WO2013140998A1 - 内燃機関 - Google Patents

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WO2013140998A1
WO2013140998A1 PCT/JP2013/055628 JP2013055628W WO2013140998A1 WO 2013140998 A1 WO2013140998 A1 WO 2013140998A1 JP 2013055628 W JP2013055628 W JP 2013055628W WO 2013140998 A1 WO2013140998 A1 WO 2013140998A1
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WO
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diameter
intake valve
small
internal combustion
diameter intake
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Application number
PCT/JP2013/055628
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English (en)
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濱本　高行
茂木　克也
賢午 米倉
高生 伊藤
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日産自動車株式会社
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Publication date
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    • F02P15/00—Electric spark ignition having characteristics not provided for in, or of interest apart from, groups F02P1/00 - F02P13/00 and combined with layout of ignition circuits
    • F02P15/02—Arrangements having two or more sparking plugs
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M21/00—Apparatus for supplying engines with non-liquid fuels, e.g. gaseous fuels stored in liquid form
    • F02M21/02—Apparatus for supplying engines with non-liquid fuels, e.g. gaseous fuels stored in liquid form for gaseous fuels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
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    • F02B2023/085—Other engines characterised by special shape or construction of combustion chambers to improve operation with positive ignition using several spark plugs per cylinder
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/30—Use of alternative fuels, e.g. biofuels

Definitions

  • the present invention relates to an internal combustion engine.
  • two intake valves and two exhaust valves are provided in one combustion chamber, and the valve bodies of these two intake valves and two exhaust valves are provided. , Which have different diameters (specifically, a diameter ratio of 1.5: 1) and are provided with two spark plugs in a portion surrounded by an intake valve and an exhaust valve in the center of the combustion chamber. (Patent Document 1).
  • the problem to be solved by the present invention is to provide an internal combustion engine capable of maintaining output performance even when switching control of a plurality of intake valves is performed.
  • the present invention relates to an internal combustion engine including a large-diameter intake valve and a small-diameter intake valve that open and close an intake port, and a first spark plug is provided between the large-diameter intake valve and the small-diameter intake valve at the center of the combustion chamber.
  • the above problem is solved by arranging and arranging the second spark plug in the vicinity of the small-diameter intake valve in the periphery of the combustion chamber.
  • the first ignition plug is disposed at the center of the combustion chamber and the second ignition plug is disposed at the periphery of the combustion chamber and in the vicinity of the small-diameter intake valve.
  • One spark plug can perform, and the second spark plug can perform auxiliary ignition.
  • the first spark plug is ignited in the high rotation range
  • the first spark plug and the second spark plug are ignited simultaneously in the low rotation / low load range
  • the first spark plug is ignited at low rotation / high load.
  • the output performance of the internal combustion engine can be maintained even when switching control is performed such that the ignition plug and the second ignition plug are phase-ignited.
  • FIG. 1 is a block diagram showing an internal combustion engine according to an embodiment of the present invention. It is a top view which shows the combustion chamber of FIG. 1, an intake valve, an exhaust valve, and a spark plug. It is sectional drawing which follows the III-III line of FIG.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view showing the rectifying action of the large-diameter intake valve and the small-diameter intake valve of FIG. 3. It is a top view which shows the positional relationship of the fuel injection valve of FIG. 1, and a fuel injection port. 3 is a simulation graph showing a mass flow distribution of gas flowing into the combustion chamber from the large-diameter intake port of FIG. 2. It is a flowchart which shows an example of the control procedure of the engine control unit of FIG.
  • FIG. 7 S65 It is a figure which shows an example of the control map used by FIG.7 S65. It is a perspective view which shows the connection part of the small diameter inlet port of FIG. 5, and an intake port. It is a principal part expanded side view of FIG. 9A. It is a control map which shows an example of exhaust gas recirculation (EGR) control. It is a graph which shows the EGR rate and air quantity in the case of changing to the coast state from the external EGR area
  • FIG. 11B is a plan view of FIG. 11A. It is a top view which shows the positional relationship of the engine of FIG. 1, and a collector.
  • EGR exhaust gas recirculation
  • FIG. 1 is a block diagram showing an engine EG according to this example.
  • an air filter 112 for detecting the intake air flow rate
  • a throttle valve 114 for controlling the intake air flow rate
  • a collector 115 is provided in an intake passage 111 of the engine EG.
  • the throttle valve 114 is provided with an actuator 116 such as a DC motor for adjusting the opening of the throttle valve 114.
  • the throttle valve actuator 116 electronically controls the opening of the throttle valve 114 based on the drive signal from the engine control unit 11 so as to achieve the required torque calculated based on the driver's accelerator pedal operation amount and the like.
  • a throttle sensor 117 for detecting the opening degree of the throttle valve 114 is provided, and the detection signal is output to the engine control unit 1.
  • the throttle sensor 117 can also function as an idle switch.
  • a fuel injection valve 118 is provided so as to face the front end portion of the intake passage 111 branched from the collector 115 to each cylinder (hereinafter, this front end portion is the fuel injection port 111a).
  • the fuel injection valve 118 is driven to open by a drive pulse signal set in the engine control unit 11, and fuel that is pumped from a fuel pump (not shown) and controlled to a predetermined pressure by a pressure regulator is injected into the fuel injection port 111a.
  • a so-called port injection type engine is illustrated, but it can also be applied to a so-called direct injection type engine.
  • the attachment position of the fuel injection valve 118c is a position indicated by reference numeral 118c in FIG. .
  • the space surrounded by the cylinder 119, the crown surface of the piston 120 that reciprocates within the cylinder, and the cylinder head provided with the intake valve 121 and the exhaust valve 122 constitutes a combustion chamber 123.
  • a spark plug 124 including an ignition coil is mounted facing the combustion chamber 123 of each cylinder, and ignites the intake air-fuel mixture based on an ignition signal from the engine control unit 11. Details of the intake valve 121, the exhaust valve 122, the spark plug 124, and the fuel injection valve 118 unique to this example will be described later.
  • the exhaust passage 125 is provided with an air-fuel ratio sensor 126 for detecting an exhaust gas by detecting a specific component in the exhaust gas, for example, oxygen concentration, and thus an air-fuel ratio of the intake air-fuel mixture. Is output.
  • the air-fuel ratio sensor 126 may be an oxygen sensor that performs rich / lean output, or a wide-area air-fuel ratio sensor that linearly detects the air-fuel ratio over a wide area.
  • the exhaust passage 125 is provided with an exhaust purification catalyst 127 for purifying exhaust.
  • An oxygen sensor 128 that detects a specific component in the exhaust gas, for example, oxygen concentration, and outputs a rich lean gas is provided downstream of the exhaust gas purification catalyst 127 (may be provided in plural) in the exhaust passage 125, and the detection signal is Output to the engine control unit 11.
  • reference numeral 129 denotes a muffler.
  • the crankshaft 130 of the engine EG is provided with a crank angle sensor 131, and the engine control unit 11 counts a crank unit angle signal output from the crank angle sensor 131 in synchronization with the engine rotation for a predetermined time, or By measuring the cycle of the crank reference angle signal, the engine speed Ne can be detected.
  • the cooling jacket 132 of the engine EG is provided with a water temperature sensor 133 facing the cooling jacket, detects the cooling water temperature Tw in the cooling jacket 131, and outputs it to the engine control unit 11.
  • an exhaust recirculation passage 136 for returning a part of the exhaust gas to the intake side is provided.
  • the exhaust gas recirculation passage 136 is provided with an EGR cooler 137 for cooling the exhaust gas and an EGR valve 138 for adjusting the amount of exhaust gas to be recirculated.
  • This exhaust gas recirculation system is also referred to as external EGR.
  • FIG. 2 is a plan view of one combustion chamber 123 as viewed from the bottom surface of the cylinder head.
  • the left side of the figure shows the front side of the engine EG and the right side shows the rear side of the engine EG (crankshaft output side).
  • FIG. 3 is a cross-sectional view taken along line III-III in FIG. 2, and is a cross-sectional view taken along the center line of the two intake valves 121a and 121b.
  • the positional relationship of the intake passage 111 and the fuel injection port 111a with respect to the intake valves 121a and 121b is shown in the plan view of FIG.
  • the engine EG of this example includes two intake valves 121a and 121b, two exhaust valves 122a and 122b, two spark plugs 123a and 123b, and two fuel injection valves 118a and 118b for one combustion chamber 123. And comprising. Further, on the top surface of the cylinder 119 constituting the combustion chamber 123, two intake ports 134a and 134b communicating with the intake passage 111 and the combustion chamber 123 are formed corresponding to the two intake valves 121a and 121b. Corresponding to the two exhaust valves 122a and 122b, two exhaust ports 135a and 135b communicating the exhaust passage 125 and the combustion chamber 123 are formed.
  • the two intake ports 134a and 134b and the two intake valves 121a and 121b in this example are formed in different diameters. That is, the intake port 134b located on the rear side of the engine EG and the intake valve 121b that opens and closes the intake port 134b (hereinafter also referred to as a small-diameter intake valve 121b) are connected to the intake port 134a located on the front side of the engine EG and the intake air.
  • the intake valve 121a that opens and closes the opening 134a (hereinafter also referred to as a large-diameter intake valve 121a) is formed to have a smaller diameter.
  • the intake valves 121a and 121b are formed at shafts 121a1 and 121b1 supported by the cylinder head in contact with a camshaft mechanism (not shown) and at the tips of the shafts 121a1 and 121b1.
  • the valve bodies 121a2 and 121b2 have different diameters because they are provided with umbrella-shaped valve bodies 121a2 and 121b2 that come into contact with and separate from the valve seats of the intake ports 134a and 134b.
  • the two exhaust ports 135a and 135b and the exhaust valves 122a and 122b for opening and closing them are formed to have the same diameter.
  • the ratio of the diameter of the small-diameter intake valve 121b to the diameter of the large-diameter intake valve 121a (small diameter / large diameter) is set to 70% to 95%. It is desirable to set in the range of%. Further, it is desirable to set the reduction rate of the small-diameter intake valve 121b relatively larger than the enlargement rate of the large-diameter intake valve 121a, compared to the layout in which two intake valves 121 having the same diameter are laid out.
  • the two intake valves 121 have different diameters, a space between the valves can be secured, so that a second spark plug 124b can be added and multipoint ignition can be performed.
  • the intake efficiency decreases.
  • the layout in one combustion chamber 123 is improved by configuring the two intake valves 121 with the large-diameter intake valve 121a and the small-diameter intake valve 121b with a diameter ratio in the range of 70% to 95% as in this example. Is done. That is, when the two intake valves 121a and 121b have different diameters, the reduction ratio of the small-diameter intake valve 121b is set to be relatively larger than the enlargement ratio of the large-diameter intake valve 121a. As compared with the case of the same diameter, a space can be secured between the valves. Accordingly, the two spark plugs 124a and 124b can be arranged, and the combustion resistance by multipoint ignition can be improved. Details of this point will be described later.
  • the umbrella-shaped valve bodies 121a2 and 121b2 of the two intake valves 121a and 121b have a larger diameter intake ratio with respect to the axial distance toward the tip, and the smaller diameter intake valve 121b has a larger diameter intake.
  • the small-diameter intake valve 121b may have a shape that gradually increases in diameter.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view showing the rectifying action of the intake air of the large-diameter intake valve 121a and the small-diameter intake valve 121b.
  • the diameter expansion rate of the valve bodies 121a2 and 121b2 By setting the diameter expansion rate of the valve bodies 121a2 and 121b2 in this way, it is shown by a dotted line in FIG. In this way, the flow of the intake gas passes through the small-diameter intake valve 121b and flows more gently and becomes easier to flow below the combustion chamber 123. Note that the strength of the valve itself is also improved by setting the diameter expansion rate of the valve body 121b2 of the small-diameter intake valve 121b small.
  • FIG. 6 is a simulation graph showing a mass flow distribution of gas flowing from the large-diameter intake port 134a into the combustion chamber 123 through the large-diameter intake valve 121a from the fuel injection port 111aa of the two fuel injection ports.
  • the entire combustion chamber 123 is shown at the top of the figure, and the mass flow distribution is shown at the bottom of the figure.
  • the two intake valves 121 have different diameters in the diameter ratio range of 70% to 95%, and the diameter expansion rates of the valve bodies 121a2 and 121b2 are set as shown in FIG. (One-side different diameter) and the case where the two intake valves 121 have the same diameter and the diameter expansion rate of the valve body is set to be the same.
  • the flow rate of the gas flowing between the adjacent small-diameter intake valves 121b is increased when the two intake valves 121 are configured to have the same diameter as in this example, compared to the case where the two intake valves 121 are configured to have the same diameter. It is understood that That is, in the intake valve 121 having the same diameter, intake air stagnation occurs between adjacent valves, and even if the valve diameter is increased, an intake amount corresponding to the intake air amount cannot be ensured. On the other hand, this stagnation can be eliminated by making the diameter different as in this example, and even if the valve diameter is reduced only on one side, the influence on the reduction of the intake amount can be minimized.
  • the first fuel injection valve 118a is provided in the fuel injection port 111aa of the two fuel injection ports 111aa and 111ab, and the second fuel injection is provided in the fuel injection port 111ab.
  • a valve 118b is provided, and fuel injection is executed according to the operating load. Details of this control will be described later.
  • the first ignition plug 124 a is provided in the center of the combustion chamber 123, and the second ignition is provided on the engine rear side of the periphery of the combustion chamber 123.
  • a plug 124b is provided.
  • the first spark plug 124a is provided between the large-diameter intake valve 121a and the small-diameter intake valve 121b, and the second spark plug 124b is in the vicinity of the small-diameter intake valve 121b and from the large-diameter intake valve 121a. It is provided at a remote location.
  • the first spark plug 124a is provided in a region surrounded by the central points of the large-diameter intake valve 121a, the small-diameter intake valve 121b, and the two exhaust valves 122a and 122b, and the second spark plug 124b. Is provided outside this region.
  • the second spark plug 124b has a smaller ignition energy than the first spark plug 124a.
  • the second spark plug 124b may have the same ignition energy as the first spark plug 124a. it can.
  • FIG. 11A is a side view of a laterally mounted FF vehicle
  • FIG. 11B is a plan view.
  • the left side shows the front side of the vehicle
  • the upper side in FIG. 11B shows the front side of the engine.
  • the engine front side is arranged close to either the left or right end of the vehicle body (engine room). It is lower in the left-right direction. Accordingly, the combustion chamber 123 close to the engine front side has a small gap with the hood panel.
  • the second spark plug 124b including the ignition coil on the engine rear side as in this example, The gap can be made larger.
  • FIG. 12 is a plan view showing an intake passage 111 b (intake manifold) between the engine EG and the collector 115, and four intake manifolds 11 b are provided from the collector 115 to each combustion chamber 123.
  • the collector 115 is disposed on the rear side of the engine EG in plan view with respect to the engine EG. This is because, on the side Y on the front side of the engine EG, auxiliary machines driven by the engine driving force, such as an air conditioner compressor and an alternator, are laid out and there are restrictions in the height direction. Therefore, the intake manifold 111b is curved from the collector 115 toward the front side of the engine EG and is connected to the large-diameter intake port 134a and the small-diameter intake port 134b. However, as shown in FIG. A large amount of the flowing intake air flows through the curved portion, and thereby flows to a large-diameter intake port 134a disposed on the front side of the engine EG. For this reason, a swirling flow indicated by an arrow in the figure is generated in the cylinder of the combustion chamber 123, and the in-cylinder flow is strengthened.
  • the cooling water channel 132a around the spark plug is formed around the two air inlets 134a and 134b and the two spark plugs 124a and 124b as shown by bold dotted lines in FIG.
  • the gap between the spark plug 124b and the small-diameter intake port 134b is reduced.
  • FIGS. 9A and 9B in order to secure a gap between the small-diameter inlet 134b and the fuel injection port 111ab and the second spark plug 124b, as shown in FIG. 9B.
  • the top surface of the fuel injection port 111ab has a shape that is cut off as compared with the prior art. Thereby, the water channel 132a can be formed in the X1 part of FIG. 9A, and the cooling effect of the second spark plug 124b can be expected.
  • FIG. 7 is a flowchart showing an example of a control procedure executed by the engine control unit 11 of FIG.
  • steps S71 to S73 the accelerator opening, the engine speed, and the intake air amount are read.
  • a detection signal from an accelerator pedal depression sensor (not shown) is read for the accelerator opening, a crank angle sensor 131 for the engine rotation speed, and an air flow meter 113 for the intake air amount.
  • step S74 based on the accelerator opening, the engine speed and the intake air amount read in steps S71 to S73, the ignition timing of the two spark plugs 124a and 124b, the exhaust gas recirculation amount (hereinafter referred to as EGR amount), and Is calculated.
  • the engine EG of this example includes an external EGR function (exhaust recirculation passage 136, EGR cooler 137, EGR valve 138) that recirculates part of the exhaust gas in the exhaust passage 125 to the intake passage 111, It has an internal EGR function for adjusting a valve overlap amount between the valve 134 and the exhaust valve 122 so that a part of the exhaust gas remains in the cylinder.
  • the EGR amount of these external EGR function or internal EGR function is calculated.
  • FIG. 8 is an example of a control map showing a control relationship between the engine speed and the required torque (corresponding to the accelerator opening), the ignition timing of the two spark plugs 124a and 124b, and the EGR amount.
  • the two spark plugs 124a and 124b are simultaneously ignited, and the upper left region of the graph, that is, low rotation / high load.
  • the two spark plugs are ignited with a temporal phase, and only the first spark plug 124a is ignited in the other region, that is, the region of high rotation, medium rotation, and high load.
  • step S75 the control map of FIG. 8 is referred to from the engine load, engine speed and EGR amount detected or calculated in steps S71 to S74, and the two spark plugs 124a, 124b are determined from the engine driving state.
  • the ignition timing is determined. That is, if the engine EG is in the low rotation / low load region, the process proceeds to step S76, and the two spark plugs 124a, 124b are ignited simultaneously. If the engine EG is in the low rotation / high load region, step S78 is performed. Go to, and ignite the two spark plugs with a temporal phase. In steps S76 and S78, both the large-diameter intake valve 121a and the small-diameter intake valve 121b are operated.
  • step S77 when the engine EG is in another region, that is, a middle to high rotation region, the process proceeds to step S77, and only the first spark plug 124a is ignited.
  • the large-diameter intake valve 121a closes the large-diameter intake port 134a and its operation is prohibited, and the small-diameter intake port 134b is controlled to open and close only by the small-diameter intake valve 121b.
  • the engine EG of this example has the following effects.
  • the first spark plug 124a is disposed at the center of the combustion chamber 123
  • the second spark plug 124b is disposed at the periphery of the combustion chamber 123 and in the vicinity of the small-diameter intake valve 121b. Therefore, the main ignition can be performed by the first spark plug 124a, and the second spark plug 124b can perform auxiliary ignition.
  • the first spark plug 124a is ignited in the high rotation range or in the medium rotation / high load range, and the first spark plug 124a and the second spark plug are in the low to medium rotation / low to medium load range.
  • the output performance of the internal combustion engine can be maintained even when switching control is performed such that the first ignition plug 124a and the second ignition plug 124b are phase-ignited at the time of low rotation and high load.
  • the diameter ratio of the small-diameter intake valve 121b to the diameter of the large-diameter intake valve 121a is set in the range of 70 to 95%, so that a space between the valves can be secured and the second spark plug 124b can be added. In this case, it is possible to improve the combustion resistance due to multipoint ignition while minimizing the decrease in intake efficiency due to the different diameter valve.
  • the first spark plug 24a is disposed at the center of the combustion chamber 123, and the second spark plug 124b. Is arranged on the engine rear side, so that the hood panel of the vehicle body can be set lower.
  • connection portion X of the intake port 111ab connected to the small-diameter intake port 121b and the small-diameter intake port 134b is scraped off, so that an appropriate cooling water channel is provided to the cylinder head. 132a can be formed, and the cooling effect of the second spark plug 124b can be expected.
  • the intake manifold 111b corresponds to the intake passage according to the present invention
  • the engine control unit 11 corresponds to the second control means according to the present invention.
  • EG Engine (internal combustion engine) DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ...
  • Engine control unit 111 ... Intake passage 111a, 111aa, 111ab ... Fuel injection port 112 ... Air filter 113 ... Air flow meter 114 ... Throttle valve 115 ... Collector 116 ... Throttle valve actuator 117 ... Throttle sensor 118 ... Fuel injection valve 118a ... No. 1st fuel injection valve 118b ... 2nd fuel injection valve 118c ... Fuel injection valve 119 of direct injection type engine ... Cylinder 120 ... Piston 121 ... Intake valve 121a ... Large diameter intake valve 121b ... Small diameter intake valve 122, 122a, 122b ...
  • Exhaust valve 123 Combustion chamber 124 ... Spark plug 124a ... First spark plug 124b ... Second spark plug 125 ... Exhaust passage 126 ... Air-fuel ratio sensor 127 ... Exhaust gas purification catalyst 128 ... Oxygen sensor 12 ... muffler 130 ... crankshaft 131 ... crank angle sensor 132 ... cooling jacket 133 ... water temperature sensor 134,134a, 134b ... inlet 135, 135a, 135b ... exhaust port 136 ... exhaust gas recirculation passage 137 ... EGR cooler 138 ... EGR Valve

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Abstract

　燃焼室（１２３）に対して吸気する大径の吸気口（１３４ａ）及びこれより小径の吸気口（１３４ｂ）と、前記大径の吸気口に設けられ当該大径の吸気口を開閉する大径の吸気バルブ（１２１ａ）と、前記小径の吸気口に設けられ当該小径の吸気口を開閉する、前記大径の吸気バルブより小径の吸気バルブ（１２１ｂ）と、前記燃焼室の中央部であって前記大径の吸気バルブと前記小径の吸気バルブとの間に設けられた第１の点火プラグ（１２４ａ）と、前記燃焼室の周辺部であって前記小径の吸気バルブの近傍に設けられた第２の点火プラグ（１２４ｂ）と、を備える。

Description

内燃機関
　本発明は、内燃機関に関するものである。
　内燃機関の吸気バルブや排気バルブの操作エネルギを低減するために、一つの燃焼室に２つの吸気バルブと２つの排気バルブとを設け、これら２つの吸気バルブ及び２つの排気バルブの各弁体を、それぞれ異なる直径（具体的には直径比で１．５：１）にし、燃焼室の中央部の吸気バルブ及び排気バルブで囲まれた部分に２つの点火プラグを設けたものが知られている（特許文献１）。
特開２０００－１７０５５４号公報
　しかしながら、上記従来の２つの吸気バルブは１：１．５（小径／大径＝６７％）と直径比が大きいことから、切換制御を行う場合の出力性能の差が大きいという問題がある。
　本発明が解決しようとする課題は、複数の吸気バルブの切換制御を行っても出力性能を維持できる内燃機関を提供することである。
　本発明は、吸気口を開閉する大径吸気バルブ及び小径吸気バルブを備えた内燃機関において、燃焼室の中央部であって大径吸気バルブと小径吸気バルブとの間に第１の点火プラグを配置し、燃焼室の周辺部であって小径の吸気バルブの近傍に第２の点火プラグを配置することによって上記課題を解決する。
　本発明によれば、燃焼室の中央部に第１点火プラグを配置するとともに燃焼室の周辺部であって小径吸気バルブの近傍に第２の点火プラグを配置しているので、主たる点火は第１の点火プラグが行い、第２の点火プラグは補助的な点火を行うことができる。これにより、たとえば高回転域においては第１の点火プラグを点火させ、低回転・低負荷域においては第１の点火プラグと第２の点火プラグを同時に点火させ、低回転・高負荷時には第１の点火プラグと第２の点火プラグを位相点火させるといった切換制御を行っても、内燃機関の出力性能を維持することができる。
本発明の一実施の形態に係る内燃機関を示すブロック図である。 図１の燃焼室、吸気バルブ、排気バルブ及び点火プラグを示す平面図である。 図２のIII-III線に沿う断面図である。 図３の大径吸気バルブと小径吸気バルブの整流作用を示す断面図である。 図１の燃料噴射バルブと燃料噴射ポートの位置関係を示す平面図である。 図２の大径吸気口から燃焼室内へ流入するガスの質量流量分布を示すシミュレーショングラフである。 図１のエンジンコントロールユニットの制御手順の一例を示すフローチャートである。 図７のステップＳ６５で用いられる制御マップの一例を示す図である。 図５の小径吸気口と吸気ポートとの接続部を示す斜視図である。 図９Ａの要部拡大側面図である。 排気ガス還流（ＥＧＲ）制御の一例を示す制御マップである。 図１０Ａの外部ＥＧＲ領域からコースト状態へ遷移する場合のＥＧＲ率と空気量を示すグラフである。 エンジンを車体に搭載した状態を示す側面図である。 図１１Ａの平面図である。 図１のエンジンとコレクタとの位置関係を示す平面図である。
　以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。最初にエンジンＥＧ全体の構成例を説明するが、本発明に係る内燃機関の構成は本例にのみ限定されるものではない。たとえば、以下の例では燃料を燃料噴射ポートに噴射する形式のエンジンＥＧを示すが、燃料を燃焼室内に直接噴射する形式のエンジンにも適用することができる。
　図１は、本例に係るエンジンＥＧを示すブロック図であり、エンジンＥＧの吸気通路１１１には、エアーフィルタ１１２、吸入空気流量を検出するエアフローメータ１１３、吸入空気流量を制御するスロットルバルブ１１４およびコレクタ１１５が設けられている。
　スロットルバルブ１１４には、当該スロットルバルブ１１４の開度を調整するＤＣモータ等のアクチュエータ１１６が設けられている。このスロットルバルブアクチュエータ１１６は、運転者のアクセルペダル操作量等に基づき演算される要求トルクを達成するように、エンジンコントロールユニット１１からの駆動信号に基づき、スロットルバルブ１１４の開度を電子制御する。また、スロットルバルブ１１４の開度を検出するスロットルセンサ１１７が設けられて、その検出信号をエンジンコントロールユニット１へ出力する。なお、スロットルセンサ１１７はアイドルスイッチとしても機能させることができる。
　また、コレクタ１１５から各気筒に分岐した吸気通路１１１の先端部（以下、この先端部を燃料噴射ポート１１１ａ）に臨ませて、燃料噴射バルブ１１８が設けられている。燃料噴射バルブ１１８は、エンジンコントロールユニット１１において設定される駆動パルス信号によって開弁駆動され、図外の燃料ポンプから圧送されてプレッシャレギュレータにより所定圧力に制御された燃料を燃料噴射ポート１１１ａ内に噴射する。なお、本例ではいわゆるポート噴射型エンジンを例示するが、いわゆる直噴型エンジンにも適用することができ、その場合の燃料噴射バルブ１１８ｃの取付位置は、図２の符号１１８ｃで示す位置となる。
　シリンダ１１９と、当該シリンダ内を往復移動するピストン１２０の冠面と、吸気バルブ１２１及び排気バルブ１２２が設けられたシリンダヘッドとで囲まれる空間が燃焼室１２３を構成する。イグニッションコイルを含む点火プラグ１２４は、各気筒の燃焼室１２３に臨んで装着され、エンジンコントロールユニット１１からの点火信号に基づいて吸入混合気に対して点火を行う。本例特有の吸気バルブ１２１、排気バルブ１２２、点火プラグ１２４および燃料噴射バルブ１１８の詳細については後述する。
　一方、排気通路１２５には、排気中の特定成分、たとえば酸素濃度を検出することにより排気、ひいては吸入混合気の空燃比を検出する空燃比センサ１２６が設けられ、その検出信号はエンジンコントロールユニット１１へ出力される。この空燃比センサ１２６は、リッチ・リーン出力する酸素センサであっても良いし、空燃比をリニアに広域に亘って検出する広域空燃比センサであってもよい。
　また、排気通路１２５には、排気を浄化するための排気浄化触媒１２７が設けられている。この排気浄化触媒１２７としては、ストイキ（理論空燃比，λ＝１、空気重量／燃料重量＝１４．７）近傍において排気中の一酸化炭素ＣＯと炭化水素ＨＣを酸化するとともに、窒素酸化物ＮＯｘの還元を行って排気を浄化することができる三元触媒、或いは排気中の一酸化炭素ＣＯと炭化水素ＨＣの酸化を行う酸化触媒を用いることができる。
　排気通路１２５の排気浄化触媒１２７（複数設けることもある）の下流側には、排気中の特定成分、たとえば酸素濃度を検出し、リッチ・リーン出力する酸素センサ１２８が設けられ、その検出信号はエンジンコントロールユニット１１へ出力される。なお、図１において１２９はマフラである。
　エンジンＥＧのクランク軸１３０にはクランク角センサ１３１が設けられ、エンジンコントロールユニット１１は、クランク角センサ１３１から機関回転と同期して出力されるクランク単位角信号を一定時間カウントすることで、又は、クランク基準角信号の周期を計測することで、機関回転速度Ｎｅを検出することができる。
　エンジンＥＧの冷却ジャケット１３２には、水温センサ１３３が当該冷却ジャケットに臨んで設けられ、冷却ジャケット１３１内の冷却水温度Ｔｗを検出し、これをエンジンコントロールユニット１１へ出力する。
　排気通路１２５の排気浄化触媒１２７の下流側と、吸気通路１１１のコレクタ１１５の上流側との間には、排気ガスの一部を吸気側へ還流させるための排気還流通路１３６が設けられ、当該排気還流通路１３６に排気ガスを冷却するＥＧＲクーラ１３７と、還流させる排気ガス量を調節するためのＥＧＲバルブ１３８が設けられている。この排気還流システムを外部ＥＧＲともいう。
　次に、本例のエンジンＥＧにおける吸気バルブ１２１、排気バルブ１２２、点火プラグ１２４および燃料噴射バルブ１１８の構成について説明する。
　図２は、一つの燃焼室１２３をシリンダヘッドの下面から見上げた平面図であり、同図の左側がエンジンＥＧのフロント側、右側がエンジンＥＧのリヤ側（クランクシャフトの出力側）を示す。図３は、図２のIII-III線に沿う断面図であり、２つの吸気バルブ１２１ａ，１２１ｂの中心線で断面した図である。なお、各吸気バルブ１２１ａ，１２１ｂに対する吸気通路１１１及び燃料噴射ポート１１１ａの位置関係は図４の平面図に示す。
　本例のエンジンＥＧは、一つの燃焼室１２３に対して２つの吸気バルブ１２１ａ，１２１ｂと、２つの排気バルブ１２２ａ，１２２ｂと、２つの点火プラグ１２３ａ，１２３ｂと、２つの燃料噴射バルブ１１８ａ，１１８ｂと、を備える。また、燃焼室１２３を構成するシリンダ１１９の頂面には、２つの吸気バルブ１２１ａ，１２１ｂに対応して、吸気通路１１１と燃焼室１２３とを連通する２つの吸気口１３４ａ，１３４ｂが形成され、２つの排気バルブ１２２ａ，１２２ｂに対応して、排気通路１２５と燃焼室１２３とを連通する２つの排気口１３５ａ，１３５ｂとが形成されている。
　本例の２つの吸気口１３４ａ，１３４ｂ及び２つの吸気バルブ１２１ａ，１２１ｂは、互いに異なる直径に形成されている。すなわち、エンジンＥＧのリヤ側に位置する吸気口１３４ｂ及び当該吸気口１３４ｂを開閉する吸気バルブ１２１ｂ（以下、小径吸気バルブ１２１ｂともいう）は、エンジンＥＧのフロント側に位置する吸気口１３４ａ及び当該吸気口１３４ａを開閉する吸気バルブ１２１ａ（以下、大径吸気バルブ１２１ａともいう）より小径に形成されている。
　なお、図３に示すように、吸気バルブ１２１ａ，１２１ｂは、図外のカムシャフト機構に接してシリンダヘッドに支持された軸部１２１ａ１，１２１ｂ１と、当該軸部１２１ａ１，１２１ｂ１の先端に形成されて吸気口１３４ａ，１３４ｂの弁座に接離する傘状の弁体１２１ａ２，１２１ｂ２とを備えるので、厳密に言えば弁体１２１ａ２，１２１ｂ２が異径とされている。また、２つの排気口１３５ａ，１３５ｂ及びこれらをそれぞれ開閉する排気バルブ１２２ａ，１２２ｂは同じ直径に形成されている。
　本例の大径吸気バルブ１２１ａと小径吸気バルブ１２１ｂとを異径にするにあたり、大径の吸気バルブ１２１ａの直径に対する小径の吸気バルブ１２１ｂの直径の比率（小径／大径）を７０％～９５％の範囲に設定することが望ましい。また、２つの同径の吸気バルブ１２１をレイアウトしたものに比べて、大径吸気バルブ１２１ａの拡大率よりも小径吸気バルブ１２１ｂの縮小率を相対的に大きく設定することが望ましい。
　２つの吸気バルブ１２１を異径にすることで、バルブ間のスペースが確保できるので第２の点火プラグ１２４ｂを追加することができ、多点点火が行えるようになるが、一方において吸気断面積が減少すると吸気効率が低下する。このため、吸気効率を維持する観点から直径比率を７０％以上に設定する一方、バルブ間のスペースを確保する観点から直径比率を９５％以下に設定することが望ましい。
　すなわち、本例のように２つの吸気バルブ１２１を大径吸気バルブ１２１ａと小径吸気バルブ１２１ｂとを直径比率を７０％～９５％の範囲で構成することで、一つの燃焼室１２３におけるレイアウトが改善される。つまり、２つの吸気バルブ１２１ａ，１２１ｂを異径にするにあたり、大径吸気バルブ１２１ａの拡大率よりも小径吸気バルブ１２１ｂの縮小率を相対的に大きく設定することで、２つの吸気バルブ１２１ａ，１２１ｂが同径の場合に比べてバルブ間にスペースを確保することができる。したがって、２つの点火プラグ１２４ａ，１２４ｂの配置が可能となり、多点点火による燃焼耐力の向上を図ることができる。この点の詳細については後述する。
　ちなみに、２つの吸気バルブ１２１ａ，１２１ｂの傘状の弁体１２１ａ２，１２１ｂ２は、図３に示すように、先端に向かう軸方向距離に対する直径の拡大率について、小径吸気バルブ１２１ｂの方が大径吸気バルブ１２１ａに比べて相対的に小さく形成してもよい。換言すれば、小径吸気バルブ１２１ｂの方が緩やかに拡径する形状としてもよい。
　図４は、大径吸気バルブ１２１ａと小径吸気バルブ１２１ｂの吸気の整流作用を示す断面図であり、弁体１２１ａ２，１２１ｂ２の拡径率をこのように設定することで、同図に点線で示すように吸入ガスの流れが小径吸気バルブ１２１ｂを通過する方が緩やかに流れ、燃焼室１２３の下方へより流れ易くなる。なお、小径吸気バルブ１２１ｂの弁体１２１ｂ２の拡径率を小さく設定することでバルブ自体の強度も向上する。
　図６は、２つの燃料噴射ポートのうちの燃料噴射ポート１１１ａａから大径吸気バルブ１２１ａを介して大径吸気口１３４ａから燃焼室１２３内へ流入するガスの質量流量分布を示すシミュレーショングラフである。同図の上に一つの燃焼室１２３の全体を示し、同図の下に質量流量分布を示す。下図の分布グラフでは、上図に示すように２つの吸気バルブ１２１を直径比率７０％～９５％の範囲で異径にするとともに、弁体１２１ａ２，１２１ｂ２の拡径率を図４のように設定した場合（片側異径）と、２つの吸気バルブ１２１を同径にするとともに弁体の拡径率も同一に設定した場合とを示す。
　同図に示すように、本例のように２つの吸気バルブ１２１を異径に構成した方が同径に構成した場合に比べて、隣接する小径吸気バルブ１２１ｂとの間に流れるガス流量が増加していることが理解される。すなわち、同径の吸気バルブ１２１では隣接するバルブとの間に吸入空気の澱みが発生し、バルブ径を大きくしてもそれに応じたほどの吸入量は確保できない。これに対し、本例のように異径にすることでこの澱みが解消でき、バルブ径を片側だけ縮小しても結果的には吸入量減少への影響を最小限に抑えることができる。
　本例のエンジンＥＧでは、図５に示すように、２つの燃料噴射ポート１１１ａａ，１１１ａｂのうち燃料噴射ポート１１１ａａに第１の燃料噴射バルブ１１８ａが設けられ、燃料噴射ポート１１１ａｂに第２の燃料噴射バルブ１１８ｂが設けられ、運転負荷に応じて燃料噴射が実行される。この制御の詳細は後述する。
　また本例のエンジンＥＧでは、図２及び図５に示すように、燃焼室１２３の中央部に第１の点火プラグ１２４ａが設けられ、燃焼室１２３の周辺部のエンジンリヤ側に第２の点火プラグ１２４ｂが設けられている。換言すれば、第１の点火プラグ１２４ａは大径吸気バルブ１２１ａと小径吸気バルブ１２１ｂとの間に設けられ、第２の点火プラグ１２４ｂは小径吸気バルブ１２１ｂの近傍であって大径吸気バルブ１２１ａから離れた位置に設けられている。さらに換言すれば、第１の点火プラグ１２４ａは、大径吸気バルブ１２１ａ、小径吸気バルブ１２１ｂ及び２つの排気バルブ１２２ａ，１２２ｂの各中心点で囲まれる領域内に設けられ、第２の点火プラグ１２４ｂはこの領域外に設けられている。第２の点火プラグ１２４ｂは、本例では第１の点火プラグ１２４ａに比べて点火エネルギが小さいものが採用されているが、第１の点火プラグ１２４ａと点火エネルギが同等のものを採用することもできる。
　２つの点火プラグ１２４ａ，１２４ｂを燃焼室１２３にレイアウトするにあたり、本例では燃焼室１２３の中央部とエンジンリヤ側（クランクシャフトの出力側）に配置することで、車体のフードパネルをより低く設定することができる。図１１Ａは横置きＦＦ車の側面図、図１１Ｂは平面図であり、同図において左側が車両のフロント側、図１１Ｂにおいて上側がエンジンのフロント側を示す。たとえば横置きＦＦ車においては、図１１Ｂにしめすように、エンジンフロント側が車体（エンジンルーム）の左右いずれかの端部に近接して配置されることになるが、フードパネルは車体前後中心線から車体左右方向に向かって低くなっている。したがって、エンジンフロント側に近い燃焼室１２３についてはフードパネルとの隙間が小さくなるが、本例のようにイグニッションコイルを含む第２の点火プラグ１２４ｂをエンジンリヤ側に配置することで、フードパネルとの隙間をより大きくとることができる。
　また、２つの点火プラグ１２４ａ，１２４ｂを燃焼室１２３にレイアウトするにあたり、本例では燃焼室１２３の中央部とエンジンリヤ側（クランクシャフトの出力側）に配置することで、燃焼室１２３内の筒内流動が強化されて燃焼耐力が向上することになる。図１２は、エンジンＥＧとコレクタ１１５との間の吸気通路１１１ｂ（インテークマニホールド）を示す平面図であり、コレクタ１１５から各燃焼室１２３へ４つのインテークマニホールド１１ｂが設けられている。
　コレクタ１１５は、エンジンＥＧに対して平面視においてエンジンＥＧのリヤ側に配置されている。これは、エンジンＥＧのフロント側の側部Ｙには、空気調和装置用コンプレッサやオルタネータといった、エンジン駆動力により駆動する補機がレイアウトされ、高さ方向の制約があるからである。このため、インテークマニホールド１１１ｂは、コレクタ１１５からエンジンＥＧのフロント側に向かって湾曲して大径吸気口１３４ａ及び小径吸気口１３４ｂに接続されるが、図１２に示すように、インテークマニホールド１１１ｂ内を流れる吸入空気は、湾曲部を通過することにより、エンジンＥＧのフロント側に配置された大径吸気口１３４ａに多く流れる。このため、燃焼室１２３の筒内では同図に矢印で示す旋回流が生じ、筒内流動が強化されることになる。
　また、２つの点火プラグ１２４ａ，１２４ｂをシリンダヘッドに配置すると、冷却水の水路の問題が生じる。すなわち、点火プラグ廻りの冷却水の水路１３２ａは、図２に太字の点線で示すように２つの吸気口１３４ａ，１３４ｂと２つの点火プラグ１２４ａ，１２４ｂの廻りに形成されるが、特に第２の点火プラグ１２４ｂと小径吸気口１３４ｂとの隙間が小さくなる。このため、本例では図９Ａ及び図９Ｂに示すように、小径吸気口１３４ｂと燃料噴射ポート１１１ａｂとの接続部Ｘにおいて、第２の点火プラグ１２４ｂとの隙間を確保するために、図９Ｂに示すように燃料噴射ポート１１１ａｂの頂面を従来に比べて削落した形状としている。これにより、図９ＡのＸ１部に水路１３２ａを形成することができ、第２点火プラグ１２４ｂの冷却効果が期待できる。
　次に、本例のエンジンＥＧの運転制御例を説明する。
　図７は、図１のエンジンコントロールユニット１１で実行される制御手順の一例を示すフローチャートである。まず、ステップＳ７１～Ｓ７３にてアクセル開度、エンジン回転速度及び吸入空気量を読み込む。アクセル開度はアクセルペダルの踏量センサ（不図示）、エンジン回転速度はクランク角センサ１３１、吸入空気量はエアフローメータ１１３からの検出信号が読み込まれる。
　ステップＳ７４では、ステップＳ７１～Ｓ７３にて読み込んだアクセル開度、エンジン回転速度及び吸入空気量に基づいて、２つの点火プラグ１２４ａ，１２４ｂの点火時期と、排気ガス還流量（以下、ＥＧＲ量）とを演算する。本例のエンジンＥＧは、図１に示すように、排気通路１２５の排気ガスの一部を吸気通路１１１に還流させる外部ＥＧＲ機能（排気還流通路１３６，ＥＧＲクーラ１３７，ＥＧＲバルブ１３８）と、吸気バルブ１３４と排気バルブ１２２とのバルブオーバーラップ量を調節することで排気ガスの一部を筒内に残留させる内部ＥＧＲ機能とを備える。これら外部ＥＧＲ機能または内部ＥＧＲ機能のＥＧＲ量がステップ７４にて演算される。
　図８は、エンジン回転速度及び要求トルク（アクセル開度に相当する）と、２つの点火プラグ１２４ａ，１２４ｂの点火時期及びＥＧＲ量との制御関係を示す制御マップの一例である。本例では、同グラフの左下の領域、すなわち低～中回転・低～中負荷の領域では２つの点火プラグ１２４ａ，１２４ｂを同時に点火し、同グラフの左上の領域、すなわち低回転・高負荷の領域では２つの点火プラグを時間的な位相をもって点火し、その他の領域、すなわち高回転又は中回転・高負荷の領域では第１の点火プラグ１２４ａのみを点火する。
　図７に戻り、ステップＳ７５では、ステップＳ７１～Ｓ７４で検出又は演算されたエンジン負荷、エンジン回転速度及びＥＧＲ量から図８の制御マップを参照し、エンジンの駆動状態から２つの点火プラグ１２４ａ，１２４ｂの点火時期を判定する。すなわち、エンジンＥＧが低回転・低負荷の領域にある場合は、ステップＳ７６へ進んで２つの点火プラグ１２４ａ，１２４ｂを同時に点火し、エンジンＥＧが低回転・高負荷の領域にある場合はステップＳ７８へ進んで２つの点火プラグを時間的な位相をもって点火する。これらステップＳ７６、Ｓ７８の場合は、大径吸気バルブ１２１ａと小径吸気バルブ１２１ｂの両方を作動する。
　また、エンジンＥＧがその他の領域、すなわち中～高回転の領域にある場合はステップＳ７７へ進んで第１の点火プラグ１２４ａのみを点火する。このとき、大径吸気バルブ１２１ａは大径吸気口１３４ａを閉塞し、その作動が禁止され、小径吸気バルブ１２１ｂのみによって小径吸気口１３４ｂを開閉制御する。
　ところで、エンジンＥＧが低～中回転・中負荷の領域にある場合には、図１０Ａに示すように外部ＥＧＲ機能により排気ガスを還流するが、この状態からアクセルを放すなどして負荷が小さくなるとコースト状態に切り換り、ＥＧＲは行なわないか、仮に内部ＥＧＲを行なうとしても少ないＥＧＲ量に切り換ることになる。しかしながら、図１０Ｂに示すように、それまで外部ＥＧＲ機能が働いていたことから筒内には所定量の排ガスが残留しているにも拘らず、ここからコースト状態に切り換ると要求トルクの減少によって吸入空気量が低下するため、燃焼が不安定になり失火に至るおそれがある。
　しかしながら本例では、図８に示すように、エンジンＥＧが低回転・低負荷の領域にある場合は、２つの点火プラグ１２４ａ，１２４ｂを同時に点火するので、このような状況にあっても燃焼を安定させることができる。すなわち、多点点火により燃焼耐力を向上させることができる。
　以上のとおり、本例のエンジンＥＧによれば以下の効果を奏する。
（１）本例では、燃焼室１２３の中央部に第１の点火プラグ１２４ａを配置するとともに燃焼室１２３の周辺部であって小径吸気バルブ１２１ｂの近傍に第２の点火プラグ１２４ｂを配置しているで、主たる点火は第１の点火プラグ１２４ａが行い、第２の点火プラグ１２４ｂは補助的な点火を行うことができる。これにより、たとえば高回転域又は中回転・高負荷域においては第１の点火プラグ１２４ａを点火させ、低～中回転・低～中負荷域においては第１の点火プラグ１２４ａと第２の点火プラグ１２４ｂを同時に点火させ、低回転・高負荷時には第１の点火プラグ１２４ａと第２の点火プラグ１２４ｂを位相点火させるといった切換制御を行っても、内燃機関の出力性能を維持することができる。
（２）また本例では、大径吸気バルブ１２１ａの直径に対する小径吸気バルブ１２１ｂの直径比率を７０～９５％の範囲に設定しているので、バルブ間のスペースが確保でき、第２の点火プラグ１２４ｂを追加することができる。この場合に、異径バルブとすることによる吸気効率の低下を最小限にしながら、多点点火による燃焼耐力を向上させることができる。
（３）また本例のエンジンＥＧでは、２つの点火プラグ１２４ａ，１２４ｂを燃焼室１２３にレイアウトするにあたり、第１の点火プラグ２４ａを燃焼室１２３の中央部に配置し、第２の点火プラグ１２４ｂをエンジンリヤ側に配置しているので、車体のフードパネルをより低く設定することができる。
（４）また本例では、エンジンＥＧのリヤ側の側部に配置されたコレクタ１１５から、エンジンＥＧのフロント側に向かって湾曲して吸気口１３４に接続されたインテークマニホールド１１１ｂを備えるので、燃焼室１２３内の筒内流動が強化されて燃焼耐力が向上する。
（５）また本例では、小径吸気口１２１ｂに接続された吸気ポート１１１ａｂの、小径吸気口１３４ｂとの接続部Ｘの頂面が削落されているので、シリンダヘッドに適切な冷却水の水路１３２ａを形成することができ、第２点火プラグ１２４ｂの冷却効果が期待できる。
（６）また本例のエンジンＥＧでは、高回転域又は中～高回転・高負荷域には小径吸気バルブ１２１ｂのみを作動するので、吸気バルブの操作エネルギが低減され、また振動や騒音も抑制される。さらに、低回転・低負荷域においては２つの点火プラグ１２４ａ，１２４ｂを同時に点火させるので、たとえば当該領域内で負荷が減少し、外部ＥＧＲから内部ＥＧＲへ遷移する際に一時的に空気量が低下して燃焼が不安定になり失火に至ろうとしても、多点点火により燃焼耐力を向上させることができる。
　上記インテークマニホールド１１１ｂは本発明に係る吸気通路に相当し、上記エンジンコントロールユニット１１は本発明に係る第２の制御手段に相当する。
ＥＧ…エンジン（内燃機関）
１１…エンジンコントロールユニット
１１１…吸気通路
１１１ａ，１１１ａａ，１１１ａｂ…燃料噴射ポート
１１２…エアーフィルタ
１１３…エアフローメータ
１１４…スロットルバルブ
１１５…コレクタ
１１６…スロットルバルブアクチュエータ
１１７…スロットルセンサ
１１８…燃料噴射バルブ
１１８ａ…第１の燃料噴射バルブ
１１８ｂ…第２の燃料噴射バルブ
１１８ｃ…直噴型エンジンの燃料噴射バルブ
１１９…シリンダ
１２０…ピストン
１２１…吸気バルブ
１２１ａ…大径吸気バルブ
１２１ｂ…小径吸気バルブ
１２２，１２２ａ，１２２ｂ…排気バルブ
１２３…燃焼室
１２４…点火プラグ
１２４ａ…第１の点火プラグ
１２４ｂ…第２の点火プラグ
１２５…排気通路
１２６…空燃比センサ
１２７…排気浄化触媒
１２８…酸素センサ
１２９…マフラ
１３０…クランク軸
１３１…クランク角センサ
１３２…冷却ジャケット
１３３…水温センサ
１３４，１３４ａ，１３４ｂ…吸気口
１３５，１３５ａ，１３５ｂ…排気口
１３６…排気還流通路
１３７…ＥＧＲクーラ
１３８…ＥＧＲバルブ

Claims (7)

  1. 　燃焼室に対して吸気する大径の吸気口及びこれより小径の吸気口と、
    　前記大径の吸気口に設けられ当該大径の吸気口を開閉する大径の吸気バルブと、
    　前記小径の吸気口に設けられ当該小径の吸気口を開閉する、前記大径の吸気バルブより小径の吸気バルブと、
    　前記燃焼室の中央部であって前記大径の吸気バルブと前記小径の吸気バルブとの間に設けられた第１の点火プラグと、
    　前記燃焼室の周辺部であって前記小径の吸気バルブの近傍に設けられた第２の点火プラグと、を備える内燃機関。
  2. 　燃焼室に対して吸気する大径の吸気口及びこれより小径の吸気口と、
    　前記大径の吸気口に設けられ当該大径の吸気口を開閉する大径の吸気バルブと、
    　前記小径の吸気口に設けられ当該小径の吸気口を開閉する、前記大径の吸気バルブより小径の吸気バルブと、
    　前記燃焼室のガスを排気する少なくとも２つの排気口と、
    　前記各排気口に設けられ当該各排気口を開閉する排気バルブと、
    　前記大径の吸気バルブ、前記小径の吸気バルブ及び前記各排気バルブの各中心点で囲まれた燃焼室領域に設けられた第１の点火プラグと、
    　前記燃焼室領域以外の領域の燃焼室に設けられた第２の点火プラグと、を備える内燃機関。
  3. 　前記大径の吸気バルブの直径に対する前記小径の吸気バルブの直径の比率は、７０～９５％である請求項１又は２に記載の内燃機関。
  4. 　前記小径の吸気バルブは、前記大径の吸気バルブに対して前記内燃機関のリヤ側に配置され、
    　前記第２の点火プラグは、前記内燃機関のリヤ側に配置されている請求項１～３のいずれか一項に記載の内燃機関。
  5. 　前記内燃機関のリヤ側の側部に配置されたコレクタから、前記内燃機関のフロント側に向かって湾曲して前記吸気口に接続された吸気通路をさらに備える請求項４に記載の内燃機関。
  6. 　前記小径の吸気口に接続された吸気ポートの、前記小径の吸気口との接続部の頂面が削落されている請求項１～５のいずれか一項に記載の内燃機関。
  7. 　内燃機関が所定の高回転域又は中回転・高負荷域の場合に前記第１の点火プラグのみを点火させ、
    　前記内燃機関が所定の低～中回転・低～中負荷域の場合に前記第１の点火プラグと前記第２の点火プラグを同時に点火させ、
    　前記内燃機関が所定の低回転・高負荷時には前記第１の点火プラグと前記第２の点火プラグを位相点火させる制御手段をさらに備える請求項１～６のいずれか一項に記載の内燃機関。
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