"吸気ポートおよび排気ポートがそれぞれ形成されるとともに前記吸気ポートを開閉可能な吸気バルブと前記排気ポートを開閉可能な排気バルブとが設けられた複数の気筒を有する多気筒エンジンの吸排気装置であって、前記各気筒の吸気ポートにそれぞれ接続される吸気通路と、1つの気筒あるいは排気順序が互いに連続しない複数の気筒の排気ポートにそれぞれ接続される独立排気通路と、前記各独立排気通路の下流端に接続されて、当該各独立排気通路を通過するガスが集合する集合部と、前記各気筒の吸気バルブおよび排気バルブを駆動可能なバルブ駆動手段とを備え、前記各独立排気通路のうち排気順序が連続する気筒に接続された独立排気通路は互いに隣り合う位置で前記集合部に接続されており、前記各独立排気通路の下流端部は、各気筒から各排気ポートおよび各独立排気通路を通って前記集合部に排気が排出されるのに伴いエゼクタ効果によって隣接する他の独立排気通路およびこの独立排気通路に接続された排気ポート内に負圧が生成されるように、上流側よりも下流側の方が流路面積が小さい形状を有し、前記バルブ駆動手段は、少なくともエンジンの回転数が予め設定された基準回転数よりも低い低速領域において、前記各気筒の吸気バルブの開弁期間と排気バルブの開弁期間とが所定のオーバーラップ期間重複し、かつ、排気順序が連続する気筒間において一方の気筒の前記オーバーラップ期間が他方の気筒の排気バルブが開弁している時期に重複するように、各気筒の吸気バルブおよび排気バルブを駆動し、前記基準回転数は、当該基準回転数よりもエンジンの回転数が高くなると、前記多気筒エンジンからのエンジン出力が、前記各独立排気通路の流路面積を一定とした場合におけるエンジン出力よりも小さくなる回転数付近に設定されており、前記各吸気通路は、その上流側部分に設けられて、前記吸気バルブの開弁に伴い当該吸気バルブの近傍で生成された吸気脈動の負圧波が反射して正圧波となる反転部位を有し、前記吸気通路のうち前記吸気バルブから前記反転部位までの長さおよび横断面積は、前記負圧波が前記反転部位で1回反射することに伴い生成された正圧波が前記吸気バルブ近傍に到達する時期と吸気バルブの閉弁時期とが略同一となるエンジン回転数であって、吸気の慣性過給効果が得られる吸気脈動の1次の同調回転数が、前記基準回転数よりも高くなり、かつ、前記負圧波が前記反転部位で2回反転することに伴い生成された正圧波が前記吸気バルブ近傍に到達する時期と吸気バルブの閉弁時期とが略同一となるエンジン回転数であって吸気の慣性過給効果が得られる吸気脈動の2次の同調回転数が、前記基準回転数よりも低くなるとともに、前記1次の同調回転数と2次の同調回転数との間のエンジン回転数であってこれら同調回転数間のエンジン回転数のうち前記吸気バルブの閉弁時期に当該吸気バルブ近傍に到達する吸気脈動の負圧波の負圧量が最も大きく当該負圧波の影響による体積効率の低下量が最も大きくなる非同調回転数が、前記基準回転数よりも低くなる寸法にそれぞれ設定されていることを特徴とする多気筒エンジンの吸排気装置。請求項1に記載の多気筒エンジンの吸排気装置において、前記独立排気通路は、その下流端部の流路面積と同じ面積を有する真円の直径aと、前記集合部の最小流路面積と同じ面積を有する真円の直径Dとの関係がa/D≧0.5となる形状を有することを特徴とする多気筒エンジンの吸排気装置。請求項2に記載の多気筒エンジンの吸排気装置において、前記独立排気通路の下流端部には、流路面積が絞られた絞り部が形成されており、前記独立排気通路は、前記直径aを前記下流端部の絞り部の流路面積と同じ面積を有する真円の直径として、前記集合部の最小流路面積と同じ面積を有する真円の直径Dとの関係がa/D≧0.5となる形状を有することを特徴とする多気筒エンジンの吸排気装置。請求項1~3のいずれかに記載の多気筒エンジンの吸排気装置において、前記各独立排気通路の前記下流端部よりも上流側の部分にそれぞれ接続されたバイパス通路と、前記バイパス通路の下流端に接続されて、当該各バイパス通路を通過するガスが集合するバイパス通路側集合部と、前記バイパス通路側集合部および前記集合部の下流端に接続されて、当該バイパス通路側集合部および集合部を通過するガスが集合する最終集合部と、前記各バイパス通路に設けられて、当該各バイパス通路の流路面積を変更可能な流路面積可変バルブと、前記流路面積可変バルブを開閉駆動可能な流路面積可変バルブ駆動手段とを備え、前記各バイパス通路の流路面積は、当該各バイパス通路の流路面積と前記各独立排気通路の下流端の流路面積との合計面積が、前記各独立排気通路のうち前記バイパス通路が接続される部分よりも上流側の部分の流路面積以上となる寸法に設定されており、前記流路面積可変バルブ駆動手段は、前記低速領域のうち少なくとも前記多気筒エンジンに対する要求トルクが所定値よりも高い高負荷領域では前記流路面積可変バルブを全開よりも小さくして前記各バイパス通路を通過する排気の流量を小さくする一方、エンジンの回転数が前記基準回転数よりも高い高速領域では前記流路面積可変バルブを全開にして前記各バイパス通路を開放することを特徴とする多気筒エンジンの吸排気装置。請求項4に記載の多気筒エンジンの吸排気装置において、前記各バイパス通路は、その流路面積が一定あるいは上流側よりも下流側の方が流路面積が大きい形状を有していることを特徴とする多気筒エンジンの吸排気装置。前記従来技術のようにエゼクタ効果による吸気量増大効果を得るべく排気通路の流路面積を縮小させた装置では、排気の速度を高めることができる一方排気抵抗が増大する。そのため、このような装置では、排気流量が小さいエンジン回転数の低い領域では前記エゼクタ効果による吸気量増大効果が得られる一方、排気流量が大きいエンジン回転数の高い領域では排気抵抗の増大によるポンプ損失の増大に伴いかえってエンジン出力が低下するという問題がある。本発明は、このような事情に鑑み、簡単な構成で全回転領域においてエンジン出力を高めることのできる多気筒エンジンの吸排気装置の提供を目的とする。前記課題を解決するために、本発明は、吸気ポートおよび排気ポートがそれぞれ形成されるとともに前記吸気ポートを開閉可能な吸気バルブと前記排気ポートを開閉可能な排気バルブとが設けられた複数の気筒を有する多気筒エンジンの吸排気装置であって、前記各気筒の吸気ポートにそれぞれ接続される吸気通路と、1つの気筒あるいは排気順序が互いに連続しない複数の気筒の排気ポートにそれぞれ接続される独立排気通路と、前記各独立排気通路の下流端に接続されて、当該各独立排気通路を通過するガスが集合する集合部と、前記各気筒の吸気バルブおよび排気バルブを駆動可能なバルブ駆動手段とを備え、前記各独立排気通路のうち排気順序が連続する気筒に接続された独立排気通路は互いに隣り合う位置で前記集合部に接続されており、前記各独立排気通路の下流端部は、各気筒から各排気ポートおよび各独立排気通路を通って前記集合部に排気が排出されるのに伴いエゼクタ効果によって隣接する他の独立排気通路およびこの独立排気通路に接続された排気ポート内に負圧が生成されるように、上流側よりも下流側の方が流路面積が小さい形状を有し、前記バルブ駆動手段は、少なくともエンジンの回転数が予め設定された基準回転数よりも低い低速領域において、前記各気筒の吸気バルブの開弁期間と排気バルブの開弁期間とが所定のオーバーラップ期間重複し、かつ、排気順序が連続する気筒間において一方の気筒の前記オーバーラップ期間が他方の気筒の排気バルブが開弁している時期に重複するように、各気筒の吸気バルブおよび排気バルブを駆動し、前記基準回転数は、当該基準回転数よりもエンジンの回転数が高くなると、前記多気筒エンジンからのエンジン出力が、前記各独立排気通路の流路面積を一定とした場合におけるエンジン出力よりも小さくなる回転数付近に設定されており、前記各吸気通路は、その上流側部分に設けられて、前記吸気バルブの開弁に伴い当該吸気バルブの近傍で生成された吸気脈動の負圧波が反射して正圧波となる反転部位を有し、前記吸気通路のうち前記吸気バルブから前記反転部位までの長さおよび横断面積は、前記負圧波が前記反転部位で1回反射することに伴い生成された正圧波が前記吸気バルブ近傍に到達する時期と吸気バルブの閉弁時期とが略同一となるエンジン回転数であって、吸気の慣性過給効果が得られる吸気脈動の1次の同調回転数が、前記基準回転数よりも高くなり、かつ、前記負圧波が前記反転部位で2回反転することに伴い生成された正圧波が前記吸気バルブ近傍に到達する時期と吸気バルブの閉弁時期とが略同一となるエンジン回転数であって吸気の慣性過給効果が得られる吸気脈動の2次の同調回転数が、前記基準回転数よりも低くなるとともに、前記1次の同調回転数と2次の同調回転数との間のエンジン回転数であってこれら同調回転数間のエンジン回転数のうち前記吸気バルブの閉弁時期に当該吸気バルブ近傍に到達する吸気脈動の負圧波の負圧量が最も大きく当該負圧波の影響による体積効率の低下量が最も大きくなる非同調回転数が、前記基準回転数よりも低くなる寸法にそれぞれ設定されていることを特徴とする多気筒エンジンの吸排気装置を提供する。本装置によれば、エゼクタ効果と吸気の慣性過給効果を効果的に利用してエンジン出力を高めることができる。具体的には、本装置では、各独立排気通路の流路面積が下流側において絞られてエゼクタ効果を得ることができるよう構成されているとともに、低速領域において所定の気筒のオーバーラップ期間中に他の気筒の排気バルブが開弁されている。そのため、低速領域において、エゼクタ効果によりオーバーラップ期間中の気筒の排気ポート内に負圧を生成してこのオーバーラップ期間中の掃気を促進することができる。ここで、独立排気通路の流路面積が絞られていることで排気抵抗は増大する。これに対して、本装置では、吸気通路の長さおよび横断面積が適切に調整されることで吸気の慣性過給効果が得られる1次の同調回転数が高速領域内に設定されている。そのため、排気流量が大きいことによりエゼクタ効果による掃気性能向上効果よりも排気抵抗増大の影響の方が大きくなる高速領域においても、吸気の慣性過給効果により気筒内の掃気性能を高めてポンプ損失の増大を抑制することができ、全回転領域においてエンジン出力を高めることができる。特に、前記1次の同調回転数と2次の同調回転数との間のエンジン回転数のうち吸気バルブ近傍において正圧波が発生する時期と吸気バルブの閉弁時期とが大きくずれるエンジン回転数であって、吸気バルブの閉弁時期に負圧量の大きい負圧波が吸気バルブ近傍に到達することでこの負圧波の影響による体積効率の悪化量が最も大きく体積効率が低くなる非同調回転数が前記基準回転数よりも低くなるように構成されている。そのため、この負圧波の影響に伴う体積効率の低下を、前記エゼクタ効果で補うことができ、体積効率の低下を小さく抑えることができる。したがって、低速領域から高速領域全体にわたって掃気性能をより確実に高めることができる。ここで、前記エゼクタ効果を効果的に得るための具体的構成としては、前記独立排気通路が、その下流端部の流路面積と同じ面積を有する真円の直径aと、前記集合部の最小流路面積と同じ面積を有する真円の直径Dとの関係がa/D≧0.5となる形状を有するものが挙げられる請求項2。また、排気の流速をより高めるべく前記独立排気通路の下流端部に流路面積が絞られた絞り部を形成するのが好ましく、この場合には、さらに、前記直径aを前記下流端部の絞り部の流路面積と同じ面積を有する真円の直径として、前記集合部の最小流路面積と同じ面積を有する真円の直径Dとの関係がa/D≧0.5を満足するのが好ましい請求項3。また、本発明において、前記各独立排気通路の前記下流端部よりも上流側の部分にそれぞれ接続されたバイパス通路と、前記バイパス通路の下流端に接続されて、当該各バイパス通路を通過するガスが集合するバイパス通路側集合部と、前記バイパス通路側集合部および前記集合部の下流端に接続されて、当該バイパス通路側集合部および集合部を通過するガスが集合する最終集合部と、前記各バイパス通路に設けられて、当該各バイパス通路の流路面積を変更可能な流路面積可変バルブと、前記流路面積可変バルブを開閉駆動可能な流路面積可変バルブ駆動手段とを備え、前記各バイパス通路の流路面積は、当該各バイパス通路の流路面積と前記各独立排気通路の下流端の流路面積との合計面積が、前記各独立排気通路のうち前記バイパス通路が接続される部分よりも上流側の部分の流路面積以上となる寸法に設定されており、前記流路面積可変バルブ駆動手段は、前記低速領域のうち少なくとも前記多気筒エンジンに対する要求トルクが所定値よりも高い高負荷領域では前記流路面積可変バルブを全開よりも小さくして前記各バイパス通路を通過する排気の流量を小さくする一方、エンジンの回転数が前記基準回転数よりも高い高速領域では前記流路面積可変バルブを全開にして前記各バイパス通路を開放するのが好ましい請求項4。このようにすれば、排気流量の大きい高速領域において、気筒から排出された排気を前記独立排気通路に加えてバイパス通路を通過させて下流側に流出させることができ、排気抵抗を小さく抑えてエンジン出力をより高めることができる。前記各バイパス通路としては、その流路面積が一定あるいは上流側よりも下流側の方が流路面積が大きい形状を有するものが挙げられる請求項5。以上のように、本発明によれば、全回転領域においてエンジン出力を高めることができる。本発明に係る多気筒エンジンの吸排気装置の実施形態について図面を参照しながら説明する。図1は前記多気筒エンジンの吸排気装置を備えたエンジンシステム100の概略構成図である。このエンジンシステム100は、シリンダヘッド9およびシリンダブロックを有するエンジン本体1と、エンジン制御用のECU2と、エンジン本体1に接続されて吸気通路の一部を構成する複数の吸気管3と、これら吸気管3に接続されて吸気通路の一部を構成するサージタンク4と、エンジン本体1に接続される排気マニホールド5と、排気マニホールド5に接続される触媒装置6とを備えている。前記シリンダヘッド9およびシリンダブロックの内部にはピストンがそれぞれ嵌挿された複数の気筒12が形成されている。本実施形態では、前記エンジン本体1は、直列4気筒のエンジンであって、前記シリンダヘッド9およびシリンダブロックの内部には4つの気筒12が直列に並んだ状態で形成されている。具体的には、図1の右から順に第1気筒12a,第2気筒12b,第3気筒12c,第4気筒12dが形成されている。前記シリンダヘッド9には、ピストンの上方に区画された燃焼室内に臨むようにそれぞれ点火プラグ15が設置されている。前記エンジン本体1は4サイクルエンジンであって、図7に示すように、各気筒12a~12dにおいて、180°CAずつずれたタイミングで前記点火プラグ15による点火が行われて、吸気行程、圧縮行程、膨張行程、排気行程がそれぞれ180°CAずつずれるように構成されている。本実施形態では、第1気筒12a→第3気筒12c→第4気筒12d→第2気筒12bの順に点火が行われてこの順に排気行程等が実施される。各気筒12の上部には、それぞれ燃焼室に向かって開口する2つの吸気ポート17および2つの排気ポート18が設けられている。吸気ポート17は、各気筒12内に吸気を導入するためのものである。排気ポート18は、各気筒12内から排気を排出するためのものである。各吸気ポート17には、これら吸気ポート17を開閉して吸気ポート17と気筒12内部とを連通あるいは遮断するための吸気バルブ19が設けられている。各排気ポート18には、これら排気ポート18を開閉してこれら排気ポート18と気筒12内部とを連通あるいは遮断するための排気バルブ20が設けられている。前記吸気バルブ19は吸気バルブ駆動機構バルブ駆動手段30により駆動されることで、所定のタイミングで吸気ポート17を開閉する。また、前記排気バルブ20は、排気バルブ駆動機構バルブ駆動手段40により駆動されて、所定のタイミングで排気ポート18を開閉する。前記吸気バルブ駆動機構30は、吸気バルブ19に連結された吸気カムシャフト31と吸気VVT32とを有している。吸気カムシャフト31は、周知のチェーン/スプロケット機構等の動力伝達機構を介してクランクシャフトに連結されており、クランクシャフトの回転に伴い回転して、吸気バルブ19を開閉駆動する。前記吸気VVT32は、吸気バルブ19のバルブタイミングを変更するためのものである。この吸気VVT32は、吸気カムシャフト31と同軸に配置されてクランクシャフトにより直接駆動される所定の被駆動軸と吸気カムシャフト31との間の位相差を変更して、これによりクランクシャフトと前記吸気カムシャフト31との間の位相差を変更することで、吸気バルブ19のバルブタイミングを変更する。吸気VVT32の具体的構成としては、例えば、前記被駆動軸と前記吸気カムシャフト31との間に周方向に並ぶ複数の液室を有し、これら液室間に圧力差を設けることで前記位相差を変更する液圧式機構や、前記被駆動軸と前記吸気カムシャフト31との間に設けられた電磁石を有し、前記電磁石に電力を付与することで前記位相差を変更する電磁式機構等が挙げられる。この吸気VVT32は、ECU2で算出された吸気バルブ19の目標バルブタイミングに基づいて前記位相差を変更する。前記排気バルブ駆動機構40は、前記吸気バルブ駆動機構30と同様の構造を有している。すなわち、排気バルブ駆動機構40は、排気バルブ20およびクランクシャフトに連結された排気カムシャフト41と、この排気カムシャフト41とクランクシャフトとの位相差を変更することで排気バルブ20のバルブタイミングを変更する排気VVT42とを有している。排気VVT42は、ECU2で算出された排気バルブ20の目標バルブタイミングに基づいて、前記位相差を変更する。そして、排気カムシャフト41は、この位相差の下でクランクシャフトの回転に伴って回転して排気バルブ20を前記目標バルブタイミングで開閉駆動する。なお、本実施形態では、前記吸気VVT32および排気VVT42は、吸気バルブ19および排気バルブ20の開弁期間及びリフト量つまりバルブプロファイルをそれぞれ一定に保ったまま、吸気バルブ19および排気バルブ20の開弁時期と閉弁時期とをそれぞれ変更する。前記各気筒12の吸気ポート17は、その上流側においてそれぞれ前記吸気管3に接続されている。具体的には、前記吸気管3は気筒数に対応して4本設けられており、各気筒12に設けられた2つの吸気ポート17が、1つの吸気管3に接続されている。前記各吸気管3は、その上流側において前記サージタンク4に接続されており、このサージタンクに貯留されている空気が各吸気管3に分配される。このサージタンク4は、吸気管3の並び方向に延びており吸気管3に分配するための空気を貯留可能な十分な容積を有している。従って、前記吸気バルブ19の開弁に伴い吸気バルブ19近傍で発生した負圧波は、吸気管3を伝播して前記サージタンク4に到達するとこのサージタンク4で反転、反射して正圧波となる。この正圧波は、吸気バルブ19側に戻り、気筒12の入口付近で反転、反射し負圧波となり、再びサージンタンク4側に伝播する。このように、本実施形態では、サージタンク4が負圧波が反射して正圧波となる反転部位として機能する。このサージタンク4での圧力波の反射に伴い、吸気管3内には、図8に示すような、圧力脈動が生じる。この図8は、横軸を時間として、吸気バルブ19近傍における圧力脈動による圧力変化を模式的に示した図である。この図8に示すように、吸気バルブ19近傍では、吸気バルブ19の開弁開始時刻t0後、山圧力の高い状態と谷圧力の低い状態とが減衰しながら交互に現れる。吸気の慣性過給効果とは、前記吸気バルブ19の閉弁直前に吸気バルブ19近傍が前記山の状態とされて吸気ポート17側の圧力が高められることで気筒12への吸気が促進され、体積効率が高められるというものである。この慣性過給効果は、負圧波がサージタンク4で反転、反射する回数が増大するほど小さくなる。具体的には、前記負圧波がサージタンク4で1回反転、反射することで生成された正圧波による1次の山は、その圧力が最も大きく、最も高い慣性過給効果を得ることができる。そして、前記負圧波がサージタンク4で2回反転、反射することで生成された正圧波による2次の山の圧力が次に高くなり、1次の山の次に高い慣性過給効果を得ることができる。従って、前記吸気バルブ19の閉弁直前に吸気バルブ19近傍を前記1次の山にすれば、体積効率を十分に高めることができる。一方、前記吸気バルブ19の閉弁直前に吸気バルブ19近傍が前記谷の状態とされて吸気バルブ19近傍に吸気脈動の負圧波が到達した場合には、吸気ポート17側の圧力がこの負圧波により低く抑えられるため、気筒12への吸気の導入量は小さく抑えられる。すなわち、前記負圧波により気筒12への吸気の導入が阻害される。特に、1次の山と2次の山との間の1次の谷では、吸気バルブ19の閉弁直前に吸気バルブ19近傍に到達する負圧量が最も大きくなるため、吸気導入量の悪化すなわち体積効率の低下が大きくなる。なお、吸気バルブ19近傍に吸気脈動の圧力波が到達するか負圧波が到達するかによらず、吸気バルブ19の閉弁直前において吸気バルブ19近傍の圧力は正圧であり、負圧波が到達した場合にはその正圧量が小さく抑えられるだけである。本実施形態では、前記1次の山による高い慣性過給効果が、後述する基準回転数N1よりもエンジン回転数の高い高速領域で得られるように、前記吸気管3の長さおよび横断面積が設定されている。また、この高速領域において、前記吸気バルブ19の閉弁直前に吸気バルブ19近傍が前記谷の状態となるのを回避して、高速領域全体において前記慣性過給効果が得られるように、前記吸気管3の長さおよび横断面積が設定されている。すなわち、吸気バルブ19近傍において吸気脈動の1次の山が発生する時刻t1a図8参照と吸気バルブ19の閉弁時期とが略同一となる1次の同調回転数Nin_1aが、前記基準回転数N1よりも高くなるように、吸気管3の長さおよび横断面積が設定されている。そして、吸気バルブ19近傍において吸気脈動の2次の山が発生する時刻t2a図8参照と吸気バルブ19の閉弁時期とが略同一となる2次の同調回転数Nin_2aが、前記基準回転数N1よりも低くなり、かつ、吸気バルブ19近傍において吸気脈動の1次の谷が発生する時刻t1b図8参照と吸気バルブ19の閉弁時期とが略同一となる1次の非同調回転数Nin_1bが、前記基準回転数N1よりも低くなるように、吸気管3の長さおよび横断面積が設定されている。ここで、前記1次の非同調回転数Nin_1bは、具体的には、1次の同調回転数Nin_1aと2次の同調回転数Nin_2aとの間の回転数であって、これら同調回転数の間のエンジン回転数のうち吸気脈動の負圧波の影響による体積効率の悪化量が最も大きくなる回転数である。例えば、非同調回転数Nin_1bは、エゼクタ効果が得られないエンジンにおいて、前記1次の同調回転数Nin_1aと2次の同調回転数Nin_2aとの間のエンジン回転数のうち、最も体積効率が悪化するエンジン回転数に設定されている。なお、前記1次の山による高い慣性過給効果をより高速領域で得られるようにするには、吸気管3の長さをより短くする、あるいは、吸気管3の横断面積をより大きくすればよいが、吸気管3の横断面積を大きくする変更はレイアウト上の制約が大きいため、本実施形態では、吸気管3の長さをより短くすることで高速領域で高い慣性過給効果が得られるようにしている。前記排気マニホールド5は、3つの独立排気通路52と、3つの高速側通路バイパス通路53と、3つの流路面積可変バルブ58および高速側集合部57バイパス通路側集合部、図3参照と、混合管集合部56aとストレート管56bとディフューザー56c図2参照と、を備えている。前記各独立排気通路52は、前記各気筒12の排気ポート18に接続されている。具体的には、前記気筒12のうち第1気筒12aの排気ポート18と第4気筒12dの排気ポート18とは、それぞれ個別に独立排気通路52a、52dに接続されている。一方、排気行程が隣り合わず排気順序が連続しない第2気筒12bと第3気筒12cの排気ポート18は、これら各気筒から同時に排気が排出されることがないため、構造を簡素化する観点から、1つの独立排気通路52bに接続されている。より詳細には、この第2気筒12bと第3気筒12cの排気ポート18に接続されている独立排気通路52bは、その上流側において2つの通路に分離しており、その一方に前記第2気筒12bの排気ポート18が接続され、他方に前記第3気筒12cの排気ポート18が接続されている。これら独立排気通路52は、互いに独立しており、第2気筒12bあるいは第3気筒12cから排出された排気と、第1気筒12aから排出された排気と、第4気筒12dから排出された排気とは、互いに独立して各独立排気通路52内を通って下流側に排出される。前記各独立排気通路52の下流側には、各独立排気通路52の下流側をバイパスする高速側通路バイパス通路53が接続されている。すなわち、各独立排気通路52の下流側は、独立排気通路52を構成する低速側通路54と高速側通路53とに分離している。本実施形態では、図4に示すように、前記低速側通路54は、高速側通路53との分離点よりも上流側の独立排気通路52に沿って下流側に延びており、前記高速側通路53は、低速側通路54から上方に湾曲した後、低速側通路54と略平行に下流側に延びている。また、前記第2気筒12bおよび第3気筒12cの排気ポート18に対応する高速側通路53および低速側通路54は、これら気筒の中央部分すなわちエンジン本体1の略中央部分と対向して直線的に延びており、他の気筒の排気ポート18に対応する高速側通路53および低速側通路54は、対応する各排気ポート18と対向する位置から前記第2気筒12bおよび第3気筒12cに対応する各通路52,54に向かって湾曲して延びている。前記各高速側通路53の断面積すなわち流路面積は互いに同一に設定されており、各低速側通路54の断面積すなわち流路面積は、互いに同一に設定されている。前記各低速側通路54の下流側には前記混合管56aが接続されており、各低速側通路54を通過したガスはこの混合管56aで集合する。この混合管56aにおいて、前記3つの低速側通路54は、その下流端が互いに隣接する位置で接続されている。前記各低速側通路54および混合管56aは、各低速側通路54から排気が高速で噴出されてこの排気が高速で混合管56aを通過するのに伴い、この高速の排気の周囲に発生した負圧作用すなわちエゼクタ効果によって隣接する他の低速側通路54およびこの低速側通路54に対応する排気ポート18内が負圧とされてこの排気ポート18内のガスが下流側に吸い出される形状を有している。具体的には、前記各低速側通路54は、下流に向かうほどその流路面積が小さくなる形状を有しており、排気が各低速側通路54から高速で下流側へ噴出されるよう構成されている。本実施形態では、図5に示すように、各低速側通路54は、略円形断面を有する上流側部分から下流に向かうに従ってその断面積が縮小されており、その下流端では上流側部分の円形断面積の略1/3となる扇形となっている。そして、これら低速側通路54は、扇形をなす各下流端が全体として略円形断面を形成するように集合して前記混合管56aに接続されている。また、前記混合管56aは、その下流端の流路面積と同じ面積を有する真円の直径をD1図4参照として、前記低速側通路54の下流端の断面積と同じ面積を有する真円の直径をa図4参照とした場合に、a/D=0.65となる形状を有している。ここで、この混合管56aの具体的構造は前記に限らないが、この混合管56aが、その上流端と下流端の少なくとも一方の流路面積が最も小さい流路面積となる形状を有し、a/Dがa/D≧0.5の範囲に設定されていれば、この混合管56aを排気が十分な高い速度で通過して前記エゼクタ効果が十分に得られることが分かっているため、前記のような形状を有するものが好ましい。なお、前記混合管56aへの排気の流入速度をより高めるべく、図6に示すように、前記低速側通路54の下流端に流路面積が小さくされた部分すなわち絞り部54aが設けられている場合には、この絞り部54aの流路面積の直径をaとして、前記混合管56aがa/D≧0.5となるような形状とされるのが好ましい。なお、図6は、図4の領域Xに対応する部分を拡大して示した図である。前記混合管56aに流入した排気は前記ストレート管56bおよび前記ディフューザー56cを通過して下流側に流出する。前記ストレート管56cは、前記混合管56aから連続して、この混合管56aの下流端と同一の断面形状すなわち同一の流路面積で下流側に延びる形状を有している。前記ディフューザー56cは、前記ストレート管56bから連続して下流側に延びており、下流に向かうに従って拡径してその流路面積が大きくなる形状を有している。一方、前記各高速側通路53の下流側には前記高速側集合部57が接続されており、各高速側通路53を通過した排気はこの高速側集合部57で集合する。そして、この高速側通路53および高速側集合部57は、前記低速側通路54および混合管56aと異なり、高速側通路53および高速側集合部57を排気が膨張しやすいような形状、すなわち、排気抵抗が小さくなるような形状を有している。具体的には、前記高速側通路53は、流路面積がほぼ一定の状態で下流側に延びる形状であって、その流路面積が前記低速側通路54の下流端の流路面積よりも大きく設定された形状を有している。本実施形態では、1つの高速側通路53の流路面積が、3つの低速側通路54の下流端の流路面積の合計とほぼ一致するように設定されている。なお、前記高速側通路53は、排気がよりスムーズに流れるよう、その流路面積と各低速側通路54の下流端の流路面積との合計面積が、各低速側通路54のうち高速側通路53が接続される部分よりも上流側の部分の流路面積以上となる寸法に設定されているのが好ましいが、その具体的な形状は前記に限らず、その流路面積が上流側よりも下流側の方が大きい形状であってもよい。また、前記高速側集合部57は、排気の流れ方向に沿って延びる略円筒状であって、その流路面積が全体にわたってほぼ一定となる形状を有している。前記流路面積可変バルブ58は、前記各高速側通路53の流路面積を変更し、これにより各高速側通路53の流路面積を変更するためのものである。これら流路面積可変バルブ58は各高速側通路53内にそれぞれ1つずつ設けられている。前記流路面積可変バルブ58は、その中央に設けられた回動軸58aが回動駆動されるに伴いこの回動軸58aを中心として回動する。本実施形態では、各流路面積可変バルブ58に、共通の回動軸58aが固定されており、3つの流路面積可変バルブ58は一体に回動する。各流路面積可変バルブ58は、排気の流れ方向と略平行な方向に広がり高速側通路53を開放する全開位置図4の破線と、排気の流れ方向と略垂直な方向に広がり高速側通路53を遮断する全閉位置図4の実線との間で回動し、高速側通路53を開閉して高速側通路53の流路面積を変更する。前記回動軸58aは、その端部に設けられたバルブアクチュエータ流路面積可変バルブ駆動手段58bにより回動駆動される。このバルブアクチュエータ58bは、ECU2で算出された流路面積可変バルブ58の目標開度に応じて、前記回動軸58aを回動させて流路面積可変バルブ58を全閉あるいは全開位置に駆動する。このバルブアクチュエータ58bは前記回動軸58aを回動駆動して前記流路面積可変バルブ58を回動可能なものであればどのようなものであってもよい。前記ディフューザー56cの下流端および高速側集合部57の下流端にはそれぞれ前記触媒装置6の後述するケーシング62が接続されており、ディフューザー56cおよび高速側集合部57を通過した排気はケーシング62内に流入する。前記触媒装置6は、エンジン本体1から排出された排気を浄化するための装置である。この触媒装置6は、三元触媒等の触媒本体とこの触媒本体を収容するケーシング62とを備えている。ケーシング62は排気の流れ方向と平行に延びる略円筒状を有している。前記触媒本体は、前記ケーシング62の上下流方向の中央部分に収容されており、このケーシング62の上流端62aには所定の空間が形成されている。前記ディフューザー5cおよび高速側集合部57の各下流端はこのケーシング62の上流端62aに接続されており、これら下流端から排出された排気は最終集合部として機能するこのケーシング62の上流端62aで集合した後、触媒本体側へ進行する。前記ECU2は、周知のマイクロコンピュータをベースとするコントローラであって、プログラムを実行するためのCPUと、RAMやROMからなりプログラム及びデータを格納するメモリと、各種信号の入出力を行なうI/Oバスとを備えている。このECU2は、前記I/Oバスを介して各種センサからの信号を受け、この信号に基づき種々の演算を行う。ECU2には、運転条件に応じて予め設定された吸気バルブ19、排気バルブ20の目標バルブタイミングおよび前記流路面積可変バルブ58の目標開度が記憶されており、ECU2は、各種センサからの信号に基づき現在の運転条件を演算するとともにこの運転条件に対応した目標値を抽出し、吸気バルブ19、排気バルブ20のバルブタイミングおよび流路面積可変バルブの開度がこの目標値になるように、前記吸気VVT32、排気VVT42および前記バルブアクチュエータ58bを駆動する。前記吸気バルブ19、排気バルブ20の目標バルブタイミングおよび前記流路面積可変バルブ58の目標開度について次に説明する。前記吸気バルブ19および排気バルブ20の目標バルブタイミングは、エンジンの回転数が基準回転数N1より低い低速領域において、排気バルブ20の開弁期間と吸気バルブ19の開弁期間とが吸気上死点TDCを挟んでオーバーラップし、かつ、排気バルブ20が他の気筒12のオーバーラップ期間T_O/L中に開弁を開始するように設定されている。具体的には、図7に示すように、第1気筒12aの吸気バルブ19と排気バルブ20とがオーバーラップしている期間中に第3気筒12cの排気バルブ20が開弁し、第3気筒12cの吸気バルブ19と排気バルブ20とがオーバーラップしている期間中に第4気筒12dの排気バルブ20が開弁し、第4気筒12dの吸気バルブ19と排気バルブ20とがオーバーラップしている期間中に第2気筒12bの排気バルブ20が開弁し、第2気筒12bの吸気バルブ19と排気バルブ20とがオーバーラップしている期間中に第1気筒12aの排気バルブ20が開弁するよう設定されている。また、前記吸気バルブ19および排気バルブ20の目標バルブタイミングは、エンジンの回転数が基準回転数N1より高い高速領域において、低速領域と同様に、排気バルブ20の開弁期間と吸気バルブ19の開弁期間とがオーバーラップするよう設定される一方、前記オーバーラップ期間T_L/Oが前記低速領域で設定されたオーバーラップよりも小さくなるように設定されている。例えば、低速領域のオーバーラップ期間T_O/Lが60°CA以上であって80°CA等に設定されているのに対して、高速領域のオーバーラップ期間T_O/Lは例えば40°CA以下に設定されている。前記流路面積可変バルブ58の目標開度は、前記低速荷領域では全閉に設定され、前記高速領域では全開に設定されている。なお、本エンジンシステム100において、前記吸気バルブ19および排気バルブ20の開弁時期、閉弁時期とは、それぞれ、図9に示すように、各バルブのリフトカーブにおいてバルブのリフトが急峻に立ち上がるあるいは立ち下がる時期であり、例えば0.4mmリフトの時期をいう。以上のように構成された本エンジンシステム100における吸気性能について次に説明する。所定の気筒12以下、適宜、排気行程気筒12というの排気バルブ20が開弁すると、この気筒12から対応する排気ポート18および前記独立排気通路52には排気が高速で排出される。特に、排気バルブ20の開弁開始直後は気筒12から非常に高圧、高速のガスいわゆるブローダウンガスが排出される。前記低速領域では、前記流路面積可変バルブ58は閉弁されており気筒12から排出された排気は前記低速側通路54にのみ流入する。前述のように、この低速側通路54および混合管56aは、エゼクタ効果により所定の低速側通路54から混合管56aに排気が高速で噴出されるのに伴い他の低速側通路54内のガスが下流側へ吸い出されるよう構成されている。そして、前記低速領域では、前記排気行程気筒12の排気バルブ20の開弁開始時に、排気順序がこの排気行程気筒12の1つ前に設定された他の気筒12以下、適宜、吸気行程気筒12というがオーバーラップ期間中となるよう設定されている。従って、前記低速領域では、排気行程気筒12内の排気が前記低速側通路54に流入してこの低速側通路54から前記混合管56aに高速で噴出されるのに伴い、前記エゼクタ効果により前記吸気行程気筒12内の残留ガスが排気ポート18側へ吸い出されて、吸気行程気筒12の掃気が促進され、吸気効率ひいてはエンジン出力が高められる。特に、各低速側通路54の下流端は前記混合管56aにおいて隣接して配置されている。そのため、排気行程気筒12に接続された低速側通路54による吸出し力は吸気行程気筒12に接続された低速側通路54に効果的に作用する。ここで、前記低速側通路54は前記エゼクタ効果が効果的に得られるように下流側においてその流路面積が小さく絞られている。そのため、排気がこの低速側通路54のみを通過する場合に、エンジン回転数が高くなり排気流量が大きくなると、排気抵抗が大きくなってポンプ損失が増大する結果エンジン出力がかえって悪化するという問題が生じる。これに対して、本エンジンシステム100では、前記基準回転数N1が、低速側通路54が絞られることに伴って、エンジン出力がこの通路が絞られていない場合よりも低下する回転数付近に設定されている。すなわち、前記基準回転数N1は、本エンジンシステム100において排気を低速側通路54のみを通過させた場合以下、低速側通路仕様という場合があるのエンジン出力の方が、本エンジンシステム100において前記低速側通路54および高速側通路53を廃止して流路面積が一定の排気通路を用いた場合以下、流路面積一定仕様という場合があるのエンジン出力よりも小さくなる回転数付近に設定されている。そして、前述のように、各吸気管3の長さおよび横断面積の調整により、1次の同調回転数Nin_1aが前記基準回転数N1よりも高く、1次の非同調回転数Nin_1bが前記基準回転数N1よりも低く設定されている。そのため、前記低速側通路54が絞られることに伴いエンジン出力が低下する前記基準回転数N1よりもエンジン回転数の高い高速領域全体において、吸気の慣性過給効果により掃気性能を高めることができ、これによりポンプ損失の増大を抑制してエンジン出力の低下を小さく抑えることができる。図10に、前記低速側通路仕様のエンジン出力エンジントルクの例実線と、前記流路面積一定仕様のエンジン出力エンジントルクの例破線とを示す。この図に示されるように、エンジン回転数がトルク低下回転数N0よりも低い領域では、前記低速側通路仕様の方が流路面積一定仕様よりもエンジントルクが高い。一方、エンジン回転数がトルク低下回転数N0よりも高い領域では、前記低速側通路仕様の方が流路面積一定仕様よりもエンジントルクが低い。本実施形態では、前記エンジントルクの低下が確実に抑制されるように、前記1次の同調回転数Nin_1aがこのトルク低下回転数N0に設定され、前記基準回転数N1は、このトルク低下回転数N0よりもわずかに小さい回転数に設定されている。例えば、前記トルク低下回転数N0が5000rpmであるのに対して、前記基準回転数N1は4500rpmに設定されている。そして、排気量2リットルのエンジン本体1において、前記吸気管3は、1次の同調回転数Nin_1a5000rpmとなるように、その径が45mm、その長さが500mmに設定されている。なお、この500mmという寸法は、吸気管3のうち吸気バルブ19からサージタンク4までの長さであり、エンジンヘッドからサージタンク4までの長さは例えば400mmである。この場合において、2次の同調回転数Nin_2aは、2500rpmとなり、1次の非同調回転数Nin_1bは3300rpmとなる。前記図10には、エンジントルクに合わせて、吸気バルブ19の閉弁時期の吸気バルブ19近傍における吸気慣性過給効果による体積効率の変化の様子を概略的に示している。なお、前記基準回転数N1は、吸気管3の長さおよび横断面積が同一であり得られる吸気脈動効果が同等の場合において、本エンジンシステム100において排気を低速側通路54のみを通過させた場合のエンジン出力の方が、本エンジンシステム100において前記低速側通路54および高速側通路53を廃止して流路面積が一定の排気通路を用いた場合のエンジン出力よりも小さくなる回転数付近に設定されている。また、図10に示した各仕様のエンジントルクの比較結果は、吸気管3の長さおよび横断面積が同一であり得られる吸気脈動効果が同等の場合の比較である。従って、前記低速側通路54および高速側通路53を廃止して流路面積が一定の排気通路を用いるとともに従来のようにエンジン回転数の比較的低い領域において吸気の慣性過給効果が得られるように構成されたエンジンシステム吸気通路の同調回転数を変化させる可変装置が無い構成のエンジン出力は、図10の鎖線に示すように、高速領域において、本エンジンシステム100よりも低く、本エンジンシステム100では、前記吸気の慣性過給効果により、従来のエンジンシステムに比べて高いエンジン出力を得ることができる。さらに、本エンジンシステム100では、前記高速領域において、前記流路面積可変バルブ58が開弁されており、気筒12から排出された排気は前記低速側通路54に加えて排気抵抗が小さくなるよう構成された高速側通路53に流入する。従って、この高速領域では、前記ポンプ損失が小さく抑えられてエンジン出力が高められる。以上のように、本エンジンシステム100では、吸気慣性効果が十分に得られない、さらには、吸気脈動の負圧波の影響により体制効率が悪化する低速領域においてエゼクタ効果を効果的に利用して気筒12内の掃気を促進することができるとともに、高速領域において吸気慣性効果を利用して体積効率を高め、さらに、排気を前記低速側通路54および高速側通路53を通過させることでポンプ損失を小さく抑えることができ、全速度領域においてエンジン出力を高めることができる。図11に本エンジンシステム100におけるエンジン回転数とエンジントルクの関係を示したグラフを示す。この図11において、実線が、本エンジンシステム100におけるエンジントルクトルクであり、破線は、図10の破線と同じグラフである。この図11に示されるように、本エンジンシステム100では、全速度領域においてエンジン出力を高めることができる。ここで、前記高速側通路53および流路面積可変バルブ58は省略可能である。すなわち、全回転数領域において排気を低速側通路54のみを通過させるようにしてもよい。このようにすれば、高速側通路53および流路面積可変バルブ58の省略に伴い構造を簡素化してコストを小さく抑えることができる。ただし、前記実施形態のように、高速側通路53等を設け、高速領域において排気を低速側通路54に加えて高速側通路53を通過するように構成すれば、高速領域における排気抵抗を小さく抑えてエンジン出力をより確実に高くすることができる。また、低速領域のうちエンジンに対する要求トルクが所定値よりも高い高負荷領域でのみ、前記流路面積可変バルブ58を全開とし、低速領域のうちその他の低負荷領域では、流路面積可変バルブ58を全開あるいは全開よりも小さい開度で開弁させるようにしてもよい。また、触媒装置6の位置は前記に限らない。ただし、本エンジンシステム100によれば、エゼクタ効果および排気抵抗の低減により吸気効率を高めることができるため、ターボ過給機を有しないエンジンシステムにおいて有用である。そして、このようにターボ過給機を有しない場合には、触媒装置6を前記実施形態のように各独立排気通路53に直接接続してより上流側の位置に配置することができ、これにより触媒本体64に流入する排気の温度を高く維持して触媒本体64を早期に活性させることができる。"