(57)【要約】【課題】内燃機関及びその周辺装置の容積を大きく増大させることなく内燃機関の排気ガスによる騒音を低減する。【解決手段】間欠燃焼によって駆動力を発生させる内燃機関１００であって、燃焼室に設けられた排気バルブ１６ａ，１６ｂを備え、排気バルブ１６ａ，１６ｂのそれぞれからの排気ガスの吐出のタイミングを異ならせる。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
間欠燃焼によって駆動力を発生させる内燃機関であって、
燃焼室と、
前記燃焼室に設けられた複数の排気バルブと、
前記複数の排気バルブの各々に対して設けられたカムの回転に伴って開弁及び閉弁のタイミングを決定するバルブ機構と、
を備え、
前記カムの回転に位相差があり、前記複数の排気バルブを互いに異なるタイミングで開閉させることによって、前記複数の排気バルブの各々からの排気ガスの吐出のタイミングを異ならせたことを特徴とする内燃機関。
【請求項２】
請求項１に記載の内燃機関であって、
前記カムの回転の位相差を変更可能なバルブタイミング可変機構を備えることを特徴とする内燃機関。
【請求項３】
請求項１又は２に記載の内燃機関であって、
前記複数の排気バルブは、それぞれの開弁タイミングがクランク角度において３０ｄｅｇ以上１００ｄｅｇ以下のインターバルを有することを特徴とする内燃機関。
【請求項４】
請求項１〜３のいずれか１項に記載の内燃機関であって、
前記複数の排気バルブは、開口面積比が０．３以上１．０以下であることを特徴とする内燃機関。
【請求項５】
請求項１〜４のいずれか１項に記載の内燃機関であって、
前記カムの回転の位相差を前記内燃機関の回転速度に応じて変更することを特徴とする内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
レシプロエンジン等の間欠燃焼により駆動力を出力する内燃機関において、燃焼に伴って発生する排気ガスの排出時における排気音を低減することが望まれている。すなわち、間欠燃焼方式の内燃機関では、気筒毎に吸気、圧縮、燃焼、排気の工程を順次繰り返しながら駆動力を発生している。排気工程では、所定のタイミングで排気バルブを開いて燃焼を終えた筒内ガスを排気管を通して大気に排出する。このとき、燃焼に伴う熱によって筒内のガス圧力は高くなっているので、排気バルブを開いた瞬間にブローダウンと呼ばれる急激なガスの吐出が行われる。これが排気管内に圧力脈動を発生させ、ひいては最終的にテールパイプから吐出される排気ガスの吐出速度を変動させることになる。吐出音は排気ガスの吐出速度の変化率が大きいほど音量が大きくなる傾向があるので、この圧力脈動は吐出音の音量を増大させる要因のひとつとなる。
【０００３】
そこで、排気音を音波信号として検出する音波検出手段を備え、エンジンの回転に同期した正弦波を参照信号して消音信号を生成し、当該消音信号を用いて音波検出信号で検出された音波信号を打ち消すように排気音を消音させる技術が開示されている（特許文献１）。
【０００４】
また、エンジンの暖機実行中において排気バルブの開弁タイミングを通常よりも所定のクランク角だけ進角又は遅角させることによって、排気音を低減する技術が開示されている（特許文献２）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２００８−１８５０２４号公報
【特許文献２】特開２００２−３０３１６４号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
上記のように、排気に伴う吐出音を低減するために従来技術を適用した消音器を装着してこれを低減している。消音器は、その容積が大きいほど、また消音器から後流部(テールパイプ部)に設ける絞りの有効径を小さくするほど消音効果が大きくなる。しかしながら、車両への搭載性を考えると消音器の容積は小さい方が望ましい。また、後流部の絞り径を小さくすると流路抵抗が大きくなるので、特に高回転時のガス交換が十分行われなくなって（吸入空気量を確保できなくなって）出力が低下するおそれがある。また、出力低下分を補うために内燃機関の排気量を増したり、過給装置を装着したりする等の手段を講じると、内燃機関及び消音器の容積が増すこととなり、車両への搭載性を悪化させる原因となる。
【０００７】
また、排気ガスによる圧力脈動を打ち消すだけの音波発生装置(スピーカ)を消音器内に具備すると、その駆動アンプ及びその電源装置も車両搭載する必要があり、消音器の容積の増大及び電気回路等の搭載スペースの増大を招くことになる。さらに、排気系の管路内は排気ガスによる高温と多湿に繰り返し曝される環境にあり、電気駆動式の音波発生装置の長期安定的な信頼性を確保することが非常に困難である。
【０００８】
また、排気バルブの開弁を筒内圧力が低いタイミングとして排気音の低減を図る場合、筒内圧力のピークの前に排気バルブを開くと筒内圧力を有効に駆動力に変換することができなくなり、内燃機関の出力が低下する。また、筒内圧力のピークの後に排気バルブを開く場合、筒内圧力を有効に利用できるタイミングに排気バルブの開弁を設定するのが一般的であり、開弁タイミングを遅らせても排気音の低減に対する効果が期待できない。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明の１つの態様は、間欠燃焼によって駆動力を発生させる内燃機関であって、燃焼室と、前記燃焼室に設けられた複数の排気バルブと、前記複数の排気バルブの各々に対して設けられたカムの回転に伴って開弁及び閉弁のタイミングを決定するバルブ機構と、を備え、前記カムの回転に位相差があり、前記複数の排気バルブを互いに異なるタイミングで開閉させることによって、前記複数の排気バルブの各々からの排気ガスの吐出のタイミングを異ならせたことを特徴とする内燃機関である。
【００１０】
ここで、前記カムの回転の位相差を変更可能なバルブタイミング可変機構を備えることが好適である。
【００１１】
また、前記複数の排気バルブは、それぞれの開弁タイミングがクランク角度において３０ｄｅｇ以上１００ｄｅｇ以下のインターバルを有することが好適である。
【００１２】
また、前記複数の排気バルブは、開口面積比が０．３以上１．０以下であることが好適である。
【００１３】
また、前記カムの回転の位相差を前記内燃機関の回転速度に応じて変更することが好適である。
【発明の効果】
【００１４】
本発明の内燃機関によれば、内燃機関及びその周辺装置の容積を大きく増大させることなく内燃機関の排気ガスによる騒音を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】本発明の実施の形態における内燃機関の構成を示す図である。
【図２】本発明の実施の形態における内燃機関の具体的な構成例を示す図である。
【図３】本発明の実施の形態における排気バルブの具体的な構成例を示す図である。
【図４】本発明の実施の形態における排気バルブの開弁タイミングのインターバルを説明するための図である。
【図５】本発明の実施の形態における内燃機関の回転速度に対する音圧レベルの関係を示す図である。
【図６】本発明の実施の形態における内燃機関の回転速度に対する出力トルクの関係を示す図である。
【図７】本発明の実施の形態における内燃機関の回転速度に対する開弁タイミングのインターバルの関係を示す図である。
【図８】本発明の実施の形態における排気バルブの開弁タイミングのインターバルと音圧レベルの関係を示す図である。
【図９】本発明の実施の形態における排気バルブの開口面積比と音圧レベルの関係を示す図である。
【図１０】内燃機関のクランク角度と排気管内の圧力の脈動との関係を示す図である。
【図１１】内燃機関の回転速度と排気管内の圧力の脈動との関係を示す図である。
【図１２】排気管内の圧力の脈動の相殺による音圧レベルの低減の効果を説明するための図である。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
図１は、本発明の実施の形態における内燃機関１００の構成を示す平面模式図である。内燃機関１００は、図１に示すように、シリンダヘッド１０、吸気ポート１２、吸気バルブ１４、排気バルブ１６、排気ポート１８、排気管２０及び点火プラグ２２を含んで構成される。
【００１７】
シリンダヘッド１０は、シリンダ（図示しない）と共に内燃機関１００の燃焼室を構成する。シリンダヘッド１０は、シリンダの頂部に配置される。内燃機関１００のシリンダには内部において往復移動可能な状態でピストンが設けられ、内燃機関１００における燃料の燃焼によって生み出される駆動力を往復又は回転運動に変換する。
【００１８】
内燃機関１００の燃焼室には、吸気バルブ１４を介して吸気ポート１２が接続されている。すなわち、吸気バルブ１４を開弁させることによって、吸気ポート１２から空気又は空気と燃料とを混合させた混合気が内燃機関１００の燃焼室に供給される。その後、吸気バルブ１４及び排気バルブ１６を閉弁した状態において点火プラグ２２を用いて燃焼室内で燃料を燃焼させる。本実施の形態では、内燃機関１００の１つの燃焼室に対して２つの吸気バルブ１４ａ，１４ｂを設けた構成例を示したが、１つの吸気バルブ１４のみを設けた構成や３つ以上の吸気バルブ１４を設けた構成としてもよい。
【００１９】
また、内燃機関１００の燃焼室には、排気バルブ１６を介して排気ポート１８が接続されている。排気ポート１８は、さらに排気管２０に接続されている。内燃機関１００の燃焼室内で燃焼した燃料の排ガスは、排気バルブ１６を開弁させることによって排気ポート１８、さらに排気管２０へ排出される。
【００２０】
内燃機関１００では、１つの燃焼室に複数の排気バルブ１６（１６ａ，１６ｂ）が設けられており、複数の排気バルブ１６（１６ａ，１６ｂ）のそれぞれからの排気ガスの吐出のタイミングを異ならせる。例えば、複数の排気バルブ１６ａ，１６ｂは、互いに異なるタイミングで開閉可能である構成とする。
【００２１】
図２は、複数の排気バルブ１６ａ，１６ｂを互いに異なるタイミングで開閉可能とする内燃機関１００のバルブ機構の構成例を示す。当該構成では、シリンダヘッド１０に２つの排気バルブ１６ａ，１６ｂを備える。２つの排気バルブ１６ａ，１６ｂは排気ポート１８において１つに合流して排気管２０へ接続される。排気バルブ１６ａ，１６ｂは、それぞれカム−フォロワ方式により駆動される。
【００２２】
図３は、カム−フォロワ方式の排気バルブ１６ａ，１６ｂの構成例を示す。図３では、フォロワとしてバルブリフタを使用した直打式の排気バルブ１６（１６ａ，１６ｂ）の構成例を示している。排気バルブ１６は、バルブヘッド５０、バルブステム５２、バルブステムガイド５４、バルブスプリング５６、バルブリフタ３０、カム３２及びカムシャフト３４を含んで構成される。バルブヘッド５０は、排気バルブ１６の開口部を開閉するための部材であり、バルブステム５２の一端に設けられる。バルブステム５２は、棒状の部材であり、バルブヘッド５０を移動させるための駆動力の伝達部材である。バルブステム５２は、シリンダヘッド１０に固定された中空円筒形状のバルブステムガイド５４を貫くように配置され、バルブステムガイド５４によって軸方向に運動できるようにガイドされる。バルブステム５２の他端にはバルブリフタ３０が設けられる。バルブリフタ３０は、バルブスプリング５６によってバルブヘッド５０が閉弁状態になるように付勢される。カムシャフト３４は、内燃機関１００の回転に合わせて回転させられる。カム３２は、カム３２の回転に合わせて回転し、カムシャフト３４の回転運動をバルブリフタ３０に伝達させて、バルブステム５２を軸方向に沿った上下運動に変換する。これによって、内燃機関１００の回転（クランク角度）に合わせて排気バルブ１６の開閉が行われる。
【００２３】
本実施の形態の内燃機関１００では、２つの排気バルブ１６ａ，１６ｂのうち、排気バルブ１６ｂは吸気バルブ１４と同じカムシャフト３４ｂにより駆動される。吸気バルブ１４と排気バルブ１６ｂの開弁及び閉弁のタイミングの時間的間隔（インターバル）は吸気カム３８と排気カム３２ｂとの位相差により決定されている。また、カムシャフト３４ｂのプーリ４２ｂはタイミングベルト４４を介して内燃機関１００のクランクシャフト（図示しない）と連動し、排気バルブ１６ｂの開閉のタイミングはクランク角度で決定される。
【００２４】
排気バルブ１６ａは、排気バルブ１６ｂとは異なるカムシャフト３４ａにより駆動される。カムシャフト３４ａが接続されるプーリ４２ａとカムシャフト３４ｂの接続されるプーリ４２ｂとの間にはカムシャフト３４ａとカムシャフト３４ｂとの回転の位相角を可変とするバルブタイミング可変機構４０が具備される。カムシャフト３４ａとカムシャフト３４ｂとは、それぞれのプーリ４２ａとプーリ４２ｂとを介してタイミングベルト４４と接続されており、カムシャフト３４ｂと連動してカムシャフト３４ａが回転する。このとき、バルブタイミング可変機構４０によりプーリ４２ａ，４２ｂとカムシャフト３４ａとの位相角をずらすと、カムシャフト３４ｂとカムシャフト３４ａとの位相角が変化する。その結果、図４に示すように、内燃機関１００のクランク角度に対して排気バルブ１６ａと排気バルブ１６ｂの開閉のタイミングの間隔（インターバル）を変化させることができる。
【００２５】
本実施の形態の内燃機関１００では、上記のように、１つの燃焼室に対して２つ以上の排気バルブ１６を設け、当該排気バルブ１６の開閉タイミングに時間的な間隔（インターバル）を与えることによって内燃機関１００の排気に伴う騒音を低減させる。例えば、排気バルブ１６ａと排気バルブ１６ｂの開弁のタイミングをクランク角度において３０ｄｅｇ以上１００ｄｅｇ以下のインターバルを有するように設定することによって内燃機関１００の排気騒音を低減させることができる。
【００２６】
図５は、内燃機関１００の回転速度（ｒｐｍ）に対する排気に伴う音圧レベル（ｄＢ）の変化のシミュレーション結果の例を示す。図６は、内燃機関１００の回転速度（ｒｐｍ）に対する出力トルク（Ｎｍ）の変化のシミュレーション結果の例を示す。
【００２７】
図７は、内燃機関１００の回転速度（ｒｐｍ）に対する排気バルブ１６ａと排気バルブ１６ｂとの開弁タイミングのインターバル（クランク角度に対する相対角度）の調整値を示す。ここで、内燃機関１００の排気バルブ１６ａ，１６ｂの開弁タイミングのインターバルは、内燃機関１００の各回転速度において出力トルクが大幅に低下しない範囲で音圧レベルが最小となるような時間間隔とした。
【００２８】
図５〜図７は、内燃機関を１０００ｒｐｍから４０００ｒｐｍまでの回転速度で運転した場合の排気音の音圧レベル、出力トルク及びその際の開弁タイミングのインターバルの調整値を示している。図５〜図７において、黒丸印（実線）は、本実施の形態の内燃機関１００の回転速度に応じて排気バルブ１６ａと排気バルブ１６ｂとの開弁タイミングのインターバルを調整した場合（２段階排気有り、可変機構有り）の結果を示す。また、図５〜図７において、灰色丸印（破線）は、本実施の形態の内燃機関１００に応じて排気バルブ１６ａと排気バルブ１６ｂとの開弁タイミングのインターバルを調整しなかった場合（２段階排気有り、可変機無し）の結果を示す。また、図５〜図７において、白丸印（点線）は、従来の内燃機関の場合（二段階排気なし：排気バルブ１６ａ，１６ｂのインターバルを０にした場合）の結果を示す。
【００２９】
ここで、シミュレーションに適用した内燃機関は、排気量３２５ｃｃ、気筒数１（単気筒）、排気管２０の長さ６３０ｍｍ、消音器を装備しない構成とした。また、排気に伴う騒音の測定は、テールパイプから１．３５ｍ離れた距離における音圧レベルを測定するものとした。
【００３０】
排気バルブ１６ａと排気バルブ１６ｂとの関係は、バルブの周長とリフト量（バルブの開口高さ）の関係から決定されるバルブ開口面積において排気バルブ１６ａのバルブ開口面積：排気バルブ１６ｂのバルブ開口面積＝０．６：１．４の関係とした。例えば、排気バルブ１６ａと排気バルブ１６ｂの周長を同一とする場合、排気バルブ１６ａと排気バルブ１６ｂのリフト量が０．６：１．４となるように設計をすればよい。また、排気バルブ１６ａ及び排気バルブ１６ｂの周長を０．６：１．４の比率としてもよいし、周長×リフト量を０．６：１．４としてもよい。以下の説明では、当該開口面積を従来の内燃機関における排気バルブの１つ分の開口面積（１．０）に対する比（開口面積比）で表す。
【００３１】
排気バルブ１６（１６ａ，１６ｂ）の開弁の期間（排気バルブ１６の開き始めから閉じるまでの期間）を従来の内燃機関より短く設定（８０％）としたうえで、開弁のタイミング（排気バルブ１６の開き始めのクランク角度）を排気バルブ１６ａにおいて１１４ｄｅｇとし，排気バルブ１６ｂにおいて１７４ｄｅｇとした。ここで、クランク角度は、内燃機関１００の圧縮上死点（圧縮ＴＤＣ）を０と定義した。従来の内燃機関では、排気バルブを同じタイミングで開弁するものとした（本例では１１７ｄｅｇとした）。
【００３２】
なお、排気バルブ１６ａ，１６ｂの開弁の期間を８０％と短く設定したのは、２つの排気バルブ１６ａ，１６ｂの開弁タイミングをずらす関係上、特に遅らせる側の排気バルブ１６ｂを閉じるタイミングが内燃機関１００の吸入行程にさしかかるとガス交換の効率が低下して出力トルクが低下するためである。
【００３３】
このような設定において、本実施の形態の内燃機関１００を回転速度２０００ｒｐｍにおいて全負荷で運転した場合の排気音（音圧レベル）をシミュレーションにて試算した。なお、全負荷の状態はサイクル当たりの排気ガス量が最も多く、排気の吐出音が大きくなる条件である。また、回転速度２０００ｒｐｍは、内燃機関の常用回転域である。
【００３４】
図５に示すように、本実施の形態の内燃機関１００では、音圧レベルにおいて従来の内燃機関における約１００ｄＢに対して約９ｄＢの低減がみられた。すなわち、従来の内燃機関に対して本実施の形態の内燃機関１００では音の強さ（エネルギ比）において約１／８に低減された。また、排気バルブ１６ａ，１６ｂの開弁タイミングのインターバルを調整した場合、調整しなかった場合に比べて音圧レベルをより低減できることがわかった。すなわち、図２に示したような排気バルブ１６ａ，１６ｂの開弁タイミングのインターバルを調整可能とする可変機構を設けることによって、より音圧レベルを下げられる回転域があることがわかった。
【００３５】
また、図６に示すように、本実施の形態の内燃機関１００では、排気バルブ１６ａ，１６ｂの開弁タイミングのインターバルを調整した場合及び調整しなかった場合のいずれにおいても、従来の開弁タイミングのインターバルを与えなかった場合に比べて出力トルクは上昇することがわかった。すなわち、本実施の形態の内燃機関１００では、トルクの低下を伴うことなく、排気に伴う騒音を低減することができた。
【００３６】
なお、内燃機関１００において排気バルブ１６ａ，１６ｂの開弁タイミングのインターバルを調整した場合及び調整しなかった場合では出力トルクに大きな変化はみられなかった。
【００３７】
図８は、内燃機関１００を上記条件下において２０００ｒｐｍの回転数で運転したときの２つの複数の排気バルブ１６ａ，１６ｂの開弁タイミングのインターバルと排気管２０内の音圧レベルとの関係を示す。図８に示されているように、２つの排気バルブ１６ａ，１６ｂの開弁のインターバルが３０ｄｅｇ以上１００ｄｅｇ以下において音圧レベルが１００ｄＢ以下となり、開弁のインターバルを与えないとき（０ｄｅｇ）に比べて消音効果があることがわかった。特に、排気バルブ１６ａ，１６ｂの開弁のインターバルが６０ｄｅｇにて最も消音効果が得られることがわかった。
【００３８】
なお、図８に示すように、音圧レベルを低下させることができる開弁のインターバルが３０ｄｅｇ以上１００ｄｅｇ以下の範囲において、内燃機関１００の出力トルクは開弁のインターバルを与えないとき（０ｄｅｇ）に比べて大きくなった。
【００３９】
図９は、排気バルブ１６ａ，１６ｂの開口面積比と音圧レベルの関係を示す。排気バルブ１６ａ，１６ｂの開口面積比として排気バルブ１６ａの開口面積：排気バルブ１６ｂの開口面積が０．３以上１．０以下であれば消音効果を得ることができた。なお、排気バルブ１６ｂの開口面積比＝従来の排気バルブ１６（単独）の開口面積比×２−排気バルブ１６ａの開口面積比の関係になる。
【００４０】
以上のように、本実施の形態の内燃機関１００によれば、各気筒において排気管２０に圧力脈動を発生させる排気ガスの吐出（ブローダウン）の時期をずらして複数回行うことによって、排気管２０内に発生する圧力波を干渉させて騒音を低減することができる。これによって、消音器や排気絞りに頼らず、また出力低下を伴うことなく、排気による騒音を低減することができる。したがって、消音器等による車両への搭載性を低下させることなく、排気による騒音を低減した内燃機関１００を提供することができる。
【００４１】
〔効果が得られる理由〕
以下、本実施の形態における内燃機関１００において、排気に伴う騒音（音圧レベル）を低減できる効果が得られる理由について考察する。なお、当該考察は、あくまで推定であり、当該考察と異なるメカニズムにて効果が得られる場合を発明の範囲から除外するものではない。
【００４２】
間欠燃焼方式の内燃機関では、気筒毎に吸気、圧縮、燃焼、排気の工程を順次繰り返しながら出力を発生する。その中の排気工程では、所定のタイミングで排気バルブ１６を開いて燃焼を終えた筒内ガスを排気ポート１８及び排気管２０を通して大気に排出する。このとき燃焼による熱で筒内のガス圧力は高くなっているので、排気バルブ１６を開いた瞬間にブローダウンと呼ばれる急激なガスの吐出が行われることになる。これが排気管２０内に圧力脈動を発生させ、ひいては最終的にテールパイプから吐出される排気ガスの吐出速度を変動させることになる。吐出音は排気ガスの吐出速度の変化率が大きいほど音量が大きくなる傾向があるので、当該圧力脈動は吐出音の音量を増大させる要因のひとつとなる。
【００４３】
図１０は、単独の排気バルブ１６で排気を行った場合に、排気バルブ１６の開弁タイミングをクランク角度で１０４〜１８４ｄｅｇまで２０ｄｅｇずつ変化させたときの排気ポート１８内での圧力の波形をシミュレーションした結果を示す。排気バルブ１６が開いて排気ガスが吐出される際、図１０において丸印で示したタイミングで排気ガスのブローダウンによる圧力ピークが生じ、圧力ピークが強制力となって排気管２０内に圧力脈動が発生する。また、図１０に示すように、排気管２０内の圧力脈動は排気バルブ１６の開弁のタイミングによって位相が変化する。
【００４４】
図１１は、２段階排気を行わない状態（排気バルブ１６ａ，１６ｂの開弁タイミングのインターバルが０の状態）における排気管２０内の圧力脈動を内燃機関１００の回転速度が１０００ｒｐｍと２０００ｒｐｍにおいて比較した結果を示す。いずれの回転速度においても排気バルブ１６ａ，１６ｂの開弁タイミング（図中の排気タイミング）で圧力の上昇がみられ、その後、排気管２０内での気柱共鳴により脈動が継続する。当該脈動の周期は、主として排気管２０の形状及び長さに依存するので、内燃機関１００の回転速度が変化してもほぼ変化しない。その結果、図１１に示すように、内燃機関１００のクランク角度に対する波形の変化に基づけば、排気タイミング直前の圧力波は同じクランク角度でも回転速度によっては山に近い場合と谷に近い場合が生じる。
【００４５】
本実施の形態における内燃機関１００では、排気バルブ１６ｂによる開弁タイミングに対して排気バルブ１６ａの開弁タイミングを調整可能であり、例えば、内燃機関１００の回転速度が変化しても排気管２０内の圧力脈動がちょうど谷に相当する排気バルブ１６ａ，１６ｂの開弁タイミングのインターバルを選択して排気ガスを吐出させることで、圧力脈動と吐出圧力を干渉させて打ち消すことが可能となる。
【００４６】
図１２は、排気バルブ１６ａと排気バルブ１６ｂの開弁タイミングをそれぞれ１１４ｄｅｇと１７４ｄｅｇとした場合の排気管２０内の圧力波形を示す。図１２に示すように、排気バルブ１６ａの開弁と排気バルブ１６ｂの開弁で発生するそれぞれの圧力脈動が略逆位相となる。排気ポート１８は合流部にて合流するので、これらの圧力脈動は干渉して排気管２０内のそれぞれの圧力脈動の振幅が相殺される。したがって、本実施の形態の内燃機関１００では、排気管２０のテールパイプから吐出される排気ガスの圧力脈動も小さくなって騒音が低減される。
【符号の説明】
【００４７】
１０  シリンダヘッド、１２  吸気ポート、１４（１４ａ，１４ｂ）  吸気バルブ、１６（１６ａ，１６ｂ）  排気バルブ、１８  排気ポート、２０  排気管、２２  点火プラグ、３０  バルブリフタ、３２（３２ａ，３２ｂ）  カム、３４（３４ａ，３４ｂ）  カムシャフト、３８  吸気カム、４０  バルブタイミング可変機構、４２（４２ａ，４２ｂ）  プーリ、４４  タイミングベルト、５０  バルブヘッド、５２  バルブステム、５４  バルブステムガイド、５６  バルブスプリング、１００  内燃機関。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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