JP2008014265A - 火花点火式多気筒エンジン - Google Patents

Abstract

【課題】運転域の全域にわたって燃費が向上するとともに製造コストが低減するエンジンを提供する。
【解決手段】スロットル弁３４を有する入口通路５４を通過した吸気を気筒毎の吸気通路５３に分配する吸気装置２を備える。排気ガスを吸気系にＥＧＲ弁６４を介して導くＥＧＲ装置５を備える。気筒毎の各吸気通路５３を、吸気制御弁４４が設けられた主吸気通路５１と、この主吸気通路５１に沿うタンブル生成用の複数の副吸気通路５２とによって構成する。入口通路５４のスロットル弁３４の下流側にベンチュリ７１を設ける。ベンチュリ７１の内壁面にＥＧＲ装置５の排気ガス出口（スリット７３）を形成する。この排気ガス出口と前記ＥＧＲ弁６４との間にリード弁６５を設けた。
【選択図】 図２

Description

本発明は、燃費向上を図るために排気ガス再循環装置を利用した火花点火式多気筒エンジンに関するものである。

従来、排気ガス再循環装置（以下、単にＥＧＲ装置という）を利用して燃費を向上させた火花点火式エンジンとしては、例えば特許文献１に開示されているものがある。
この特許文献１の図１７に示されている従来のエンジンは、Ｖ型６気筒エンジンであって、１気筒当たり２本ずつの吸・排気弁と、これらの吸・排気弁を吸気カム軸と排気カム軸とによって駆動する動弁装置と、吸気カム軸と排気カム軸との位相をそれぞれ変化させるバルブタイミング可変機構と、１つのスロットル弁によって計量した吸気を各気筒に分配する吸気装置などを備えている。

この従来のエンジンにおいては、低・中負荷運転時には、外部ＥＧＲに加えて吸・排気弁のオーバラップ量を大きくとって内部ＥＧＲっも行い、かつ吸気弁の閉じる時期を遅らせることによってポンピングロスを低減し、燃費の向上を図っている。オーバーラップ量の調整や吸気弁の閉じる時期を遅らせたりするのは、前記バルブタイミング可変機構を利用している。また、このエンジンにおいては、高負荷運転時には、燃料の空燃比を理論空燃比とすることによって燃費の向上を図っている。高負荷運転時に理論空燃比としたことに伴い燃焼温度が上昇するこになるが、この従来のエンジンでは、外部ＥＧＲにより高負荷運転時に排気ガスを吸気通路内に導くことによって燃焼温度を低下させている。

従来の一般的な火花点火式エンジンに設けられている外部ＥＧＲ装置は、排気管の排気通路内と、スロットル弁の下流側の吸気通路内とを連通するＥＧＲガス通路にＥＧＲ弁を設けた構成が採られている。この種のＥＧＲ装置では、スロットル開度が大きな高負荷運転時には吸気通路内の負圧が低下するために、ＥＧＲガス（排気ガス）が吸気通路内に吸入され難くなり、吸気通路内の全ガス量に対するＥＧＲガスの割合、すなわちＥＧＲ率が低下することが知られている。ＥＧＲ率（％）は、｛ＥＧＲガス量／（新気量＋ＥＧＲガス量）｝×１００として計算される。

高負荷運転時にも大量のＥＧＲガスを吸気通路内に吸入させることができる従来のＥＧＲ装置としては、例えば特許文献２に開示されたものがある。この特許文献２に示されているＥＧＲ装置は、ディーゼルエンジンに設けられたもので、吸気通路に設けられたベンチュリを利用してＥＧＲガスを吸気通路内に吸引させる構成が採られている。このＥＧＲ装置のＥＧＲガス出口は、このベンチュリの内壁面に形成されている。このディーゼルエンジン用ＥＧＲ装置では、吸気通路と排気通路との圧力差によって吸気が排気通路側に流れるのを防ぐために、ＥＧＲガス出口とＥＧＲ弁との間にリード弁が設けられている。なお、このＥＧＲ装置を装備したエンジンは、ディーゼルエンジンであるためスロットル弁は設けられていない。
特開平５−８６９４５号公報 特開２０００−２４９００４号公報

本願発明者は、エンジンの運転域の全域にわたって燃費が向上するとともに製造コストが低くなるエンジンを提供することを考えた。しかしながら、特許文献１および特許文献２に記載されている従来の技術では、以下に述べる理由により、燃費の向上とコストダウンとが両立するエンジンを製造することはできないと結論した。

特許文献１に示されているエンジンは、バルブタイミング可変機構を使用して低中負荷運転時にオーバーラップ量を大として内部ＥＧＲを増やし、燃費向上を図るものである。バルブタイミング可変機構は高価なものであるから、このエンジンは製造コストが高くなってしまう。また、前述のように高負荷運転時は吸気通路内の負圧が低下するためＥＧＲガス量が不十分となり燃焼温度抑制にも限界がある。このため更に高圧縮比化して燃費向上を図ろうとしてもノッキングの問題があって難しい。

特許文献２に示されているＥＧＲ装置は、スロットル弁を使用しないディーゼルエンジンに用いられるものであり、単純に火花点火式エンジンに流用できるものではない。

本発明はこのような問題を解消するためになされたもので、運転域のほぼ全域にわたって燃費が向上するとともに、製造コストの低減を可能としたエンジンを提供することを目的とする。

この目的を達成するために、本発明に係る火花点火式エンジンは、スロットル弁を有する入口通路を通過した吸気を気筒毎の吸気通路に分配する吸気装置と、排気ガスを吸気系に排気ガス再循環弁を介して導く排気ガス再循環装置とを備えた火花点火式多気筒エンジンにおいて、前記各吸気通路は、燃焼室に吸気弁を介して接続されかつその上流に吸気制御弁が設けられた主吸気通路と、この主吸気通路に沿って延在しかつ前記吸気制御弁の上流に上流端が開口し、主吸気通路における吸気弁の近傍に下流端が開口するタンブル生成用の複数の副吸気通路とから構成され、前記入口通路におけるスロットル弁の下流側にベンチュリを設け、このベンチュリの内壁面に前記排気ガス再循環装置の排気ガス出口を形成し、この排気ガス出口と前記排気ガス再循環弁との間に逆止弁を設けたものである。

請求項２に記載した発明に係る火花点火式多気筒エンジンは、請求項１に記載した火花点火式多気筒エンジンにおいて、エンジンの運転状態が低負荷状態から高負荷状態に短時間で移行した場合と、低負荷状態で運転していたエンジンが停止した場合に排気ガス再循環弁を開く制御装置を備えているものである。

請求項３に記載した発明に係る火花点火式多気筒エンジンは、請求項１または請求項２に記載した火花点火式多気筒エンジンにおいて、前記吸気弁は各気筒に１つ設けられ、副吸気通路は、前記吸気弁の弁軸の両側を指向して互いに平行になる状態で２本設けられているものである。

本発明によれば、ベンチュリ内と排気通路内との圧力差によって排気ガス（ＥＧＲガス）が排気ガス再循環装置からベンチュリ内に吸引される。ベンチュリ内は、スロットル弁の開度が大きくなる高負荷運転時にも負圧に保たれる。
このため、本発明によれば、高負荷運転時にもＥＧＲガスを排気ガス再循環装置によって吸気通路内に導くことができ、ＥＧＲ率を向上させることができる。ＥＧＲ率が高くなることにより、エンジンの燃焼温度が低下する。一般に、エンジンは燃焼温度が低下するとノッキングが発生し難くなる。このエンジンにおいては、ＥＧＲ率の向上により燃焼温度を低下させることができたから、ノッキングの発生を防ぎながら、圧縮比を高くすることができた。したがって、本発明によれば、上述したように圧縮比を高くした結果、熱効率が高くなって高負荷運転時の燃費を向上させることができた。

一方、低・中負荷運転時には、吸気制御弁を閉じることによって、副吸気通路を使用してシリンダ内にタンブルを発生させ、燃焼を安定させることができる。前記吸気制御弁は、主吸気通路を単にＯＮ−ＯＦＦ的にあるいは連続的に開閉するだけの単純でかつ安価な開閉弁によって構成することができる。燃焼が安定することにより必然的に燃費の向上が図れる。

この低・中負荷運転時にも排気ガス再循環装置によってＥＧＲガスを吸気通路内に導入し、ＥＧＲ率を高くすることにより、副吸気通路内を流れる吸気（新気＋ＥＧＲガス）の量が増加し、より一層効果的なタンブルが発生するようになって燃焼がより一層安定するとともに、ポンピングロスが低減されることから、さらなる燃費の向上を図ることができる。エンジン運転中に排気脈動により排気通路内の圧力がベンチュリ内の圧力より低くなった場合、逆止弁によって吸気の排気通路側への流入が阻止されるので、ＥＧＲガスが安定的に吸気中に混入でき、燃焼が安定するため、やはり燃費が向上する。

したがって、本発明によれば、高負荷運転時も含めたエンジン運転域のほぼ全域にわたってＥＧＲ率を高めて燃費向上を図ることができ、しかも、高価なバルブタイミング可変機構を用いることなく、安価な開閉弁によっても構成可能な吸気制御弁を使用して低・中負荷運転時に燃費を向上させることができる。
この結果、本発明によれば、エンジンの運転域の全域にわたって燃費が向上するとともに、低いコストで製造できるエンジンを提供することができる。

請求項２記載の発明によれば、エンジンの運転状態が低負荷状態から高負荷状態に短時間で移行した場合と、低負荷状態で運転していたエンジンが停止した場合には、逆止弁の上流側と下流側とで大きな圧力差が生じる。しかし、この発明によれば、このときに排気ガス再循環弁を開くから、逆止弁の上流側にＥＧＲガスが導入され、逆止弁の上流側と下流側との圧力のバランスをとることができる。
このため、この発明によれば、逆止弁として高速応答性に優れ薄型軽量で価格が安いリード弁を使用することができ、製造コストをより一層低減することができる。

請求項３記載の発明によれば、副吸気通路から流出した吸気を吸気弁の弁軸の両側を通して燃焼室内に送ることができる。このため、副吸気通路から流出した吸気は、吸気弁の弁軸に遮られることがなく、流速が高い状態を保ちながら燃焼室内に流入する。この結果、この発明によれば、シリンダ内にさらに効果的なタンブルを発生させることができ、燃費をより一層向上させることができる。

以下、本発明に係る火花点火式多気筒エンジンの一実施の形態を図１ないし図６によって詳細に説明する。
図１は本発明に係る火花点火式多気筒エンジンの構成図、図２は要部を拡大して示す断面図、図３は吸気系の構成を示す図、図４はシリンダヘッドの底面図、図５は図２におけるベンチュリ部分のV−V線断面図、図６はＥＧＲ弁の開度を設定するためのマップとなるグラフである。

これらの図において、符号１で示すものは、この実施の形態による火花点火式多気筒エンジンを示す。このエンジン１は４サイクルＶ型８気筒型のものである。このエンジンは、後述するようにノッキングが発生し難いことから、従来のＶ型８気筒エンジンに較べて圧縮比を高くして形成されている。

このエンジン１の二つの気筒列の互いに対向する側部（以下、単にＶバンク内側の側部という）には、後述する吸気装置２（図１参照）が接続され、反対側の側部には排気装置３が接続されている。排気装置３は、三元触媒からなる触媒コンバータ４を備えている。また、この排気装置３と吸気装置２とには、後述する排気ガス再循環装置（以下、単にＥＧＲ装置という）５が接続されている。

このエンジン１の各気筒列は、図１に示すように、シリンダブロック１１と、シリンダブロック１１の上に取付けられたシリンダヘッド１２と、このシリンダヘッド１２の上に取付けられたヘッドカバー１３などによって構成されている。図１および図２において、１４はシリンダブロック１１のシリンダ孔を示し、１５はピストンを示し、一点鎖線Ｃはシリンダの軸線を示す。

シリンダヘッド１２には、図２および図４に示すように、１気筒当たり一つずつの吸気ポート２１と排気ポート２２とが形成されており、これらのポート２１，２２を開閉する１本ずつの吸気弁２３および排気弁２４と、１気筒当たり２本の点火プラグ２５とがが設けられている。これらの吸気弁２３と排気弁２４とを駆動する動弁装置は、図示してはいないが、コストダウンを図るためにＯＨＶ型の動弁装置を使用している。

前記吸気ポート２１は、本発明でいう気筒毎の吸気通路の一部を構成するもので、通路断面積が相対的に大きくなるように形成された主吸気ポート２６と、この主吸気ポート２６と平行に形成された通路断面積が相対的に小さい２本の副吸気ポート２７などによって構成されている。

前記主吸気ポート２６は、燃焼室に１本の吸気弁２３を介して接続されており、燃焼室Ｓからシリンダヘッド１２のＶバンク内側の側部に延在するように形成されている。副吸気ポート２７の下流端は、前記主吸気ポート２６における前記吸気弁２３の近傍であって、主吸気ポート２６における吸気弁２３の弁軸２３ａが貫通する部分とは反対側の部位に開口している。副吸気ポート２７は、前記下流端からシリンダヘッド１２のＶバンク内側の側部に延在するように形成されている。２本の副吸気ポート２７，２７は、シリンダヘッド１２に互いに平行な２本の通路孔を穿設することによって形成されている。

主吸気ポート２６と副吸気ポート２７とは、図４に示すように、シリンダの軸線方向から見て燃焼室Ｓからシリンダヘッド１２の側部（Ｖバンク内側の側部）に向けて一直線状に延在するように形成されている。前記２本の副吸気ポート２７，２７は、図２に示すように、クランク軸（図示せず）の軸線方向から見て主吸気ポート２６の下方（シリンダブロック１１側）でかつ主吸気ポート２６と略平行であって、図４に示すように、シリンダの軸線方向から見て主吸気ポート２６と重なる位置に形成されている。

また、これらの２本の副吸気ポート２７，２７どうしは、図２に示すように、クランク軸の軸線方向から見て互いに重なる位置に形成され、かつ、図４に示すように、シリンダの軸線方向から見て間隔をおいて互いに平行に形成されている。すなわち、副吸気ポート２７，２７は、主吸気ポート２６の両側部の下方に形成されている。

さらに、これら２本の副吸気ポート２７，２７は、図２に示すように、この副吸気ポート２７を燃焼室側に延長した仮想の延長線が排気弁２４の弁体下面２４ａもしくは燃焼室Ｓの周壁に当たるような角度でシリンダヘッド１２に形成されている。副吸気ポート２７，２７を形成する角度は、不図示ではあるが、シリンダ孔１４の上部周壁に当たるような角度でもよい。

このように副吸気ポート２７を主吸気ポート２６に沿わせて水平もしくは若干傾斜させて形成することにより、副吸気ポート２７から流出した吸気は、開いた吸気弁２３の弁軸２３ａの両側方を通過し、さらに、弁体２３ｂと吸気ポート２１の下流端の開口との間を通過して燃焼室Ｓ内に流入する。

この副吸気ポート２７に大量に吸気を通すことによって、シリンダ内にタンブルが発生する。このタンブルは、２本の副吸気ポート２７がクランク軸の軸線方向に並んでいることから、クランク軸の軸線方向に所定の幅を有する状態で生じる。前記２本の点火プラグ２５，２５は、このようにタンブルの幅が広くても燃料に確実に点火させるために、クランク軸の軸線方向に並ぶ状態でシリンダヘッド１２に取付けられている（図４参照）。

これらの主吸気ポート２６と副吸気ポート２７に吸気を導く吸気装置２は、図１および図２に示すように、シリンダヘッド１２の一側部（Ｖバンク内側の側部）に接続された気筒列毎の吸気マニホールド３１と、この吸気マニホールド３１の上流側端部に接続された一つのサージタンク３２と、このサージタンク３２に後述するベンチュリ部材３３を介して接続されたスロットル弁３４と、このスロットル弁３４の上流側端部に吸気管３５を介して接続されたエアクリーナ３６などによって構成されている。

前記吸気マニホールド３１は、気筒列毎に設けられており、前記主吸気ポート２６に接続する主吸気孔４１と、前記副吸気ポート２７に接続する２本の副吸気孔４２，４２とが形成されているとともに、燃料インジェクタ４３と、後述する吸気制御弁４４とが設けられている。これらの主吸気孔４１と、２本の副吸気孔４２，４２、燃料インジェクタ４３、吸気制御弁４４は気筒毎に設けられている。

前記主吸気孔４１と副吸気孔４２とは、それぞれ吸気マニホールド３１を貫通するように形成されている。２本の副吸気孔４２は、図２に示すように、クランク軸の軸線方向から見て互いに重なり、かつ図３および図４に示すように、シリンダの軸線方向から見て互いに平行になるように形成されている。

この実施の形態によるエンジン１においては、図２に示すように、前記主吸気孔４１と前記主吸気ポート２６とによって主吸気通路５１が形成され、前記副吸気孔４２と前記副吸気ポート２７とによって副吸気通路５２が形成されている。また、この実施の形態においては、前記主吸気通路５１と副吸気通路５２とによって本発明でいう気筒毎の吸気通路５３が構成されている。

前記燃料インジェクタ４３は、吸気マニホールド３１における主吸気孔４１の下流側端部の上方に取付けられており、主吸気孔４１内に上方から燃料を噴射する。燃料インジェクタ４３の燃料噴射量は、図１中に符号５５で示す制御装置によって設定される。燃料インジェクタ４３は、制御装置５５によって燃料噴射量が制御され、燃料をエンジン１の運転域のほぼ全域にわたって理論空燃比で供給する。但し、高速高負荷時には、触媒保護のために空燃比をリッチにして排気温度を下げる場合もある。この実施の形態においては、この燃料インジェクタ４３と制御装置５５とによって本発明でいう燃料供給装置が構成されている。

主吸気孔４１の上流側端部内には、前記主吸気通路５１を開閉するための吸気制御弁４４が設けられている。この吸気制御弁４４は、バタフライ弁からなり、前記制御装置５５に接続されたモータ４５（図３参照）による駆動によって開閉する。この実施の形態による吸気制御弁４４は、予め実験で得られたマップに従い前記制御装置５５がモータ４５の動作を制御することによって、エンジン運転状態に応じた最適開度に連続的に制御される。

この吸気制御弁４４が閉じている場合、吸気の殆どは、副吸気通路５２を通って燃焼室Ｓ内に流入する。なお、制御装置５５は、吸気制御弁４４を単にＯＮ−ＯＦＦ制御するものであってもよい。
この実施の形態においては、気筒毎の吸気制御弁４４どうしは、図３に示すように、吸気マニホールド３１を貫通する弁軸４６に互いに連動するように連結されている。

前記サージタンク３２は、クランク軸の軸線方向に延在する形状に形成されており、その一側部と他側部とに気筒列毎の吸気マニホールド３１がそれぞれ接続されている。このサージタンク３２は、図３に示すように、後述するスロットル弁３４側から流入した吸気を各吸気マニホールド３１の気筒毎の吸気通路５３に分配する。なお、図２はサージタンク３２に一方の吸気マニホールド３１を取付けた状態で描いてあるが、実際には、図１中に二点鎖線で示すように、サージタンク３２には他方の吸気マニホールド３１も取付けられる。この実施の形態においては、サージタンク３２を含めてこれより上流側の吸気通路によって本発明でいう入口通路５４が構成されている。

前記ベンチュリ部材３３は、前記サージタンク３２とスロットル弁３４との間の吸気通路を形成しており、後述するＥＧＲ装置５からＥＧＲガスを圧力差によって吸気通路（入口通路５４）内に吸引するものである。図３においては、ベンチュリ部材３３とスロットル弁３４とが一体に形成された状態で描いてあるが、実際には図２に示すように、これらの部材は別体に形成されて組合わせられている。

前記スロットル弁３４は、人為的に操作されるバタフライ弁によって構成されている。なお、スロットル弁３４を人為的に操作するに当たっては、図３に示すように、スロットル弁３４に駆動用モータ３４ａを接続し、このモータ３４ａの動作量を人為的に増減させる構成を採ることができる。

ベンチュリ部材３３に接続されたＥＧＲ装置５は、図１に示すように、排気装置３にＥＧＲガス用パイプ６１によって接続されたＥＧＲガス用クーラ６２と、このＥＧＲガス用クーラ６２に接続管６３を介して接続されたＥＧＲ弁６４（排気ガス再循環弁）と、このＥＧＲ弁６４と前記ベンチュリ部材３３との間に介装されたリード弁６５などによって構成されている。

前記ＥＧＲガス用パイプ６１は、排気装置３における触媒コンバータ４の上流側に位置する排気管３ａに接続されている。なお、ＥＧＲガス用パイプ６１は、図１中に二点鎖線で示すように、触媒コンバータ４の下流側に位置する排気管３ｂに接続することができる。
前記ＥＧＲガス用クーラ６２は、内部を通過するＥＧＲガスを冷却するためのものである。

前記ＥＧＲ弁６４は、電動式のポペット弁からなり、前記制御装置５５により弁体６４ａの開度が連続的に制御されることによって、ＥＧＲガスの循環・停止の切換えと、ＥＧＲガスの流量の調整とを行う。このＥＧＲ弁６４の開度は、エンジンの運転状態に対応したＥＧＲ率が得られるように制御装置５５が制御する。このＥＧＲ率は、図６に示すマップから求める。

図６に示すマップは、ＥＧＲ率をエンジン回転数（横軸）と正味平均有効圧力（縦軸）とに割り付けることによって形成されており、制御装置５５内のメモリ（図示せず）に記憶させている。正味平均有効圧力は、エンジン１の負荷の大きさに相当するものであり、例えばエンジン回転数と吸入空気量とから演算により求めることができる。

図６中に示す点は、エンジン回転数と正味平均有効圧力とに対するＥＧＲ率を示す。また、図６中に示す曲線は、同一のＥＧＲ率となる点をいわゆる等高線状に結んだものである。ＥＧＲ率は、図６において隣接する曲線どうしの間では漸次変化するように設定されている。例えば、ＥＧＲ率２０％を示す曲線とＥＧＲ率１８％を示す曲線とに挟まれた領域においては、エンジン運転条件（エンジン回転数、正味平均有効圧）の増減に対応して１８％から２０％の間で増減する。

図６から分かるように、このエンジン１においては、中負荷低回転時にＥＧＲ率が２８％と最大になり、中負荷中回転時においてはＥＧＲ率が２４％になる。また、このエンジン１においては、正味平均有効圧が最大となるエンジン運転状態（高負荷運転状態）でＥＧＲ率が１５％になるようにＥＧＲ弁６４が開くことが図６から分かる。

また、このＥＧＲ弁６４は、リード弁６５の下流側の負圧が高い状態から急激に低くなる場合、前記制御装置５５による制御によって開く。このようにＥＧＲ弁６４が開くのは、エンジン１の運転状態が低負荷状態から高負荷状態に短時間で移行した場合と、低負荷状態で運転していたエンジン１が停止した場合とである。

前記リード弁６５は、ＥＧＲガスが吸気通路内に吸引されるときのみ開き、吸気が吸気通路側からＥＧＲ弁６４側に流れるのを阻止する。このリード弁６５によって、本発明でいう逆止弁が構成されている。

これらの部材からなるＥＧＲ装置５は、気筒列毎に、すなわち左右バンクに１つずつ設けられており、ベンチュリ部材３３の一側部と他側部とにそれぞれ接続されている。図２においては、一方の気筒列に接続されたＥＧＲ装置５のみが描いてある。また、この実施の形態においては、一方のＥＧＲ装置５のＥＧＲ弁６４およびリード弁６５と、他方のＥＧＲ装置５のＥＧＲ弁６４およびリード弁６５とがベンチュリ部材３３に一体的に組付けられ、両ＥＧＲ弁６４と吸気通路（入口通路５４）との間の距離が可及的短くなるように構成されている。この構成を採ることにより、ＥＧＲ弁６４の開閉に対して、吸気通路内へのＥＧＲガスの導入量が応答性よく変化することになる。

前記ベンチュリ部材３３の内部には、図２および図５に示すように、ベンチュリ７１と、このベンチュリ７１の周囲を囲む断面環状のガス室７２とが形成されている。前記ベンチュリ７１は、吸気通路の通路断面積を部分的に小さく形成することによって構成されている。

前記ガス室７２は、ベンチュリ部材３３におけるリード弁６５が取付けられる２側部においてベンチュリ部材３３の外に開放されており、この開放部分を覆うようにベンチュリ部材３３に取付けられたリード弁６５の下流部６５ａ内に接続されている。また、前記ガス室７２の内周部は、ベンチュリ７１の内壁面に開口するスリット７３を介して吸気通路（入口通路５４）内に接続されている。

このスリット７３は、図５に示すように、前記ガス室７２と吸気通路（入口通路５４）とを画成する断面環状の内壁７４を厚み方向に貫通するように形成されている。また、スリット７３は、前記内壁７４の周方向の４箇所に形成されている。すなわち、吸気通路（入口通路５４）は、これら４箇所のスリット７３とガス室７２とを介してリード弁６５の下流部６５ａ内に連通されることになる。このため、この実施の形態によれば、前記スリット７３によってＥＧＲ装置５のＥＧＲガス出口（排気ガス出口）が構成されている。

このように構成されたエンジン１によれば、スロットル弁３４の下流側の吸気通路（入口通路５４）内に発生する負圧がベンチュリ部材３３を介してＥＧＲ装置５に伝達され、ＥＧＲ弁６４が開いている状態において、前記吸気通路内と排気管３ａの排気通路内との圧力差によってＥＧＲガスが吸気通路内に吸引される。ＥＧＲ装置５から吸気通路内に吸引されるＥＧＲガスは、ＥＧＲガス用クーラ６２に冷却され温度が低下したものとなる。

ベンチュリ部材３３のベンチュリ７１内は、スロットル弁３４が大きく開いて前記負圧が減少するような状態であっても、吸気が高速で流れることにより負圧に保たれる。
このため、この実施の形態によるエンジン１は、スロットル弁３４の開度が相対的に大きくなる高負荷運転時にもＥＧＲガスをＥＧＲ装置５によって吸気通路（入口通路５４）内に導くことができ、ＥＧＲ率を向上させることができる。入口通路５４内に吸引されたＥＧＲガスは、新気とともにサージタンク３２から気筒毎の吸気通路５３に分配されて各気筒の燃焼室Ｓに吸引される。

このようにＥＧＲガスが燃焼室Ｓ内に吸引されることにより、このエンジン１においては燃焼温度が低下する。一般に、エンジンは、燃焼温度が低下するとノッキングが発生し難くなる。このため、この実施の形態によるエンジン１においては、高負荷運転時にＥＧＲ率の向上により燃焼温度を低下させることができたから、ノッキングが発生するのを防ぎながら、圧縮比を一般的なＶ型８気筒エンジンに較べて高く設定することができた。
この実施の形態によるエンジン１においては、上述したように圧縮比を高くした結果、熱効率が高くなって高負荷運転時の燃費を向上させることができた。なお、このエンジン１は、燃料の空燃比を理論空燃比としているから、排気ガスが触媒コンバータ４を通過することにより排気ガス中の有害成分が浄化される。

一方、この実施の形態によるエンジン１においては、低・中負荷運転時には、吸気制御弁４４の開度が減少し、吸気がサージタンク３２から主に副吸気通路５２（副吸気ポート２７、副吸気孔４２）に流入するようになる。このエンジン１においては、副吸気通路５２を通る吸気の量が増大することによって、シリンダ内にタンブルが発生するから、低・中負荷運転時に燃焼が安定する。このように燃焼が安定することにより燃費が向上する。この実施の形態による吸気制御弁４４は、機構が単純でかつ安価なバタフライ弁によって構成されているから、エンジン１の製造コストを低く抑えることができる。

エンジン１の低・中負荷運転時には、ＥＧＲ弁６４の開度を増大させることにより、より多くのＥＧＲガスをＥＧＲ装置５によって吸気通路内に導入することができる。このようにＥＧＲ率を高くすることにより、副吸気通路５２内を流れる吸気の量が増加し、より一層効果的な強タンブルが発生する。しかも、この場合、スロットル弁３４の開度が一定でも吸気の量が増加するから、ポンピングロスが低減される。このため、低・中負荷運転時にさらなる燃費の向上を図ることができる。

この実施の形態によるエンジン１において、エンジン運転中に排気管３ａ内の圧力は、排気脈動によって増減する。排気管３ａ内の圧力がベンチュリ７１内の圧力より低くなった場合、リード弁６５が閉じることにより、新気がＥＧＲ装置５内を排気管３ａ側へ流れ込むのを防ぐことができる。このリード弁６５の弁体は、薄いシート状に形成されたものであるから、下流側の圧力が急激に上昇することにより変形することがある。しかし、この実施の形態によるエンジン１においては、リード弁６５の下流側の圧力が急激に上昇するときにはＥＧＲ弁６４が開く。こんため、このエンジン１によれば、このときにリード弁６５の上流側にＥＧＲガスの圧力が導入されて上流側と下流側との圧力バランスをとることができ、弁体が変形するのを防止することができる。

したがって、この実施の形態によるエンジン１によれば、高負荷運転時も含めたエンジン運転域のほぼ全域でＥＧＲガスを吸気通路（入口通路５４）内に導いて燃費向上を図ることができる。また、低・中負荷運転時には、高価なバルブタイミング可変機構を用いることなく、安価な吸気制御弁４４を使用して燃費を向上させることができる。
このため、この実施の形態によれば、運転域の全域にわたって燃費が向上するとともに、低いコストで製造できるエンジン１を製造することができる。

この実施の形態によるエンジン１は、燃料をエンジン１の運転域のほぼ全域にわたって理論空燃比で供給する構成が採られている。このため、このエンジン１によれば、高負荷運転時に燃料の空燃比をリッチ空燃比とするエンジン１に較べて燃費を低減することができる。

この実施の形態によるエンジン１は、運転状態が低負荷状態から高負荷状態に短時間で移行した場合と、低負荷状態で運転していたエンジン１が停止した場合にＥＧＲ弁６４が開く構成が採られている。このため、リード弁６５の上流側と下流側とで大きな圧力差が生じるときにＥＧＲ弁６４が開き、リード弁６５の上流側にＥＧＲガスが導入されてリード弁６５の上流側と下流側との圧力のバランスをとることができる。この結果、前記圧力差によってリード弁６５の弁体が変形するのを防ぐことができるから、逆止弁として高速応答性に優れ薄型軽量で価格が安いリード弁６５を使用することができた。

この実施の形態によるエンジン１においては、副吸気通路５２が互いに平行になる状態で２本設けられている。このため、このエンジン１によれば、副吸気通路５２（副吸気ポート２７）から流出した吸気を吸気弁２３の弁軸２３ａの両側を通して燃焼室内に送ることができる。すなわち、副吸気ポート２７から流出した吸気は、吸気弁２３の弁軸２３ａに遮られることがなく、流速が高い状態を保ちながら燃焼室Ｓ内に流入する。この結果、この実施の形態によれば、シリンダ内にさらに効果的なタンブルを発生させることができ、燃費をより一層向上させることができる。

上述した実施の形態においては、逆止弁としてリード弁６５を使用する例を示したが、逆止弁の種類は適宜変更することができる。
また、上述した実施の形態ではＶ型８気筒エンジンに本発明を適用する例を示したが、本発明は、他の形式のエンジンにも適用することができる。

本発明に係る火花点火式多気筒エンジンの構成図である。 要部を拡大して示す断面図である。 吸気系の構成を示す図である。 シリンダヘッドの底面図である。 図２におけるベンチュリ部分のV−V線断面図である。 ＥＧＲ弁の開度を設定するためのマップとなるグラフである。

符号の説明

１…エンジン、２…吸気装置、４…触媒コンバータ、５…排気ガス再循環装置、１２…シリンダヘッド、２１…吸気ポート、２３…吸気弁、２６…主吸気ポート、２７…副吸気ポート、３１…吸気マニホールド、３２…サージタンク、３３…ベンチュリ部材、３４…スロットル弁、４１…主吸気孔、４２…副吸気孔、４３…燃料インジェクタ、４４…吸気制御弁、５１…主吸気通路、５２…副吸気通路、５３…気筒毎の吸気通路、５４…入口通路、６４…ＥＧＲ弁、６５…リード弁、７１…ベンチュリ。

Claims (3)

1. スロットル弁を有する入口通路を通過した吸気を気筒毎の吸気通路に分配する吸気装置と、
   排気ガスを吸気系に排気ガス再循環弁を介して導く排気ガス再循環装置とを備えた火花点火式多気筒エンジンにおいて、
   前記各吸気通路は、燃焼室に吸気弁を介して接続されかつその上流に吸気制御弁が設けられた主吸気通路と、この主吸気通路に沿って延在しかつ前記吸気制御弁の上流に上流端が開口し、主吸気通路における吸気弁の近傍に下流端が開口するタンブル生成用の複数の副吸気通路とから構成され、
   前記入口通路におけるスロットル弁の下流側にベンチュリを設け、このベンチュリの内壁面に前記排気ガス再循環装置の排気ガス出口を形成し、この排気ガス出口と前記排気ガス再循環弁との間に逆止弁を設けたことを特徴とする火花点火式多気筒エンジン。
2. 請求項１記載の火花点火式多気筒エンジンにおいて、エンジンの運転状態が低負荷状態から高負荷状態に短時間で移行した場合と、低負荷状態で運転していたエンジンが停止した場合に排気ガス再循環弁を開く制御装置を備えていることを特徴とする火花点火式多気筒エンジン。
3. 請求項１または請求項２記載の火花点火式多気筒エンジンにおいて、前記吸気弁は各気筒に１つ設けられ、副吸気通路は、前記吸気弁の弁軸の両側を指向して互いに平行になる状態で２本設けられていることを特徴とする火花点火式多気筒エンジン。

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