(57)【要約】【課題】過渡応答の悪化を抑制するとともに、燃費性能の向上を図ることができる過給式エンジンを提供する。【解決手段】エンジンから排出される排気の排気エネルギによって吸気を過給する過給式エンジン１００であって、エンジン１００の低・中回転速度域で吸気慣性効果の同調点を生じるようにした慣性過給手段と、エンジン１００のブースト圧が少なくとも高回転速度域まで連続的に増加し続けるように過給するターボ過給手段７０と、を備える。【選択図】図１
2008231922.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンから排出される排気の排気エネルギによって吸気を過給する過給式エンジンであって、
前記エンジンの低・中回転速度域で吸気慣性効果の同調点を生じるようにした慣性過給手段と、
前記エンジンのブースト圧が少なくとも高回転速度域まで連続的に増加し続けるように過給するターボ過給手段と、
を備えたことを特徴とする過給式エンジン。
【請求項２】
前記慣性過給手段は、前記エンジンのピストンストローク特性が単振動に近い特性となるようにピストンとクランクシャフトとを複数のリンクで連結して、低・中回転速度域で吸気慣性効果の同調点を生じるように構成する、
ことを特徴とする請求項１に記載の過給式エンジン。
【請求項３】
前記エンジンは、前記複数のリンクの姿勢を変化させることでピストン上死点位置を変化させ、機械圧縮比を可変とする圧縮比可変機構を備え、
前記圧縮比可変機構は、エンジン運転状態に応じて機械圧縮比を変更する、
ことを特徴とする請求項２に記載の過給式エンジン。
【請求項４】
前記圧縮比可変機構は、エンジン回転速度が高くなるほど機械圧縮比を下げる、
ことを特徴とする請求項３に記載の過給式エンジン。
【請求項５】
前記圧縮比可変機構は、エンジン負荷が大きくなるほど機械圧縮比を下げる、
ことを特徴とする請求項３又は４に記載の過給式エンジン。
【請求項６】
前記圧縮比可変機構は、
前記ピストンに揺動自由に連結する第１のリンクと、
前記第１のリンクに回動自由に連結するとともに、クランクシャフトに回転自由に装着される第２のリンクと、
前記クランクシャフトと平行にシリンダブロックに回転自由に支持され、その回転軸心に対して偏心する偏心軸部を有するコントロールシャフトと、
前記第２のリンクに連結ピンを介して回転自由に連結されるとともに、前記コントロールシャフトの偏心軸部を揺動軸心として揺動可能な第３のリンクと、を備え、
エンジン運転状態に基づいて前記コントロールシャフトを回転して偏心軸部の位置を変更し、ピストン上死点位置を変化させて機械圧縮比を可変とすることを特徴とする請求項３から５のいずれか一つに記載の過給式エンジン。
【請求項７】
前記エンジンのクランクシャフトが回転する回転平面内において、前記シリンダの軸線を、クランクシャフト回転中心を通りシリンダの軸線に平行な直線に対してオフセットし、前記ピストンストロークが増大するように構成する、
ことを特徴とする請求項６に記載の過給式エンジン。
【請求項８】
前記ピストンと前記第１のリンクとを連結するピストンピンの側方を、前記クランクシャフトのカウンターウェイトが通過するようにした、
ことを特徴とする請求項６又は７に記載の過給式エンジン。
【請求項９】
前記慣性過給手段は、前記エンジンの吸気通路形状を高回転速度域よりも低・中回転速度域で高い吸気慣性効果を生じるように構成する、
ことを特徴とする請求項１から８のいずれか一つに記載の過給式エンジン。
【請求項１０】
前記エンジンの吸気通路の途中に設置され、そのエンジンの低・中回転速度域で共鳴効果を生じるようにした共鳴過給手段と、
前記エンジンの吸気バルブのバルブ特性を可変にすることで、前記共鳴過給手段を通って前記エンジンに流入する吸気の吸気量を制御する可変動弁装置と、
を備えたことを特徴とする請求項１から９のいずれか一つに記載の過給式エンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ターボチャージャを備えた過給式エンジンに関する。
【背景技術】
【０００２】
従来から、排気エネルギを利用して過給を行うターボチャージャを備えたエンジンが広く知られている。このようなエンジンでは、エンジンから排出される排気の排気エネルギが小さいとタービン駆動力が低下するので、排気エネルギが小さくなるエンジンの低回転速度域において吸気の体積効率を向上させることが困難となる。
【０００３】
特許文献１では、ウェイストゲートバルブを開くインターセプト回転速度を低回転速度域に設定して過給を行い、低回転速度域における吸気の体積効率を向上させる。
【特許文献１】特開平２−２２７５１５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、特許文献１では、エンジンの低回転速度域から過給を行うので、小さな排気エネルギでターボチャージャのタービンを駆動するため、タービンノズル等価面積をＡ、タービンロータのシャフト中心からタービンノズル中心までの距離をＲとした場合に（図１（Ｂ）参照）、タービンノズルを小さくするなどしてＡ／Ｒを小さくする必要がある。このようにＡ／Ｒが小さくなると、排気通路を流れる排気の通路抵抗が増加し、排気通路内の排気圧力（以下「排圧」という。）が高くなるので、加速時などにトルクが不足して過渡応答が悪化したり、ポンピングロスが増加して燃費が悪化したりするという問題がある。
【０００５】
そこで、本発明は、このような問題点に着目してなされたものであり、過渡応答の悪化を抑制するとともに燃費性能の向上を図ることができる過給式エンジンを提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明は、以下のような解決手段によって前記課題を解決する。なお、理解を容易にするために本発明の実施形態に対応する符号を付するが、これに限定されるものではない。
【０００７】
本発明は、エンジンから排出される排気の排気エネルギによって吸気を過給する過給式エンジン（１００）であって、エンジン（１００）の低・中回転速度域で吸気慣性効果の同調点を生じるようにした慣性過給手段と、エンジン（１００）のブースト圧が少なくとも高回転速度域まで連続的に増加し続けるように過給するターボ過給手段（７０）と、を備える。
【発明の効果】
【０００８】
本発明によれば、ブースト圧が少なくとも高回転速度域まで増加し続けるように過給するので、排圧を低下させることができ、車両が加速した場合などの車両の過渡応答性を向上させることができる。また、排圧の低減によって排気温度の上昇を抑えることができるので、排気温度抑制のための燃料増加量を少なくすることができ、燃費性能の向上を図ることが可能となる。さらに、慣性効果によって低・中回転速度域で吸気の体積効率が向上させるので、ブースト圧が高回転速度域まで増加するブースト特性にしても、低・中回転速度域でのトルク不足を抑制することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００９】
（第１実施形態）
以下、図面を参照して本発明の第１実施形態について説明する。
【００１０】
図１（Ａ）は、ターボチャージャを備える複リンク式可変圧縮比エンジンの全体構成を示す図である。
【００１１】
複リンク式可変圧縮比エンジン１００は、ピストン１１とクランクシャフト２１とをアッパリンク２２、ロアリンク２３で連結してコントロールリンク２４によってロアリンク２３の姿勢を制御することで機械圧縮比を変更できるようになっている。
【００１２】
この複リンク式可変圧縮比エンジン１００では、ピストン１１はシリンダブロック２０のシリンダ内に収装され、ピストン１１の冠面と、シリンダ１２のシリンダ壁と、シリンダヘッド１０とによって燃焼室１３を形成する。燃焼室内で燃料が燃焼すると、ピストン１１は燃焼による燃焼圧力を受けて、シリンダ１２を往復動する。
【００１３】
アッパリンク２２は、その上端でピストンピン３１を介してピストン１１に連結する。また、アッパリンク２２の下端は、連結ピン３２を介してロアリンク２３の一端に連結する。そして、ロアリンク２３の他端は、連結ピン３３を介してコントロールリンク２４に連結する。ロアリンク２３は、図中左右の２部材から分割可能に構成され、ほぼ中央に連結孔を有する。ロアリンク２３は、この連結孔にクランクシャフト２１のクランクピン２１ａを挿入し、クランクピン２１ａを中心軸として揺動する。
【００１４】
クランクシャフト２１は、クランクピン２１ａ、ジャーナル２１ｂ及びカウンターウェイト２１ｃを備える。クランクピン２１ａの中心はジャーナル２１ｂの中心から所定量偏心しており、このクランクピン２１ａにロアリンク２３が回転自在に連結する。ジャーナル２１ｂは、シリンダブロック２０とラダーフレーム３４とによって回転自在に支持される。ジャーナル２１ｂの軸心は、クランクシャフト２１の軸心と一致している。カウンターウェイト２１ｃは、クランクアームに一体形成されて、ピストン運動の回転１次振動成分を低減する。
【００１５】
コントロールリンク２４の上端は、連結ピン３３を介してロアリンク２３に対して回動自在に連結する。また、コントロールリンク２４の下端は、連結ピン３５を介して、クランクシャフト２１と平行に配置されるコントロールシャフト４１に連結する。この連結ピン３５はコントロールシャフト４１の軸心から所定量偏心しており、コントロールリンク２４は、その偏心した連結ピン３５を軸心として図中左右に揺動する。また、コントロールシャフト４１は、その外周にギア４２を形成する。このギア４２は、シリンダブロック２０の側部に設置されたアクチュエータ４４の回転軸４５に設けられたピニオン４３と噛合する。
【００１６】
上記した複リンク式可変圧縮比エンジン１００のピストン往復運動は、アッパリンク２２によってロアリンク２３に伝達されてクランクシャフト２１の回転運動に変化される。この場合には、ロアリンク２３はクランクピン２１ａを中心軸として揺動しながら、クランクシャフト２１の中心に対して図中反時計回りに回転する。コントロールリンク２４は、その下端に連結するコントロールシャフト４１の連結ピン３５を支点として揺動する。コントロールシャフト４１と連結ピン３５とは偏心しているため、アクチュエータ４４によってコントロールシャフト４１が回転すると、連結ピン３５が移動し、コントロールリンク２４の揺動中心が変化する。これにより、アッパリンク２２とロアリンク２３との傾斜が変更されて、ピストン１１の上死点位置を所定範囲内で任意に調整することができる（圧縮比可変機構）。このように、ピストン１１の上死点位置を調整することで複リンク式可変圧縮比エンジン１００の機械圧縮比が可変となる。
【００１７】
一方、複リンク式可変圧縮比エンジン１００のシリンダヘッド１０には、燃焼室１３と連通するように吸気ポート１５及び排気ポート１６が形成される。この吸気ポート１５には吸気通路５０が接続し、排気ポート１６には排気通路６０が接続する。
【００１８】
吸気ポート１５と接続する吸気通路５０には、ターボチャージャ７０のコンプレッサ７１、インタークーラ５１、スロットルバルブ５２、吸気コレクタ５３、燃料噴射弁５４が吸気通路上流側から順次配置される。
【００１９】
ターボチャージャ７０は、吸気通路５０に配置されるコンプレッサ７１と、排気通路６０に配置されるタービン７２と、シャフト７３とから構成されている。コンプレッサ７１とタービン７２とはシャフト７３で連結されている。このターボチャージャ７０のコンプレッサ７１は、タービン７２がエンジンから排出された排気によって回転することで駆動し、吸気通路５０を流れる吸気を過給する。
【００２０】
インタークーラ５１は、コンプレッサ７１よりも下流側の吸気通路５０に設置される。このインタークーラ５１は、コンプレッサ７１によって圧縮されて高温となった吸気を冷却する。
【００２１】
スロットルバルブ５２は、インタークーラ５１よりも下流側の吸気通路５０に設置される。このスロットルバルブ５２は、吸気通路５０の吸気流通面積を変化させることで、燃焼室１３に導入される吸気量を調整する。そして、スロットルバルブ５２を通過した吸気は吸気コレクタ５３に流入し、吸気コレクタ５３から吸気マニホールドを介して複リンク式可変圧縮比エンジン１００の各気筒に分配される。この吸気コレクタ５３には、コレクタ内の圧力を検出するための圧力センサ５６が設置されており、圧力センサ５６からの出力信号はコントローラ８０に入力する。
【００２２】
燃料噴射弁５４は、吸気ポート１５から燃焼室１３に向かって燃料を噴射するようにシリンダヘッド１０に設置される。この燃料噴射弁５４は、エンジン運転状態に応じた燃料を吸気ポート内に噴射して混合気を形成する。
【００２３】
また、排気ポート１６と接続する排気通路６０には、ターボチャージャ７０のタービン７２が配置される。このタービン７２は、複リンク式可変圧縮比エンジン１００から排出された排気によって回転し、シャフト７３を介して連結しているコンプレッサ７１を駆動する。
【００２４】
上記したシリンダヘッド１０には、吸気バルブ５５が設置されており、吸気バルブ５５は所定のバルブタイミングで吸気ポート１５を開閉する。この吸気バルブ５５は、カムシャフト５５ａによって駆動される。吸気バルブ５５が吸気ポート１５を開くと、吸気ポート内に形成された混合気が燃焼室１３に導入され、導入された混合気は燃焼室上部に設置された点火プラグ１７によって点火されて爆発燃焼する。そして、シリンダヘッド１０に設置された排気バルブ６５がカムシャフト６５ａによって駆動され、排気バルブ６５が排気ポート１６を開くことで燃焼により生じた排気が排気通路６０に排出される。排気通路６０に排出された排気は、ターボチャージャ７０のタービン７３を回転させ、排気通路下流の三元触媒などによって浄化されて外部に放出される。
【００２５】
この複リンク式可変圧縮比エンジン１００は、エンジン運転状態に応じて燃料噴射量、点火時期、スロットルバルブ開度や機械圧縮比を制御するため、コントローラ８０を備える。コントローラ８０はＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ及びＩ／Ｏインタフェースから構成されている。このコントローラ８０には、圧力センサ５６や車両運転状態を検出する図示しない各種センサの出力が入力する。そして、コントローラ８０は、これら出力信号に基づいてスロットルバルブ５２、燃料噴射弁５４及び点火プラグ１７を制御し、またアクチュエータ４４を制御して機械圧縮比を変更する。
【００２６】
ところで、従来から排気エネルギを利用して過給を行うターボチャージャを備えたエンジンでは、低回転速度域において排気エネルギが小さいとタービン駆動力が小さくなるので、吸気の体積効率を高めることが困難であった。そのため、従来手法では、インターセプト回転速度を低回転速度域に設定して過給を行い、低回転速度域における吸気の体積効率を向上させる。
【００２７】
図２は、ターボチャージャ７０によるブースト特性を示す図である。横軸はエンジン回転速度を示し、縦軸は吸気コレクタ内のブースト圧を示す。破線Ａは従来手法のブースト特性を示し、実線Ｂは本実施形態のブースト特性を示す。
【００２８】
破線Ａに示すように、従来手法では低回転速度域から過給を行うため、エンジンの低回転速度域にインターセプト回転速度（点Ｐ）が設定されている。そのため、低回転速度域でブースト圧が上昇し、ウェイストゲートバルブが開弁されるインターセプト回転速度（点Ｐ）から中回転速度域ではブースト圧は一定となって、高回転速度域からブースト圧は低下する特性となる。
【００２９】
従来手法のように、低回転速度域でタービンを駆動するためには、タービンノズルを小さくするなどしてＡ／Ｒを小さくする必要があるが、Ａ／Ｒを小さくすると、排気の通路抵抗などが増加して排圧が高くなるので、加速時などにトルクが不足して過渡応答が悪化したり、ポンピングロスが増加して燃費が悪化したりするという問題がある。なお、Ａ／Ｒにおいて、タービンノズル等価面積をＡ、タービン７２のシャフト中心からタービンノズル中心までの距離をＲとする（図１（Ｂ）参照）。
【００３０】
これに対して本実施形態では、ターボチャージャ７０のタービン７２のＡ／Ｒを従来手法よりも大きく設定し、図２の実線Ｂに示すように低回転速度域から高回転速度域までブースト圧が増加し続けるブースト特性とする。このように、タービン７２のＡ／Ｒを大きくすると、排気通路６０を流れる排気の通路抵抗が低減するので、排気通路内の排圧を低減することができる。しかしながら、実線Ｂに示すように低・中回転速度域ではターボチャージャ７０による過給がほとんど行われないので、低・中回転速度域でのトルクが不足してしまう。そのため、複リンク式可変圧縮比エンジン１００では、複リンク式可変圧縮比エンジン１００のピストンストローク特性に起因する吸気の慣性効果を用いて、低・中回転速度域での吸気の体積効率の増加を図り、低・中回転速度域におけるトルクの不足を解消する。
【００３１】
この複リンク式可変圧縮比エンジン１００のピストンストローク特性に起因する慣性効果は、吸気行程時に燃焼室内に流入する吸気の質量による慣性力を利用したものであり、ピストン１１が下死点（ＢＤＣ）を過ぎて上昇し始めても、その慣性力によって吸気を燃焼室内に流入させようとするものである。以下では、複リンク式可変圧縮比エンジン１００のピストンストローク特性に起因する慣性効果について説明する。
【００３２】
図３は、複リンク式可変圧縮比エンジン１００のピストンストローク特性を示す図である。破線Ａはピストンとクランクシャフトとを１本のコンロッドで連結する一般的なエンジン（以下「通常エンジン」という。）のピストンストローク特性を示し、実線Ｂは複リンク式可変圧縮比エンジン１００のピストンストローク特性を示す。横軸はクランク角度を示し、縦軸はピストンストロークを示す。
【００３３】
複リンク式可変圧縮比エンジン１００では、アッパリンク２２及びロアリンク２３などの複リンク機構のアライメントにより、実線Ｂに示すようにピストンストローク特性を略単振動とすることが可能である。
【００３４】
つまり、実線Ｂに示すように、ピストン１１がストローク中央から上昇して上死点（ＴＤＣ）を経て再びストローク中央まで下降したときのクランク角度と、ストローク中央から下降して下死点（ＢＤＣ）を経て再びストローク中央まで上昇したときのクランク角度とが略同一となり、ピストン１１のクランク角度に対するストローク特性が破線Ａよりも単振動に近い特性となる（詳しくは、特開２００５−１８０３０２号公報を参照されたい。）。ここで、ピストン１１が下死点（ＢＤＣ）から所定距離内にあるときを、ピストン１１のＢＤＣ滞在期間と定義すると、複リンク式可変圧縮比エンジン１００のＢＤＣ滞在期間はクランク角度でＢ−Ｃ間であるのに対して、破線Ａで示す通常エンジンのＢＤＣ滞在期間はクランク角度Ａ−Ｄ間となる。このように複リンク式可変圧縮比エンジン１００ではＢＤＣ滞在期間が通常エンジン（コンロッドによりクランクシャフトが連結されたエンジン）よりも短くなるので、ＢＤＣ近傍におけるピストン速度が速くなり、複リンク式可変圧縮比エンジン１００ではより低回転速度側からピストンストローク特性に起因する慣性効果を得ることができる。このように、ピストンストローク特性による吸気の慣性効果を低・中回転速度域において同調させる（慣性効果を低・中回転速度域で強める（慣性過給手段））ことで、低・中回転速度域での吸気の体積効率を向上させることができる。
【００３５】
なお、複リンク式可変圧縮比エンジン１００のピストンストローク特性に起因する吸気の慣性効果と併せて（または代わりに）、図示しない吸気マニホールド内を流れる吸気の質量に起因する吸気の慣性効果を利用するようにしてもよい（慣性過給手段）。つまり、吸気マニホールドのブランチ管長さを長くしたり、通路径を大きくしたりして、吸気マニホールド形状に起因する吸気の慣性効果を低・中回転速度域で同調させることで、低・中回転速度域での吸気の体積効率をさらに増加させることができる。
【００３６】
図４は、エンジン回転速度と吸気の体積効率との関係を示す図である。破線Ａは従来手法における体積効率特性を示し、実線Ｂは複リンク式可変圧縮比エンジン１００における吸気の体積効率特性を示す。横軸はエンジン回転速度を示し、縦軸は吸気の体積効率を示す。
【００３７】
複リンク式可変圧縮比エンジン１００のターボチャージャ７０は、図２の実線Ｂに示すようなブースト特性であるため、図４の実線Ｂに示すように体積効率は低回転速度域から高回転速度域まで増加する特性となる。また、ピストンストローク特性による慣性効果を低・中回転速度域に設定して同調させている（慣性効果の同調点を低・中回転速度域内に設けた）ため、領域Ｃでは慣性効果の影響によって体積効率が向上しており、特に中回転速度域の慣性効果の同調点では体積効率の向上効果が大きくなる。なお、従来手法では、エンジン低回転速度域から過給を行う（図２の破線Ａ参照）ので、図４の破線Ａに示すように低回転速度域から吸気の体積効率は増加し、全領域において複リンク式可変圧縮比エンジン１００の体積効率（実線Ｂ）よりも大きくなっている。
【００３８】
上記の通り、複リンク式可変圧縮比エンジン１００は、低・中回転速度域でピストンストローク特性による慣性効果によって吸気の体積効率が向上するので、低回転から高回転速度域までブースト特性が増加するＡ／Ｒが大きいターボチャージャ７０を用いても低・中回転速度域でのトルク低下を抑制することが可能となる。
【００３９】
また、複リンク式可変圧縮比エンジン１００は、ターボチャージャ７０のタービン７２のＡ／Ｒを大きくして、ブースト圧が高回転速度域まで増加し続けるブースト特性とすることで排圧を低下させて、車両が加速した場合などの車両の過渡応答性を向上させることができる。
【００４０】
図５は、通常運転状態から車両が加速する過渡時のトルク変化を示すタイムチャートである。破線Ａが従来手法を示し、実線Ｂが本実施形態を示す。
【００４１】
運転者がアクセルペダルを踏み込んでスロットルバルブ５２が全開になると、図５（Ａ）に示すように従来手法、本実施形態とも、時刻ｔ０から時刻ｔ１まではブースト圧がほぼ０ｍｍＨｇ（大気圧）となる。しかしながら、本実施形態ではＡ／Ｒの大きいタービン７２を用いているので低回転速度域で過給はほとんど行われないが、排気の通路抵抗が小さいため、図５（Ｃ）に示すように排圧は従来手法よりも低くなる。そのため、時刻ｔ２を経過して従来手法のブースト圧がある程度増加し始めるまでは、図５（Ｂ）に示すように本実施形態の方が、低回転速度域から過給を行う従来手法よりも吸気量が大きくなる。そして吸気量が大きく、排圧が小さくなる時刻ｔ０からｔ３までの間は、図５（Ｄ）に示すよう本実施形態の方が従来手法よりもトルクが大きくなる。このように、本実施形態では、加速してから一定の間トルクが従来手法よりも大きくなるので、車両が加速する場合などの過渡応答性が向上する。
【００４２】
さらに、高負荷運転時には燃焼室内に噴射する燃料噴射量を通常よりも増加させることで排気温度の上昇を抑制するが、本実施形態の複リンク式可変圧縮比エンジン１００では排圧を低減させて排気温度を抑えることができるので、排気温度の上昇を抑制するための燃料増加量を少なくすることができ、燃費性能の向上を図ることが可能となる。
【００４３】
ところで、車両のエンジンでは、車両が低速運転状態から加速してエンジン負荷が大きくなると、ノッキングが発生するという問題がある。そこで、複リンク式可変圧縮比エンジン１００では、予め設定された機械圧縮比マップを参照し、車両の運転状態に応じて機械圧縮比を変更することでノッキングの発生を防止する。
【００４４】
図６は、ノッキングを防止するために設定された機械圧縮比マップを示す図である。図６（Ａ）は、低回転速度域から過給を行う従来手法において、本実施形態と同様の複リンク機構によって機械圧縮比を可変とした場合における機械圧縮比マップを示す。また、図６（Ｂ）は、本実施形態の機械圧縮比マップを示す。なお、図６（Ａ）、図６（Ｂ）ともに、横軸はエンジン回転速度を示し、縦軸はトルクを示す。
【００４５】
図６（Ａ）に示す実線Ａは、従来手法における最大トルク線である。従来手法において、本実施形態と同様の複リンク機構によって機械圧縮比を可変とした場合には、車両の運転状態に応じてノッキングを防止するために機械圧縮比はａ〜ｉのように設定される。つまり、機械圧縮比はａからｉに向かうにしたがって低下するように設定され、低回転速度・小トルクでは機械圧縮比を高くして熱効率の向上を図り、高回転速度・大トルク側では機械圧縮比を低くしてノッキングを防止する。
【００４６】
これに対して、本実施形態の機械圧縮比マップは図６（Ｂ）のように設定する。図６（Ｂ）において、実線Ｂは最大トルク線であり、比較のために従来手法の最大トルク線を破線Ａに示した。なお、従来手法における最高出力と、本実施形態における最高出力とはほぼ同出力となっている。
【００４７】
複リンク式可変圧縮比エンジン１００では、ターボチャージャ７０のタービン７２のＡ／Ｒを大きく設定して、エンジンの高回転速度域までブースト圧が増加し続けるブースト特性としたので、従来手法よりも排圧が低下して、ポンピングロスは小さくなる。そのため、少ない吸気量で従来手法と同程度のトルクを発生させることができるようになり、ノッキングの発生も抑制されるので、従来手法と同トルクでの機械圧縮比を高く設定することができる。そのため、図６（Ｂ）に示すように、機械圧縮比マップの各機械圧縮比（ａ〜ｆ）の上限値を図６（Ａ）の従来手法よりも高く（大トルク側）に設定することができ、各機械圧縮比（ａ〜ｆ）の領域が図６（Ａ）よりも広く設定することができる。したがって、例えばエンジン回転速度Ｎｅ１、トルクＴ１で運転する場合、従来手法では図６（Ａ）の点Ｐのように機械圧縮比はｇと設定されるのに対して、本実施形態では図６（Ｂ）の点Ｑのように機械圧縮比ｇよりも高機械圧縮比のｅに設定することができる。
【００４８】
このように、複リンク式可変圧縮比エンジン１００では、高回転速度域になるほどブースト圧が増加するブースト特性として排圧を低減することで、機械圧縮比マップの各機械圧縮比（ａ〜ｆ）の上限値を高く設定することができる。そのため、車両の運転状態に応じてノッキングを防止することができるようになるだけでなく、熱効率を向上させて燃費性を改善することが可能となる。
【００４９】
一方、上記した複リンク式可変圧縮比エンジン１００では、高回転速度域になるほどブースト圧が増加する特性としたため、従来手法よりも高回転速度域でのコンプレッサ効率が向上する。
【００５０】
図７（Ａ）は従来手法でのコンプレッサ作動線を示す。また、図７（Ｂ）は複リンク式可変圧縮比エンジン１００のコンプレッサ作動線を示す。横軸は吸気流量を示し、縦軸はコンプレッサ７１の出口側の吸気圧力と入口側の吸気圧力とから算出される圧力比を示す。実線Ａはコンプレッサ７１ごとに定まるサージラインを示し、実線Ｂは等エンジン回転速度線を示す。また、破線Ｃは等コンプレッサ効率線を示す。
【００５１】
従来手法では、低回転速度域からターボチャージャによる過給を行い、インターセプト回転速度でウェイストゲートバルブを開弁するので、エンジンの高回転速度において吸気流量Ｑａ、圧力比πａとするためには、図７（Ａ）の矢印にしたがってコンプレッサは作動する。そのため、吸気流量Ｑａ、圧力比πａでは、コンプレッサ効率が最も良好となる領域Ｒから外れるので、高回転速度域でのコンプレッサ効率が悪化してしまう。このようにコンプレッサ効率が悪化すると、コンプレッサ出口側の吸気温度が上昇してしまう。
【００５２】
これに対して複リンク式可変圧縮比エンジン１００では、低・中回転速度域で吸気マニホールド形状による慣性効果とピストンストローク特性による慣性効果とを同調させて吸気の体積効率を向上させるため、低回転速度域ではターボチャージャ７０による過給はほとんど行わず、高回転速度域でターボチャージャ７０による過給を行うようにしたため、図７（Ｂ）の領域Ｒ’に示すように高回転速度域でコンプレッサ効率が最も良好とすることができる。そのため、高回転速度において吸気流量Ｑａ、圧力比πａとした場合であっても、領域Ｒ’内でコンプレッサ７１を作動させることができる。
【００５３】
このように、複リンク式可変圧縮比エンジン１００では、高回転速度域でのコンプレッサ効率を従来手法よりも向上するので、コンプレッサ出口側の吸気温度の上昇が抑えることができ、吸気温度上昇による出力低下を抑制することが可能となる。また、このように吸気温度の上昇を抑制することで、インタークーラ５１を小形化することができ、吸気通路のレイアウトの自由度を高めることが可能となる。
【００５４】
（第２実施形態）
第２実施形態の構成は、第１実施形態と基本構成はほぼ同様であるが、複リンク式可変圧縮比エンジン２００のシリンダ軸線をクランク回転軸心からオフセットすることにおいて相違する。つまり、複リンク式可変圧縮比エンジン２００ではピストン２１１のピストンストロークをロングストローク化するようにしたもので、以下にその相違点を中心に説明する。
【００５５】
図８は、第２実施形態の複リンク式可変圧縮比エンジン２００を示す図である。
【００５６】
複リンク式可変圧縮比エンジン２００は、図８に示す通りシリンダ軸線Ｓをクランク回転軸心Ｃから図中左側にオフセットして、ピストン２１１のストロークをロングストローク化する。
【００５７】
エンジン自体を大形化せずに、ピストン２１１のピストンストロークを増大させるためには、ピストン２１１の下死点位置を下げる必要がある。しかしながら、シリンダ２１２を下方向に延ばしてピストン２１１が往復運動できる距離を延長しても、クランクシャフト２２１のカウンターウェイト２２１ｃの最外径の軌跡Ｗとシリンダ２１２が干渉してしまい、ピストンストロークの増大を図ることが困難となる。
【００５８】
そこで、複リンク式可変圧縮比エンジン２００では、クランクシャフト２２１の回転方向が反時計回りの場合には、図８に示すようにシリンダ軸線Ｓをクランク回転軸心Ｃよりも左方向にオフセットさせる。このようにオフセットすると、ピストン２１１がシリンダ２１２のどの位置にあっても、ピストン２１１に生じるサイドスラスト荷重はクランクシャフト２２１から遠い側（図中左側）のシリンダ２１２に作用する。そのため、図８の左側のシリンダ２１２の下方にピストン２１１が摺動できるシリンダ壁があればよいことになり、サイドスラスト荷重が作用しない右側のシリンダ壁はカウンターウェイト２２１ｃと干渉しないように削ることができる。これにより、サイドスラスト荷重が作用する側のシリンダ２１２を下方へ延長でき、ピストン２１１が往復運動できる距離が長くなってピストンストロークのロングストローク化が可能となる。
【００５９】
また、複リンク式可変圧縮比エンジン２００においては、ピストン２１１のピストンスカートの短縮化によってもピストンストロークのロングストローク化が可能となる。複リンク式可変圧縮比エンジン２００では、複リンク機構のアライメントによりピストン２１１の上死点位置におけるアッパリンク２２２の姿勢を略直立にすることができるので、燃焼時にピストン２１１にかかる最大スラスト荷重を低減できる。そのため、ピストン２１１のピストンスカートを従来よりも短縮しても、その強度を確保することができる。
【００６０】
図９は、ピストンスカートの短縮化によるピストン２１１のロングストローク化を示す図である。
【００６１】
ピストン２１１を１本のコンロッド２５０で連結する通常エンジンでは、図９（Ａ）に示すように、上死点位置におけるコンロッド２５０の姿勢を略直立にすることができないので、燃焼時にピストン２１１にかかる最大スラスト荷重を低減できない。そのため、ピストンスカート２１１ａを短縮できず、ピストンスカート２１１ａの下方をクランクシャフト２２１のカウンターウェイト２１１ｃが通過する。これに対して、複リンク式可変圧縮比エンジン２００のピストン２１１は、図９（Ｂ）に示すようにピストンスカート２１１ａが大幅に短縮でき、このようなピストン２１１を使用すればカウンターウェイト２２１ｃがピストンピン２１１の側方を通過できる。このため、複リンク機構を構成するアッパリンク２２２を最小限の長さとして、ピストン２１１の下死点位置をクランクシャフト２２１に最接近させることで、ピストンストロークのロングストローク化をすることができる。
【００６２】
このように、複リンク式可変圧縮比エンジン２００では、エンジン自体を大形化せずに第１実施形態に示した複リンク式可変圧縮比エンジン１００よりもピストンストロークが増大する。
【００６３】
したがって、ボア径や燃焼室に開口する吸気ポートの開口径を第１実施形態と同様とすると、複リンク式可変圧縮比エンジン２００では、ピストン２１１のロングストローク化によって排気量が多くなるので、エンジンの低回転速度域におけるトルクを増大させることができる。
【００６４】
また、ピストンストロークが増大すると、吸気行程での燃焼室内の吸入負圧も大きくなって、燃焼室内に流入する吸気の流速が第１実施形態よりも速くなるので、ピストンストローク特性に起因する慣性効果によって、吸気の体積効率をより増大させることができ、第１実施形態と同様の効果を得ることが可能となる。
【００６５】
（第３実施形態）
第３実施形態の構成は、第１実施形態と基本構成はほぼ同様であるが、複リンク式可変圧縮比エンジン３００の吸気バルブ３５５を駆動する構成において相違する。つまり、吸気バルブ３５５をバルブ特性（リフト量や作動角）を可変にすることができる可変動弁装置４００によって駆動するようにしたもので、以下にその相違点を中心に説明する。
【００６６】
図１０は、複リンク式可変圧縮比エンジン３００の可変動弁装置４００の構成を示す概略図である。
【００６７】
可変動弁装置４００は、揺動カム４１０と、その揺動カム４１０を揺動させる揺動カム駆動機構４２０と、吸気バルブ３５５のリフト量を変化させ得るリフト可変機構４３０とを備える。
【００６８】
揺動カム４１０は、図１０に示すように、駆動軸４２１の外周に回転自在に嵌合している。シリンダ列方向に延びる駆動軸４２１は揺動カム４１０に挿通される。１つの気筒に対して２つの吸気バルブ３５５が備えられるので、１つの気筒には一対の揺動カム４１０とバルブリフタ４１１とが設けられ、これらが互いに同期して同一的に作動するように、揺動カム４１０は互いに駆動軸４２１に回動自在に挿通した連結筒４２２により同一位相状態で結合されている。このため、揺動カム駆動機構４２０は一方の揺動カム４１０に対してのみ備えられる。そして、揺動カム４１０が、後述する揺動カム駆動機構４２０によってクランクシャフトと連動して駆動軸４２１を支点に揺動し、バルブリフタ４１１を介して吸気バルブ３５５を駆動する。
【００６９】
揺動カム機構４２０の駆動軸４２１には、偏心カム４２２が圧入等によって固定されている。円形外周面を有する偏心カム４２２は、その外周面の中心が駆動軸４２１の軸心から所定量だけオフセットする。駆動軸４２１は、クランクシャフトの回転に連動して回転するため、偏心カム４２２は駆動軸４２１の軸心回りに偏心回転する。
【００７０】
偏心カム４２２の外周面には、第１リンク４２３の基端側の環状部４２３ａが回転可能に嵌合している。第１リンク４２３の先端は、連結ピン４２４を介してロッカアーム４２５の一端と連結する。また、ロッカアーム４２５の他端は、連結ピン４２６を介して第２リンク４２７の上端と連結する。第２リンク４２７の下端は、連結ピン４２８を介して揺動カム４１０と連結する。なお、ロッカアーム４２５の略中央部は、リフト可変機構４３０の制御軸４３１の偏心カム部４３２に揺動自在に支持される。
【００７１】
駆動軸４２１がエンジン回転に同期して回転すると、偏心カム４２２が偏心回転し、これにより第１リンク４２３が上下方向に揺動する。第１リンク４２３の揺動によりロッカアーム４２５が偏心カム部４３２の軸周りに揺動し、第２リンク４２７が上下に揺動して、揺動カム４１０を駆動軸４２１の軸回りに所定の回転角度範囲で揺動運動させる。
【００７２】
この可変動弁装置４００では、駆動軸４２１の一端が図示しないカムスプロケットに挿入されている。駆動軸４２１がカムスプロケットに対して相対回転することで、カムスプロケットに対する位相を変更でき、クランク軸に対する駆動軸４２１の回転位相を変更することができる。また、リフト可変機構４３０は揺動カム４１０の回転角度位相を制御する。リフト可変機構４３０の制御軸４３１の一端には、ギア等を介して図示しないアクチュエータが設けられており、このアクチュエータによって制御軸４３１の回転位置を変化させることで、ロッカアーム４２５の揺動中心となる偏心カム部４３２の軸心が制御軸４２１の回転中心周りを旋回し、これに伴いロッカアーム４２５の支点が変位する。これにより、第１リンク４２３及び第２リンク４２７の姿勢が変化して、揺動カム４１０の揺動中心とロッカアーム４２５の回転中心との距離が変化し、揺動カム４１０の揺動特性が変化する。
【００７３】
このように、可変動弁装置４００は、制御軸４３１の角度を変更したり、駆動軸４２１のカムスプロケットに対する位相を変更したりすることで、吸気バルブ３５５のバルブ特性（リフト量や作動角）を連続的に自在に変更することができる。
【００７４】
複リンク式可変圧縮比エンジン３００は上記した可変動弁装置４００を備えるため、吸気コレクタの容量を第１実施形態よりも大きく設定することができ、低回転速度域での共鳴効果によって吸気の体積効率を向上させる。つまり、各気筒や吸気系で発生した振動が吸気コレクタ内で共鳴し、この共鳴によって増幅された圧力波が吸気バルブ近傍の圧力を高くめて吸気の体積効率を向上させる。
【００７５】
ところで、図１に示す第１実施形態のようにカムシャフト５５ａによって吸気バルブ５５を駆動する場合には、吸気コレクタ容量が大きいと、吸気コレクタ内に残留する空気が多くなるため、車両の運転状態に応じてスロットルバルブ５２を変化させても吸気量を適切に制御することができない。そのため、第１実施径形態の複リンク式可変圧縮比エンジン１００では吸気コレクタ５５の容量を大きくすることができず、低回転速度域での共鳴効果を得ることが困難となる。
【００７６】
これに対して、複リンク式可変圧縮比エンジン３００では、吸気コレクタ容量を第１実施形態よりも大きく設定しても、可変動弁装置４００によって吸気バルブ３５５のバルブ特性を自在に変更することで吸気量を適切に制御することができる。そのため、複リンク式可変圧縮比エンジン３００では、吸気コレクタ容量を大きくして、低回転速度域において共鳴効果を得ることができ、この共鳴効果と、マニホールド形状及びピストンストローク特性に起因する慣性効果とによって、低回転速度域での吸気の体積効率を第１実施形態よりもさらに向上させることが可能となる。
【００７７】
本発明は上記した実施形態に限定されずに、その技術的な思想の範囲内において種々の変更がなし得ることは明白である。
【図面の簡単な説明】
【００７８】
【図１】ターボチャージャを備える複リンク式可変圧縮比エンジンの全体構成を示す図である。
【図２】ターボチャージャによるブースト特性を示す図である。
【図３】複リンク式可変圧縮比エンジンのピストンストローク特性を示す図である。
【図４】エンジン回転速度と吸気の体積効率との関係を示す図である。
【図５】通常運転状態から車両が加速する過渡時のトルク変化を示すタイムチャートである。
【図６】機械圧縮比マップを示す図である。
【図７】コンプレッサ作動線を示す図である。
【図８】第２実施形態の複リンク式可変圧縮比エンジンを示す図である。
【図９】ピストンスカートの短縮化によるピストンストロークのロングストローク化を示す図である。
【図１０】可変動弁装置の構成を示す概略図である。
【符号の説明】
【００７９】
１００、２００、３００  複リンク式可変圧縮比エンジン
４００  可変動弁装置
１０  シリンダヘッド
１１  ピストン
１２  シリンダ
１３  燃焼室
２０  シリンダブロック
２１  クランクシャフト
２１ｃ  カウンタウェイト
２２  アッパリンク（第１のリンク）
２３  ロアリンク（第２のリンク）
２４  コントロールリンク（第３のリンク）
４１  コントロールシャフト
４４  アクチュエータ
５０  吸気通路
５２  吸気コレクタ（共鳴過給手段）
６０  排気通路
７０  ターボチャージャ（ターボ過給手段）
８０  コントローラ
４００  可変動弁装置
【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】
2008231922.tif 000009
【図８】
2008231922.tif 000010
【図９】
2008231922.tif 000011
【図１０】
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