(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１気筒の排気弁を該第１気筒の吸気行程から圧縮行程の下死点付近において再度開くＥＧＲ開弁によって、第２気筒側からの高圧の排気ガスを第１気筒のシリンダ内に逆流させ、該第１気筒の圧縮行程開始時のシリンダ内圧力を吸気ポート内圧力より高くするように構成された４サイクルエンジンであって、
上記第１気筒の排気弁がＥＧＲ開弁状態にある期間と該第１気筒の吸気弁が開弁状態にある期間とが重なるオーバーラップ期間における排気ポート内の平均圧力をＥＧＲ開弁期間内でかつ上記オーバーラップ期間経過後における排気ポート内の平均圧力より低くするか、又は上記オーバーラップ期間における重なり開弁時間面積を上記ＥＧＲ開弁期間における開弁時間面積の１／４以下としたこと特徴とする４サイクルエンジン。
【請求項２】
請求項１において、
上記第１，第２気筒は、位相が１／２サイクル異なるよう構成され、かつ共通の排気系に接続されており、
少なくとも中負荷運転領域では、上記第１気筒の排気弁のＥＧＲ開弁期間内でかつ上記オーバーラップ期間の経過後に、上記第２気筒からの排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が上記第１気筒の排気弁開口に到達するように、上記第１気筒における排気弁のＥＧＲ開弁時期と期間、第２気筒の膨張行程における排気弁開時期、及び第１，第２気筒間の排気通路長さが設定されていることを特徴とする４サイクルエンジン。
【請求項３】
請求項１又は２において、
上記第１，第２気筒に接続された排気系には、排気絞り機構が備えられており、該排気絞り機構で排気系の背圧を高めることにより、高圧の排気ガスをシリンダ内に逆流させるよう構成され、
上記第１気筒の排気弁は、上記ＥＧＲ開弁動作において、上記オーバーラップ期間の中央（リフトカーブが交差する点）におけるリフト量が最大リフト量の１／２以下となるように設定されていることを特徴とする４サイクルエンジン。
【請求項４】
請求項１又は２において、
上記第１，第２気筒に接続された排気系には、排気絞り機構が備えられており、該排気絞り機構で排気系の背圧を高めることにより、高圧の排気ガスをシリンダ内に逆流させるよう構成され、
上記第１気筒の吸気弁は、下死点後に閉弁し、
上記第１気筒の排気弁は、上記ＥＧＲ開弁動作において、上記第１気筒の吸気弁の閉前に開弁して該吸気弁の閉後に最大リフトとなることを特徴とする４サイクルエンジン。
【請求項５】
請求項３又は４において、
上記排気絞り機構は、ウェストゲート付き又は可変ノズル式ターボチャージャであり、該ターボチャージャは、加速過渡運転領域では、吸気圧の上昇が排気圧の上昇に比べて遅れるターボラグ特性を有し、上記ウェストゲート又はノズルを排気抵抗が大きくなる方向に制御されることを特徴とする４サイクルエンジン。
【請求項６】
請求項２ないし４の何れかにおいて、
上記第１気筒における排気弁のＥＧＲ開弁時期と期間，吸気弁の閉時期及び第２気筒の排気弁の膨張行程における開時期の少なくとも１つを変化させることにより、該第１気筒に流入する新気量、ＥＧＲガス量及び該第１気筒の圧縮開始時のシリンダ内圧力が制御されることを特徴とする４サイクルエンジン。
【請求項７】
請求項６において、
排気カム軸及び吸気カム軸と、
該吸気カム軸に形成され、上記第１気筒の排気弁を吸気行程下死点付近で再度開弁するＥＧＲカムと、
該ＥＧＲカムの動作を上記排気弁に伝達する排気弁駆動機構と、
上記吸気カム軸及び排気カム軸の一方又は両方の位相を変化させるカム位相可変機構とを備え、
上記吸気カム軸，排気カム軸の位相を変化させることにより、上記第１気筒の排気弁のＥＧＲ開弁時期、吸気弁の閉時期、及び第２気筒の排気弁の膨張行程における開時期を変化させ、もって第１気筒の新気量、ＥＧＲガス量及び圧縮行程開始時のシリンダ内圧力を制御することを特徴とする４サイクルエンジン。
【請求項８】
請求項７において、
高負荷運転領域では、上記第２気筒の排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が、上記第１気筒のＥＧＲ開弁期間が略経過後に該第１気筒の排気弁開口に到達するように上記吸気カム軸及び排気カム軸の一方又は両方の位相が制御されることを特徴とする４サイクルエンジン。
【請求項９】
請求項７において、
低負荷運転領域では、上記第１気筒の吸気弁が下死点前に閉じるとともに、上記第２気筒の排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が上記第１気筒のＥＧＲ開弁期間中に該第１気筒の排気弁開口に到達するように、上記吸気カム軸及び排気カム軸の一方又は両方の位相が制御されることを特徴とする４サイクルエンジン。
【請求項１０】
請求項７において、
上記排気弁駆動機構は、ＥＧＲカムから排気弁への駆動力の伝達をオンオフ可能に構成されていることを特徴とする４サイクルエンジン。
【請求項１１】
請求項１〜４の何れかにおいて、
排気弁開口のカム軸方向左右縁部に、ＥＧＲガスの流入を抑制するガイド部が形成され、ＥＧＲガスはシリンダ内流入時にカム軸方向中央に集まるよう上記ガイド部により方向付けされることを特徴とする４サイクルエンジン。
【請求項１２】
請求項１〜４及び１１の何れかにおいて、
ＥＧＲガスのシリンダ内流入時にタンブル流が生成され、該タンブル流の旋回方向が吸気弁からの新気流によって生成されるタンブル流の旋回方向と同じであることを特徴とする４サイクルエンジン。
【請求項１３】
請求項１〜４の何れかにおいて、
上記排気ポートは、ＥＧＲガスのシリンダ内流入時に気筒軸回りに流れるスワール流を生成するタンジェンシャルポートとなっており、かつ該ＥＧＲガスによるスワール流の旋回方向が、吸気弁からの新気流によって生成されるスワール流の旋回方向と同じであることを特徴とする４サイクルエンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、シリンダ内に新気及びＥＧＲガスを導入するようにした４サイクルエンジンに関し、詳細には、簡単な構成により新気導入量の減少を防止しつつＥＧＲガスの導入量を増加できるようした４サイクルエンジンに関する。
【背景技術】
【０００２】
予混合圧縮着火（ＨＣＣＩ）エンジンは、通常のディーゼルエンジンが圧縮上死点付近で燃料を噴射供給するのに対し、燃焼室内に燃料を早期噴射し、あるいは吸気ポート内で燃料と空気を混合し、圧縮温度による燃焼反応によって圧縮上死点付近で予混合気を自己着火させる方式のエンジンである。【０００３】
希薄予混合気を自着火によって燃焼室全体でほぼ同時に燃焼させるこのＨＣＣＩ燃焼方式は、ディーゼルエンジン並みの高い燃焼効率に加えて、ガソリンエンジンと同様に煤の発生がほとんどなく、さらにＮＯx の生成も極めて少ないという特徴を持つ。【０００４】
このＨＣＣＩ燃焼を実現するために、ガソリンエンジンをベースとしたものとディーゼルエンジンをベースとしたものとが広く研究されている。【０００５】
前者は燃料にガソリンを使うとともに、高負荷と低負荷運転は従来のガソリンエンジンと同じ火花点火燃焼をさせ、中負荷のＨＣＣＩ運転時は圧縮比が低いことを補って自着火に必要な圧縮温度を得るために、大量の高温ＥＧＲを利用する。高温のＥＧＲを導入すると高温のＥＧＲガス体積分の新気が減少してＥＧＲを加えた全体の混合気質量が大きく低下する。その結果、混合気の熱容量が低下し燃焼温度が上昇してNOx が大量に発生するため燃料供給量を増加できない。【０００６】
後者は燃料に軽油を使うとともに、高負荷と極低負荷運転は従来のディーゼルエンジンと同様のディーゼル燃焼をさせ、中負荷では燃料噴射時期を進角した上で、大量の冷却ＥＧＲを導入して着火を抑制して、着火までに十分な予混合時間を確保することでＨＣＣＩ又はそれに近い燃焼を実現するものである。大量のＥＧＲの導入に伴って新気が減少することで、酸素不足による煤が発生するために燃料供給量を増加できない。また圧縮比を低下することでも着火を抑制できるが、始動性と低温燃焼が悪化するために低圧縮比には限界がある。【０００７】
そのため、このようなＨＣＣＩエンジンを自動車に使った場合に、ＥＧＲ導入に伴う新気の減少が主要因となってＨＣＣＩ運転が低中負荷領域に限定されるため、ＨＣＣＩの燃費向上と排ガスの性能が実走行では十分発揮できないという問題がある。【０００８】
吸気行程で再度排気弁を開くことによって、ＥＧＲが入りにくい高負荷時にＥＧＲを増加させる方法が特許文献１，２と非特許文献２に提案されており、また低温時に高温のＥＧＲを排気ポートからシリンダに導入する方法が非特許文献１に、提案されている。
【特許文献１】特公昭５１−３４５２６号公報
【特許文献２】特開２００５−６１３２５
【非特許文献１】ＡＳＭＥ８０−ＤＧＰ−８
【非特許文献２】ＪＳＡＥ２００４５０９４
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
上記特許文献２に記載されたエンジンでは、新気吸入量の減少は考慮されているが、ＥＧＲ開弁の期間を主として吸気行程に設定しているため、ＥＧＲガスの流入はピストンの下降によるシリンダ容積を埋め合わせることに使われ、積極的にシリンダ圧力を高めることには使われない。その上、排気絞りによる排気圧力上昇はポンプ損失を増加して燃費を悪化させるため、シリンダ圧力を高めるために必要な圧力まで排気圧力を増加することは現実的でない。また、高負荷時にも吸気行程の一部をＥＧＲ導入に当てるために新気量が制限されて、ＨＣＣＩ運転領域を十分に広げることができない。また、このエンジンは電磁弁のような複雑な可変動弁機構を前提としているため、その駆動エネルギ損失やコストに関して大きな問題がある。【００１０】
非特許文献１に記載されたエンジンでは、ＥＧＲ開弁を加速時に使うためには特別な排気絞りが必要となる上、ＥＧＲ導入に伴って新気が減少するため煤が発生しやすくなる。また、排気絞りによる排気圧力上昇分がそのままポンプ損失となって燃費を悪化させる。さらに、可変機構を有しない場合は出力低下が避けられない。【００１１】
上記特許文献１のエンジンは、排気ロータリバルブ等の複雑な機構が必要とされるため、実用化されていない。さらにまた上記非特許文献２のエンジンでは、ＥＧＲ量を増加できるものの、新気吸入量の減少は避けられない。【００１２】
本発明の目的は、複雑な可変機構等を必要とすることなく、また新気量を減少させることなくＥＧＲガス量を増加でき、もって加速時にもＨＣＣＩ運転を可能にして、排気ガス対策を図りつつ出力低下を最小限に抑えることができる低燃費４サイクルエンジンを提供する点にある。
【課題を解決するための手段及びその効果】
【００１３】
請求項１の発明は、第１気筒の排気弁を該第１気筒の吸気行程から圧縮行程の下死点付近において再度開くＥＧＲ開弁によって、第２気筒側からの高圧の排気ガスを第１気筒のシリンダ内に逆流させ、該第１気筒の圧縮行程開始時のシリンダ内圧力を吸気ポート内圧力より高くするように構成された４サイクルエンジンであって、上記第１気筒の排気弁がＥＧＲ開弁状態にある期間と該第１気筒の吸気弁が開弁状態にある期間とが重なるオーバーラップ期間における排気ポート内の平均圧力を上記ＥＧＲ開弁期間内でかつ上記オーバーラップ期間経過後における排気ポート内の平均圧力より低くするか、又はオーバーラップ期間における重なり開弁時間面積を上記ＥＧＲ開弁期間における開弁時間面積の１／４以下としたこと特徴としている。
【００１４】
ここで図２０に示すように、上記開弁時間面積とは、縦軸をＥＧＲ開弁の開口面積を代表するリフト量、横軸をクランク角度としたＥＧＲ開弁によるＥＧＲ開口面積カーブＣ１と横軸で囲まれた面積Ｓ１を意味する( 同図（ａ）) 。また、オーバーラップ期間における重なり開弁時間面積とは、ＥＧＲ開口面積カーブＣ１と、吸気弁開口面積カーブＣ２と、横軸とで囲まれた三角形状の面積Ｓ２を意味する( 同図（ｂ）) 。
【００１５】
また、請求項１の発明の４サイクルエンジンは、レシプロエンジン及びロータリエンジンの両方を含む。ロータリエンジンの場合、上記「第１気筒の排気弁を該第１気筒の吸気行程から圧縮行程の下死点付近において再度開くＥＧＲ開弁によって」とは、例えば、ＥＧＲポートを第１気筒の燃焼室の圧縮行程開始部付近に開口するよう形成し、該ＥＧＲポートを排気導入通路で第２気筒の排気ポートに連通させるとともに、該排気導入通路にＥＧＲ開閉弁を設け、該ＥＧＲ開閉弁を吸気行程から排気行程に変化するタイミング付近で開くことによって、を意味する。
請求項１の発明では、オーバーラップ期間における排気圧力を低くしたので、又はオーバーラップ期間における重なり開弁時間面積を小さくしたので、シリンダ内に吸入された新気をＥＧＲガスが吸気ポート側に押し戻すのを抑制できる。
【００１６】
またオーバーラップ期間経過後における排気圧力を高くしたので、又はオーバーラップ期間経過後の開弁時間面積を大きくしたので、シリンダ内に多量のＥＧＲガスを押し込むと同時にＥＧＲガス圧力によってシリンダ内圧力を高めることができる。
【００１７】
ガソリンエンジンベースのＨＣＣＩエンジンの場合には、ＥＧＲガスを押し込むことで吸気行程下死点付近でシリンダ内圧力を高めると、それまでに流入した新気が断熱圧縮されることによってその温度が上昇する。さらに圧縮上死点圧力も上昇するので、自着火に必要とされる圧縮温度が低下する。この二つの効果によってＨＣＣＩ燃焼に必要なＥＧＲ量が減少するため、ＥＧＲ導入に伴う新気の減少をさらに防止することが可能になる。
【００１８】
一方、ディーゼルエンジンベースのＨＣＣＩエンジンでは、吸気弁開期間中に吸入された新気と冷却ＥＧＲを押し戻すことなくＥＧＲガスを押し込むことで、シリンダ内ガス質量を増加することができる。さらに、ディーセルエンジンの排気ガスには酸素も含まれているので、シリンダ内酸素質量も増加する。その結果、作動ガスの熱容量増加によって燃焼温度が低下してＮＯx の生成が抑制され、同時に酸素質量の増加によって煤の発生が防止される。ＥＧＲガス中の既燃ガスによって酸素濃度が低減され、従来のディーゼルエンジンと同様、局所的燃焼温度が低下してＮＯx 低減効果が得られるのは言うまでもない。
【００１９】
請求項２の発明は、請求項１で述べた、オーバーラップ期間における排気ポート内の平均圧力をオーバーラップ期間経過後の平均圧力より低くする方法の具体的構成の例であって、上記第１，第２気筒は、位相が１／２サイクル異なるように、つまりレシプロエンジンでは３６０°、ロータリエンジンでは５４０°異なるよう構成され、かつ共通の排気系に接続されており、少なくとも中負荷運転領域では、上記第１気筒の排気弁のＥＧＲ開弁期間内でかつ上記オーバーラップ期間の経過後に、上記第２気筒からの排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が上記第１気筒の排気弁開口に到達するように、上記第１気筒における排気弁のＥＧＲ開弁期間、第２気筒の膨張行程における排気弁開時期、及び第１，第２気筒間の排気通路長さが設定されていることを特徴としている。
【００２０】
請求項２の発明では、オーバーラップ期間においては、第２気筒からの一次圧力波は第１気筒の排気ポートにはほとんど到達しないように構成されているので、排気ポート内圧力は低く、従ってＥＧＲガスがシリンダ内に吸入された新気を押し戻すことはほとんどない。一方、オーバーラップ期間経過後においては、一次圧力波の大部分が到達するように構成されているので排気ポート内圧力は高くなり、しかもＥＧＲ弁開度が十分に大きくなっているので、多量のＥＧＲガスがシリンダ内に押し込まれてシリンダ内圧力が高まる。勿論この時点では、オーバーラップ期間が経過しているから当然ながら吸気弁は閉じているので、新気が押し戻されることはない。
【００２１】
なお、オーバーラップ期間はゼロにしないことが望ましい。ある程度のオーバーラップ期間を設けることにより、このオーバーラップ期間経過後のＥＧＲ開弁の開度を十分に大きくでき、従ってＥＧＲガス導入量を増加できるからである。また、オーバーラップ期間に吸気ポート圧力が排気ポート圧力より高くなる特定の運転条件下では、このオーバーラップ期間に新気がシリンダボア内を経由して排気ポートに流入し、一次圧力波到達時に再吸入される。これにより新気量の減少をさらに補うことができる。
【００２２】
請求項３の発明は、請求項１におけるシリンダ内圧力を吸気ポート圧力より高める場合の具体例であり、上記第１，第２気筒に接続された排気系には、排気絞り機構が備えられており、該排気絞り機構で排気系の背圧を高めることにより、高圧の排気ガスをシリンダ内に逆流させるよう構成され、上記第１気筒の排気弁は、上記ＥＧＲ開弁動作において、上記オーバーラップ期間の中央（リフトカーブが交差する点）におけるリフト量が最大リフト量の１／２以下となるように設定されていることを特徴としている。
【００２３】
請求項３の発明では、オーバーラップ期間の中央、つまりリフトカーブの交点におけるリフト量がＥＧＲカムの最大リフト量の１／２以下であるので、オーバーラップ期間が狭くなっており、従ってオーバーラップ期間の経過後の期間が広くなっている。その結果、新気の押し戻し量が少なくなり、ＥＧＲガスの押し込み量が多くなる。
【００２４】
請求項４の発明は、請求項１における、オーバーラップ期間の重なり開弁時間面積を小さくする場合の具体例であり、上記第１，第２気筒に接続された排気系には、排気絞り機構が備えられており、該排気絞り機構で排気系の背圧を高めることにより、高圧の排気ガスをシリンダ内に逆流させるよう構成され、上記第１気筒の吸気弁は、下死点後に閉弁し、上記第１気筒の排気弁は、上記ＥＧＲ開弁動作において、上記第１気筒の吸気弁の閉前に開弁して該吸気弁の閉後に最大リフトとなることを特徴としている。
【００２５】
請求項４の発明では、下死点後に吸気弁を閉じてその後ＥＧＲ開弁の最大リフトが来るようにしたので、吸気行程をいっぱいに使って新気を吸入することとなり、それだけ新気量を増加でき、かつ新気を押し戻すことなく、ＥＧＲガスを大量に押し込むことができる。また吸気弁の閉後にＥＧＲ開弁における最大リフトとなるので、オーバーラップ期間の重なり開弁時間面積が狭くなるとともにオーバーラップ期間経過後の開弁時間面積が広くなり、この点からも新気の押し戻し量が少なくなり、ＥＧＲガスの押し込み量が多くなる。
【００２６】
請求項５の発明は、請求項３又は４において、上記排気絞り機構が、ウェストゲート付き又は可変ノズル式ターボチャージャであり、該ターボチャージャは、加速過渡運転領域では、吸気圧の上昇が排気圧の上昇に比べて遅れるターボラグを有し、上記ウェストゲート又はノズルを排気抵抗が大きくなる方向に制御されることを特徴としている。
【００２７】
請求項５の発明では、排気絞り機構としてウェストゲート付き又は可変ノズル式ターボチャージャを備えているので、加速過渡運転領域では、自動的に排気圧が吸気圧より高くなり、多量のＥＧＲガスをシリンダ内に導入できる。排気圧をこのために特別に高めるわけではないので、ＥＧＲガス過給のためにポンプ損失が増加して燃費が悪化することはない。一方、ターボ過給エンジンは定常の高負荷運転では吸気圧が上昇して排気圧と同等またはより高くなる傾向にあり、自動的にＥＧＲが減少するので、出力低下の弊害はほとんど生じない。
【００２８】
請求項６の発明は、請求項２において、上記第１気筒における排気弁のＥＧＲ開弁時期と期間，吸気弁の閉時期及び第２気筒の排気弁の膨張行程における開時期の少なくとも１つを変化させることにより、該第１気筒に流入する新気量、ＥＧＲガス量及び該第１気筒の圧縮開始時のシリンダ内圧力が制御されることを特徴としている。
【００２９】
例えば中負荷領域は、新気量を減らすことなくＥＧＲガス量を増やしたい領域であるが、一方、低負荷領域は新気量を減らしてＥＧＲガス量を増やしたい領域であり、また高負荷領域はＥＧＲガス量を減らして新気量を増やしたい領域である等、運転領域によって、吸気弁，排気弁の開閉状態及びＥＧＲ開弁状態を制御する必要がある。
【００３０】
請求項６の発明では、新気量，ＥＧＲガス量，及びシリンダ内圧力が制御されるので、エンジンの運転領域の変化に対応できる。
【００３１】
請求項７の発明は、請求項６で述べた、吸気弁，排気弁の開閉状態及び排気弁のＥＧＲ開弁状態の制御を実現するための構成であって、排気カム軸及び吸気カム軸と、該吸気カム軸に形成され、上記第１気筒の排気弁を吸気行程下死点付近で再度開弁するＥＧＲカムと、該ＥＧＲカムの動作を上記排気弁に伝達する排気弁駆動機構と、上記吸気カム軸及び排気カム軸の一方又は両方の位相を変化させるカム位相可変機構とを備えたことを特徴としている。
【００３２】
請求項７の発明では、上記吸気カム軸，排気カム軸の位相を変化させることにより、上記第１気筒の排気弁のＥＧＲ開弁時期、吸気弁の閉時期、及び第２気筒の排気弁の膨張行程における開時期を変化させることができ、もって第１気筒の新気量、ＥＧＲガス量及び圧縮行程開始時のシリンダ内圧力を制御することができる。具体的には、膨張行程における排気カムとＥＧＲ開弁カムの位相を独立して変化することで、運転条件に応じたＥＧＲガス過給の要求の変化や圧力波の伝播に要するクランク角の回転数による変化に応じて、ＥＧＲ開弁時期と排気弁開時期の位相差を調整することができる。
【００３３】
請求項８の発明は、請求項７における制御の具体例を示すものであり、高負荷運転領域では、上記第２気筒の排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が、上記第１気筒のＥＧＲ開弁期間が略経過後に該第１気筒の排気弁開口に到達するように上記吸気カム軸及び排気カム軸の一方又は両方の位相が制御されることを特徴としている。
【００３４】
請求項８の発明では、一次圧力波の到達時にはＥＧＲ開弁リフトが小さくなっていることに加えて、すでに圧縮行程に入ってシリンダ容積が縮小し始めているので、効果的にＥＧＲガスの導入を抑制することができる。
【００３５】
請求項９の発明は、請求項７における制御の別の具体例を示すものであり、低負荷運転領域では、上記第１気筒の吸気弁が下死点前に閉じるとともに、上記第第２気筒の排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が上記第１気筒のＥＧＲ開弁期間中に該第１気筒の排気弁開口に到達するように、上記吸気カム軸及び排気カム軸の一方又は両方の位相が制御されることを特徴としている。
【００３６】
請求項９の発明では、第２気筒の排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が上記第１気筒のＥＧＲ開弁期間中に該第１気筒の排気弁開口に到達するが、吸気弁が開いている時期にはピストンがまだ下降中でシリンダ容積が拡大しているので、新気を吸気弁開口から押し戻すことなく、負荷が小さいために小さくなった排気圧力波を効果的に使ってＥＧＲガス量を増加することができる。
【００３７】
なお、低負荷運転域でも過給効果で圧力が高まれば燃焼性は改善されるので、一次圧力波の主要部分はＥＧＲ開弁後半に排気ポートに到達するよう圧力波の位相を一致させるのが望ましい。即ち、圧力波が早く到達しすぎるとＥＧＲ開弁後期にシリンダから排気ポートにガスが流出してせっかく高まったシリンダ圧力が低下するのを、上記位相の一致で防止できる。必要なら排気絞りを利用することで排気ポート圧力を高めるようにしても良い。さらに低負荷になると、ＥＧＲ率を増やして温度を高めると同時に新気量を減少してＡ／Ｆをリッチにして燃焼改善をすることが望ましい。そのためには吸気弁閉時期を進角して吸気量を減少し、それに合わせてＥＧＲ開弁を進角し、圧力波の位相を保つために排気カムも進角することになる。なお、吸気カム軸にＥＧＲカムを設けることにより、吸気弁閉時期の進角とＥＧＲ開弁の進角を同時に行なうことができる。なお、同時に吸気絞りを利用して新気を減少しても良い。
【００３８】
請求項１０の発明は、請求項７において、上記排気弁駆動機構は、ＥＧＲカムから排気弁への駆動力の伝達をオンオフ可能に構成されていることを特徴としている。
【００３９】
請求項１０の発明では、ＥＧＲ開弁動作を行なう排気弁駆動機構がオンオフ可能に構成されているので、ＥＧＲ開弁動作を必要としない例えば高速回転高負荷運転領域ではＥＧＲ開弁動作を停止できるので、ＥＧＲガス導入がエンジン出力の増大時の支障になる問題を回避できる。さらに、ＥＧＲカムを高回転で作動することがないようにすれば、カムリフトの加速度を高めて同じ開き角でより高いバルブリフトを得る設定が可能になる。
【００４０】
請求項１１の発明は、請求項１〜４の何れかにおいて、排気弁開口のカム軸方向左右縁部に、ＥＧＲガスをシリンダ中心部に集中させるガイド部が形成されていることを特徴としている。
【００４１】
請求項１１の発明では、ＥＧＲガスを、シリンダ内流入時にカム軸方向中央に集まるよう上記ガイド部により方向付けでき、圧縮上死点付近での燃焼室内の温度分布を成層化できる。その結果、温度の高いシリンダ中央付近から自着火が始まり、順次、温度の低い周辺の自着火が発生するので、ＨＣＣＩの問題点の一つである急速過ぎる燃焼を緩慢にすることが出来る。さらに、平均圧縮温度を低下できるので、必要なＥＧＲ量を低減できる。
【００４２】
請求項１２の発明は、請求項１ないし４及び１１の何れかにおいて、ＥＧＲガスのシリンダ内流入時に生成されるタンブル流の旋回方向が、吸気弁からの新気流によって生成されるタンブル流との旋回方向と同じであることを特徴としている。
【００４３】
請求項１２の発明では、ＥＧＲガスによるタンブル流が新気流によるタンブル流と同じ方向に旋回するので、両者の衝突によりＥＧＲと新気が混合すること及びタンブル流が弱まる問題を回避できる。さらに、強いタンブル流を圧縮上死点付近まで維持できるので、中央の高温のＥＧＲと周辺の低温の新気の圧縮行程における混合を防止して、温度分布の成層化を強めることができる。
【００４４】
請求項１３の発明は、請求項１〜４の何れかにおいて、上記排気ポートは、ＥＧＲガスのシリンダ内流入時に気筒軸回りに流れるスワール流を生成するタンジェンシャルポートとなっており、かつ該ＥＧＲガスによるスワール流の旋回方向が、吸気弁からの新気流によって生成するスワール流の旋回方向と同じであることを特徴としている。
【００４５】
請求項１３の発明では、ＥＧＲガスによるスワール流が新気流によるスワール流と同じ方向に旋回するので、両者の衝突によりスワール流が弱まる問題を回避できる。
【図面の簡単な説明】
【００４６】
【図１】本発明の第１実施形態によるエンジンの模式構成図である。
【図２】上記第１実施形態エンジンの断面側面図である。
【図３】上記第１実施形態エンジンのピストン部分の温度分布を説明するための図である。
【図４】上記第１実施形態エンジンの動弁機構の平面模式図である。
【図５】上記動弁機構の要部拡大図である。
【図６】上記第１実施形態エンジンのバルブタイミングを示す図である。
【図７】上記バルブタイミング図の拡大図である。
【図８】上記第１実施形態エンジンの特性説明図である。
【図９】上記第１実施形態エンジンの特性説明図である。
【図１０】上記第１実施形態エンジンの特性説明図である。
【図１１】本発明の第２実施形態によるエンジンの模式構成図である。
【図１２】本発明の第３実施形態によるエンジンの模式構成図である。
【図１３】本発明の第４実施形態によるエンジンの模式構成図である。
【図１４】上記第４実施形態エンジンの動弁機構の模式平面図である。
【図１５】上記動弁機構の断面側面図である。
【図１６】上記エンジンの排気ポート形状を示す模式図である。
【図１７】上記第４実施形態エンジンの特性説明図である。
【図１８】上記第４実施形態エンジンの特性説明図である。
【図１９】バルブリフトにおける無効クランク角を説明するための図である。
【図２０】本発明におけるＥＧＲ開弁時間面積を説明するための図である。
【図２１】本発明の第５実施形態によるロータリエンジンの模式断面正面図である。
【図２２】上記第５実施形態エンジンの模式断面平面図である。
【符号の説明】
【００４７】
１  ４サイクルエンジン
１ｎ  ガイド部
２ａ＋２ｄ  第１，第２気筒間の排気通路長さ
５  吸気カム軸
５ａ′ＥＧＲカム
６  排気カム軸
９  排気弁駆動機構
１５，１６  吸気カム，排気カム位相可変機構
２０ロータリエンジン
２７ａ，２７ｂ  ターボチャージャ
Ｂ  新気タンブル流
Ｃ  排気タンブル流
Ｔ１  ＥＧＲ開弁状態にある期間
Ｔ２  吸気弁が開弁状態にある期間
Ｔ１２  オーバーラップ期間
Ｔ１２′オーバーラップ期間経過後の期間
♯１  第１気筒
♯４  第２気筒
【発明を実施するための最良の形態】
【００４８】
以下本発明の実施形態を添付図面に基づいて説明する。
図１〜図１０は本発明の第１実施形態による４サイクルエンジンを説明するための図であり、図１は全体構成図、図２〜図５はエンジンの構造を示す図、図６〜図１０は動作説明図である。【００４９】
図において、１は４バルブＤＯＨＣガソリンエンジンをベースとしたＨＣＣＩエンジンである。該エンジン１は、♯１気筒〜♯４気筒を備えており、該♯１〜♯４気筒は、それぞれ２本ずつの吸気弁IN１，IN２と、２本ずつの排気弁EX１，EX２の合計４本の弁を備えている。また、該エンジン１はガソリン筒内噴射弁１３を備え、圧縮比は火花点火燃焼に最適な１２に設定されている。【００５０】
上記エンジン１の点火順序は♯１−♯３−♯４−♯２気筒となっている。該各気筒間の位相（点火間隔）はクランク軸角度で１８０度であり、従って♯１気筒と♯４気筒の位相、及び♯２気筒と♯３気筒の位相はそれぞれ３６０度である。なお、♯１気筒と♯４気筒のピストン位置、及び♯２気筒と♯３気筒のピストン位置は常に同じであり、♯１気筒及び♯４気筒のピストン位置と♯２気筒及び♯３気筒のピストン位置は１８０度異なる。【００５１】
上記エンジン１の具体的構造を説明する。上記♯１〜♯４気筒の各シリンダボア１ａ内には、ピストン１ｂが摺動自在に挿入され、該ピストン１ｂはコンロッド１ｆでクランク軸（図示せず）に連結されている。上記シリンダボア１ａの上側に位置する燃焼室１ｃには、吸気ポート１ｄの吸気弁開口１ｄ′、排気ポート１ｅ排気弁開口１ｅ′が２つずつ開口しており、該各開口を上記吸気弁IN１，２、排気弁EX１，２が開閉するようになっている。【００５２】
上記吸気弁IN１，２、排気弁EX１，２は、動弁装置４により開閉駆動される。この動弁装置４は、クランク軸と平行に配置された吸気カム軸５，排気カム軸６と、該吸気カム軸５，排気カム軸６により揺動駆動される吸気ロッカレバー７，７、排気ロッカレバー８，８とを備えている。【００５３】
上記吸気カム軸５には、各気筒毎に各吸気弁に対応するように吸気カムノーズ５ａが形成されている。該各吸気カムノーズ５ａはベース円部５ｂと、リフト部５ｃとを備えている。上記排気カム軸６にも、同様にベース円部６ｂとリフト部６ｃとを有する排気カムノーズ６ａが各排気弁に対応するように形成されている。【００５４】
上記吸気ロッカレバー７，７は、クランク軸と平行に配置された吸気ロッカ軸７ａで揺動可能に支持されている。上記吸気ロッカレバー７，７の前部にはローラ７ｂ，７ｂが回転自在に支持されている。上記吸気カム軸５を回転させると、該吸気カム軸５の吸気カムノーズ５ａ，５ａが上記ローラ７ｂ，７ｂを介して上記吸気ロッカレバー７，７を揺動させ、該吸気ロッカレバー７，７の先端の押圧部７ｃ，７ｃが吸気弁IN１，２を開方向に押し下げる。【００５５】
上記吸気側と同様に、上記排気ロッカレバー８，８は、クランク軸と平行に配置された排気ロッカ軸８ａで揺動可能に支持され、該排気ロッカレバー８，８の前部にはローラ８ｂ，８ｂが回転自在に支持されている。上記排気カム軸６を回転させると、該排気カム軸６の排気カムノーズ６ａ，６ａが上記ローラ８ｂ，８ｂを介して上記排気ロッカレバー８，８を揺動させ、該排気ロッカレバー８，８の先端の押圧部８ｃ，８ｃが排気弁EX１，２を開方向に押し下げる。【００５６】
本実施形態の動弁装置４は、吸気カム軸５により排気弁EX１，２を吸気行程の下死点付近で再度開くＥＧＲ開弁動作を実行するＥＧＲ開弁機構９を備えている。【００５７】
このＥＧＲ開弁機構９は、上記吸気カム軸５に形成されたＥＧＲカムノーズ５ａ′と、上記吸気ロッカ軸７ａに軸支された駆動レバー１０と、上記排気ロッカ軸８ａに軸支された中間レバー１１と、上記排気カム軸６に形成されたＥＧＲガイドカム６ｂ′とを備えている。【００５８】
上記吸気カム軸５側のＥＧＲカムノーズ５ａ′は、上記吸気カム軸５の２つの吸気カムノーズ５ａ，５ａ間に形成されている。このＥＧＲカムノーズ５ａ′は、上記吸気側のベース円部５ｂと同一径のＥＧＲベース円部５ｂ′と、上記吸気側のリフト部５ｃより小さいリフト量を有するＥＧＲリフト部５ｃ′とを有する。【００５９】
また上記排気カム軸６側のＥＧＲガイドカム６ｂ′は、上記排気カムノーズ６ａのベース円部６ｂと同一径を有する。なお、このＥＧＲガイドカム６ｂ′は、ベース円部のみからなり、リフト部は有しない。【００６０】
上記駆動レバー１０は概ねＬ字形状をなし、該Ｌ字形の一方の先端部が上記ロッカ軸７ａにより揺動可能に支持されている。また上記Ｌ字形のコーナ部にはローラ１０ａが支持され、他方の先端部には押圧ピン１０ｂが軸方向位置を調整可能に螺挿されている。【００６１】
上記中間レバー１１は概ね三角形状をなし、該三角形の頂角部が上記ロッカ軸８ａより揺動可能に支持されている。また上記三角形の一方の底角部には上記押圧ピン１０ｂが当接する押圧面１１ａが形成され、他方の底角部には、ローラ１１ｂが軸支されている。この中間レバー１１は、上記ローラ１１ｂが上記排気カム軸６のＥＧＲガイドカム６ｂ′に常時転接する方向に回転付勢されている。【００６２】
ここで、上記中間レバー１１と２つの排気ロッカレバー８，８との間には、該中間レバー１１の揺動を該排気ロッカレバー８，８に伝達するＥＧＲ開弁オン状態と上記揺動を伝達しないＥＧＲ開弁オフ状態との何れかに切替え可能の切替機構１２が形成されている。【００６３】
上記切替機構１２は、図５に示すように、上記中間レバー１１の一方の底角部及び排気ロッカレハー８，８の一方の底角部に同軸をなすように連結穴１２ａを形成し、該連結穴１２ａ内に連結ピストン１２ｂ，１２ｃを軸方向に摺動可能に、かつ軸直角方向に相対移動可能に配置した構造のものである。【００６４】
また上記連結ピストン１２ｂの一端面と連結穴１２ａの一端とで油圧室１２ｅが形成され、連結ピストン１２ｃの他端面と連結穴１２ａの他端との間にはストッパ１２ｄを介在させてリターンスプリング１２ｆが配設されている。上記油圧室１２ｅには、上記ロッカ軸８ａに形成された油圧通路８ｄを介して油圧を供給可能となっている。【００６５】
油圧が上記油圧室１２ｅに供給されると、上記連結ピストン１２ｃ，１２ｂが中間レバー１１と排気ロッカレバー８との境界を跨ぐ位置（図５（ａ））に位置し、上記ＥＧＲ開弁オン状態となる。そして上記油圧が開放されると、上記連結ピストン１２ｃと上記連結ピストン１２ｂ及びストッパ１２ｄとの接触部が上記境界に一致し（図５（ｂ））上記ＥＧＲ開弁オフ状態となる。【００６６】
さらにまた上記吸気カム軸５は、該吸気カム軸５の位相を自由に制御可能の吸気カム位相可変機構１５を備えている。吸気カム軸５の位相を変化させると、吸気弁IN１，２の吸気行程における開閉時期が変化すると同時に、排気弁EX１，２のＥＧＲ開弁動作における開閉時期も同じ位相だけ変化する。また上記排気カム軸６は、該排気カム軸６の位相を自由に制御可能の排気カム位相可変機構１６を備えている。【００６７】
ここで上記吸気ポート１ｄは、図２に太実線で示すように、吸入空気流（新気流）が、気筒軸Ａを越えて排気弁側に流入し、気筒軸Ａに沿うように流下し、ピストン頂面で反転して吸気弁側を上昇する新気タンブル流Ｂが生成されるようにその形状等が設定されている。具体的には、吸気ポート１ｄは、カム軸方向に見たとき、略直線状に形成され、かつその中心軸１ｋがシリンダボア１ａ内周面の上記気筒軸Ａを越えた排気弁開口に近い部分１ｋ′に向かっており、このようにして新気流を排気弁側に方向付けするようになっている。【００６８】
一方、上記排気ポート１ｅは、図２に太破線で示すように、排気ガス逆流（ＥＧＲガス流）が、排気弁側にて気筒軸Ａに沿うように流下し、ピストン頂面で反転して吸気弁側を上昇する排気タンブル流Ｃが生成されるようにその形状等が設定されている。具体的には、上記排気ポート１ｅの排気弁開口１ｅ′に近い部分である排気弁開口近傍部分１ｅ′′は、気筒軸Ａに沿うように屈曲されている。詳細には、カム軸方向に見たとき、上記排気弁開口近傍部分１ｅ′′は、これの中心軸１ｍが下死点に位置するピストン１ｂの頂面より下方で気筒軸Ａと交差する程度に屈曲されている。【００６９】
さらにまた図３に示すように、上記排気弁開口１ｅ′の周縁のうち、カム軸方向左右側部にはマスキング部１ｎ，１ｎが形成されている。このマスキング１ｎ，１ｎは、ＥＧＲガスが排気弁開口１ｅ′のカム軸方向左右側部から流入するのを抑制し、もってＥＧＲガスの大部分を上記カム軸方向中央部から流入させるためのものである。【００７０】
このようにして本実施形態エンジン１では、新気タンブル流Ｂと排気（ＥＧＲ）タンブル流Ｃが生成され、かつ該両タンブル流Ｂ，Ｃは同じ方向に旋回することとなる。そしてまた上記排気タンブル流Ｃは、排気弁EX１，２の主として中央部から流入したＥＧＲガスにより生成される。そのため、圧縮行程開始時付近でのシリンダボア内の温度分布は、気筒中心部ほど高くカム軸方向左右側部ほど低くなっている（図３（ａ）参照）。一方、燃料噴射時期を、吸気開弁期間と排気弁のＥＧＲ開弁期間とのオーバーラップ期間付近、または吸気行程初期と、ＥＧＲ開弁期間とに二分割噴射とすることで、噴射された燃料は新気流とＥＧＲ流の両方に混合して、圧縮上死点ではシリンダ内に均一に分布できる。その結果、シリンダ内の燃料が濃い部分が高温となってNOｘを生成することを防止できる。【００７１】
上記エンジン１に接続された吸気装置３は、所定の容積を有するサージタンク３ｅと、該サージタンク３ｅから分岐して上記♯１気筒〜♯４気筒のそれぞれの吸気ポート１ｄに接続された分岐管３ａ〜３ｄとを有する。上記サージタンク３ｅの一端に形成された吸入口３ｆには吸気絞り弁３ｇが配設され、該吸気絞り弁３ｇの上流側にはエアクリーナ（図示せず）が接続されている。【００７２】
さらにまた、上記エンジン１に接続された排気装置２は、各気筒毎の枝管２ａ，２ｄ，２ｂ，２ｃの長さが比較的長く設定され、位相（点火間隔）が３６０度の上記♯１気筒と♯４気筒を連結して排気する第１の排気系２２と、同じく位相３６０度の♯２気筒と♯３気筒を連結して排気する第２の排気系２３とを備えたいわゆる４−２−１排気系となっており、高負荷運転領域において排気干渉が避けられるので出力向上に適している。【００７３】
上記第１の排気系２２は、♯１気筒，♯４気筒の排気ポート１ｅに接続された第１，第４枝管２ａ，２ｄと、該両枝管２ａ，２ｄを合流させる第１合流管２ｅを有する。上記第２の排気系２３は、♯２気筒，♯３気筒の排気ポート１ｅに接続された第２，第３枝管２ｂ，２ｃと、該両枝管２ｂ，２ｃを合流させる第２合流管２ｆを有する。そして上記第１，第２合流管２ｅ，２ｆはメイン管２ｇにより合流している。【００７４】
また上記第１，第２合流管２ｅ，２ｆには、上流側触媒２ｉ，２ｉが介設され、上記メイン管２ｇには下流側触媒２ｊが介設されている。さらにまた、上記メイン管２ｇの下流側触媒２ｊより上流側には、排気通路面積を可変制御する排気絞り弁２ｈが介設されている。【００７５】
上記♯１気筒（本発明の第１気筒に相当する）と♯４気筒（本発明の第２気筒に相当する）との間でのＥＧＲガス過給について詳細に説明する。【００７６】
本実施形態エンジン１では、♯１気筒の排気弁EX１，２を該♯１気筒の吸気行程下死点付近において再度開くＥＧＲ開弁によって、上記♯４気筒からのブローダウンガスの一次圧力波を♯１気筒に所定タイミングで到達させ、もって該シリンダボア１ａ内に排気ガスを逆流させ、該♯１気筒の圧縮行程開始時のシリンダボア１ａ内圧力を吸気ポート１ｄ内圧力より高くするように構成されている。なお、各気筒毎の枝管２ａ，２ｄ，２ｂ，２ｃの長さが比較的長く設定されているので、排気ブローダウンによる大流量の排気ガスによって大きな一次圧力波を作ることができる。【００７７】
換言すれば、図７に示すように、上記♯１気筒の排気弁EX１，２がＥＧＲ開弁状態にある期間Ｔ１と、該♯１気筒の吸気弁IN１，２が開弁状態にある期間Ｔ２とが重なるオーバーラップ期間Ｔ１２における排気ポート１ｅ内の平均圧力Ｐ１２が上記ＥＧＲ開弁期間Ｔ１内でかつ上記オーバーラップ期間Ｔ１２経過後の期間Ｔ１２′における排気ポート１ｅ内の平均圧力Ｐ１２′より低くなるように構成されている。【００７８】
上記平均圧力Ｐ１２を上記平均圧力Ｐ１２′より低くするために、本実施形態では以下の構造を採用している。例えば中負荷運転領域では、上記ＥＧＲ開弁期間Ｔ１内でかつ上記オーバーラップ期間Ｔ１２の経過後の期間Ｔ１２′に、上記♯４気筒からの排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が上記♯１気筒の排気弁開口１ｅ′に到達するように、上記第１の排気系２２における排気ポート１ｅを含む第１，第４枝管２ａ，２ｄの合計長さと、上記ＥＧＲ開弁期間Ｔ１、上記♯４気筒の膨張行程における排気弁開時期EXO が設定されている。【００７９】
即ち、上記第１の排気系２２の排気ポート１ｅを含む第１，第４枝管２ａ，２ｄの合計長さ、及び上記第２の排気系２３の排気ポート１ｅを含む第２，第３枝管２ｂ，２ｃの合計長さは、それぞれの一方の気筒のブローダウンガスによる一次圧力波の大部分が上記オーバーラップ期間Ｔ１２経過後の期間Ｔ１２′に他方の気筒の排気弁開口に到達する長さに設定されている。【００８０】
さらに具体的には、上記第１，第４枝管２ａ，２ｄの合計長さは、所定のエンジン回転速度（例えば2000ｒpm）における上記排気弁開時期EXO （BBDC３５°−無効角15°）から上記オーバーラップ期間経過時INC (ABDC15 °−無効角15°)までのクランク角度θo （例えば20度）に対応した時間（例えば1.7 ミリ秒）でもって上記♯４気筒の一次圧力波（音速500m/s）が♯１気筒に到達する長さ（例えば0.8 ｍ）に設定されている。一方、これより低回転( 例えば1000ｒpm) では弁開度の無効角が減少( 例えば10°になる) することに加えて、圧力波伝播クランク角が減少（例えば10°になる）するため、排気弁を遅角( 例えば無効角減少分5 ×2[θo=30°]+伝播角度減少分10°=20 °) する必要がある。高回転は逆に進角する必要がある。【００８１】
ここで無効角度とは、図１９に示すように、バルブの開弁時と閉弁時においてバルブがリフトしていても隙間が小さくてほとんど流量がない角度を意味する。この例では、排気弁の開弁時及び吸気弁の閉弁時において、２０００ｒｐｍではクランク角度15°の間は排気ガスや新気の流量はほぼゼロとなる。【００８２】
本実施形態エンジン１の♯１気筒、♯４気筒では、吸気カム軸５，排気カム軸６の回転に伴って、図６に示すリフトカーブに従って吸気弁IN，排気弁EXが開閉駆動される。【００８３】
またＥＧＲ開弁動作を行なう運転領域にあっては、上述の切替機構１２に油圧室１２ｅに油圧が供給され、連結ピストン１２ｂ，１２ｃが図５（ａ）の位置に移動し、これにより吸気カム軸５のＥＧＲカムノーズ５ａ′によって排気弁EX１，２が開閉駆動される。詳細には、ＥＧＲカムノーズ５ａ′のリフト部５ｃ′がローラ１０ａを介して駆動レバー１０を揺動させると、この揺動が押圧ピン１０ｂを介して中間レバー１１に伝達され、該中間レバー１１と共に排気ロッカレバー８が揺動し、これにより排気弁EX１，２は図６，図７に示すＥＧＲリフトカーブに沿って開閉する。【００８４】
なお、ＥＧＲ開弁動作を行なわない運転領域にあっては、上記油圧の供給が停止され、連結ピン１２ｂが図５（ｂ）の位置に移動し、中間レバー１１の揺動は排気ロッカレバー８には伝達されず、従って排気弁はＥＧＲ開弁動作を行なわない。本実施形態では、高回転領域においては、常時不作動とされる。そのためＥＧＲカムによるバルブ加速度を高く設定することができ、ＥＧＲカムは開度が狭いにもかかわらず比較的高いリフトが設定されており、短時間で多くのＥＧＲを導入できるようにしている。【００８５】
本実施形態エンジン１では、低負荷運転域では、「吸気逆流ＥＧＲ+ 排気再吸入＋ＥＧＲガス過給」」／ＨＣＣＩモード( 図１０参照) で運転され、吸気弁を早く開いて吸気ポートへ排気ガスを逆流させている。中負荷運転域では、ＥＧＲガス過給効果の大きい「フルブローダウン圧力波過給」／ＨＣＣＩモード（図８参照）で運転され、高負荷運転域では、「ブローダウン圧力波過給効果を抑制したＥＧＲガス過給」／ＨＣＣＩモード( 図９参照) で運転される。【００８６】
上記中負荷運転域での「フルブローダウン圧力波過給」／ＨＣＣＩモード（図８）では、各気筒の排気弁ＥＸ１，２は、膨張行程の終期から吸気行程の上死点を少し過ぎた時点まで開弁され（図８（ｃ）参照）、また吸気弁ＩＮ１，２は、排気行程の終期から吸気行程の下死点を少し越えた時点まで開弁される。またＥＧＲ開弁動作により、例えば♯１気筒の排気弁ＥＸ１，２が吸気行程の下死点の少し前から圧縮行程の初期にかけて再び開弁される（図８（ｄ）参照）。この場合、♯１気筒の排気弁がＥＧＲ開弁動作を行なっている間に、♯４気筒の排気弁ＥＸ１，２が開弁された時に発生したブローダウンガスの一次圧力波が♯１気筒の排気ポートに到達することとなる（図８（ｄ）の矢印ａ参照）。【００８７】
図８（ａ）はＥＧＲガス流量，排気（EX）ガス流量，新気（IN）流量のクランク角度に応じた変化を示す特性図、同図（ｂ）はシリンダ内圧力，排気ポート内圧力，吸気ポート内圧力のクランク角度に応じた変化を示す特性図である。【００８８】
圧縮行程の開始時ｔ１において、ブローダウンによる一次圧力波ａが排気ポートに到達し、またこのときＥＧＲ開弁動作が行なわれており、ＥＧＲガスが排気ガスの流れと逆方向（−側）に流入し、これによりシリンダ内圧力が吸気ポート内圧力より高くなっていることが判る。【００８９】
このように本実施形態では、中負荷運転領域においては、ＥＧＲ開弁期間Ｔ１内でかつオーバーラップ期間Ｔ１２経過後の期間Ｔ１２′にブローダウンの一次圧力波の大部分が排気弁開口１ｅ′に到達するように構成している。そのため、オーバーラップ期間においては、一次圧力波はほとんど排気弁開口に到達せず排気ポート内圧力は低い。従ってＥＧＲガスがシリンダ内に吸入された新気を押し戻すことはほとんどない。一方、オーバーラップ期間経過後において一次圧力波の大部分が到達するので、排気ポート内圧力は高くなり、しかもこの期間においてはＥＧＲ弁開度は十分に大きくなっており、従って多量のＥＧＲガスがシリンダ内に押し込まれる。勿論この時点では、吸気弁は閉じているので、新気が押し戻されることはない。さらに、この時期にはピストンは下死点付近あるいは圧縮行程にあるので、シリンダ容積は、一定あるいは減少方向にある。その結果、ＥＧＲガスを押し込むことで効果的にシリンダ圧力を増加できる。なお、ＥＧＲ開弁期間中に排気ポート圧力が低下するとシリンダから排気ポートにガスが逃げてしまうので、圧力波の最大値はＥＧＲ開弁の閉弁直前の時期に来るようにするのが望ましい。【００９０】
また上記高負荷運転域での「ブローダウン圧力波過給効果を抑制したＥＧＲガス過給」／ＨＣＣＩモード（図９）では、排気カム軸６の位相は、上記排気カム位相可変機構１６により、排気弁EX１，２が膨張行程の下死点の少し前にて、例えば上記ＥＧＲ開弁動作における開時と略一致する時点で開くように遅角される。【００９１】
すると上記♯４気筒からの排気ブローダウンによる一次圧力波の大部分は、上記ＥＧＲ開弁期間Ｔ１が経過する付近（図９の矢印ｂ参照）、つまりＥＧＲ弁開度が小さくなった時点で♯１気筒の排気弁開口１ｅに到達する。そのためブローダウン圧力波過給効果が抑制され圧縮温度が低下するので、燃料供給量を増加しても着火時期が過進角することがなく、出力を増加することができる。【００９２】
また圧力波が到達する直前の排気ポート圧力は比較的低いので、吸気ポートに正圧波が来る運転条件下では、吸気弁の開弁状態と排気弁のＥＧＲ開弁状態とがオーバーラップするオーバーラップ期間に新気がシリンダボアを経由して排気ポートに供給され（図９のポイントｃ部分参照）、上記圧力波の到達時に再吸入される。これにより新気吸入量をさらに増加させることができる。【００９３】
図９（ａ）はＥＧＲガス流量，排気ガス流量，新気流量の特性図、同図（ｂ）はシリンダ内圧力，排気ポート内圧力，吸気ポート内圧力の特性図である。なお、ＥＧＲガス流量において、正側(ポイントｃの部分)はシリンダボア内から排気ポート側に流出していることを示し、負側(ポイントｃ′部分)は排気ポートからシリンダボア内に流入していることを示している。【００９４】
上述のように排気カム軸６の位相が遅角されているので、排気弁開時のブローダウンの一次圧力波ｂがＥＧＲ開弁動作対して遅れて到達し、その上すでに圧縮行程に入ってシリンダ容積の縮小が始まっているので、ＥＧＲガス導入量が少なくなっていることが判る。【００９５】
一方、排気カムの位相を遅角することで排気弁の閉時期も遅角して、吸気弁と排気弁のオーバーラップが広がることになるが、4-2-1 排気系の効果によって排気上死点付近の排気ポート内圧力は低く保たれている（図９参照）ので、オーバーラップにおける掃気効果の向上による新気の増加作用も期待できる。【００９６】
また上記低負荷運転域での「吸気逆流ＥＧＲ+ 排気再吸入+ ＥＧＲガス過給」／ＨＣＣＩモード（図１０）においては、吸気カム軸５，排気カム軸６の位相は、上記吸気カム位相可変機構１５，排気カム可変機構１６により、上記中負荷運転領域での位相に比べて（例えば30〜40度程度）進角される。なおこの場合、上記ＥＧＲカムノーズ５ａ′も吸気カム軸５と共に進角することは言うまでもない。【００９７】
図１０（ａ）は、ＥＧＲガス流量，排気ガス流量，新気流量の特性図、同図（ｂ）はシリンダ内圧力，排気ポート内圧力，吸気ポート内圧力の特性図である。【００９８】
低負荷運転領域では、上述のように吸気カム軸５及び排気カム軸６が両方とも進角されているので、排気行程の後期において排気ガスの吸気ポートへの逆流が発生し（図１０（ａ）の符号Ｃ、同図（ｃ）の矢印Ｃ参照）、ＥＧＲガス量が増加する。なお、さらに低負荷の運転領域では吸気絞り弁が絞られる。これにより吸気ポートが負圧となって新気量が減少するとともに、排気行程後期においてより多量の排気ガスの吸気ポートへの逆流が生じ、さらにＥＧＲガス量が増加する。【００９９】
低負荷運転領域では、一次圧力波の振幅が小さくなるものの、ＥＧＲ開弁動作や排気弁等の位相関係は上記中負荷運転領域の場合と同様に保持されているので、ＥＧＲガスの過給効果は弱いながら得られ（図１０（ｂ）の符号ｄ、同図（ｄの矢印ｄ参照）、圧縮圧力が高まることで燃焼安定性の確保に寄与している。なお、この場合もＥＧＲ開弁期間中に排気ポート圧力が低下するとシリンダから排気ポートにガスが逃げてしまうので、圧力波の最大値がＥＧＲ開弁の閉弁直前の時期に来るようにするのが望ましい。【０１００】
本実施形態エンジンでは、高負荷と極低負荷は火花点火燃焼に切り替える必要がある。火花点火燃焼への切り替えは、ＥＧＲ開弁の切替機構１２の油圧を例えば＃1 気筒のＥＧＲ開弁の閉時期に同期してオフとすることで行なう。このようにすると、各気筒の排気弁リフトがゼロになった時に連結ピストンがはずれて、次のサイクルからいっせいにＥＧＲ開弁が停止する。それによってＥＧＲガス量が減少するのでサイクルに同期して火花点火燃焼が可能になる。ただし、吸気弁閉時期やスロットル弁の制御が遅れるため数サイクルは空燃比がリーンとなるので、ガソリンの圧縮行程噴射による火花点火成層リーン燃焼で安定性を確保することができる。逆にＨＣＣＩ燃焼に切り替える場合は、切り替え直前に火花点火成層リーン燃焼を行うことで安定した切り替えが可能になる。【０１０１】
図１１は、本発明の第２実施形態を説明するための図であり、図中、図１と同一符号は同一又は相当部分を示す。【０１０２】
上記第１実施形態では、第２気筒からのブローダウンによる一次圧力波によりＥＧＲガスを過給するようにしたが、本第２実施形態では、排気系の排気圧（背圧）が吸気圧より高くなる点を利用してＥＧＲガスの過給を行なう。【０１０３】
図１１において、本実施形態エンジン１は、インタークーラターボ過給４弁ＤＯＨＣのターボ過給ディーゼルエンジンをベースにしたＨＣＣＩエンジンである。ＨＣＣＩ運転領域を広げるために、圧縮比は従来のディーゼルエンジンより低い例えば１４．５に設定されている。また、後述する第３実施形態及び第４実施形態は、共にベースは同じインタークーラターボ過給４弁ＤＯＨＣＶ８エンジン、Ｉ４エンジンである。【０１０４】
上記エンジン１では、♯１〜♯３気筒と♯４〜♯６気筒とが左右バンクをなすように配置され、該各気筒の吸気ポート１ｄには、左右バンク内に配置されたサージタンク２５が吸気マニホールド２５ａ，２５ｂを介して接続されている。また上記左，右バンクの各気筒には左，右排気マニホールド２６ａ，２６ｂを介して可変ノズル型タービンを備えた左，右ターボチャージャ２７ａ，２７ｂが接続されている。該各ターボチャージャに接続された排気ガス出口管２８ａ，２８ｂは途中で合流管２８ｃに合流している。なお、上記ターボチャージャ２７ａ，２７ｂで加圧された空気はインタークーラ（図示せず），上記サージタンク２５を経て各気筒に供給される。【０１０５】
ここで本実施形態エンジン１のようなＶ型エンジンでは、３６０度位相の異なる気筒は反対側のバンクに位置しているため、左右バンクで排気系を別にした該エンジン1 では、吸気下死点付近に他気筒のブローダウンの大きな一次圧力波が到達することはなく、排気絞りがない場合はＥＧＲ開弁期間の排気ポート圧力は低い状態に保たれている。【０１０６】
ここで本実施形態におけるターボチャージャ２７ａ，２７ｂは、加速開始時のような過渡運転時には、タービン回転が低いために自動的に排気圧が吸気圧より高くなる。この加速中に、上記可変ノズルを閉方向に制御すれば、上記排気圧がより一層高くなる。タービン回転が上昇して定常状態に近づけば、吸気圧力が上昇するとともに可変ノズルを開方向に制御するのでＥＧＲ導入量が減少して出力を増加しやすくなる。また始動時や暖機運転時には、上記可変ノズルは略全閉まで絞られ、排気絞り弁の代用とされる。【０１０７】
本実施形態エンジン１の排気カム軸には、排気弁を吸気行程下死点付近で開くＥＧＲカムが形成されている。このＥＧＲカムは、吸気弁の開期間と排気弁のＥＧＲ開弁期間とのオーバーラップを小さくするよう構成されている。例えば、図７に示すように、ＥＧＲカムのリフトカーブと吸気弁のリフトカーブとのオーバーラップの中央部分、またはリフトカーブ同士が交差する点ＬにおけるＥＧＲカムのリフト量Ｌ１が該ＥＧＲカムの最大リフト量Ｌ２の約40％となるように構成されている。【０１０８】
本第２実施形態では、ＥＧＲ開弁動作において、上記オーバーラップ期間の中央又はリフトカーブが交差する点におけるリフト量が最大リフト量の約40％となるように構成されているので、オーバーラップ期間が狭くなっており、従ってオーバーラップ期間の経過後の期間が広くなっている。その結果、新気の押し戻し量が少なくなり、ＥＧＲガスの押し込み量が多くなる。【０１０９】
また新気の押し戻し量を少なくする他の方法として、以下の構成も採用可能である。【０１１０】
上記第１気筒の吸気弁を、下死点後に閉弁し、上記第１気筒の排気弁を、上記ＥＧＲ開弁動作において、上記第１気筒の吸気弁の閉前に開弁して該吸気弁の閉後に最大リフトとなるように構成する。【０１１１】
吸気弁の閉後にＥＧＲ開弁における最大リフトとなるので、オーバーラップ期間の重なり開弁時間面積が狭くなり、オーバーラップ期間経過後の開弁時間面積が広くなっている。従ってそれだけ新気の押し戻し量が少なくなり、ＥＧＲガスの押し込み量が多くなる。すなわち、吸気下死点後に吸気弁を閉じてその後ＥＧＲ開弁の最大リフトが来るようにしたので、吸気行程をいっぱいに使って新気を吸入できるとともに、吸入した新気を吸気ポートに押し戻すことなく効果的にＥＧＲガスを導入できる。【０１１２】
一方、排気を絞らない場合やターボ回転数が定常状態になって吸気圧力が高まった状態では、ＥＧＲ開弁の最大リフトが圧縮行程にあってシリンダ容積が縮小している時期のために、ＥＧＲガスが入りにくくＥＧＲガス量が過大になるのを防止できる。また、ＥＧＲガス量を確実に増加させないためには、ＥＧＲ開弁オンオフ機構を設けてもよい。【０１１３】
図１２は本発明の第３実施形態を説明するための全体構成図であり、図中、図１１と同一符号は同一又は相当部分を示す。【０１１４】
本第３実施形態は、上記第２実施形態では左右のバンク毎にターボチャージャが備えられていたのに対し、左右バンクに共通の１つのターボチャージャ２７ｂを備えた例である。【０１１５】
本第３実施形態エンジン１では、♯１〜♯４気筒と♯５〜♯８気筒とが左右バンクをなすように配置され、該各気筒の吸気ポート１ｄには、左右バンク内に配置されたサージタンク２５が吸気マニホールド２５ａ，２５ｂを介して接続されている。また上記左，右バンクの各気筒には左，右排気マニホールド２６ａ，２６ｂに接続された左，右の排気管の合流部に可変ノズル型タービンを備えたターボチャージャ２７ｂが接続されている。【０１１６】
ここで本実施形態エンジン１のようなＶ型エンジンでは、３６０度位相の異なる気筒は反対側のバンクに位置しているため、それらをつなぐ排気管長は長くなり、排気弁の開時期を通常より少し遅角する程度で、ブローダウンの一次圧力波の到達が吸気行程下死点後となる。また、回転数による一次圧力の到達時期の変化がより大きくなるため、回転数毎の排気開時期の調整量が大きくなる。【０１１７】
また３６０度位相の異なる気筒同士の組み合わせによっては、それらつなぐ排気管長に大きな差が生じるため、排気管長の短い気筒群では遅角量をわずかに大きく設定するのが望ましい。なお、排気弁開時期の他性能への影響は小さいので、排気弁開時期の気筒間アンバランスは問題にならない。【０１１８】
図１３〜図１６は、本発明の第４実施形態を説明するための図であり、図中図１〜図５と同一符号は同一又は相当部分を示す。【０１１９】
本第４実施形態のエンジン１では、第１の排気系２２の合流管２ｅと第２の排気系２３の合流管２ｇが１つの共通の可変ノズルタービンを備えたターボチャージャ２７ｂに接続されている。該ターボチャージャ２７ｂの空気吐出口とサージタンク３ｅとの間にはインタークーラ３ｈが介設されている。また排気枝管２ａには圧力センサ２Ｒが配設されている。【０１２０】
また排気枝管２ｄとサージタンク３ｅとはＥＧＲ通路２ｍで接続されており、該ＥＧＲ通路２ｍにはＥＧＲクーラ２ｎ，ＥＧＲバルブ２ｐが介設されている。ＥＧＲバルブ２ｐを開くと、排気ガスがＥＧＲクーラ２ｎで冷却されつつサージタンク３ｅ内に導入され、ここから各気筒の吸気側に吸い込まれる。【０１２１】
ここで、ＥＧＲガス過給では新気を減少させることなく導入可能のＥＧＲ量には限界があるため、より多くのＥＧＲ率が必要とされる低負荷運転時は他の方法を併用してＥＧＲ量を増加する必要がある。第１実施形態のように新気を減少した上で高温の内部ＥＧＲを大量に導入する方法を、軽油を燃料とする高圧縮比の本第４実施形態エンジンにそのまま採用すると圧縮温度が高くなりすぎる。そこでＥＧＲクーラ２ｎを設けて外部からの冷却ＥＧＲを導入するようにしている。【０１２２】
また本第４実施形態エンジン１の動弁系では、ＥＧＲ開弁動作を行なうための駆動レバー１０は、吸気ロッカ軸７ａに軸支され、吸気カム軸５に形成されたＥＧＲカムノーズ５ａ′によりローラ１０ａを介して上下揺動されようになっている。そしてこの駆動レバー１０は、二股状の押圧片１０ｃ，１０ｃを有し、該押圧片１０ｃ，１０ｃに軸方向位置調整可能に螺挿された押圧ピン１０ｄ，１０ｄにより排気ロッカレバー８，８の前端部８ｄ，８ｄを押圧するようになっている。【０１２３】
また排気カム軸６には排気カム位相可変機構１６が設けられている。ここで本第４実施形態エンジンでは、上記第１，第２の排気系２２，２３の排気管長を、一方の気筒からのブローダウンガスの一次圧力波が他方の気筒の排気ポートに所定タイミングで到着する長さに設定する必要があるが、特に第２排気系２３については必要な長さを確保するのは困難な場合がある。そこでＥＧＲガス過給を行う運転領域では、上記排気カム位相可変機構１６により排気カム軸６の位相を通常より大きく遅角させることが望ましい。なお、吸気カム軸５のカム位相可変機構を設けても良い。【０１２４】
図１７は、加速過渡時（例えばエンジン回転速度が１５００ｒｐｍ）において、排気弁の開時期を遅角させた場合のＥＧＲ開弁時期と排気ポート内圧力の関係を示す図である。【０１２５】
排気弁開時期が通常通り（例えば５０°ＢＢＤＣ）である場合は、吸気弁とＥＧＲ開弁のオーバーラップ期間に新気が吸気弁から逆流して体積効率が減少する。本実施形態では、排気弁の開時期を、２０°ＢＢＤＣまで遅くしたので、同図（ｂ）に示すように、一次の排気圧力波ｅが吸気下死点付近でのＥＧＲ開弁の後半に到達している。加速過渡時であるため、平均的な排気圧力は吸気圧力より高いが、吸気弁とＥＧＲ開弁のオーバーラップ期間では一次圧力波がまだ到達していないため排気圧力は低く、吸気弁からの逆流は発生しない。吸気弁が閉じた後に排気圧力が高まってＥＧＲガス過給が実現している。またＥＧＲガス過給をしているにもかかわらず、新気の吸入量はＥＧＲ開弁がない場合とほとんど差がない。【０１２６】
その結果、作動ガスの熱容量増加によって燃焼温度が低下してＮＯx の生成が抑制され、同時に酸素質量の増加によって煤の発生が防止される。ＥＧＲガス中の既燃ガスによって酸素濃度が低減され、従来のディーゼルエンジンと同様、局所的燃焼温度が低下してＮＯx 低減効果が得られるのはいうまでものない。【０１２７】
なお、排気弁の開時期を遅くしたので、排気行程の初期のシリンダ内圧力が高く、ポンプ損失が増加しているが、燃費の悪化は非常に小さく問題にはならない。【０１２８】
図１８はエンジン回転速度が高い場合（例えば４０００ｒｐｍ）のＥＧＲ開弁時期と排気ポート内圧力との関係を示す。エンジン回転速度が高くなると一次排気圧力波の到達が遅くなるので、排気弁の開時期を進角し、又はＥＧＲ開弁時期と吸気弁閉時期を遅角し、排気圧力波とＥＧＲ開弁時期との関係を維持する必要がある。【０１２９】
この例では、上述の低回転（１５００ｒｐｍ）時と比べて、排気弁開時期を５°進角して排気ポンプ損失を低減し、ＥＧＲ開弁時期と吸気弁閉時期を１５°遅角することで吸気下死点付近での吸気流量が増加して体積効率を増加することができる。【０１３０】
高回転定常状態であるため、平均の排気圧力が少し吸気圧力より高いが、一次圧力波の到達直前の吸気下死点での排気圧力は吸気圧力より低く、吸気の逆流は見られない。吸気弁閉後に排気圧力波が到達してＥＧＲガスを押し込んでいるが、高回転でＥＧＲ開弁の時間面積が小さいためＥＧＲガス過給効果は大きくない。また排気弁開時期が早すぎるために排気のポンプ損失が増大しているが、高回転高出力時には燃費性能はそれほど重要でないので許容範囲にあると考えられる。【０１３１】
ＥＧＲ開弁の切替え機構を用いれば、排気と吸気カムの位相をＥＧＲ開弁に関係なく決定できるので、より高出力が可能になることは勿論である。【０１３２】
また本実施形態の排気ポート１ｅは、図１６に示すように、ＥＧＲガスのシリンダ内流入時に気筒軸回りに流れるスワール流Ｅを生成するタンジェンシャルポートとなっている。排気ガスの流出時の抵抗損失低減とＥＧＲガス逆流時での弱スワールの両立を考えると、ヘリカルポートよりもタンジェンシャルポートが望ましい。またＥＧＲガスによるスワール流Ｅの旋回方向は吸気弁からの新気流によって生成されるスワール流Ｆの旋回方向と同じとなっている。【０１３３】
さらにまた本実施形態エンジン１では、始動と暖機運転時にはタービンノズルを絞ることで排気圧力を高めてＥＧＲガス過給を行って燃焼に必要な圧縮温度と圧力を確保するので、ＨＣＣＩ運転に有利な低圧縮比化を可能にしている。上記タービンノズルの絞り量は、エンジン水温に応じた目標値になるように上記圧力センサ２ｒの信号に基づいて排気管圧力をフィードバック制御することにより制御される。【０１３４】
本第４実施形態では、排気の一次圧力波と排気絞りを併用したので、新気の吸入量の減少を最小にしつつ大量のＥＧＲガスの導入が可能となる。【０１３５】
なお、本実施形態では複雑な動弁機構とその可変機構を設定したが、多少の性能低下を許容すれば、通常の動弁機構の排気カムにＥＧＲ開弁カムを追加するだけの簡単な機構でも本発明の目的を達成することができる。【０１３６】
図２１，２２は本発明の第５実施形態を説明するための図であり、これはＨＣＣＩ運転を行うように構成されたロータリエンジンにおけるブローダウン過給の例である。【０１３７】
図において、２０は２ロータ・６ポートタイプのロータリエンジンである。該ロータリエンジン２０は、ロータハウジング２１，２１′内にまゆ形のロータ室２１ａ，２１ａ′が形成され、該各ロータ室２１ａ，２１ａ′内にはおむすび形のロータ２２，２２′が図２１で時計回りに回転自在に配置されている。該各ロータ２２，２２′のロータ歯車２２ａに固定歯車２３が噛合しており、ロータ２２，２２′がロータ室２１ａ，２１ａ′の内周面２１ｂ，２１ｂ上を摺動するように回転するに伴って、エキセントリックシャフト（図示せず）が回転し、出力が取り出される。【０１３８】
上記ロータ２２，２２′の外周面２２ｂと、上記ロータ室２１ａ，２１ａ′の内周面２１ｂと両側壁２１ｆ，２１ｆで囲まれた３つの空間がそれぞれ燃焼室ａ１，ａ２，ａ３となっている。【０１３９】
また上記ロータハウジング２１，２１′の上記側壁２１ｆ，２１ｆには、第１，第２，第３吸気ポート２１ｃ，２１ｄ  ，２１ｅ及び第１，第２排気ポート２１ｇ，２１ｈが形成されている。上記第１，第２，第３吸気ポート２１ｃ，２１ｄ  ，２１ｅには第１，第２，第３吸気通路２１ｃ′，２１ｄ′，２１ｅ′がそれぞれ
接続されている。該第２，第３吸気通路２１ｄ′，２１ｅ′にはシャッタバルブ２８ａ，２８ｂが介設されている。また上記排気ポート２１ｇ，２１ｈには排気通路２１ｇ′，２１ｈ′が接続されており、これらの排気通路２１ｇ′，２１ｈ′は排気合流通路２９に合流している。【０１４０】
ここで上記各ロータ室２１ａ，２１ａ′に配置された各ロータ２２，２２′は、１／２サイクルの位相差（回転角度で５４０°）を有する。そして上記ロータ室２１ａ，２１ａ′には、燃焼室の圧縮行程開始位置付近に位置するようにＥＧＲポート２４ａ，２４ａ′が形成されている。このＥＧＲポート２４ａ，２４ａ′は排気導入分岐通路２４ｂ，２４ｂ′及び排気導入合流通路２４ｃを介して上記排気通路２１ｇ′，２１ｇ′の合流部に接続されている。そして上記排気導入分岐通路２４ｂ，２４ｂ′には、電磁弁からなるＥＧＲ制御弁２６，２６′が介設されている。【０１４１】
本実施形態ロータリエンジンでは、低速回転域では、上記第２，第３吸気通路２１ｄ′，２１ｅ′は第１，第２シャッタバルブ２８ａ，２８ｂで閉塞され、吸気は第１吸気ポート２１ｃのみから吸入される。中速回転域では、第２吸気通路の第１シャッタバルブ28ａが開となり、さらにまた高回転域では、第２シャッタバルブ28ｂも開となる。【０１４２】
本実施形態では、一方のロータ室２１ａ内のロータ２２が実線で示す圧縮初期状態（吸気ポート２１ｃを略閉じた状態）にあるとき、他方のロータ室２１ａ′内のロータ２２′は破線で示す膨張行程終期状態（排気ポート２１ｇを少し開いた状態）にあり、該他方のロータ２２′が排気ポート２１ｇを開いたことにより高圧の排気ポート圧力波が発生し、一方のＥＧＲ制御弁２６が開くことにより、排気ポート圧力波が排気導入分岐通路２４ｂを通って排気ガスを圧縮行程初期の燃焼室に押し込むことができ、新気を減少することなく内部ＥＧＲ量を増加できる。【０１４３】
本実施形態では、任意の時期に開閉可能のＥＧＲ制御弁２６，２６′を排気導入通路２４ｂ，２４ｂ′に介在させたので、排気圧力波を所望のタイミングでもって燃焼室内に供給でき、内部ＥＧＲ量と過給圧力を調整することにより、ＨＣＣＩ運転における着火時期を制御できる。
【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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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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