エゼクタ効果がオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中の先行気筒１２の吸気ポート１９にまで及び、これにより、先行気筒１２の掃気がより一層促進され、体積効率（ηＶ）のより一層の向上、ひいてはトルクのより一層の向上が図られる。
　その上で、本実施形態によれば、前記混合管５０より下流の排気通路に空洞拡大室８が配設され、少なくともエンジン回転数が第１基準回転数Ｎｅ１～第２基準回転数Ｎｅ２である中速域（ｉ）において、排気弁２０の開弁により生じる排気の圧力波（ｃ）が前記空洞拡大室８に到達して反射することにより負圧波（ａ）が生じ、この負圧波（ａ）が、前記排気弁２０を開弁した自気筒１２の前記オーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に自気筒１２の排気ポート１８に到達するので、この負圧波（ａ）による吸い出し効果によって、中速域（ｉ）において体積効率（ηＶ）が向上し、中速域（ｉ）における体積効率（ηＶ）の落ち込みを抑制することが可能となる。
　本実施形態は、前記混合管５０より下流の排気通路の相対的に上流側にプリサイレンサ８が配設され、相対的に下流側にメインサイレンサ１０が配設され、前記空洞拡大室８は、前記プリサイレンサ８であり、各気筒１２の排気ポート１８における排気弁２０の着座位置から前記メインサイレンサ１０の上流端までの距離Ｌ３が、エンジンの回転数が前記第１の基準回転数Ｎｅ１未満の低速域（ｉｉ）を少なくとも含む第２運転領域（ｉｉ）において、排気弁２０の開弁により生じる排気の圧力波（ｃ）が前記メインサイレンサ１０に到達して反射することにより負圧波（ｄ）が生じ、この負圧波（ｄ）が、前記排気弁２０を開弁した自気筒１２の前記排気弁２０の開弁期間と吸気弁１９の開弁期間とが所定期間オーバーラップするオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌ中に自気筒１２の排気ポート１８に到達する距離Ｌ３に設定されていることを開示する。
　本実施形態によれば、プリサイレンサ８によって、前記吸気の慣性過給効果がマイナスになる（つまり、前記吸気弁１９の閉弁直前に吸気ポート１７に到達する圧力波がタイミングが合わないことで負圧波が作用するようになる）前記中速域（ｉ）において、体積効率（ηＶ）の落ち込みが抑制され、メインサイレンサ１０によって、少なくともエンジン回転数が前記第１基準回転数Ｎｅ１未満である低速域（ｉｉ）における体積効率（ηＶ）の落ち込みが抑制される。そのため、トルクのワイドレンジ化が達成され、広い回転域に亘って走り易いトルクが確保される。
　本実施形態は、エンジンの回転数が前記第２の基準回転数Ｎｅ２を超える高速域（ｉｉｉ）を少なくとも含む第３運転領域（ｉｉｉ）において、吸気弁１９の開弁により生じる吸気の負圧波の反射により生じる正圧波が前記吸気弁１９の閉弁直前に吸気ポート１７に到達するように吸気系が設定されていることを開示する。
　本実施形態によれば、吸気の慣性過給効果によって、少なくともエンジン回転数が前記第２基準回転数Ｎｅ２を超える高速域（ｉｉｉ）における体積効率（ηＶ）の落ち込みが抑制される。そのため、トルクのより一層のワイドレンジ化が達成され、より一層広い回転域に亘って走り易いトルクが確保される。
　本実施形態は、各気筒１２の排気ポート１８における排気弁２０の着座位置から各独立排気通路５２の下流端までの距離Ｌ１が５００ｍｍ以下に設定されていることを開示する。
　本実施形態によれば、各気筒１２から排出され、各独立排気通路５２を通過した排気が混合管５０に流入することにより混合管５０内に十分な負圧が発生し、前記エゼクタ効果が十分良好に発揮される。
　本実施形態は、前記混合管５０より下流の排気通路に、触媒担体を収容する触媒ケースが配設され、前記触媒ケースより下流の排気通路に、前記空洞拡大室８が配設され、前記空洞拡大室８の上流側に接続される排気通路の流路断面積に対する前記空洞拡大室８の流路断面積の拡大率をＡとし、前記触媒ケースの上流側に接続される排気通路の流路断面積に対する前記触媒ケースの流路断面積の拡大率をＢとしたときに、Ａ＞Ｂに設定されていることを開示する。
　本実施形態によれば、空洞拡大室８と、その上流に配設された触媒ケースとにおいて、空洞拡大室８側の流路断面積の拡大率Ａが、触媒ケース側の流路断面積の拡大率Ｂよりも大きいので、触媒ケースでの反射波が少なく、空洞拡大室８での反射波が多くなる。そのため、空洞拡大室８の上流に触媒ケースが配設されていても、空洞拡大室８の反射波の影響が確保される。
　本実施形態によれば、多気筒エンジンにおいて、中速域（ｉ）における体積効率（ηＶ）の落ち込みを抑制することが可能となる。その結果、広い回転域に亘ってトルクが向上し、フラットなトルク特性が得られ、トルクがワイドレンジ化した多気筒エンジンが得られる。
　（５）本実施形態の変形例
　状況に応じて、プリサイレンサ８に代えて又はプリサイレンサ８と共に、直キャタ６やアンダーフットキャタ７等を空洞拡大室として用いても構わない。
　混合管５０は、流路断面積が縮小する集合部５６だけを含むもの（ストレート部５７及びディフューザー部５８がないもの）でもよく、集合部５６と流路断面積が拡大するディフューザー部５８とだけを含むもの（ストレート部５７がないもの）でもよい。このような構成の混合管を用いてもエゼクタ効果は得られる。例えば、量産設計時にレイアウト上の制約等から混合管５０を短くする場合に、集合部５６だけを含む混合管や、ストレート部を省略して集合部５６とディフューザー部５８とを直接滑らかに曲面でつなぐような形状の混合管等としても構わない。
　また、吸気弁１９と排気弁２０とのオーバーラップ期間Ｔ＿Ｏ／Ｌを設けるのは、低・中速域（ｉｉ）（ｉ）における高負荷域のみとしてもよい。
　この出願は、２０１１年１１月２９日に出願された日本国特許出願特願２０１１－２６０６００を基礎とするものであり、その内容は、本願に含まれるものである。
　本発明を表現するために、上述において図面を参照しながら実施形態を通して本発明を適切且つ充分に説明したが、当業者であれば上述の実施形態を変更及び／又は改良することは容易になし得ることであると認識すべきである。したがって、当業者が実施する変更形態又は改良形態が、請求の範囲に記載された請求項の権利範囲を離脱するレベルのものでない限り、そのような変更形態又は改良形態は、請求の範囲に記載された請求項の権利範囲に包括されると解釈される。
　本発明は、自動車等に搭載される多気筒エンジンの排気装置の技術分野において、広範な産業上の利用可能性を有する。

Claims (5)

  1. 　吸気ポート、排気ポート、吸気ポートを開閉可能な吸気弁、及び排気ポートを開閉可能な排気弁がそれぞれ備えられた気筒を複数有する多気筒エンジンの排気装置であって、
    　１つの気筒又は排気順序が連続しない複数の気筒の排気ポートに上流端が接続された複数の独立排気通路と、前記各独立排気通路の下流端に接続され、前記各独立排気通路を通過した排気が流入する混合管とを有し、
    　前記各独立排気通路の下流端が束ねられた状態で前記混合管に接続され、
    　前記混合管より下流の排気通路に、流路断面積が拡大した空間部を有する空洞拡大室が配設され、
    　各気筒の排気ポートにおける排気弁の着座位置から前記空洞拡大室の上流端までの距離が、エンジンの回転数が予め設定された第１の基準回転数以上でかつ第１の基準回転数よりも高い第２の基準回転数以下の中速域を少なくとも含む第１運転領域において、排気弁の開弁により生じる排気の圧力波が前記空洞拡大室に到達して反射することにより負圧波が生じ、この負圧波が、前記排気弁を開弁した自気筒の前記排気弁の開弁期間と吸気弁の開弁期間とが所定期間オーバーラップするオーバーラップ期間中に自気筒の排気ポートに到達する距離に設定されており、
    　エンジンの回転数が前記第２の基準回転数以下の低・中速域を少なくとも含む所定の運転領域において、前記各気筒の排気弁の開弁期間と吸気弁の開弁期間とが所定期間オーバーラップすると共に、排気順序が連続する気筒間において先行の気筒の前記オーバーラップ期間中に後続の気筒の排気弁が開弁するように、各気筒の吸気弁及び排気弁を駆動する弁駆動手段が設けられていることを特徴とする多気筒エンジンの排気装置。
  2. 　請求項１に記載の多気筒エンジンの排気装置において、
    　前記混合管より下流の排気通路の相対的に上流側にプリサイレンサが配設され、相対的に下流側にメインサイレンサが配設され、
    　前記空洞拡大室は、前記プリサイレンサであり、
    　各気筒の排気ポートにおける排気弁の着座位置から前記メインサイレンサの上流端までの距離が、エンジンの回転数が前記第１の基準回転数未満の低速域を少なくとも含む第２運転領域において、排気弁の開弁により生じる排気の圧力波が前記メインサイレンサに到達して反射することにより負圧波が生じ、この負圧波が、前記排気弁を開弁した自気筒の前記排気弁の開弁期間と吸気弁の開弁期間とが所定期間オーバーラップするオーバーラップ期間中に自気筒の排気ポートに到達する距離に設定されていることを特徴とする多気筒エンジンの排気装置。
  3. 　請求項１又は２に記載の多気筒エンジンの排気装置において、
    　エンジンの回転数が前記第２の基準回転数を超える高速域を少なくとも含む第３運転領域において、吸気弁の開弁により生じる吸気の負圧波の反射により生じる正圧波が前記吸気弁の閉弁直前に吸気ポートに到達するように吸気系が設定されていることを特徴とする多気筒エンジンの排気装置。
  4. 　請求項１から３のいずれか１項に記載の多気筒エンジンの排気装置において、
    　各気筒の排気ポートにおける排気弁の着座位置から各独立排気通路の下流端までの距離が５００ｍｍ以下に設定されていることを特徴とする多気筒エンジンの排気装置。
  5. 　請求項１から４のいずれか１項に記載の多気筒エンジンの排気装置において、
    　前記混合管より下流の排気通路に、触媒担体を収容する触媒ケースが配設され、
    　前記触媒ケースより下流の排気通路に、前記空洞拡大室が配設され、
    　前記空洞拡大室の上流側に接続される排気通路の流路断面積に対する前記空洞拡大室の流路断面積の拡大率をＡとし、前記触媒ケースの上流側に接続される排気通路の流路断面積に対する前記触媒ケースの流路断面積の拡大率をＢとしたときに、Ａ＞Ｂに設定されていることを特徴とする多気筒エンジンの排気装置。
PCT/JP2012/007606 2011-11-29 2012-11-27 多気筒エンジンの排気装置 WO2013080521A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201280058847.4A CN103958858B (zh) 2011-11-29 2012-11-27 多气缸发动机的排气装置
US14/346,940 US9255503B2 (en) 2011-11-29 2012-11-27 Exhaust device for multicylinder engine
DE112012005003.7T DE112012005003T5 (de) 2011-11-29 2012-11-27 Abgasvorrichtung für Mehrzylindermotor

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2011-260600 2011-11-29
JP2011260600A JP5910034B2 (ja) 2011-11-29 2011-11-29 多気筒エンジンの排気装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2013080521A1 true WO2013080521A1 (ja) 2013-06-06

Family

ID=48535015

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2012/007606 WO2013080521A1 (ja) 2011-11-29 2012-11-27 多気筒エンジンの排気装置

Country Status (5)

Country Link
US (1) US9255503B2 (ja)
JP (1) JP5910034B2 (ja)
CN (1) CN103958858B (ja)
DE (1) DE112012005003T5 (ja)
WO (1) WO2013080521A1 (ja)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0929760A (ja) * 1995-07-13 1997-02-04 Toyo Tire & Rubber Co Ltd 空気チューブを使用した合成樹脂発泡成形型の注入栓
JP2016113931A (ja) * 2014-12-12 2016-06-23 マツダ株式会社 多気筒エンジンの排気装置

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5107296B2 (ja) * 2009-04-08 2012-12-26 三菱重工業株式会社 排気バルブ昇降用カム、過給機付き４サイクルエンジン
US9528425B2 (en) * 2014-11-26 2016-12-27 Hyundai Motor Company Exhaust system structure for improving noise problem
JP6471851B2 (ja) * 2015-01-20 2019-02-20 三菱自動車工業株式会社 エンジンの排気装置
JP6454578B2 (ja) * 2015-03-26 2019-01-16 本田技研工業株式会社 自動二輪車
DE102015112638A1 (de) 2015-07-31 2017-02-02 Fev Gmbh Abgasanlage für einen Verbrennungsmotor, Verbrennungsmotor sowie Fahrzeug

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6419118A (en) * 1987-07-10 1989-01-23 Mazda Motor Intake device for engine with supercharger
JP2000154715A (ja) * 1998-11-19 2000-06-06 Sango Co Ltd 内燃機関の排気装置とこれに使用するサブマフラ
JP2005248814A (ja) * 2004-03-03 2005-09-15 Toyota Motor Corp 車両用エンジンの排気通路構造
JP2011111932A (ja) * 2009-11-25 2011-06-09 Honda Motor Co Ltd 内燃機関の空燃比制御装置
JP2011214438A (ja) * 2010-03-31 2011-10-27 Mazda Motor Corp 多気筒エンジンの排気装置

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4731995A (en) * 1986-11-05 1988-03-22 Edelbrock Corporation Exhaust manifold and an improved exhaust manifold, intake manifold and engine combination
JP2586164B2 (ja) * 1990-02-03 1997-02-26 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の排気系
JP2853270B2 (ja) 1990-05-30 1999-02-03 日産自動車株式会社 エンジンの吸排気装置
AUPR531501A0 (en) * 2001-05-30 2001-06-21 Bishop Innovation Limited Variable valve timing mechanism for a rotary valve
DE102010018659A1 (de) * 2010-04-28 2011-11-03 J. Eberspächer GmbH & Co. KG Kolbenmotor, Verfahren und Verwendung
JP4993010B2 (ja) * 2010-08-21 2012-08-08 マツダ株式会社 火花点火式多気筒エンジン
JP5870488B2 (ja) * 2011-01-20 2016-03-01 マツダ株式会社 多気筒エンジンの吸排気装置

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6419118A (en) * 1987-07-10 1989-01-23 Mazda Motor Intake device for engine with supercharger
JP2000154715A (ja) * 1998-11-19 2000-06-06 Sango Co Ltd 内燃機関の排気装置とこれに使用するサブマフラ
JP2005248814A (ja) * 2004-03-03 2005-09-15 Toyota Motor Corp 車両用エンジンの排気通路構造
JP2011111932A (ja) * 2009-11-25 2011-06-09 Honda Motor Co Ltd 内燃機関の空燃比制御装置
JP2011214438A (ja) * 2010-03-31 2011-10-27 Mazda Motor Corp 多気筒エンジンの排気装置

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0929760A (ja) * 1995-07-13 1997-02-04 Toyo Tire & Rubber Co Ltd 空気チューブを使用した合成樹脂発泡成形型の注入栓
JP2016113931A (ja) * 2014-12-12 2016-06-23 マツダ株式会社 多気筒エンジンの排気装置

Also Published As

Publication number Publication date
US9255503B2 (en) 2016-02-09
JP5910034B2 (ja) 2016-04-27
DE112012005003T5 (de) 2014-08-14
JP2013113224A (ja) 2013-06-10
CN103958858A (zh) 2014-07-30
US20140250874A1 (en) 2014-09-11
CN103958858B (zh) 2017-04-12

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2013080521A1 (ja) 多気筒エンジンの排気装置
JP5915104B2 (ja) 多気筒エンジンの排気装置
JP5515977B2 (ja) 多気筒エンジンの排気装置
JP5870488B2 (ja) 多気筒エンジンの吸排気装置
JP2012041899A (ja) 火花点火式多気筒エンジン
JP5919743B2 (ja) 多気筒エンジンの排気制御装置
JP5978584B2 (ja) 多気筒エンジンの排気装置
JP5845777B2 (ja) 多気筒エンジンの吸排気装置
JP5998503B2 (ja) 多気筒エンジンの吸排気装置
JP2009013873A (ja) 過給機
JP5531923B2 (ja) 多気筒エンジンの吸排気装置
WO2017090433A1 (ja) 多気筒エンジンの排気装置
JP6107859B2 (ja) エンジンの制御装置
JP5953786B2 (ja) 多気筒エンジンの排気装置
JP5817302B2 (ja) 多気筒エンジンの吸排気装置
JP2009127609A (ja) 多気筒内燃機関の吸気装置
JP5794037B2 (ja) 多気筒エンジンの吸排気装置
JP5531922B2 (ja) 多気筒エンジンの吸排気装置
JP5703782B2 (ja) 多気筒エンジンの吸排気装置
JP5673214B2 (ja) 多気筒エンジンの吸排気装置
JP2011214438A (ja) 多気筒エンジンの排気装置
JP2008303745A (ja) 内燃機関の制御装置
JP2013185446A (ja) 多気筒エンジンの排気装置
JP2013032713A (ja) 多気筒エンジン
JP2010038073A (ja) 内燃機関の吸気制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 12853812

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

DPE1 Request for preliminary examination filed after expiration of 19th month from priority date (pct application filed from 20040101)
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 14346940

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 1120120050037

Country of ref document: DE

Ref document number: 112012005003

Country of ref document: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 12853812

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1