JP4259546B2 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

Description

本発明は、火花点火式内燃機関に関する。

機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、機関中負荷運転時及び機関高負荷運転時には過給機による過給作用を行い、且つこれら機関中高負荷運転時においては実圧縮比を一定に保持した状態で機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比を増大すると共に吸気弁の閉弁時期を遅くするようにした火花点火式内燃機関が公知である（例えば特許文献１を参照）。

特開２００４−２１８５２２号公報

ところで、一般的に内燃機関では膨張比が大きくなればなるほど膨張行程時にピストンに対して押下げ力が作用する期間が長くなり、従って膨張比が大きくなるほど熱効率が向上する。従って、機関運転時における熱効率を向上させるためには機械圧縮比を可能な限り高くして膨張比を大きなものとすることが好ましい。

ところが、このように膨張比を大きくすると、燃焼室内で発生した熱エネルギの多くが運動エネルギに変換されるため、排気ガスの温度が低くなる。また、これに伴って膨張行程末期における燃焼室内の排気ガスの圧力も低くなり、よって排気ガスは燃焼室から排出されにくくなる。このような傾向は、膨張比を２０以上とした場合に特に顕著に現れる。

一方、機関排気通路内に設けられる排気浄化触媒は一般的に或る温度以上にまで昇温されていないと良好な排気浄化作用を発揮することができない。このため、多くの内燃機関では機関本体から排出された排気ガスの熱により排気浄化触媒を高温に維持することとしている。

ところが、上述したように膨張比を大きくすると排気ガスの温度が低くなるため、単位流量当たりの排気ガスによって排気浄化触媒が昇温される温度が低くなる。また、膨張比を大きくすると排気ガスが燃焼室から排出されにくくなるため、排気浄化触媒に流入する排気ガスの流量が少なくなる。このため、膨張比が大きい状態で内燃機関を運転させると、排気浄化触媒の温度を高温に維持するのが困難になる。

そこで、本発明の目的は、膨張比が大きい状態で内燃機関を運転させても、排気浄化触媒の温度を比較的高温に維持することができる火花点火式内燃機関を提供することにある。

上記課題を解決するために、第１の発明では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構と、排気弁とを具備し、機関低負荷運転時には最大の膨張比が得られるように機械圧縮比を最大にし、上記最大の膨張比が２０以上であり、更に機関低負荷運転時において排気弁の閉弁時期を吸気上死点の前後１０°以内とした、火花点火式内燃機関が提供される。

上記課題を解決するために、第２の発明では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構と、排気弁の閉弁時期を変更可能な排気可変バルブタイミング機構とを具備し、機関低負荷運転時には最大の膨張比が得られるように機械圧縮比を最大にし、上記最大の膨張比が２０以上であり、機関低負荷運転時において排気弁の閉弁時期の設定可能な領域が機関高負荷運転時よりも吸気上死点側に制限された、火花点火式内燃機関が提供される。

第３の発明では、第２の発明において、機関低負荷運転時において排気弁の閉弁時期を吸気上死点の前後１０°以内とした。
第４の発明では、第２の発明において、吸気弁の開弁時期を変更可能な吸気可変バルブタイミング機構を更に具備し、機関低負荷運転時に吸気弁の開弁期間と排気弁の開弁期間とが重なるオーバーラップ期間が最小となるように排気弁の閉弁時期及び吸気弁の開弁時期が制御される。
第５の発明では、第２の発明において、吸気弁の開弁時期を変更可能な吸気可変バルブタイミング機構を更に具備し、機関低負荷運転時に吸気弁の開弁期間と排気弁の開弁期間とが重なるオーバーラップ期間がゼロとなるように排気弁の閉弁時期及び吸気弁の開弁時期が制御される。

第６の発明では、第１又は第２の発明において、吸気弁の開弁時期を変更可能な吸気弁開弁時期変更機構を更に具備し、機関低負荷運転時には吸気弁の開弁時期を吸気上死点の前後１０°以内とした。
第７の発明では、第１又は第２の発明において、機関低負荷運転時における実圧縮比が機関中高負荷運転時と同じ実圧縮比とされる。
第８の発明では、第７の発明において、機関低回転時には機関負荷に関わらずに上記実圧縮比が９〜１１の範囲内とされる。
第９の発明では、第８の発明において、機関回転数が高くなるほど上記実圧縮比が高くされる。

第１０の発明では、第１又は第２の発明において、上記実圧縮作用開始時期変更機構が吸気弁の閉弁時期を変更可能な吸気可変バルブタイミング機構からなる。
第１１の発明では、第１０の発明において、燃焼室内に供給される吸入空気量が吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される。
第１２の発明では、第１１の発明において、吸気弁の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室に供給される吸入空気量を制御し得る限界閉弁時期まで吸気下死点から離れる方向に移動せしめられる。
第１３の発明では、第１２の発明において、吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では燃焼室内に供給される吸入空気量が機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によらずに吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される。

第１４の発明では、第１３の発明において、吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域ではスロットル弁が全開状態に保持される。
第１５の発明では、第１２の発明において、吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によって燃焼室内に供給される吸入空気量が制御される。
第１６の発明では、第１２の発明において、吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では負荷が低くなるほど空燃比が大きくされる。

第１７の発明では、第１２の発明において、吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に保持される。
第１８の発明では、第１又は第２の発明において、上記機械圧縮比は機関負荷が低くなるにつれて限界機械圧縮比まで増大せしめられる。
第１９の発明では、第１８の発明において、上記機械圧縮比が上記限界機械圧縮比に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が上記限界機械圧縮比に保持される。

本発明によれば、できるだけ多くの排気ガスが燃焼室から排気浄化触媒へと排出されるため、膨張比が大きい状態で内燃機関を運転させても、排気浄化触媒の温度を比較的高温に維持することができる。

図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１にはそれぞれ対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。

サージタンク１２は吸気ダクト１４を介して排気ターボチャージャ１５のコンプレッサ１５ａの出口に連結され、コンプレッサ１５ａの入口は例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１６を介してエアクリーナ１７に連結される。吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１８によって駆動されるスロットル弁１９が配置される。

一方、排気ポート１０は排気マニホルド２０を介して排気ターボチャージャ１５の排気タービン１５ｂの入口に連結され、排気タービン１５ｂの出口は排気管２１を介して排気浄化触媒を内蔵した触媒コンバータ２２に連結される。排気管２１内には空燃比センサ２３が配置される。

一方、図１に示した実施形態では、クランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、また実際の圧縮作用の開始時期を変更するために吸気弁７の閉弁時期を制御可能であり且つ吸気弁７の開弁時期も個別に制御可能な吸気可変バルブタイミング機構Ｂが設けられており、更に排気弁７の開弁時期及び閉弁時期を個別に制御化能な排気可変バルブタイミング機構Ｃが設けられている。

電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１６の出力信号および空燃比センサ２３の出力信号はそれぞれ対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量に比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火プラグ６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１８、可変圧縮比機構Ａおよび吸気可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。

図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内にはそれぞれ断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔ててそれぞれ対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。

図２に示したように一対のカムシャフト５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入される円形カム５６が固定されている。これらの円形カム５６は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５６間には図３においてハッチングで示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５８が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示したようにこれら円形カム５８は各円形カム５６間に配置されており、これら円形カム５８は対応する各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入されている。

図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５上に固定された円形カム５６を図３（Ａ）において実線の矢印で示したように互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が下方中央に向けて移動するために円形カム５８がカム挿入孔５３内において図３（Ａ）の破線の矢印に示すように円形カム５６とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示したように偏心軸５７が下方中央まで移動すると円形カム５８の中心が偏心軸５７の下方へ移動する。

図３（Ａ）と図３（Ｂ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離によって定まり、円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。

図２に示したように各カムシャフト５４，５５をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ螺旋方向が逆向きの一対のウォームギア６１，６２が取付けられており、これらウォームギア６１，６２と噛合する歯車６３，６４がそれぞれ各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施形態では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。なお、図１から図３に示した可変圧縮比機構Ａは一例を示すものであっていかなる形式の可変圧縮比機構でも用いることができる。

一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０に対して設けられている吸気可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４に示したように吸気可変バルブタイミング機構Ｂはカムシャフト７０の一端に取付けられてカムシャフト７０のカムの位相を変更するためのカム位相変更部Ｂ１と、カムシャフト７０と吸気弁７のバルブリフタ２４との間に配置されてカムシャフト７０のカムの作用角を異なる作用角に変更して吸気弁７に伝達するカム作用角変更部Ｂ２から構成されている。なお、カム作用角変更部Ｂ２については図４に側面断面図と平面図とが示されている。

まず初めに吸気可変バルブタイミング機構Ｂのカム位相変更部Ｂ１について説明すると、このカム位相変更部Ｂ１は機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、カムシャフト７０と一緒に回転し且つ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側にはそれぞれ進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。

各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７にそれぞれ連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。

カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が下方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印Ｘ方向に相対回転せしめられる。

これに対し、カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が上方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印Ｘと反対方向に相対回転せしめられる。

回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示した中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従ってカム位相変更部Ｂ１によってカムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角又は遅角させることができる。即ち、カム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の開弁時期を任意に進角又は遅角させることができることになる。

次に吸気可変バルブタイミング機構Ｂのカム作用角変更部Ｂ２について説明すると、このカム作用角変更部Ｂ２はカムシャフト７０と平行に並列配置され且つアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられる制御ロッド９０と、カムシャフト７０のカム９２と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された軸線方向に延びるスプライン９３に摺動可能に嵌合せしめられている中間カム９４と、吸気弁７を駆動するためにバルブリフタ２４と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された螺旋状に延びるスプライン９５に摺動可能に嵌合する揺動カム９６とを具備しており、揺動カム９６上にはカム９７が形成されている。

カムシャフト７０が回転するとカム９２によって中間カム９４が常に一定の角度だけ揺動せしめられ、このとき揺動カム９６も一定の角度だけ揺動せしめられる。一方、中間カム９４及び揺動カム９６は制御ロッド９０の軸線方向には移動不能に支持されており、従って制御ロッド９０がアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられたときに揺動カム９６は中間カム９４に対して相対回転せしめられることになる。

中間カム９４と揺動カム９６との相対回転位置関係によりカムシャフト７０のカム９２が中間カム９４と係合し始めたときに揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２４と係合し始める場合には図５（Ｂ）においてａで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフトは最も大きくなる。これに対し、アクチュエータ９１によって揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向に相対回転せしめられると、カムシャフト７０のカム９２が中間カム９４に係合した後、暫らくしてから揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２４と係合する。この場合には図５（Ｂ）においてｂで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量はａに比べて小さくなる。

揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向に更に相対回転せしめられると図５（Ｂ）においてｃで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量は更に小さくなる。即ち、アクチュエータ９１により中間カム９４と揺動カム９６の相対回転位置を変更することによって吸気弁７の開弁期間を任意に変えることができる。ただし、この場合、吸気弁７のリフト量は吸気弁７の開弁期間が短くなるほど小さくなる。

このようにカム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の開弁時期を任意に変更することができ、カム作用角変更部Ｂ２によって吸気弁７の開弁期間を任意に変更することができるのでカム位相変更部Ｂ１とカム作用角変更部Ｂ２との双方によって、即ち吸気可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁７の開弁時期と開弁期間とを、即ち吸気弁７の開弁時期と閉弁時期とを任意に変更することができることになる。

なお、図１および図４に示した吸気可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、図１および図４に示した例以外の種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。

また、排気可変バルブタイミング機構Ｃも、基本的に吸気可変バルブタイミング機構Ｂと同様な構成を有し、排気弁９の開弁時期と開弁期間とを、即ち排気弁９の開弁時期と閉弁時期とを任意に変更することができる。

次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０mlでピストンの行程容積が５００mlであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。

図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示した例ではこの機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。

図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図６（Ｂ）に示したように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記のように表される。図６（Ｂ）に示した例では実圧縮比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０となる。

図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示した例ではこの膨張比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。

次に図７および図８を参照しつつ本発明において最も基本となっている特徴について説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。

図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ圧縮下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０mlとされ、ピストンの行程容積が５００mlとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。

図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。

一方、このような状況下で本発明者は機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分して理論熱効率を高めることについて検討し、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことを見出したのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。

これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示すように実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。

このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａ及び吸気可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。

図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０mlから２０mlまで減少せしめられる。一方、吸気可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００mlから２００mlになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ml＋２００ml）／２０ml＝１１となり、膨張比は（２０ml＋５００ml）／２０ml＝２６となる。図８（Ａ）に示した通常のサイクルでは上述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示した場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。

上述したように一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って車両走行時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関低負荷運転時における熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示した超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入し得る吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関低負荷運転時には図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。これが本発明の基本としている特徴である。

図９は機関回転数の低い定常運転時における運転制御全般について示している。以下この図９を参照しつつ運転制御全般について説明する。
図９には機関負荷に応じた機械圧縮比、膨張比、吸気弁７の閉弁時期、実圧縮比、吸入空気量、スロットル弁１７の開度およびポンピング損失の各変化が示されている。なお、本実施形態では触媒コンバータ２２内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯ_xを同時に低減し得るように、通常、燃焼室５内における平均空燃比は空燃比センサ２３の出力信号に基づいて理論空燃比にフィードバック制御されている。

さて、上述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示した通常のサイクルが実行される。従って図９に示したように、このときには機械圧縮比が低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示したように吸気弁７の閉弁時期は早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開又はほぼ全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。

一方、図９に示したように機関負荷が低くなるとそれに伴って機械圧縮比が増大され、従って膨張比も増大される。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９において実線で示したように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。なお、このときにもスロットル弁１７は全開又はほぼ全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。このときにもポンピング損失は零となる。

このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。従ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。

機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機械圧縮比が燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ₁よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って機関低負荷運転時には機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると本発明では機関低負荷運転時に最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。また、このとき実圧縮比は機関中高負荷運転時とほぼ同じ実圧縮比に維持される。

一方、図９において実線で示したように吸気弁７の閉弁時期は機関負荷が低くなるにつれて燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御し得る限界閉弁時期まで遅らされ、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ₂よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御し得ないので他の何らかの方法によって吸入空気量を制御する必要がある。

図９に示した実施形態ではこのとき、即ち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ₂よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御される。ただし、スロットル弁１７による吸入空気量の制御が行われると図９に示したようにポンピング損失が増大する。

なお、このようなポンピング損失が発生しないように吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ₂よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７を全開又はほぼ全開に保持した状態で機関負荷が低くなるほど空燃比を大きくすることもできる。このときには燃料噴射弁１３を燃焼室５内に配置して成層燃焼させることが好ましい。

図９に示したように機関低回転時には機関負荷にかかわらずに実圧縮比がほぼ一定に保持される。このときの実圧縮比は機関中高負荷運転時の実圧縮比に対してほぼ±１０パーセントの範囲内とされ、好ましくは±５パーセントの範囲内とされる。なお、本実施形態では機関低回転時の実圧縮比はほぼ１０±１、即ち、９から１１の間とされる。ただし、機関回転数が高くなると燃焼室５内の混合気に乱れが発生するためにノッキングが発生しづらくなり、従って本発明による実施形態では機関回転数が高くなるほど実圧縮比が高くされる。

一方、上述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。従って本発明では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。

また、図９に示した例では機械圧縮比は機関負荷に応じて連続的に変化せしめられている。しかしながら機械圧縮比は機関負荷に応じて段階的に変化させることもできる。

一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図９において実線で示した場合と破線で示した場合とをいずれも包含し得るように表現すると、本実施形態では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御し得る限界閉弁時期Ｌ₂まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。

次に、図８（Ｂ）に示した超高膨張比サイクルが実行される低負荷運転時に焦点を当てて排気弁９の閉弁時期について説明する。
一般に、超高膨張比サイクルが実行される低負荷運転時は燃焼室５内での混合気の燃焼による熱の発生量自体が少ないことから、燃焼室５から排出される排気ガスの温度が低くなり易い。これに加えて、内燃機関では膨張比が大きくなればなるほど膨張行程時にピストンに対して押下げ力が作用する期間が長くなるため、燃焼室内での混合気の燃焼によって生じた熱エネルギの多くがピストンの運動エネルギに変換され、これに伴って膨張行程末期における燃焼室５内の燃焼ガスの温度は低くなる。このため、図８（Ｂ）に示した超高膨張比サイクルが実行されているときには排気行程時に燃焼室５から排気マニホルド２０へと排出される排気ガスの温度は極めて低いものとなる。このような傾向は、膨張比を２０以上とした場合に特に顕著に現れ、膨張比を２０以上とした超高膨張比サイクルの実行時と膨張比を１２程度とした通常のサイクルとでは燃焼室５から排出される排気ガスの温度が約１００℃程度異なる。

一方、多くの内燃機関では排気ガス中に含まれる有害成分（例えば、ＨＣ、ＣＯ、ＮＯ_X等）を浄化するため、機関排気通路内に酸化触媒、三元触媒、ＮＯ_X吸蔵還元触媒等の排気浄化触媒が設けられている。このような排気浄化触媒は、その温度が活性温度以上にならないと排気ガス中の有害成分を効果的に浄化することができない。ここで、多くの内燃機関では排気ガスの温度が活性温度よりもかなり高いため、排気ガスを排気浄化触媒に流入させることによって排気浄化触媒の温度を活性温度以上に維持するようにしている。

ところが、図８（Ｂ）に示した超高膨張比サイクルが実行されると、燃焼室５から排気マニホルド２０へと排出される排気ガスの温度は活性温度よりも僅かにしか高くならないことから、排気ガスを排気浄化触媒に流入させても排気浄化触媒の温度をその活性温度以上に維持することが困難となる。従って、超高膨張比サイクルが実行されているときに排気浄化触媒の温度をその活性温度以上に維持するためには、できるだけ多くの排気ガスを排気浄化触媒に流入させる必要がある。

ここで、図１０を参照して排気弁９の閉弁時期と燃焼室５から排気マニホルド２０へと排出される排気ガスの流量との関係について考えてみる。図１０（Ａ）は排気弁９をほぼ吸気上死点において閉弁した場合、図１０（Ｂ）は排気弁９を吸気上死点よりも早く閉弁した場合、図１０（Ｃ）は排気弁９を吸気上死点よりも遅く閉弁した場合の排気弁９及び吸気弁７のリフト変化をそれぞれ示している。

図１０（Ｂ）に示したように、排気弁９を吸気上死点よりも早く閉弁した場合、排気弁９の閉弁時における燃焼室５の容積は、ピストンが吸気上死点に位置する場合の燃焼室の容積（燃焼室容積）よりも大きく、排気弁９の閉弁後には閉弁時の燃焼室５の容積に相当する排気ガスが燃焼室５内に残ることになる。このため、排気弁９の閉弁後にも比較的多くの排気ガスが燃焼室５内に残ることになり、よって燃焼室５内の排気ガスを十分に排気マニホルド２０へと排出することができず、排気浄化触媒に流入する排気ガスの流量が少ないものとなる。

一方、図１０（Ｃ）に示したように、排気弁９を吸気上死点よりも遅く閉弁した場合、吸気上死点においても排気弁９が開かれていることから、ピストン４が吸気上死点に到達したときに燃焼室５内の排気ガスのほとんどは排気ポート１０内に流出する。ところが、吸気上死点以降においても排気弁９が開かれていると、ピストン４の下降に伴って、一旦排気ポート１０内へ流出した排気ガスの一部が再び燃焼室５内に流入してしまう。

特に、超高膨張比サイクルが実行されているときには、膨張行程時において燃焼室５内の燃焼ガスがかなり膨張することから、膨張行程末期における燃焼ガスの圧力は比較的低い。このため、排気行程において燃焼室５から排気ポート１０に流出する排気ガスの勢いは弱く、よって吸気上死点到達後にピストン４が下降すると一旦排気ポート１０へ流出した排気ガスの一部が再び燃焼室５内に流入し易くなる。

このように、排気弁９を吸気上死点よりも遅く閉弁した場合には、一旦排気ポート１０に流出した排気ガスが再び燃焼室５内に戻ってくるため、燃焼室内５の排気ガスを十分に排気マニホルド２０へと排出することができず、排気浄化触媒に流入する排気ガスの流量が少ないものとなる。

そこで、本実施形態では、図８（Ｂ）に示した超高膨張比サイクルが実行されるとき、すなわち機械圧縮比が高いときには、排気弁９の閉弁時期が吸気上死点よりも早過ぎたり遅過ぎたりすることのないように、排気弁９の閉弁時期の設定可能な領域を吸気上死点側に制限することとしている。

図１１は、機械圧縮比に応じた排気弁９の閉弁時期の設定可能な領域を示す図である。図１１に示したように、排気弁９の設定可能な領域は設定可能な最大進角量と最大遅角量との間の領域となっている。図から分かるように、排気弁９の閉弁時期の設定可能な最大進角量は機械圧縮比が高くなるほど小さく（遅く）され、逆に排気弁９の閉弁時期の設定可能な最大遅角量は機械圧縮比が高くなるほど小さく（早く）される。このため、排気弁９の閉弁時期の設定可能な領域は、機械圧縮比が高くなるほど小さく、すなわち機械圧縮比が高くなるほど制限されている。例えば、図１１に示したように、機械圧縮比が低いときには排気弁９の閉弁時期の設定可能な領域はΔＴＯＣ１であるのに対して機械圧縮比が高いときには排気弁９の閉弁時期の設定可能な領域はΔＴＯＣ２（ΔＴＯＣ２＜ΔＴＯＣ１）とされる。

或いは、図８（Ｂ）に示した超高膨張比サイクルが実行されるとき、すなわち機械圧縮比が高いときには、排気弁９の閉弁時期が吸気上死点よりも早過ぎたり遅過ぎたりすることを確実に防止すべく、図１０（Ａ）に示したように排気弁９の閉弁時期をほぼ吸気上死点にするようにしてもよい。

このように、機械圧縮比が高いときには排気弁９の閉弁時期の設定可能な領域を吸気上死点側に制限したり、或いは排気弁９の閉弁時期をほぼ吸気上死点にしたりすることにより、燃焼室５内の排気ガスを十分に排気マニホルド２０へと排出して、排気浄化触媒に流入する排気ガスの流量を多いものとすることができる。

すなわち、排気弁９は吸気上死点付近で閉弁せしめられるため、図１０（Ｂ）に示したように排気弁９を吸気上死点よりも早く閉弁した場合に比べて、排気弁９の閉弁時における燃焼室５の容積が小さく、よって排気弁９の閉弁後に燃焼室５内に残る排気ガスの量を少なくすることができる。また、排気弁９が吸気上死点付近で閉弁せしめられるため、図１０（Ｃ）に示したように排気弁９を吸気上死点よりも遅く閉弁した場合に比べて、排気ポート１０内へ流出した排気ガスのうち燃焼室５内に再び流入する排気ガスの量を少なくすることができる。このため、図１０（Ａ）に示したように排気弁９が吸気上死点付近で閉弁させた場合には、図１０（Ｂ）及び（Ｃ）に示したように排気弁９を吸気上死点から離れて閉弁させた場合に比べて、燃焼室５内の排気ガスを十分に排気マニホルド２０へと排出して、排気浄化触媒に流入する排気ガスの流量を多いものとすることができる。その結果、超高膨張比サイクルが実行される低負荷運転時においても排気浄化触媒を活性温度以上に維持することができるようになる。

なお、上記「ほぼ吸気上死点」との記載は、吸気上死点の前後約１０°以内、好ましくは吸気上死点の前後約５°以内を示している。

また、機械圧縮比を高くすると吸気上死点における燃焼室容積が小さくなり、斯くして排気弁９の閉弁時期によっては排気弁９がピストン４と干渉してしまう。

図１０には排気弁９又は吸気弁７がピストン４と干渉する限界を示すピストン干渉ラインが示されており、排気弁９のリフト曲線がピストン干渉ラインと交錯すると排気弁９はピストン４と干渉することになる。ここで、図１０（Ｃ）では、排気弁９のリフト曲線がピストン干渉ラインと交錯している。このことは、排気弁９を吸気上死点よりも遅く閉弁した場合、遅くした程度にもよるが、排気弁９とピストン４とが干渉してしまうことを意味している。

これに対して、本実施形態によれば、機械圧縮比が高いときには排気弁９の閉弁時期の設定可能な領域が吸気上死点側に制限され、特に排気弁９の閉弁時期の設定可能な最大遅角量が小さくされる。このため、図１０（Ａ）に示したように、機械圧縮比が高くなっても排気弁９がピストン４と干渉するのが防止される。

ところで、吸気弁７の開弁期間と排気弁９の開弁期間とが重なるバルブオーバーラップがある場合、その期間に応じても燃焼室５内から排気マニホルド２０へと排出される排気ガスの量が変化する。以下、図１２を参照して吸気弁７の開弁期間と排気弁９の開弁期間とが重なるオーバーラップ期間と燃焼室５から排気マニホルド２０へと排出される排気ガスの量との関係について考える。図１２（Ａ）はオーバーラップ期間がゼロである場合、図１２（Ｂ）はオーバーラップ期間が大きい場合の排気弁９及び吸気弁７のリフト変化をそれぞれ示している。

一般に吸気弁７と排気弁９とが同時に開いていると、燃焼室５内の排気ガスの一部や一旦燃焼室５から排気ポート１０へ流出した排気ガスの一部が吸気ポート８内に流入することがある。このように、排気ガスの一部が吸気ポート８内に流入すると、その分だけ燃焼室５から排気マニホルド２０へと排出される排気ガスが少なくなる。

従って、図１２（Ｂ）に示したようにオーバーラップ期間が大きい場合には、排気ガスが吸気ポート８内へ多量に流入することが多く、よって燃焼室５から排気マニホルド２０へと排出される排気ガスが少なくなることが多い。このため、このような場合には、排気浄化触媒に流入する排気ガスの流量が少なくなる。

そこで、本実施形態では、図８（Ｂ）に示した超高膨張比サイクルが実行されるとき、すなわち機械圧縮比が高いときには、図１２（Ａ）に示したようにオーバーラップ期間が設定可能な範囲のうち最小になるように排気弁７の閉弁時期及び吸気弁９の開弁時期を制御することとしている。従って、例えば、設定可能なオーバーラップ期間が１０°〜６０°となっている内燃機関では機械圧縮比が高いときにはオーバーラップ期間が１０°とされ、設定可能なオーバーラップ期間が０°〜５０°となっている内燃機関では機械圧縮比が高いときにはオーバーラップ期間は０°とされる。

このように、機械圧縮比が高いときにオーバーラップ期間を最小とすることにより、吸気ポート８内へ流入する排気ガスが少なくなるため、燃焼室５から排気マニホルド２０へと排出される排気ガスは多くなり、よって排気浄化触媒に流入する排気ガスの流量が多くなる。

なお、機械圧縮比が高いときのオーバーラップ期間は、機械圧縮比が低いときのオーバーラップ期間よりも短ければ必ずしも最小でなくてもよい。従って、例えば、機械圧縮比が高いときのオーバーラップ期間は、設定可能な範囲のうち最小でなくても１０°以下であればよい。

また、上述したように機械圧縮比を高くすると吸気上死点における燃焼室容積が小さくなり、斯くして吸気弁７の開弁時期によっては吸気弁７がピストン４と干渉してしまう。

図１２には排気弁９又は吸気弁７がピストン４と干渉する限界を示すピストン干渉ラインが示されており、吸気弁７のリフト曲線がピストン干渉ラインと交錯すると吸気弁７はピストン４と干渉することになる。ここで、図１２（Ｂ）では、吸気弁７のリフト曲線がピストン干渉ラインと交錯している。このことは、オーバーラップ期間を大きくすると、吸気弁７とピストン４とが干渉してしまうことを意味している。すなわち、本実施形態では、上述したように排気弁９の閉弁時期がほぼ吸気上死点とされるため、オーバーラップ期間が大きいことは吸気弁７の開弁時期が大きく進角せしめられることを意味する。このように吸気弁７の開弁時期が大きく進角せしめられると、吸気弁７とピストン４とが干渉してしまうことになる。

これに対して、本実施形態によれば、機械圧縮比が高いときにはオーバーラップ期間が最小とされるため、吸気弁７の開弁時期がほぼ吸気上死点又はそれ以降とされる。このため、図１２（Ａ）に示したように、機械圧縮比が高くなっても吸気弁７がピストンと干渉するのが防止される。

図１３に、本実施形態の火花点火式内燃機関の運転制御の制御ルーチンを示す。図１３を参照するとまず初めにステップ１０１において機関負荷Ｌ及び機関回転数Ｎｅが取得される。次いで、ステップ１０２において図１４（Ａ）に示すマップから目標実圧縮比が算出される。図１４（Ａ）に示したようにこの目標実圧縮比は機関回転数Ｎｅが高くなるほど高くなる。次いで、ステップ１０３では図１４（Ｂ）に示したマップから機械圧縮比ＣＲが算出される。即ち、実圧縮比を目標実圧縮比とするのに必要な機械圧縮比ＣＲが機関負荷Ｌ及び機関回転数Ｎｅの関数として図１４（Ｂ）に示したようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、このマップから機械圧縮比ＣＲが算出される。

更に、要求吸入空気量を燃焼室５内に供給するのに必要な吸気弁７の閉弁時期ＩＣが機関負荷Ｌ及び機関回転数Ｎｅの関数として図１４（Ｃ）に示したようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。ステップ１０４では、このマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出される。

次いで、ステップ１０５では、機関負荷Ｌが所定値Ｌ₃よりも小さいか否かが判定される。ここで、所定値Ｌ₃は、例えば、それ以上機関負荷が小さくなると排気ガスの温度の低下に伴って排気浄化触媒の温度がその活性温度以下に低下してしまう可能性が有る機関負荷に等しい値とされる。ステップ１０５において、機関負荷Ｌが所定値Ｌ₃よりも小さいと判定された場合にはステップ１０６へと進む。ステップ１０６では排気弁９の閉弁時期ＥＣがほぼ吸気上死点とされ、次いでステップ１０７ではオーバーラップ期間ΔＯＬが最小とされ、ステップ１１０へと進む。

一方、ステップ１０５において、機関負荷が所定値Ｌ₃以上であると判定された場合にはステップ１０８へと進む。ステップ１０８では図１５（Ａ）に示したマップから排気弁９の閉弁時期ＥＣが算出され、次いでステップ１０９では図１５（Ｂ）に示したマップからオーバーラップ期間ΔＯＬが算出される。即ち、排気弁９の閉弁時期ＥＣ及びオーバーラップ期間ΔＯＬが機関負荷Ｌ及び機関回転数Ｎｅの関数として図１５（Ａ）、（Ｂ）に示したようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、このマップから排気弁９の閉弁時期ＥＣ及びオーバーラップ期間ΔＯＬが算出される。その後、ステップ１１０へと進む。

ステップ１１０では、機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期が閉弁時期ＩＣとなるように且つオーバーラップ期間がオーバーラップ期間ΔＯＬとなるように吸気可変バルブタイミング機構Ｂが制御される。更に、排気弁９の閉弁時期が閉弁時期ＥＣとなるように排気可変バルブタイミング機構Ｃが制御される。

火花点火式内燃機関の全体図である。 可変圧縮比機構の分解斜視図である。 図解的に表した内燃機関の側面断面図である。 可変バルブタイミング機構を示す図である。 吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。 機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。 理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。 通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。 機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。 吸気弁及び排気弁のリフト変化を示す図である。 機械圧縮比に応じた排気弁の閉弁時期の設定可能な領域を示す図である。 吸気弁及び排気弁のリフト変化を示す図である。 運転制御を行うためのフローチャートである。 目標実圧縮比等を示す図である。 排気弁の閉弁時期のマップ等を示す図である。

符号の説明

１ クランクケース
２ シリンダブロック
３ シリンダヘッド
４ ピストン
５ 燃焼室
７ 吸気弁
９ 排気弁
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 吸気可変バルブタイミング機構
Ｃ 排気可変バルブタイミング機構

Claims (19)

1. 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構と、排気弁とを具備し、機関低負荷運転時には最大の膨張比が得られるように機械圧縮比を最大にし、上記最大の膨張比が２０以上であり、更に機関低負荷運転時において排気弁の閉弁時期を吸気上死点の前後１０°以内とした、火花点火式内燃機関。
2. 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構と、排気弁の閉弁時期を変更可能な排気可変バルブタイミング機構とを具備し、機関低負荷運転時には最大の膨張比が得られるように機械圧縮比を最大にし、上記最大の膨張比が２０以上であり、機関低負荷運転時において排気弁の閉弁時期の設定可能な領域が機関高負荷運転時よりも吸気上死点側に制限された、火花点火式内燃機関。
3. 機関低負荷運転時において排気弁の閉弁時期を吸気上死点の前後１０°以内とした、請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
4. 吸気弁の開弁時期を変更可能な吸気可変バルブタイミング機構を更に具備し、機関低負荷運転時に吸気弁の開弁期間と排気弁の開弁期間とが重なるオーバーラップ期間が最小となるように排気弁の閉弁時期及び吸気弁の開弁時期が制御される、請求項２に記載の火花点火式内燃機。
5. 吸気弁の開弁時期を変更可能な吸気可変バルブタイミング機構を更に具備し、機関低負荷運転時に吸気弁の開弁期間と排気弁の開弁期間とが重なるオーバーラップ期間がゼロとなるように排気弁の閉弁時期及び吸気弁の開弁時期が制御される、請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
6. 吸気弁の開弁時期を変更可能な吸気弁開弁時期変更機構を更に具備し、機関低負荷運転時には吸気弁の開弁時期を吸気上死点の前後１０°以内とした、請求項１又は２に記載の火花点火式内燃機関。
7. 機関低負荷運転時における実圧縮比が機関中高負荷運転時と同じ実圧縮比とされる、請求項１又は２に記載の火花点火式内燃機関。
8. 機関低回転時には機関負荷に関わらずに上記実圧縮比が９〜１１の範囲内とされる、請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
9. 機関回転数が高くなるほど上記実圧縮比が高くされる、請求項８に記載の火花点火式内燃機関。
10. 上記実圧縮作用開始時期変更機構が吸気弁の閉弁時期を変更可能な吸気可変バルブタイミング機構からなる、請求項１又は２に記載の火花点火式内燃機関。
11. 燃焼室内に供給される吸入空気量が吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される、請求項１０に記載の火花点火式内燃機関。
12. 吸気弁の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室に供給される吸入空気量を制御し得る限界閉弁時期まで吸気下死点から離れる方向に移動せしめられる、請求項１１に記載の火花点火式内燃機関。
13. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では燃焼室内に供給される吸入空気量が機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によらずに吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される、請求項１２に記載の火花点火式内燃機関。
14. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域ではスロットル弁が全開状態に保持される、請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
15. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によって燃焼室内に供給される吸入空気量が制御される、請求項１２に記載の火花点火式内燃機関。
16. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では負荷が低くなるほど空燃比が大きくされる、請求項１２に記載の火花点火式内燃機関。
17. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に保持される、請求項１２に記載の火花点火式内燃機関。
18. 上記機械圧縮比は機関負荷が低くなるにつれて限界機械圧縮比まで増大せしめられる、請求項１又は２に記載の火花点火式内燃機関。
19. 上記機械圧縮比が上記限界機械圧縮比に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が上記限界機械圧縮比に保持される、請求項１８に記載の火花点火式内燃機関。

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