(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
偶数本のシリンダと、少なくとも実質的に互いに分離された２つのタービン入口（Ｔ１、Ｔ２）を有する排気ガスターボチャージャとを有する４ストローク往復内燃エンジンであって、前記偶数本のシリンダのそれぞれに、
−前記シリンダの燃焼室に燃焼用空気を吸気するために備えられた、燃焼室側吸気開口部（Ｅ１、Ｅ２）を有する少なくとも１つの吸気チャネル（ＥＫ１、ＥＫ２）と、
−前記シリンダの該燃焼室から排気ガスを排気するために備えられた、第１の燃焼室側の排気開口部（Ａ１）を有する第１の排気チャネル（ＡＫ１）と、
−前記シリンダの該燃焼室から排気ガスを排気するために備えられた、第２の燃焼室側の排気開口部（Ａ２）を有する第２の排気チャネル（ＡＫ２）と、が割り当てられ、
前記偶数本のシリンダの第１の半数は、それぞれの第１の排気チャネル（ＡＫ１）を介して前記２つのタービン入口（Ｔ１、Ｔ２）のうち第１のタービン入口と接続され、それぞれの第２の排気チャネル（ＡＫ２）を介して前記２つのタービン入口（Ｔ１、Ｔ２）のうち第２のタービン入口と接続され、前記偶数本のシリンダの第２の半数は、それぞれの第１の排気チャネル（ＡＫ１）を介して前記第２のタービン入口（Ｔ２）と接続され、それぞれの第２の排気チャネル（ＡＫ２）を介して第１のタービン入口（Ｔ１）と接続される、内燃エンジンであって、
前記第２の排気開口部（Ａ２）は、前記第１の排気開口部（Ａ１）よりも大きな直径を有し、
一列に配置された４本のシリンダ（Ｚ１、Ｚ２、Ｚ３、Ｚ４）が備えられ、前記第１のシリンダ（Ｚ１）及び前記第４のシリンダ（Ｚ４）は、前記偶数本のシリンダの第１の半数を形成し、前記第２のシリンダ（Ｚ２）及び前記第３のシリンダ（Ｚ３）は、前記偶数本のシリンダの第２の半数を形成し、前記４本のシリンダ（Ｚ１、Ｚ２、Ｚ３、Ｚ４）に対して１−３−４−２の点火順序が設定されており、
シリンダごとに２つの吸気開口部（Ｅ１、Ｅ２）を有し、前記第２の吸気開口部（Ｅ２）が前記第１の吸気開口部（Ｅ１）よりも大きい直径を有し、所定の回転数閾値を下回る低い回転数では、より小さい直径を有する前記第１の吸気開口部（Ｅ１）は、該第１の吸気開口部にそれぞれ割り当てられた吸気バルブにより継続的に閉鎖されることを特徴とする、内燃エンジン。
【請求項２】
偶数本のシリンダと、少なくとも実質的に互いに分離された２つのタービン入口（Ｔ１、Ｔ２）を有する排気ガスターボチャージャとを有する４ストローク往復内燃エンジンであって、前記偶数本のシリンダのそれぞれに、
−前記シリンダの燃焼室に燃焼用空気を吸気するために備えられた、燃焼室側吸気開口部（Ｅ１、Ｅ２）を有する少なくとも１つの吸気チャネル（ＥＫ１、ＥＫ２）と、
−前記シリンダの該燃焼室から排気ガスを排気するために備えられた、第１の燃焼室側の排気開口部（Ａ１）を有する第１の排気チャネル（ＡＫ１）と、
−前記シリンダの該燃焼室から排気ガスを排気するために備えられた、第２の燃焼室側の排気開口部（Ａ２）を有する第２の排気チャネル（ＡＫ２）と、が割り当てられ、
前記偶数本のシリンダの第１の半数は、それぞれの第１の排気チャネル（ＡＫ１）を介して前記２つのタービン入口（Ｔ１、Ｔ２）のうち第１のタービン入口と接続され、それぞれの第２の排気チャネル（ＡＫ２）を介して前記２つのタービン入口（Ｔ１、Ｔ２）のうち第２のタービン入口と接続され、前記偶数本のシリンダの第２の半数は、それぞれの第１の排気チャネル（ＡＫ１）を介して前記第２のタービン入口（Ｔ２）と接続され、それぞれの第２の排気チャネル（ＡＫ２）を介して第１のタービン入口（Ｔ１）と接続される、内燃エンジンであって、
前記第２の排気開口部（Ａ２）は、前記第１の排気開口部（Ａ１）よりも大きな直径を有し、
所定の回転数下限値を下回る低い回転数では、前記第１の排気開口部（Ａ１）又は前記第２の排気開口部（Ａ２）は、前記排気開口部にそれぞれ割り当てられた排気バルブにより継続的に閉鎖され、
シリンダごとに２つの吸気開口部（Ｅ１、Ｅ２）を有し、前記第２の吸気開口部（Ｅ２）が前記第１の吸気開口部（Ｅ１）よりも大きい直径を有し、所定の回転数閾値を下回る低い回転数では、より小さい直径を有する前記第１の吸気開口部（Ｅ１）は、該第１の吸気開口部にそれぞれ割り当てられた吸気バルブにより継続的に閉鎖されることを特徴とする、内燃エンジン。
【請求項３】
請求項１又は２に記載の内燃エンジンであって、
それぞれのシリンダに対して、第１の吸気開口部（Ｅ１）を有する第１の吸気チャネル（ＥＫ１）及び第２の吸気開口部（Ｅ２）を有する第２の吸気チャネル（ＥＫ２）が備えられることを特徴とする、内燃エンジン。
【請求項４】
請求項３に記載の内燃エンジンであって、
前記第２の吸気開口部（Ｅ２）は、前記第１の吸気開口部（Ｅ１）よりも大きな直径を有することを特徴とする、内燃エンジン。
【請求項５】
請求項３又は４に記載の内燃エンジンであって、
前記第１の吸気チャネル（ＥＫ１）は、渦流チャネル又は乱流チャネルとして形成され、前記第２の吸気チャネル（ＥＫ２）は、充填チャネルとして形成されることを特徴とする、内燃エンジン。
【請求項６】
請求項４又は５に記載の内燃エンジンであって、
前記偶数本のシリンダの上部から見て、前記第２の吸気開口部（Ｅ２）は、前記第２の排気開口部（Ａ２）に対角線上に対向して位置することを特徴とする、内燃エンジン。
【請求項７】
請求項２に記載の内燃エンジンであって、
一列に配置された４本のシリンダ（Ｚ１、Ｚ２、Ｚ３、Ｚ４）が備えられ、前記第１のシリンダ（Ｚ１）及び前記第４のシリンダ（Ｚ４）は、前記偶数本のシリンダの第１の半数を形成し、前記第２のシリンダ（Ｚ２）及び前記第３のシリンダ（Ｚ３）は、前記偶数本のシリンダの第２の半数を形成し、前記４本のシリンダ（Ｚ１、Ｚ２、Ｚ３、Ｚ４）に対して１−３−４−２の点火順序が設定されていることを特徴とする、内燃エンジン。
【請求項８】
請求項１に記載の内燃エンジンであって、
所定の回転数下限値を下回る低い回転数では、前記第１の排気開口部（Ａ１）又は前記第２の排気開口部（Ａ２）は、前記排気開口部にそれぞれ割り当てられた排気バルブにより継続的に閉鎖されることを特徴とする、内燃エンジン。
【請求項９】
請求項８に記載の内燃エンジンであって、
前記回転数下限値は、負荷に応じて、前記定格回転数の約１５％〜５０％に設定されていることを特徴とする、内燃エンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、請求項１の前段に記載の排気ガスターボチャージャを有する４ストローク往復内燃エンジン及びそのような内燃エンジンの運転方法に関する。
【背景技術】
【０００２】
特許文献１から、排気ガスターボチャージャ並びにシリンダごとに第１及び第２の排気バルブを有する複数のシリンダを有する内燃エンジンが公知であり、第１及び第２の排気バルブは、別々に制御可能なそれぞれの組に統合されている。排気バルブのそれぞれの組に割り当てられた排気チャネルから排出される排気ガスは、排気ガスターボチャージャのツインタービンの分割された入口に供給できる。低い回転数では、バルブの１組のみが開放され、より高い回転数では、２組の排気バルブが開放される。その際、一方では、比較的低い回転数において既に全排気バルブが開放される運転に切り替えられる場合、シリンダ内の残留ガス量が不適切に多い、という問題がここで存在する。他方では、切替の回転数閾値がより高い回転数に移行される場合、エンジンの熱力学的効率が悪化する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】独国特許第１０２  ４３  ４７３  Ａ１号明細書
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
本発明の課題は、前述の種類の内燃エンジン及び上記欠点を低減する本エンジンの運転方法を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本課題は、請求項１に記載の特徴を有する内燃エンジン及びこの内燃エンジンに適応した請求項７の特徴を有する運転方法により解決される。
【０００６】
本発明による４ストローク往復内燃エンジンは、偶数本のシリンダと、少なくとも実質的に互いに分離された２つのタービン入口を有するターボチャージャと、を備える。それぞれのシリンダには、燃焼用空気をシリンダの燃焼室内に吸気するために備えられた、燃焼室側吸気開口部を有する少なくとも１つの吸気チャネルが、割り当てられている。更にそれぞれのシリンダには、燃焼室から排気ガスを排出するために備えられた第１及び第２の排気チャネルが割り当てられ、第１の排気チャネルは、第１の燃焼室側排気開口部を備え、第２の排気チャネルは、第２の燃焼室側排気開口部を備える。その際、第１及び第２の排気バルブは、第１及び第２の排気開口部を開放及び閉鎖することにより、第１及び第２の排気チャネルを介した燃焼室からの排気ガス排出を制御するために用いられる。その際、シリンダの第１の半数は、それぞれの第１の排気チャネルを介して２つのタービン入口のうち第１のタービン入口に接続され、それぞれの第２の排気チャネルを介して２つのタービン入口のうち第２のタービン入口に接続される。更に、シリンダの第２の半数は、それぞれの第１の排気チャネルを介して第２のタービン入口に接続され、それぞれの第２の排気チャネルを介して第１のタービン入口に接続される。本発明により、第２の排気開口部は、第１の排気開口部の直径よりも大きな直径を有するように備えられる。これに適応するように、割り当てられた第１及び第２のバルブのバルブディスクの直径もまた、異なるように作製される。この異なる大きさで作製されたバルブディスクの直径又は排気開口部の直径によって、残存ガス掃気の改善が可能となる。この直径では、それぞれのシリンダの１つの排気バルブだけを操作する運転から、２つの排気バルブを操作する運転へ切り替える場合でも、エンジンの熱力学的効率を損なうことなく、回転数閾値の上昇も可能となる。
【０００７】
この利点が可能な限り有効に働くようにするために、第２の排気開口部又は第２の排気バルブのバルブディスクの直径は、排気開口部の直径よりも、より詳しく言えば、第１の排気バルブのバルブディスクの直径よりも、少なくとも１０％、ただし好ましくは少なくとも１５％、２０％又はそれ以上大きく選択されるように設定されている。
【０００８】
本発明によるエンジンは、好ましくは４シリンダエンジン又６シリンダエンジンとして、特に直列型で作製される。関連するターボチャージャは、いわゆるツインスクロールチャージャ又はセグメントチャージャである。
【０００９】
本発明による実施形態では、それぞれのシリンダに対して、第１の吸気開口部を有する第１の吸気チャネル及び第２の吸気開口部を有する第２の吸気チャネルが備えられる。エンジンは、いわゆる４バルブエンジンとして形成される。その際、本発明による別の実施形態において第２の吸気開口部が第１の吸気開口部よりも大きな直径を有する場合に、特に有利である。第２の排気開口部に類似して、第２の吸気開口部は、第１の吸気開口部の直径よりも少なくとも１０％、ただし好ましくは少なくとも１５％、２０％又はそれ以上大きく選択される直径を有することができる。
【００１０】
本発明による別の実施形態において第１の吸気チャネルが渦流チャネル又は乱流チャネルとして形成され、第２の吸気チャネルが充填チャネルとして形成される場合、特に良好で安定な燃焼が達成できる。それにより、燃焼を安定化する渦流又は乱流は、燃焼室内で生成できる。そのために、吸気チャネル軸の方向は、シリンダ軸に対して適合するように実施される。
【００１１】
更に、良好なチャージサイクルのため、及び燃焼が有利に進行するために、本発明による別の実施形態では、シリンダの上部から見た平面図において、第２の吸気開口部は、第２の排気開口部と対角線上に対向して位置するように備えられる。
【００１２】
本発明の別の実施形態では、内燃エンジンに対して、一列に配置された４本のシリンダ１〜４が備えられ、第１及び第４のシリンダは、シリンダの第１の半数を形成し、第２及び第３のシリンダは、シリンダの第２の半数を形成し、シリンダに対して１−３−４−２の点火順序が設定されている。その際、シリンダの通常の番号付けに基づいて、エンジン出力に対向する側において出力し始める。提示された点火順序により、異なる大きさで作製された排気開口部を併用して、掃気プロセスにわたる影響が特に小さいこと、及びシリンダ内にとどまっている残存ガス比率が特に低くなること、を達成できる。
【００１３】
本発明に潜在している問題点は、請求項１〜６に記載の内燃エンジンを用いて解決され、また運転方法によっても解決され、その方法では、所定の回転数下限値を下回る低い回転数において、第１及び第２の排気開口部が、排気開口部に割り当てられた排気バルブにより継続的に閉鎖される。設定可能な回転数上限を上回ると、２つの排気開口部は、全シリンダにおいて排気バルブの操作により通常の方法で作動ストロークの終点に向かうときに開放され、排気ストロークの上死点直後に再び閉鎖されるように、内燃エンジンは、運転される。その際、本方法の実施形態では、回転数下限値は、負荷に応じて内燃エンジンの定格回転数の約１５％〜５０％に設定されている。
【００１４】
本方法の別の実施形態では、シリンダごとに２つの吸気開口部を有し、第２の吸気開口部が第１の吸気開口部よりも大きな直径を有している内燃エンジンでは、内燃エンジンの所定の回転数閾値を下回る低い回転数において、より小さい直径を有する第１の吸気開口部は、吸気開口部にそれぞれ割り当てられた吸気バルブにより継続的に閉鎖される。この措置によってもチャージサイクルは、有利となる。
【００１５】
本発明の有利な実施形態は、図に示されており、以下で説明する。その際、前述の特徴及び以下でも説明される特徴は、それぞれ示された特徴の組合せだけではなく、本発明の範囲を逸脱せずに、他の組合せでも、又は単独でも使用できることは明らかである。
【図面の簡単な説明】
【００１６】
【図１】本発明により実施された内燃エンジンを大まかに概略的に示した概念図である。
【図２】特徴的な運転領域を有する図１に記載のエンジンの負荷−回転数特性図である。
【発明を実施するための形態】
【００１７】
本発明による内燃エンジンの有利な実施形態の例は、図１と関連して以下に詳細に説明する。図１に大まかに概略的にのみ示した内燃エンジン１は、ここでは、シリンダヘッド２の上部から見た平面図で示されている。エンジン１は、この場合、４ストローク原理に基づいて作動する往復エンジンとして作製されている。外部点火オットーエンジンとして又は圧縮点火ディーゼルエンジンとしての作製も可能である。
【００１８】
エンジン１は、この場合、同一の構成で一列に配置された４本のシリンダＺ１〜Ｚ４を備える。シリンダＺ１〜Ｚ４のそれぞれは、燃焼用空気の供給用に、吸気バルブ（詳細には図示せず）が割り当てられた、２つの吸気開口部Ｅ１、Ｅ２を備える。以下では、Ｅ１で示された吸気開口部は、第１の吸気開口部と呼び、割り当てられた吸気バルブは、第１の吸気バルブと呼ぶ。同様に、Ｅ２で示された吸気開口部は、第２の吸気開口部と呼び、割り当てられた吸気バルブは、第２の吸気バルブと呼ぶ。第１及び第２の吸気バルブは、好ましくは円形に作製された吸気開口部Ｅ１、Ｅ２に適合する、吸気バルブそれぞれのバルブディスクの直径を有する。吸気バルブの操作によって、例えば、特に調整可能なカムシャフトを介して、シリンダＺ１〜Ｚ４への、より詳しく言えば、シリンダの燃焼室への燃焼用空気の供給は、制御できる。その際、燃焼用空気は、シリンダＺ１〜Ｚ４に、第１及び第２の吸気開口部Ｅ１、Ｅ２に割り当てられた第１及び第２の吸気チャネルＥＫ１、ＥＫ２を介して供給可能である。
【００１９】
第１の吸気開口部Ｅ１を所定の又は設定可能な時系列に従って開放及び閉鎖するために、シリンダＺ１〜Ｚ４の第１の吸気バルブは、一緒に同期して制御できるように備えられる。第２の吸気バルブも同様であり、第１の吸気バルブは、好ましくは、第２の吸気バルブとは別個に制御できる。
【００２０】
シリンダＺ１〜Ｚ４から、より詳しく言えば、それぞれ付随する燃焼室から排気ガスを排出するために、シリンダは、それぞれ第１の排気開口部Ａ１及び第２の排気開口部Ａ２を備え、それぞれに割り当てられた第１の排気チャネルＡＫ１及び第２の排気チャネルＡＫ２は、排気開口部内で燃焼室側に通じている。その際、それぞれの第１の排気開口部Ａ１に第１の排気バルブが割り当てられ、それぞれの第２の排気開口部Ａ２に第２の排気バルブ（詳細に図示せず）が割り当てられている。吸気バルブと同様に、排気バルブは、それぞれの排気開口部に適合する、排気開口部それぞれのバルブディスクの直径を有する。更に、吸気バルブと同様に、排気バルブの操作によって、例えば、特に調整可能なカムシャフトを介して、シリンダＺ１〜Ｚ４からの、より詳しく言えば、シリンダの燃焼室からの排気ガス排出が制御される。その際、排気バルブは、同期して、かつ一組として制御可能である。
【００２１】
この場合、エンジン１に対して、１−３−４−２の点火順序が設定されている。第１のシリンダＺ１での点火イベントで開始し、そしてストロークごとにそれぞれ推移して、続いてその順序でシリンダＺ３、Ｚ４、及びＺ２での点火が行われる。シリンダ相互間にわたる影響が可能な限りなくなるガス交換を可能にするために、２つの別々の排気ガスマニホールドＳ１及びＳ２が備えられ、第１及び第２の排気チャネルＡＫ１及びＡＫ２は、マニホールド内でシリンダＺ１〜Ｚ４に通じている。その際、第１のシリンダＺ１及び第４のシリンダＺ４の第１の排気チャネルＡＫ１、並びに第２のシリンダＺ２及び第３のシリンダＺ３の第２の排気チャネルＡＫ２は、この場合、第１の排気ガスマニホールドＳ１内に通じている。シリンダＺ１〜Ｚ４のもう１つの排気チャネルＡＫ１、ＡＫ２は、第２の排気ガスマニホールドＳ２に通じている。第１の排気ガスマニホールドＳ１に流入した排気ガスは、実質的に互いに分離された２つのタービン入口Ｔ１、Ｔ２を有する排気ガスターボチャージャ（詳細に図示せず）の第１のタービン入口Ｔ１に供給可能である。そのために第１のマニホールドＳ１は、第１のタービン入口Ｔ１と直接接続されている。第２の排気ガスマニホールドＳ２は、第２のタービン入口Ｔ２と直接接続されている。したがって、エンジン１のシリンダＺ１〜Ｚ４は、第１のシリンダＺ１及び第４のシリンダＺ４で構成される第１の半数と、第２のシリンダＺ２及び第３のシリンダＺ３で構成される第２の半数と、に分割できる。したがって、シリンダの第１の半数では、付随するシリンダＺ１及びＺ４の第１の排気チャネルＡＫ１は、流体技術的に第１のタービン入口Ｔ１と接続され、第２の排気チャネルＡＫ２は、第２のタービン入口Ｔ２と接続される。シリンダの第２の半数では逆に、割り当てられたシリンダＺ２及びＺ３の第１の排気チャネルＡＫ１は、第２のタービン入口Ｔ２と接続されるが、それに対して第２の排気チャネルＡＫ２は、第１のタービン入口Ｔ２と接続される。以下で更に詳述する第１及び第２の排気バルブの別々の制御に関連して、その制御により、排気ガスターボチャージャの動的運転は、いわゆるターボラグを回避して可能である。
【００２２】
排気ガスターボチャージャは、好ましくは、いわゆるツインスクロールチャージャとして又はセグメントターボチャージャとして形成される。その際、第１のタービン入口Ｔ１又は第２タービン入口Ｔ２に流入する排気ガスによって、タービン羽根のほぼ半数に当たるような、非対称な実施もまた設定可能である。例えば、１０枚羽根のセグメントタービンとしての実施形態では、第１のタービン入口Ｔ１又は第２のタービン入口Ｔ２に流入する排気ガスに、４枚又は６枚の羽根を当てることができる。７枚羽根のセグメントタービンでは、同様に、第１のタービン入口Ｔ１又は第２のタービン入口Ｔ２を通って流入する排気ガスに、４枚及び３枚の羽根を当てることができる。対応するターボチャージャの実施形態は、それに関してここでは詳しく説明しないが、当業者には既知である。
【００２３】
以下に、図２を参照して、エンジン１の好ましい運転を、特にバルブ制御に関して詳細に説明する。
【００２４】
図２は、エンジン１の負荷−回転数特性図を概略的に示し、特性図において全負荷特性曲線３は、エンジン回転数に応じたエンジン平均圧力の定格値を示している。線４は、運転領域境界を画定し、この運転領域境界は、比較的低い回転数を伴う第１の運転領域Ｂ１を、それに対してより高い回転数を伴う第２の運転領域Ｂ２から分割する。運転領域境界の線４は、定格負荷の約２５％及び第１の回転数ｎ１を伴う第１の運転点を通り、並びに、全負荷特性曲線３上にあり、第２の回転数ｎ２での第２の運転点を通って伸びている。第１の回転数ｎ１は定格回転数の約１５％に達し、第２の回転数ｎ２は、定格回転数の約５０％に達する。
【００２５】
運転領域Ｂ１では、本発明によるエンジン１は、それぞれのシリンダＺ１〜Ｚ４の２つの排気バルブのうち１つだけが操作される一方で、もう１つのバルブは、４つの作動ストローク全体にわたって付随する排気開口部を閉鎖したままにするように運転する。この運転は、エンジン１の熱力学的に所望の運転及び排気ガスターボチャージャの動的反応を可能にする。ただし、第１の運転領域Ｂ１において回転数が上昇すると、排気ガス背圧は、比較的大きく増加し、排気ガスは、徐々に排出が不十分となり、そのためエンジン１の熱力学的効率が悪化する。したがって、エンジン１は、第２の運転領域Ｂ２で運転領域境界に到達した場合、２つの排気バルブが操作されるように運転する。その際、ただし、特に低い回転数の場合、シリンダ内の残留ガス量は、点火順序に関して次のシリンダにわたる影響によって増加し、その影響は、同時にエンジン１の熱力学的効率に対して所望しない作用をする。この欠点に対して、本発明により、シリンダＺ１〜Ｚ４の第２の排気開口部Ａ２を第１の排気開口部Ａ１よりも大きく作製することで対処する。したがって、第２の排気開口部Ａ２に割り当てられた第２の排気バルブのバルブディスク直径はまた、第１の排気開口部Ａ１に割り当てられた第１の排気バルブのバルブディスク直径よりも大きく作製される。その際、第２の排気開口部Ａ２の直径を、第１の排気開口部Ａ１の直径よりも、少なくとも１０％、好ましくは更に少なくとも１５％大きく選択することが好ましい。割り当てられた排気バルブのバルブディスクの直径にも同様に適用される。この措置は、シリンダからの明白により良好な残存ガス掃気を可能にし、この排気によって、エンジンの熱力学的効率の適切な改善は、可能となる。その際、第１の運転領域Ｂ１において、より大きなバルブディスクの直径を有する第２の排気バルブだけを操作する場合が好ましい。したがって、第１の排気開口部Ａ１は、操作されていない第１の排気バルブにより継続的に閉鎖されたままである。
【００２６】
以下の措置によって、燃焼及び／又はターボチャージャ運転又はエンジン効率を、更に改善できる。初めに、図１に示したように、第２の吸気開口部Ｅ２及び同時に第２の吸気バルブのバルブディスクの直径は、第１の吸気開口部Ｅ１よりも、より詳しく言えば、第１の吸気バルブのバルブディスクの直径よりも大きく選択される場合に有利である。このサイズの違いは、次いで、排気バルブのサイズの違いに類似して、同様に少なくとも１０％、好ましくはただし少なくとも１５％大きく選択される。その際、第２のより大きい排気開口部Ａ２が、シリンダヘッド２の上部から見た平面図で図示したように、第２のより大きい吸気開口部Ｅ２の対角線上に対向した位置に配置される場合が好ましい。概ね、吸気開口部Ｅ１及びＥ２を、対応する排気開口部Ａ１、Ａ２よりもやや大きく、すなわち約１０％〜２０％大きく作製するように備えることが好ましい。更に、吸気チャネルＥＫ１、ＥＫ２及び／又は排気チャネルＡＫ１、ＡＫ２を、チャネルの長さの最大部分にわたって、それぞれ吸気開口部Ｅ１、Ｅ２の直径及び排気開口部Ａ１、Ａ２の直径に適合させるように備えることが好ましい。すなわち、第１の吸気チャネルＥＫ１の直径は、チャネルの長さの少なくとも最大部分にわたって、吸気バルブ開口部Ｅ１、Ｅ２の直径比率にほぼ対応して、第２の吸気チャネルＥＫ２の直径よりも小さく選択される。排気チャネルＡＫ１、ＡＫ２についても同様に適用できる。
【００２７】
更に、第１の吸気チャネルＥＫ１は、渦流チャネル又は乱流チャネルとして形成され、第２の吸気チャネルＥＫ２は、充填チャネルとして形成されるように備えることができる。これは、より小さい直径を有する第１の吸気チャネルＥＫ１が第２の吸気チャネルＥＫ２のように作製される場合に、特に有利である。次いで、充填チャネルとして形成された第２の吸気チャネルＥＫ２は、好ましくは、チャネルの中心軸に関して、第２の吸気開口部Ｅ２でほぼシリンダ垂直軸の方向に向けられる。それに対して第１の吸気チャネルＥＫ１は、燃焼室の流入する排気ガスにシリンダ垂直軸周りの渦運動又はシリンダ横軸周りの乱流運動を与えるために、好ましくは、シリンダ垂直軸に対して比較的大きな角度で斜めに向けられる。
【００２８】
エンジン１の運転に関して、２つの運転領域Ｂ１及びＢ２を超えて、それぞれのシリンダＺ１〜Ｚ４の２つの吸気バルブを操作することを設定できる。ただし、第１の運転領域Ｂ１で２つの吸気バルブのうち１つのみを操作すること、及びもう１つの吸気バルブを用いてそれぞれの吸気開口部を連続して閉鎖したまま保つこともまた、設定できる。異なる大きさに作製された２つの吸気開口部の場合、その際、第１の運転領域Ｂ１でより大きい第２の吸気バルブのみを操作することが好ましい。更に、その負荷値及び回転数値に関して第２の運転領域Ｂ２を下回る中間の運転領域Ｂ３を設定できる。次いで、第１の運転領域Ｂ１は、より低い負荷及び回転数へと移行することができる。このような分割において、好ましくは、低い第１の運転領域Ｂ１では、より小さい第１の排気チャネルＡＫ１に割り当てられた第１の排気バルブのみを操作することが、設定されている。次いで、中間の運転領域Ｂ３では、より大きい第２の排気チャネルＡＫ２に割り当てられた第２の排気バルブのみが操作され、高い第２の運転領域Ｂ２では、２つの排気バルブが操作される。
【図１】
0006321827.tif 000002
【図２】
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