JP4725561B2 - 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動弁機構とを具備し、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）。

この火花点火式内燃機関によれば、機関中負荷運転時においては機械圧縮比が高くされ且つ吸気弁の閉弁時期が遅くされるため機関中負荷運転時における燃費が向上せしめられ、機関高負荷運転時においては機械圧縮比が低くされ且つ吸気弁の閉弁時期が早くされるため機関高負荷運転時における出力トルクが増大せしめられる。

特開２００４−２１８５２２ 特開２００３−３１４３１５ 特開２００３−２３２２３３ 特開２００１−２６３０９９ 特開２００４−２３９１７４

ところで、上記火花点火式内燃機関では実圧縮比が一定になるように可変圧縮比機構及び可変動弁機構を制御している。具体的には、機関負荷に応じた吸入空気量となるように吸気弁の閉弁時期を決定し、この吸気弁の閉弁時期に基づいて実圧縮比が一定となるように機械圧縮比を決定することになる。

しかしながら、このような制御方法では熱効率を十分に向上させることはできない。すなわち、熱効率を高めるためには機械膨張比（機械圧縮比に等しい）を可能な限り大きくすることが必要となる。しかしながら、上記制御方法では機械膨張比は最初に決定された吸気弁の閉弁時期等に応じて従属的に決定されるため、可能な限り大きい機械膨張比が設定されるとは限らない。

そこで、本発明の目的は、熱効率の高い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、機械膨張比を変更可能な可変膨張比機構と、排気弁の開弁時期を変更可能な排気可変動弁機構とを具備し、機関負荷が低くなるほど機械膨張比を高くすると共に排気弁の開弁時期を排気下死点側へ遅角させるように機械膨張比及び排気弁の開弁時期を機関負荷に応じて設定するようにした。
ここで、実膨張比を高くすることにより、すなわち機械膨張比を高くし且つ排気弁の開弁時期を排気下死点側に遅角させることにより、熱効率を高めることができる。しかしながら、機械膨張比を高くすると吸入空気量が減少し、排気弁の開弁時期を排気下死点側に遅角させると排気ガスの抜けが悪化する。このため、機関高負荷運転時に実膨張比を高くすると十分な機関出力を得ることができなくなってしまう。
これに対して、第１の発明によれば、機械膨張比及び排気弁の開弁時期は機関負荷に応じて設定される。このため、機関低負荷運転時には熱効率が高くなるように実膨張比を高め、逆に機関高負荷運転時には十分な機関出力を得られるように実膨張比を低く維持することができるようになり、よって十分な機関出力を得られるようにしつつ熱効率を高めることができる。
特に、第１の発明によれば、機関負荷に応じて機械膨張比が設定されるため、実圧縮比を一定にするように機械膨張比を設定する場合に比べて熱効率を高めることができる。

第２の発明では、第１の発明において、上記機械膨張比の最大値が２０以上である。

第３の発明では、第１又は第２の発明において、実際の機関負荷が、機関圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷である基準負荷よりも低い場合には、機械膨張比をほぼ一定に制御する。

第４の発明では、第３の発明において、上記基準負荷は機械膨張比が最大とされるときの機関負荷である。

第５の発明では、第１〜第４のいずれか一つの発明において、吸気弁の閉弁時期を変更可能な吸気可変動弁機構を更に具備し、機関負荷が低くなるほど吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向へ移動させるようにした。

第６の発明では、第１〜第５のいずれか一つの発明において、ノッキングが生じたときには点火時期を遅角させるようにした。

本発明によれば、例えば実圧縮比を一定にするように機械膨張比を設定する場合に比べて、熱効率を高めることができる。

以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。図１は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が設けられている。また、本実施形態では、吸気弁７のバルブ特性を変更可能な吸気可変動弁機構Ｂ、及び排気弁９のバルブ特性を変更可能な排気可変動弁機構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および可変圧縮比機構Ａ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動弁機構Ｂを示している。図４に示したように吸気可変動弁機構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２６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動弁機構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個の仕切壁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のカムの位相を図５（Ａ）に示したように所望の量だけ進角又は遅角させることができる。すなわち、カム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の閉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。

次に吸気可変動弁機構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２６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９０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と係合しはじめたときに揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２６と係合しはじめる場合には図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２６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。すなわち、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の閉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、すなわち吸気可変動弁機構Ｂによって吸気弁７の閉弁時期と開弁期間とを、すなわち吸気弁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及び図４に示した可変動弁機構Ｂは一例を示すものであって、図１及び図４に示した例以外の種々の形式の可変動弁機構を用いることができる。また、排気可変動弁機構Ｃも、基本的に吸気可変動弁機構Ｂと同様な構成を有し、排気弁９の開弁時期及び閉弁時期を任意に変更することができる。

次に図６、図７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及び図７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及び図７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。すなわち、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如く表される。図６（Ｂ）に示した例では実圧縮比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０となる。

図７（Ａ）は機械膨張比について説明している。機械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機械膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図７（Ａ）に示した例ではこの膨張比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。

図７（Ｂ）は実膨張比について説明している。この実膨張比はピストンが上死点にあるときから実際の膨張作用が終了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膨張比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。すなわち、図７（Ｂ）に示したように膨張行程においてピストンの下降中であっても排気弁が開弁されてからは膨張作用は行われず、排気弁が開弁するまでに実際の膨張作用が行われる。従って実膨張比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図７（Ｂ）に示した例では実膨張比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０となる。

次に図８及び図９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８は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図９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。なお、図８及び図９では、機械膨張比と実膨張比とが同一となっている場合の例を示しており、よって以下では機械膨張比と実膨張比とを分けずに共に単に膨張比として説明する。

図９（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９（Ａ）に示す例でも図６及び図７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９（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。すなわち、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８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、すなわ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、すなわ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。すなわち、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８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８の実線で示す如く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９（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａ及び吸気可変動弁機構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９（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、吸気可変動弁機構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９（Ａ）に示した通常のサイクルでは前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９（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。

前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、すなわ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９（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内に吸入しう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９（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９（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。これが本発明が基本としている特徴である。

図１０及び図１１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、これら図１０及び図１１を参照して運転制御全般について説明する。

図１０には、機関負荷に応じた機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期、実圧縮比、吸入空気量、スロットル弁１９の開度の各変化が示されている。なお、本発明による実施形態では、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及びＮＯ_xを同時に低減しうるように、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。

上述したように機関高負荷運転時には図９（Ａ）に示した通常のサイクルが実行される。従って、図１０に示したようにこのときには機械圧縮比が低くされ、図１０に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、このときにはスロットル弁１９の開度は全開又はほぼ全開に保持されている。

一方、図１０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る。また、機関負荷が低くなると燃焼室５内に充填すべき空気量（目標吸入空気量）が減少するため、それに伴って吸気弁７の閉弁時期が遅くされる（図１０の実線）。なお、このときにもスロットル弁１９は全開又はほぼ全開に保持されており、従って燃焼室５内に供給される空気量はスロットル弁１９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、吸気弁７の閉弁時期が機関負荷に比例して遅角されるのに対して、機械圧縮比は機関負荷に比例せずに増大される。換言すると、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ない。このため、ほとんどの場合実圧縮比は、機関負荷にかかわらずに一定になることはなく、機関負荷に応じて変化することになる。本実施形態では、図１０に示したように機関負荷が低くなるにつれて実圧縮比が増大せしめられる。

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（基準負荷）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実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１０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う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えないので何らかの他の方法によって吸入空気量を制御する必要がある。

図１０に示した実施形態では、このとき、すなわち吸気弁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１９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。

なお、上述したように図９（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１０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１０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１９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１０において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による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５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期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。

図１１には、機関負荷に応じた機械膨張比、排気弁９の開弁時期、実膨張比の各変化が示されている。

図６及び図７からわかるように、機械膨張比は機械圧縮比と同一である。このため、機関高負荷運転時には図９（Ａ）に示した通常のサイクルが実行されると、図１１に示したように機械膨張比が低くされ、また排気弁９の開弁時期は早められている。このように排気弁９の開弁時期が早められているため、燃焼により燃焼室５内に多量の排気ガスが発生しても迅速に排気ガスを燃焼室５内から排出することができる。

一方、図１１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膨張比が増大される。また、機関負荷が低くなると燃焼によって燃焼室５内に発生する排気ガス量が少なくなるため、それに伴って排気弁９の開弁時期が遅くされる。このため、機関負荷が低くなるにつれて図７（Ｂ）における燃焼室容積が小さくなると共に実際の行程容積が増大せしめられることから、実膨張比は増大せしめられる。

機関負荷が更に低くなって機械膨張比が限界機械膨張比（限界機械圧縮比に等しい）に達すると、上述したように機械膨張比が限界膨張比に保持される。一方、排気弁９の開弁時期は機関負荷が低くなるにつれて排気下死点ＢＤＣ又はその排気下死点ＢＤＣ付近であって燃焼ガスのエネルギを最大限ピストンに伝達することができる時期（以下、単に排気下死点ＢＤＣ付近と称す）まで遅らされ、排気弁９の開弁時期が排気下死点ＢＤＣ付近に達したときの機関負荷Ｌ₃よりも負荷の低い領域では、排気弁９の閉弁時期が排気下死点ＢＤＣ付近に保持される。

図１２は、機械膨張比、吸気弁７の閉弁時期等の目標値の設定手順について示している。以下、図１２を参照してこれらパラメータの目標値の設定手順について説明する。

図１２（Ａ）は、実圧縮比が一定となるように機械圧縮比及び吸気弁の閉弁時期を設定する従来の設定手順を示している。図１２（Ａ）からわかるように、まず機関負荷に基づいて吸気弁の目標閉弁時期が設定される。これは、機関負荷に応じて燃焼室５内に吸入すべき空気量（目標吸入空気量）が定まるため、実際の吸入空気量がこの目標吸入空気量となるように吸気弁の目標閉弁時期を設定するものである。その後、吸気弁の目標閉弁時期と目標実圧縮比（上記一定の実圧縮比）とに基づいて目標機械圧縮比が設定される。

一方、図１２（Ｂ）は、本発明の実施形態における機械圧縮比及び吸気弁７の閉弁時期の設定手順を示している。図１２（Ｂ）からわかるように、本発明の実施形態における設定手順では、機関負荷のみに基づいて熱効率が最大となるように目標機械圧縮比が設定される。吸気弁の目標閉弁時期は上記従来の設定手順と同様に機関負荷に基づいて設定される。したがって、目標機械圧縮比及び吸気弁の目標閉弁時期は互いの設定値とは無関係に機関負荷に基づいて設定される。吸気弁の目標閉弁時期が設定されると、その設定値及び機関負荷に基づいて目標スロットル開度が設定される。これにより、吸気弁の閉弁時期のみでは吸入空気量を適切に制御することができないと判断された場合に、スロットル開度を調整することによって吸入空気量を適切なものとすることができる。

図１２（Ａ）に示したように目標機械圧縮比を設定した場合には、実圧縮比を一定とすることはできるが、熱効率に関してして機械圧縮比を最適な値とすることはできず、よって熱効率を最大とすることはできない。これに対して、本発明の実施形態によれば、機関負荷のみに基づいて熱効率が最大となるように目標機械圧縮比が設定されるため、熱効率を高いものとすることができる。

また、本発明の実施形態では、機関負荷又は吸入空気量に基づいて排気弁９の目標開弁時期が設定される。ここで、内燃機関の熱効率は図８に示したように実膨張比が高いほど高くなるため、熱効率という観点からは排気弁９の目標開弁時期は排気下死点ＢＤＣ付近に設定する方が好ましい。一方、排気弁９の開弁時期が遅いと燃焼室５内の排気ガスが抜けにくくなるため、排気ガスの抜け易さという観点からは排気弁９の開弁時期は早いほうが好ましい。特に、排気ガスの抜けが問題になるのは吸入空気量が多い時、すなわち機関高負荷運転時であるため、本発明の実施形態では機関負荷が高いときには排気弁９の開弁時期を早くし、逆に機関負荷が低いときには実膨張比が高くなるように排気弁９の開弁時期を排気下死点ＢＤＣ付近に設定することとしている。これにより、本発明の実施形態によれば、機関高負荷運転時における機関出力を十分なものとしつつ熱効率の向上を図ることができる。

図１３は、本実施形態における内燃機関の運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図１３に示した制御ルーチンは一定時間間隔の割り込みによって行われる。

図１３を参照すると、まずステップＳ１１において負荷センサ４１によって要求負荷が検出される。次いで、ステップＳ１２において、ステップＳ１１で検出された要求負荷が前回の要求負荷から変更されているか否かが判定される。ステップＳ１１において要求負荷が変更されていないと判定された場合には、ステップＳ１７へと進む。一方、要求負荷が変更されたと判定された場合にはステップＳ１３へと進む。

次いで、ステップＳ１３では、ステップＳ１１において検出された要求負荷と図１４（Ａ）に示したマップとに基づいて目標機械圧縮比が算出される。次いで、ステップＳ１４では、検出された要求負荷と図１４（Ｂ）に示したマップとに基づいて吸気弁７の目標閉弁時期が算出される。その後、ステップＳ１５では、検出された要求負荷と、ステップＳ１４で算出された吸気弁７の目標閉弁時期と、図１４（Ｃ）に示したマップとに基づいて目標スロットル開度が算出され、ステップＳ１６では、要求負荷と図１４（Ｄ）に示したマップとに基づいて排気弁９の目標開弁時期が算出され、ステップＳ１７へと進む。

ステップＳ１７では、ノックセンサ（図示せず）によって燃焼室５内でノッキングが発生しているか否かが判定される。ノッキングが発生していると判定された場合には、ステップＳ１８へと進む。ステップＳ１８では、点火プラグ６による点火時期が所定角度だけ遅角せしめられ、制御ルーチンが終了せしめられる。一方、ノッキングが発生していないと判定された場合にはステップＳ１８がスキップせしめられ、制御ルーチンが終了せしめられる。

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。 可変動弁機構を示す図である。 吸気弁のリフト量を示す図である。 機械圧縮比及び実圧縮比を説明するための図である。 機械膨張比及び実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。 通常のサイクル及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。 機関負荷に応じた機械膨張比等の変化を示す図である。 機械膨張比等の設定手順について説明するための図である。 内燃機関の運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。 目標機械圧縮比等を算出するためのマップを示す図である。

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
１９ スロットル弁
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 吸気可変動弁機構
Ｃ 排気可変動弁機構

Claims (6)

1. 機械膨張比を変更可能な可変膨張比機構と、排気弁の開弁時期を変更可能な排気可変動弁機構とを具備し、機関負荷が低くなるほど機械膨張比を高くすると共に排気弁の開弁時期を排気下死点側へ遅角させるように機械膨張比及び排気弁の開弁時期を機関負荷に応じて設定するようにした、火花点火式内燃機関。
2. 上記機械膨張比の最大値が２０以上である、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
3. 実際の機関負荷が、機関圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷である基準負荷よりも低い場合には、機械膨張比をほぼ一定に制御する、請求項１又は２に記載の火花点火式内燃機関。
4. 上記基準負荷は機械膨張比が最大とされるときの機関負荷である、請求項３に記載の火花点火式内燃機関。
5. 吸気弁の閉弁時期を変更可能な吸気可変動弁機構を更に具備し、機関負荷が低くなるほど吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向へ移動させるようにした、請求項１〜４のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
6. ノッキングが生じたときには点火時期を遅角させるようにした、請求項１〜５のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。

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