(57)【要約】【課題】ＥＧＲを良好に効かすことができるとともに、多気筒エンジンであっても構造や制御を簡素化できる排気再循環用のロータリバルブ装置を提供すること。  【解決手段】排気再循環用のロータリバルブ装置２０は、エンジン１が有する複数の気筒配列に沿って配置される吸気用のロータリバルブ２４および排気再循環用のロータリバルブ２５を備え、これらのロータリバルブ２４，２５は筒状であるとともに、吸気用のロータリバルブ２４の内部空間は新気の吸気が流通する吸気流通部２４Ａとされ、排気再循環用のロータリバルブ２５の内部空間は排気ガスが流通する排気ガス流通部２５Ａになっている。【選択図】図５
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
排気再循環用のロータリバルブ装置において、
エンジンが有する複数気筒の配列方向に沿って配置される吸気用のロータリバルブおよび排気再循環用のロータリバルブを備え、
これらのロータリバルブは筒状であるとともに、
吸気用のロータリバルブの内部空間は新気の吸気が流通する吸気流通部とされ、
排気再循環用のロータリバルブの内部空間は排気ガスが流通する排気ガス流通部になっている
ことを特徴とする排気再循環用のロータリバルブ装置。
【請求項２】
請求項１に記載の排気再循環用のロータリバルブ装置において、
前記吸気用のロータリバルブおよび排気再循環用のロータリバルブには、各ロータリバルブの周壁を貫通し、かつ前記エンジンの気筒数に対応した複数の流出開口が各ロータリバルブの軸方向に沿って設けられている
ことを特徴とする排気再循環用のロータリバルブ装置。
【請求項３】
請求項２に記載の排気再循環用のロータリバルブ装置において、
前記複数の流出開口の中心が、各ロータリバルブの周方向に沿って互いに所定角度ずれている
ことを特徴とする排気再循環用のロータリバルブ装置。
【請求項４】
請求項１ないし請求項３のいずれかに記載の排気再循環用のロータリバルブ装置が取り付けられている
ことを特徴とするエンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、排気再循環（ＥＧＲ：exhaust-gas recirculation）用のロータリバルブ装置、およびこれを備えた特に多気筒のエンジンに関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、エンジンの燃焼中に生じるＮＯｘを低減する目的で、ＥＧＲ装置を搭載することが知られている。ＥＧＲ装置は、排気流路と吸気流路とを連通させる戻し流路を備えるとともに、この戻し流路途中にＥＧＲバルブを設けた構成が一般的である。そして、ＥＧＲが必要な運転状況では、ＥＧＲバルブを開き、排気ガスの一部を戻し流路を通して吸気流路に戻し、新気の吸気割合を少なくして燃焼温度を下げ、ＮＯｘの発生を抑制する。
【０００３】
ところで、排気タービン過給機等が設けられているエンジンでは、吸気通路内の過給圧が排気流路内の排気ガスの圧力よりも大きい場合があり、このような場合には、排気ガスが排気流路から吸気流路側に戻らず、ＥＧＲが効かないという問題が生じる。そこで、吸気流路において、戻り流路との連通部分よりも上流側にロータリバルブを設け、このロータリバルブを閉じて吸気の流入を止めている間に、排気ガスを吸気流路に戻すことが提案されている（特許文献１）。
【０００４】
【特許文献１】特開２０００−３４９５５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、特許文献１に記載されているのは単気筒エンジンである。従って、そのような技術を多気筒エンジンに採用した場合には、ロータリバルブを気筒数に応じて複数設ける必要があり、エンジン周りの構造が複雑になって大型化するうえ、各気筒での燃焼順を考慮してロータリバルブの開閉を制御する必要があり、制御も複雑になるという問題がある。
しかも、引用文献１では、ロータリバルブを閉じるタイミングに合わせて、その都度ＥＧＲバルブを開いて排気ガスを戻しているため、多気筒エンジンの場合では、そのようなＥＧＲバルブまでも複数設け、燃焼順を考慮して開閉制御をする必要があり、制御が一層複雑になる。
【０００６】
本発明の目的は、ＥＧＲを良好に効かすことができるとともに、多気筒エンジンであっても構造や制御を簡素化できる排気再循環用のロータリバルブ装置およびこれを備えたエンジンを提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明の請求項１に係る排気再循環用のロータリバルブ装置は、エンジンが有する複数気筒の配列方向に沿って配置される吸気用のロータリバルブおよび排気再循環用のロータリバルブを備え、これらのロータリバルブは筒状であるとともに、吸気用のロータリバルブの内部空間は新気の吸気が流通する吸気流通部とされ、排気再循環用のロータリバルブの内部空間は排気ガスが流通する排気ガス流通部になっていることを特徴とする。
【０００８】
本発明の請求項２に係る排気再循環用のロータリバルブ装置は、請求項１のロータリバルブ装置において、前記吸気用のロータリバルブおよび排気再循環用のロータリバルブには、各ロータリバルブの周壁を貫通し、かつ前記エンジンの気筒数に対応した複数の流出開口が各ロータリバルブの軸方向に沿って設けられていることを特徴とする。
【０００９】
本発明の請求項３に係る排気再循環用のロータリバルブ装置は、請求項２のロータリバルブ装置において、前記複数の流出開口の中心が、各ロータリバルブの周方向に沿って互いに所定角度ずれていることを特徴とする。
ここで、「所定角度」とは、エンジンのクランク位相角度、エンジンの回転数とロータリバルブの回転数との間の減速比、および各気筒での燃焼順番等によって決定されるずれ角のことをいう。
【００１０】
本発明のエンジンは、以上に記載の排気再循環用のロータリバルブ装置が取り付けられていることを特徴とする。
【発明の効果】
【００１１】
以上の請求項１の発明によれば、吸気用のロータリバルブおよびＥＧＲ用のロータリバルブとを交互に開閉させることにより、吸気側の圧力が排気側の圧力よりも高い場合でも、排気ガスを確実に再循環させることができ、ＥＧＲを確実に実施できる。
この際、吸気は一方のロータリバルブ内の吸気流通部を通ってエンジン側に流出し、排気ガスは他方のロータリバルブ内の排気ガス流通部を通ってエンジン側に流出するようになるため、ロータリバルブ装置としては、そのような流通部をロータリバルブの他に専用に設ける必要がなく、ロータリバルブ装置の構造を簡素にできて小型化でき、配置スペースの省スペース化を大幅に促進できる。
また、一対のロータリバルブを駆動すればよいから、気筒毎に複数のバルブを設けて開閉制御する必要がなく、制御も簡素化できる。
【００１２】
請求項２の発明によれば、ロータリバルブに設けられた流出開口を通して新気の吸気やＥＧＲ用の排気ガスが各気筒に確実に分配されるため、ロータリバルブ装置で吸気マニホールドを兼用でき、エンジン周りの簡素化をも促進できる。
【００１３】
請求項３の発明によれば、流出開口同士が所定角度ずれているので、各気筒でのサイクルに合わせて各ロータリバルブを最良のタイミングで開閉させることができ、吸気行程でのポンピングロスを少なくして燃費を向上させることができる。
【００１４】
請求項４の発明によれば、請求項１と同じ構成を有したロータリバルブ装置が取り付けられることで、前述した効果を奏することができ、本発明の目的を達成できる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１５】
以下、本発明の第１実施形態を図面に基づいて説明する。
図１は、本実施形態に係るエンジン１およびその周辺の構成を模式的に示すブロック図である。図２は、エンジン１を示す全体斜視図である。
【００１６】
図１、図２において、本実施形態のエンジン１としては、多気筒（本実施形態では直列６気筒）の４サイクルディーゼルエンジンを想定している。エンジン１には、排気ターボ過給機２が設けられている。エンジン１の排気マニホールド３には排気流路４の基端が接続されており、この排気流路４の先端が排気ターボ過給機２のタービン２Ａに接続され、排気ガスによってタービン２Ａが駆動される。
【００１７】
一方、排気ターボ過給機２は、タービン２Ａと連動して駆動されるコンプレッサ２Ｂを備えている。コンプレッサ２Ｂの吸気出口には、吸気流路５の基端が接続され、吸気流路５の先端が吸気マニホールドを兼用したロータリバルブ装置２０に接続されている。
なお、吸気流路５の途中には、コンプレッサ２Ｂにて過給された吸気を冷却するアフタークーラ６が設けられる。
【００１８】
また、エンジン１には、ＥＧＲ装置７が取り付けられる。ＥＧＲ装置７を構成する戻り流路８の基端は、従来と同様に排気流路４と連通し、この戻り流路８の途中にはＥＧＲバルブ９が設けられている。戻り流路８において、ＥＧＲバルブ９の上流には、水冷式のＥＧＲクーラ１０が設けられている。その他、図１中の符号１１はラジエータであり、１２は冷却ファンである。
【００１９】
図３は、ロータリバルブ装置２０をエンジン１との取付側から見た一部断面の図である。図４、図５は、ロータリバルブ装置２０の断面図であり、それぞれ図２、図３での矢印IV−IV、V−Vから見た断面図である。
【００２０】
ロータリバルブ装置２０は、新気の吸気およびＥＧＲによって戻された排気ガスを各気筒内に分配供給する装置本体２１と、エンジン１からの動力の一部を装置本体２１に伝達する動力伝達部２２とを含んで構成されている。
【００２１】
具体的に装置本体２１は、外装部分を形成するハウジング２３と、ハウジング２３内に収容される一対の円筒状のロータリバルブ２４，２５とを備えている。
【００２２】
ハウジング２３の上側には吸気用のロータリバルブ２４が収容される吸気側収容空間２６が設けられ、下側にはＥＧＲ用のロータリバルブ２５が収容される排気側収容空間２７が設けられている。このハウジング２３は、アタッチメント２９（図５）を介してシリンダヘッド１３の側方に固定されている。
【００２３】
ハウジング２３の一端側（動力伝達部２２側）には、吸気流路５が接続される吸気側接続部３１、および戻し流路８が接続される排気側接続部３２が設けられている（図１をも参照）。吸気側接続部３１は、内部の吸気側収容空間２６と連通し、排気側接続部３２は、内部の排気側収容空間２７と連通している。
【００２４】
ハウジング２３の吸気側収容空間２６内では、ロータリバルブ２４がシリンダヘッド１３側に寄せられた位置で回転自在に配置され、排気側収容空間２７内にも同様に、ロータリバルブ２５がシリンダヘッド１３側に寄せられた位置で回転自在に配置されている。
【００２５】
ここで、図５に示すように、吸気側収容空間２６では、ロータリバルブ２４の背面側は吸気充填空間２６Ａ（シリンダヘッド１３とは反対側の空間）となっており、この吸気充填空間２６Ａには、吸気側接続部３１を通して入り込んだ新気の吸気が充填される。また、排気側収容空間２７では、ロータリバルブ２５の背面側の空間は排気充填空間２７Ａとなっており、この排気充填空間２７Ａには、排気側接続部３２を通して入り込んだＥＧＲ用の排気ガスが充填される。
【００２６】
この際、各ロータリバルブ２４，２５とハウジング２３との隙間は、０．４mm程度であり、そのような隙間から吸気や排気ガスが漏れ出す量は少ない。また、図５における吸気側収容空間２６の断面の開口面積は、排気側収容空間２７の断面の開口面積よりも大きい。従って、各収容空間２６，２７に収容されるロータリバルブ２４，２５としては、吸気用のロータリバルブ２４の径寸法が、ＥＧＲ用のロータリバルブ２５の径寸法よりも大きい。なお、ＥＧＲ率の設定によっては、ＥＧＲ用のロータリバルブ２５の径寸法を大きくしてもよい。
【００２７】
各ロータリバルブ２４，２５は、エンジン１の複数気筒の配列方向に沿って配置されているとともに、中空のバルブ本体３３と、バルブ本体３３の両側に取り付けられた回転軸部材３４とで構成されている。
バルブ本体３３には、図６に示すように、長手方向（バルブ本体３３の軸方向）に沿って開口した複数の矩形状の流出開口３５が周壁を貫通して設けられている。流出開口３５の数は、エンジン１の気筒数と同じである。流出開口３５同士の互いの中心位置は、バルブ本体３３の周方向に沿って所定角度ずれている。このずれ角は、エンジン１でのクランク位相角、エンジン１の回転数とロータリバルブ２４，２５の回転数との減速比、および各気筒での燃焼順番に基づいて設定されている。
【００２８】
減速比に関していえば、本実施形態でのロータリバルブ２４，２５の回転数は、エンジン１（のクランクシャフト）の回転数の１／２に設定されており、エンジン１が２回転して１サイクルが終了する関係から、ロータリバルブ２４，２５では、１回転で同じ流出開口３５が出現するように設定されている。すなわち、減速比は１／２である。
【００２９】
流出開口３５の周方向の大きさは、エンジン１の排気量や目標とするＥＧＲ効率によっても異なるが、本実施形態では、流出開口３５が約１００°の角度範囲で開口するように設定されている。この大きさは、２倍の回転数で回転するクランクシャフトでは、クランク角度にして約２００°に相当する。
【００３０】
バルブ本体３３の両端には、周方向に沿って複数（本実施形態では３つで、その中心は１２０度ずつずれている）の流入開口３６が設けられている。周方向に沿って設けられたこれらの流入開口３６は、ロータリバルブ２４，２５の回転中において常時、背面側の吸気充填空間２６Ａや排気充填空間２７Ａと連通する状態となる。
【００３１】
このため、吸気用のロータリバルブ２４では、流入開口３６を通して新気の吸気が吸気充填空間２６Ａからバルブ本体３３内に流入し、ＥＧＲ用のロータリバルブ２５では、流入開口３６を通して排気ガスが排気充填空間２７Ａからバルブ本体３３内に流入する。すなわち、各ロータリバルブ２４，２５の内部はそれぞれ、吸気が流通する吸気流通部２４Ａおよび排気ガスが流通する排気ガス流通部２５Ａとなっている。複数の流入開口３６は、各バルブ本体３３の両端に設けられているため、吸気や排気ガスを両側から効率よく流入させることができ、バルブ本体３３内での均一化を図ることができ、気筒間の燃焼のばらつきを低減できる。
【００３２】
加えて本実施形態では、ロータリバルブ２４，２５の回転中に、複数の流出開口３５のうちのいずれかは、吸気充填空間２６Ａや排気充填空間２７Ａに常時連通状態となる。従って、各ロータリバルブ２４，２５では、背面側で連通状態となった流出開口３５を通しても吸気や排気ガスがバルブ本体３３（各ロータリバルブ２４，２５）内に流入させることが可能である。なお、このように各流通部２４Ａ，２５Ａと各充填空間２６Ａ，２７Ａとが流出開口３５を介して連通するので、流入開口３６は本実施形態では必須の構成ではなく、省略可能である。
【００３３】
吸気用のロータリバルブ２４内に吸入された吸気は、ハウジング２３のシリンダヘッド１３側に設けられた流出空間３７内に流出開口３５を通して流出する。このような流出空間３７は、気筒毎に独立して設けられ、シリンダヘッド１３の吸気導入路１３Ａと連通している。１つの流出空間３７内には、所定の位相差を持って吸気および排気ガスが流出し、互いに混合されて吸気導入路１３Ａ内に押し込められる。
【００３４】
この際の位相差とは、吸気用のロータリバルブ２４の流出開口３５と、ＥＧＲ用のロータリバルブ２５の流出開口３５との開くタイミングの差のことであり、運転状況によっても異なるが、吸気側の流出開口３５が閉じた直後に排気ガス側の流出開口３５を開ける場合では、クランク角度で約２００°ということになる。流出空間３７および空気導入路１３Ａを合わせた容量は、各気筒の容量よりも格段に小さく、ピストン１５（図５）の移動に伴う吸気行程での負圧が十分に確保される。
【００３５】
図７には、ロータリバルブ２４，２５の代表的な開閉プロファイルが示されている。図７の横軸はクランク角度［°］、左縦軸はポペットバルブからなる吸気バルブ１４のリフト量［mm］、右縦軸は各ロータリバルブ２４，２５の流出開口２５の開口面積［mm2］である。
【００３６】
図７において、任意の１気筒を見た場合、エンジン１の吸気バルブ１４（図５）は、クランク角度でいうと、上死点後３６０°の僅か手前から開き始めるが、吸気用のロータリバルブ２４は、２７０°よりも手前から開き始める。すなわち、初めにシリンダヘッド１３の吸気導入路１３Ａ内には、過給された新気の吸気を押し込んでおくことになる。この後、ロータリバルブ２４の開度が略最大となるタイミングで、吸気バルブ１４が開いて吸気行程が開始される。
【００３７】
次いで、吸気バルブ１４の開度（リフト量）が最大となる４５０°においてロータリバルブ２４が閉じ、同時にＥＧＲ用のロータリバルブ２５が開き始める。さらに、ロータリバルブ２５が略最大の開度に達した時点で吸気バルブ１４が閉じる。各ロータリバルブ２４，２５が開いている時間は、クランク角度にして約２００°である。吸気用のロータリバルブ２４および吸気バルブ１４の両方が開いている間に、吸気の気筒内への吸込が行われ（領域Ａ）、ＥＧＲ用のロータリバルブ２５および吸気バルブ１４の両方が開いている間に、排気ガスの気筒内への吸込が行われる（領域Ｂ）。
【００３８】
ただし、開閉プロファイルは以上に説明したものに限定されず、エンジン１の運転状況によっては、任意に位相を調整でき、両方のロータリバルブ２４，２５が所定の時間だけ同時に開いている場合も考えられる。このような場合、吸気側の圧力が排気側の圧力よりも高いと従来では、排気ガスが十分に吸気側に戻らず、ＥＧＲが効かない状態になっていた。しかし、本実施形態では、流出空間３７の容量が気筒容量よりも格段に小さく、流出空間３７と気筒との距離も短いため、吸気行程での負圧を有効に効かすことができ、ロータリバルブ２４，２５が同時に開く時間が存在しても、ＥＧＲを確実に行える。
【００３９】
しかも、流出空間３７が小さいうえ、各気筒にわたる筒状のロータリバルブ２４，２５を用いた簡単な構造であるから、気筒毎にロータリバルブやＥＧＲバルブが必要になる従来と比較して、ロータリバルブ装置２０全体を小型化でき、配置スペースの省スペース化を促進できる。
【００４０】
以下には、図４を参照し、動力伝達部２２の構成について説明する。
動力伝達部２２は、外装ケース３８の外方に取り付けられ、かつエンジン１の回転がベルトを介して伝達されるプーリ３９を備えている。このプーリ３９は、外装ケース３８内に収容された入力歯車４１の入力軸４２に固定されている。
【００４１】
入力歯車４１の内周部分と外周部分とには、内歯および外歯がそれぞれ形成されている。入力歯車４１の内歯は、回転自在なキャリア４３に取り付けられた複数の遊星歯車４４と噛み合い、これらの遊星歯車４４が中央の出力用の太陽歯車４５と噛み合っている。太陽歯車４５には、ロータリバルブ２４の一端側の回転軸部材３４が固定されている。
【００４２】
従って、エンジン１の回転は、プーリ３９から入力され、入力歯車４１、遊星歯車４４、および太陽歯車４５を介して１／２に減速してロータリバルブ２４に伝達される。つまり、キャリア４３、遊星歯車４４、および太陽歯車４５により、遊星減速機構４６が形成されている。
【００４３】
一方、入力歯車４１の外歯は、外装ケース３８に軸支された同径の入力歯車４７の外歯と噛み合っている。入力歯車４７にも内歯が形成されている。この内歯は、回転自在なキャリア４８に取り付けられた複数の遊星歯車４９と噛み合っており、これらの遊星歯車４９が中央の出力用の太陽歯車５１と噛み合っている。太陽車歯５１には、外装ケース３８に軸支された出力軸５２が固定されている。
【００４４】
従って、エンジン１の回転は、プーリ３９から入力され、入力歯車４１，４７、遊星歯車４９、および太陽歯車５１を介して１／２に減速して出力軸５２に伝達される。つまり、キャリア４８、遊星歯車４９、および太陽歯車５１により、遊星減速機構５３が形成されている。
【００４５】
さらに、出力軸５２には、第１伝達歯車５４が固定され、この第１伝達歯車５４が同径の第２伝達歯車５５と噛み合っている。第２伝達歯車５５には、ロータリバルブ２５の一端側の回転軸部材３４が固定されている。従って、ロータリバルブ２５側には、遊星減速機構５３を介してエンジン１の回転が伝達される。
【００４６】
それぞれの遊星減速機構４６，５３は、位相調整機能を有しており、キャリア４３，４８にそれぞれ設けられたレバー５６Ａ，５６Ｂを、図示しないアクチュエータにより駆動して、キャリア４３，４８を回動させることにより、伝達されるエンジン１の回転数に応じて、各ロータリバルブ２４，２５の回転位相を自在に調整することができる。ただし、位相調整機構としては、遊星（減速）機構を用いる方式の他、ベーン方式等であってもよく、その実施にあたって任意の機構を採用できる。
【００４７】
このような動力伝達部２２を採用することによりロータリバルブ２４，２５は、エンジン１の出力の一部で所定の減速比および適宜な位相差で駆動されることになるから、ロータリバルブ２４，２５の回転数をエンジン１の回転数に合わせて制御する必要がない。また、ＥＧＲを実施する場合には、ＥＧＲバルブ９は開け放しにしておけばよく、従来とは異なって１サイクル毎にＥＧＲバルブを開閉させる必要がなく、制御を格段に簡素化できる。
【００４８】
なお、図示を省略するが、ロータリバルブ２４，２５をそれぞれ、電気モータ等の個別の駆動手段で独立して駆動してしてもよい。このような構成では、各駆動手段の回転数を任意に可変できるようにしておくことで、エンジン１の運転状態に応じた適宜なバルブタイミングを実現でき、前述の減速機構や位相調整機構が不要になる。勿論、動力伝達部２２をそのまま採用したうえで、プーリ３９を任意な駆動手段で駆動してもよい。
【００４９】
本発明を実施するための最良の構成、方法などは、以上の記載で開示されているが、本発明は、これに限定されるものではない。すなわち、本発明は、主に特定の実施形態に関して特に図示され、かつ説明されているが、本発明の技術的思想および目的の範囲から逸脱することなく、以上述べた実施形態に対し、形状、数量、その他の詳細な構成において、当業者が様々な変形を加えることができるものである。
従って、上記に開示した形状、数量などを限定した記載は、本発明の理解を容易にするために例示的に記載したものであり、本発明を限定するものではないから、それらの形状、数量などの限定の一部もしくは全部の限定を外した部材の名称での記載は、本発明に含まれるものである。
【００５０】
例えば前記実施形態では、ロータリバルブ２４，２５の背面側にそれぞれ、吸気充填空間２６Ａ、排気充填空間２７Ａが設けられていたが、図８に示すように、ロータリバルブ２４，２５が各収容空間２６，２７内に略完全に嵌合する構成としてもよい。
ただし、このような構成では、各充填空間２６Ａ，２７Ａから流出開口３５を通してのロータリバルブ２４，２５内への流入はない。このため、吸気側接続部３１および排気側接続部３２をハウジング２３の両端側に設け、両側の流入開口３６からより効率的に流入させることが望まれる。
【００５１】
前記実施形態では、ロータリバルブ２４，２５のバルブ本体３３は、所謂１本ものとして説明したが、図９に示すように、複数の筒状部材５７からなる分割タイプとし、筒状部材５７同士を複数のピン５８および嵌合ブロック５９にて接合する構造にしてもよい。
【００５２】
前記実施形態では、ロータリバルブ２４，２５が共にエンジン１の回転数に対して１／２の回転数で回転するように説明したが、図１０の開閉プロファイルに示すように、ＥＧＲ用のロータリバルブ２５のみを吸気用のロータリバルブ２４の２倍の回転数、すなわちエンジン１と同じ回転数で回転させてもよい。こうすることにより、領域Ｂの大きさが大きくなるから、排気ガスを多く供給でき、ＥＧＲ率をより大きくできる。
【００５３】
しかも、ロータリバルブ２４，２５間の位相は変わらず、ロータリバルブ２４，２５が同時に開くことがないため、過給圧が排気側の圧力よりも大きい場合でも、吸気が排気側に流れることがなく、ポンピングロスが増加しない。
【００５４】
また、ＥＧＲ用のロータリバルブ２５のみをエンジン１と等速で駆動した場合、ロータリバルブ２５は１サイクル毎に２回転することになり、吸気バルブ１４が開いていない状態でも一旦開いてしまう。しかしながら、ロータリバルブ２５が開いたとしても、ロータリバルブ２４が同時に開く訳ではないから、やはりポンピングロスの増加が生じない。
【００５５】
前記実施形態では、エンジン１を直列６気筒のディーゼルエンジンとして説明したが、エンジンとしては、２気筒以上であれば任意であり、また、ガソリンエンジンであってもかまわない。さらに、エンジンとしては、Ｖ型エンジンであってもよく、片バンク２気筒以上であれば、本発明を有効に適用できる。
【産業上の利用可能性】
【００５６】
本発明は、ＥＧＲ装置が搭載されたエンジンに好適に用いることができる。
【図面の簡単な説明】
【００５７】
【図１】本発明の一実施形態に係るエンジンおよびその周辺の構成を模式的に示すブロック図。
【図２】前記エンジンを示す全体斜視図。
【図３】前記実施形態のロータリバルブ装置をエンジンとの取付側から見た一部断面の図。
【図４】前記ロータリバルブ装置の断面図であり、図２での矢印IV−IVから見た断面図。
【図５】前記ロータリバルブ装置の断面図であり、図３での矢印V−Vから見た断面図。
【図６】前記ロータリバルブ装置を構成するバルブ本体の全体斜視図。
【図７】前記ロータリバルブ装置での代表的な開閉プロファイルを示す説明図。
【図８】前記ロータリバルブ装置の変形例を示す断面図。
【図９】前記ロータリバルブ装置の他の変形例の要部を示す断面図。
【図１０】前記開閉プロファイルの変形例を示す説明図。
【符号の説明】
【００５８】
１…エンジン、２０…ロータリバルブ装置、２４，２５…ロータリバルブ、２４Ａ…吸気流通部、２５Ａ…排気ガス流通部、３５…流出開口。
【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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