(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
多数のシリンダおよび分割排気流を持ち、１シリンダにつき少なくとも２つの排気弁（２、３）、すなわち、機関に過給するためにターボ圧縮器（９）の排気駆動タービン（１０）の入口に第１排気マニホルド（４）を介して接続された第１排気弁（２）、および排気タービン（１０）の下流の機関の排気系に第２排気マニホルド（５）を介して接続された第２排気弁（３）、ならびに１つの吸気弁（１３）を備え、ピストンがその上死点位置（Ｂ）にあるときに１つの吸気弁（１３）および第２排気弁（３）が期間（Ｃ）だけ同時に開いている内燃機関において、前記機関が高負荷で駆動されるときに、吸気弁（１３）および第２排気弁（３）が同時に開いている期間（Ｃ）の長さが機関速度と共に増加するように、吸気弁（１３）および第２排気弁（３）を同期させることを特徴とする内燃機関。
【請求項２】
機関速度が増加するにつれて、吸気弁（１３）がピストンの上死点位置（Ｂ）の前に開くのが早くなる一方、第２排気弁（３）がピストンの上死点位置の後に閉じるのが遅くなるように、前記同期を行なうことを特徴とする、請求項１に記載の内燃機関。
【請求項３】
約２０００ｒｐｍの機関速度で、弁が同時に開いている期間（Ｃ）の長さがクランクシャフト角度で約３０度であることを特徴とする、請求項２に記載の内燃機関。
【請求項４】
機関速度が所与の機関速度から増加するときに、弁が同時に開いている期間（Ｃ）の長さが高機関速度と低機関速度との間の比でべき乗関数的に増加するように、前記同期を行なうことを特徴とする、請求項１ないし３のいずれか一項に記載の内燃機関。
【請求項５】
指数の値が１／２であることを特徴とする、請求項４に記載の内燃機関。
【請求項６】
ピストンの上死点位置を中心に基本的に対称な期間、第２排気弁（３）および吸気弁（１３）が共に開いていることを特徴とする、請求項１ないし５のいずれか一項に記載の内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
技術分野
本発明は、特許請求項１の前提部分による内燃機関に関する。
【０００２】
従来の技術
ターボ過給機関、つまり排気駆動タービンによって駆動される圧縮器によって過給が行われる機関の使用は、自動車技術分野でますます一般的になってきている。高出力時に、結果として、従来の機関より大きい給気を利用することができる。しかし、スロットル全開時には、入口弁および排気弁が同時に開いている期間中の入口と出口との間の負圧差の結果として、低い容積効率が得られる。これは、排気行程中にシリンダを完全に空にすることができず、その結果、所望量の新しい空気をシリンダに供給することもできないことを意味する。別の結果は、低機関速度時の排気流量が不充分であるので、タービンを効果的に駆動することができず、その結果、吸気圧力が最適でないということである。
【０００３】
英国特許第２１８５２８６号の明細書による分割排気期間の既知の原理を利用することにより、排気タービンの作動は、高圧流だけが排気タービンに流れる一方、低圧流は排気タービンを通過して伝達されるように排気流が分割されるという事実によって、改善することができる。これは、各シリンダに少なくとも２つの排気弁があり、それらが差動的に開き、別個の排気マニホルドに供給するという事実によって達成される。このようにして、シリンダをよりよく排気することが可能になる。
【０００４】
ピストンの排気行程中、吸気弁はピストンがその上死点に達する前に開き、同時に第２排気弁（最後に開いたもの）はまだ開いており、ピストンがその上死点位置を通過した後閉じ始める。したがって、ピストンの上死点位置付近に弁オーバラップがあり、そこでは１つの排気弁と１つの吸気弁が同時に開いており、かつ排気系の圧力が低い。この弁オーバラップが大きすぎると、スロットル全開時に圧縮器によって供給される空気の大部分が開いた排気弁から「漏出」することが可能であり、したがって、シリンダ内で燃焼しなくなる。その結果は圧縮器とタービンとの間の質量流量の不均衡であり、結果的にタービンは圧縮器に充分な吸気圧力を出させることができなくなる。これが今度は、トルクを低下させる結果となる。他方、弁オーバラップが小さすぎる場合、残留ガスがシリンダ内に残り、燃焼空気の量が低減し、それに伴って出力も低下する。
【０００５】
発明の開示
本発明の目的は、全負荷時により大きい機関速度範囲で改善された特性を有するターボ機関を作成することである。
【０００６】
発明の簡単な説明
本発明の目的は、特許請求項１に記載した特徴を持つ、導入部に示した内燃機関を作成することによって達成される。
【０００７】
選択された実施形態によって、不必要に大量の給気がまだ開いている排気弁から「漏出」することができることなく、排気ガスを排出させるように、機関内のガス流量を制御することができる。これは、シリンダのより効果的な充填につながり、その結果、排気ガスの質量流量が増加し、それが今度は、より高い給気圧によって低機関速度時のトルクを増大する可能性を高める。
【０００８】
機関速度が増加するにつれて、吸気弁がピストンの上死点位置の前にどんどん早く開くようになる一方、第２排気弁がピストンの上死点位置の後でますます遅く閉じるようになるように、弁間の同期を取ることができることが有利である。このようにして、ピストンが上死点位置またはそれに非常に近い位置にあるときに、最大開口の位置に達することができる。
【０００９】
機関速度とオーバラップ機関の長さとの間の関係は、適切にべき乗関数とすることができる。
【００１０】
本発明による解決策のさらなる特徴および利点は、説明および他の特許請求項から明らかになる。
【００１１】
本発明を以下で、図面に示す模範的実施形態に関連してさらに詳しく説明する。
図面の簡単な説明
図１は本発明による内燃機関を示す。
図２は異なる弁のクランクシャフト角度の関数としての弁揚程を示す。
図３は弁オーバラップを示す図２の一部分を示す。
図４は機関速度の関数としての弁オーバラップを示す。
【００１２】
模範的実施形態の説明
図１は、オットー機関として具現化した本発明による多気筒機関１を概略的に示す。この機関のシリンダは各々、少なくとも２つの排気弁２および３を有する。排気はシリンダの第１排気弁２からシリンダに共通する第１排気マニホルド４に行われる。排気はシリンダの第２排気弁３からシリンダに共通する第２排気マニホルド５に行われる。第１排気マニホルド４は第１排気管路７を介して触媒６に接続され、第２排気マニホルド５は第２排気管路８を介して触媒６に接続される。１つまたはそれ以上の消音器（図示せず）が従来の方法で触媒６の下流に配置される。
【００１３】
機関１はまた、排気駆動ターボ圧縮器９（またはターボ過給器）による過給のための装備をも持ち、そのタービン１０は第１排気管路７に接続され、したがって第１排気マニホルド４および第１排気弁２から給気される。タービン１０によって駆動される圧縮器１１は、適切な場合冷却器１２で冷却された給気を機関に供給する。この給気は、従来の方法で１つまたはそれ以上の吸気弁１３を介して各シリンダに供給される（詳細は図示せず）。
【００１４】
したがってここで記載するエンジン１は、上述した英国特許第２，１８５，２８６号の明細書に記載された原理による分割排気流を有する。シリンダの排気弁と吸気弁との間の相互作用を、図２にグラフ形式で示す。横軸は機関のクランクシャフト角度ＣＡを表わす一方、縦軸は弁揚程ＶＬの値を表わす。ピストンの排気行程中、下死点位置Ａと上死点位置Ｂとの間で、排気弁２および３は両方とも基本的に開いている。見て分かるように、第１排気弁２は、ピストンがその下死点位置Ａに達する前に開き、ピストンがその上死点位置Ｂに達する前に閉じる。他方、第２排気弁３は、ピストンがすでにその下死点位置Ａから少し上昇するまで開かず、かつピストンがその上死点位置Ｂを通過した後のある期間、開き続ける。見て分かるように、吸気弁１３は、ピストンがその上死点位置Ｂに達する前に、第２排気弁３がまだ開いている間に開く。このようにして、第２排気弁３および吸気弁１３は、特定のオーバラップ期間Ｃだけ同時に開いている。
【００１５】
このオーバラップ期間は、弁が常にクランクシャフトおよびピストンの同じ位置で開閉するという事実の結果として、様々な動作条件下の機関で通常一定に維持される。しかし、本発明によると、機関の作業条件の関数として、オーバラップ期間Ｃの持続時間を変化させることが可能である。これを図３および図４により詳しく示す。
【００１６】
図３は、第２排気弁３および吸気弁１３について、弁揚程がピストンの上死点Ｂ付近でどのように変化するかをより詳細に示す。実線で描いた曲線は、スロットル全開で機関速度が約２０００ｒｐｍの動作状況を表わす。この場合、オーバラップ期間Ｃは約３０°である。破線で描いた曲線３’および１３’もまたスロットル全開の動作状況を表わすが、今度は機関速度が倍の約４０００ｒｐｍである。オーバラップ期間Ｃ’は今度はかなり大きく、約４２°である。ここに示した例では、曲線は基本的にピストンの上死点位置Ｂを中心に対称であるが、言うまでもなく、問題の機関の特徴によって、他の曲線形状も可能である。
【００１７】
機関速度ｎ（ｒｐｍ）の値とオーバラップ期間Ｄの持続時間との間の関係を、図４に曲線Ｅでより詳細に示す。見て分かるように、この関係は線形ではなく、べき乗関数的である。機関速度が倍になる結果、オーバラップ期間の持続時間は倍になるのではなく、それは大まかに機関速度比の平方根だけ、すなわち大まかに４１％増加する。
【００１８】
オーバラップ期間および機関速度について上に示した値が書き込まれている。
【００１９】
機関速度と弁オーバラップ期間Ｄの持続時間との間の関係はここでは、所与の機関速度範囲内でスロットル全開でできるだけ大きいトルクが得られるように選択された。これは、この弁オーバラップ期間Ｄの持続時間が各特定機関速度のときにちょうどそうなることを意味する。弁オーバラップ機関が短すぎると、結果的にシリンダ内に残留ガスが残り、これはシリンダの充填の低下およびしたがって出力の損失につながる。他方、弁オーバラップ期間が長すぎる場合、圧縮器を介して供給される空気の大部分が開いた排気弁を通して漏出することができ、したがってシリンダ内の燃焼に使用することができず、結果としてこの場合もまた出力の損失が生じる。この後者の場合、圧縮器によって供給された空気の全てがシリンダ内に捕捉されるわけではない。これを別の方法で表現すると、入口圧力が低すぎて、問題の機関速度で全トルクを提供できない、ということである。
【００２０】
弁は多数の異なる方法で、例えば吸気および排気カムシャフトの両方に対する連続的可変カム調節によって、制御することができる。しかし、例えば、必要および要望に応じて可変特性を与えることのできる電動油圧弁を使用するなど、多数の他の方法が可能である。
【００２１】
従来の円板弁は、軸方向の変位が必要であり、力で行なうことができないので、開閉に比較的長い時間がかかる。したがって、異なる方法で作動する弁は、より高速に開閉することによってシリンダ内のガス交換の精度を高めることができる。
【００２２】
発明の範囲内で、機関速度とオーバラップ期間の持続時間との間の関係は、言うまでもなく上述したものとは異なることができる。例えば、関係関数の指数の値は異なる選択を行なうことができる。
【００２３】
本発明によると、目的は、したがって、空気の不必要な通り抜けを可能にすることなく、シリンダから残留ガスをできるだけ完全に排出することである。スロットルの位置は運転者の動作により急速に調整することができるので、弁制御は、オーバラップ期間の持続時間の変化が基本的にスロットルの位置の変化と同じように急速に行なうことができるように設計することが望ましい。
【図面の簡単な説明】
【図１】  本発明による内燃機関を示す。
【図２】  異なる弁のクランクシャフト角度の関数としての弁揚程を示す。
【図３】  弁オーバラップを示す図２の一部分を示す。
【図４】  機関速度の関数としての弁オーバラップを示す。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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