JP4816618B2 - 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、特許文献１に開示された内燃機関では、機関低負荷運転時において機械圧縮比を大きくすると共に吸気弁の閉弁時期を遅くし、更に過給を行わないこととしている。このように、機関低負荷運転領域において吸気弁の閉弁時期を遅くする場合、燃焼室に供給される吸入空気量を目標吸入空気量にするためにはスロットル弁の開度を或る程度大きくする必要がある。このように機関低負荷運転時においてスロットル弁の開度が大きいと、スロットル弁下流側の機関吸気通路（例えば、サージタンク）内に生じる負圧はあまり大きくない。

一方、例えばブレーキブースタやパージ制御用のキャニスタ等の負圧を利用する装置（以下、「負圧利用装置」と称す）では、通常、機関吸気通路内に生じている負圧を利用して駆動せしめられる。このため、上述したように機関低負荷運転時において機関吸気通路内に十分な負圧が発生しないと、これら負圧利用装置を適切に作動させることができなくなってしまう。特に、ブレーキブースタでは十分な制動力を発生させるために比較的大きな負圧が必要となるため、機関吸気通路内に大きな負圧を生じさせることが必要となる。

ところが、上述したように、特許文献１に開示された内燃機関では少なくとも機関低負荷運転時において機関吸気通路内に大きな負圧を生じさせることができず、よって負圧利用装置を適切に作動させることができなくなってしまう。

本発明は上記問題に鑑みてなされたものであって、その目的は機関低負荷運転時において機械圧縮比を大きくすると共に吸気弁の閉弁時期を遅くする内燃機関において、機関運転状態を変化させることなく負圧利用装置を適切に作動させることができるようにすることにある。

上記問題点を解決するために、第１の発明によれば、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機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構とを具備し、機関吸気通路内の負圧が要求負圧よりも小さい場合には、該機関吸気通路内の負圧が要求負圧以上となるようにスロットル弁の開度を小さくすると共に該スロットル弁の開度に応じて機関負荷に応じた量の吸入空気が燃焼室内に供給されるように吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に近づく方向に移動させ、且つ機械圧縮比を小さくして圧縮端圧力を下げるようにした。
第１の発明では、負圧要求が生じた場合にスロットル開度を小さくすると共にそれに応じて吸気弁の閉弁時期が制御される。スロットル開度が小さくされることにより機関吸気通路内の負圧が増大すると共に、それに応じて吸気弁の閉弁時期が制御されることによりスロットル開度を小さくしても機関負荷に応じた量の吸入空気を燃焼室内に供給することができる。

第２の発明によれば、第１の発明において、上記スロットル弁の開度を小さくすることによって機関吸気通路内の負圧が要求負圧以上となった場合における機械圧縮比は機関吸気通路内の負圧が要求負圧よりも小さい場合よりも小さくされる。

第３の発明によれば、第２の発明において、上記スロットル弁の開度を小さくすることによって機関吸気通路内の負圧が要求負圧以上となった場合における機械圧縮比は、圧縮端温度が吸気通路内の負圧が要求負圧よりも小さい場合における圧縮端温度とほぼ同じになるように設定される。

第４の発明によれば、第１〜３のいずれか一つの発明において、機関吸気通路内の負圧が要求負圧以上である場合、機関低負荷運転時には膨張比が２０以上とされる。

第５の発明によれば、第１〜４のいずれか一つの発明において、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ほぼ同じ圧縮比とされる。

第６の発明によれば、第１〜５のいずれか一つの発明において、吸気通路内の負圧が要求負圧以上である場合、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吸気下死点から離れる方向に移動せしめられる。

第７の発明によれば、第６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８の発明によれば、第７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上記スロットル弁が全開状態に保持される。

第９の発明によれば、第７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上記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１０の発明によれば、第１〜９のいずれか一つの発明において、機関吸気通路内の負圧が要求負圧以上である場合、機関低負荷運転時には機械圧縮比が最大機械圧縮比とされる。

本発明によれば、負圧要求があった場合にスロットル開度が小さくされると共にそれに伴って吸入空気量は変化しないため、機関運転状態を変化させることなく負圧利用装置を適切に作動させることができる。

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を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。サージタンク１２には負圧導管１９が連結され、この負圧導管１９はブレーキブースタ２０に連結される。ブレーキブースタ２０はブレーキペダル２１に連結され、またブレーキブースタ２０にはブレーキブースタ内の負圧を検出するための負圧センサ２２が設けられる。また、サージタンク１２にはサージタンク１２内の圧力を検出するための圧力センサ２３が設けられる。一方、排気ポート１０は排気マニホルド２４を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２５に連結され、排気マニホルド２４内には空燃比センサ２６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、更に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な可変バルブタイミング機構Ｂ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及び出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８の出力信号及び空燃比センサ２６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１６、可変圧縮比機構Ａ及び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〜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の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂ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、吸気弁駆動用カムシャフト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８５によって行われる。この作動油供給制御弁８５は各油圧室７６、７７にそれぞれ連結された油圧ポート７８、７９と、油圧ポンプ８０から吐出された作動油の供給ポート８１と、一対のドレインポート８２、８３と、各ポート７８、７９、８１、８２、８３間の連通遮断制御を行うスプール弁８４とを具備している。

吸気弁駆動用カムシャフト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８４が右方に移動せしめられ、供給ポート８１から供給された作動油が油圧ポート７８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に対して矢印方向に相対回転せしめられる。

これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト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８４が左方に移動せしめられ、供給ポート８１から供給された作動油が油圧ポート７９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８２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８４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。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。

図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。

図１及び図４に示した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、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、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、本発明では実際の圧縮作用の開始時期を変更するために可変バルブタイミング機構Ｂを用いているが、可変バルブタイミング機構ではなくても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であればいかなる形式の実圧縮作用開始時期変更機構も用いることができる。

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。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及び図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。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、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ーが必要となり、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幅に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａ及び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、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。

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。これが本発明が基本としている特徴である。

次に図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の開度及びポンピング損失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２５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２６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、前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は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の閉弁時期は図５において実線で示したように早められている。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。すなわち、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、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、本発明による実施形態では機関低回転時の実圧縮比はほぼ１０±１、すなわち、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、前述したように図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まで圧縮下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。

なお、上記実施形態では、機関負荷に関わらずに実圧縮比をほぼ一定に維持するように機械圧縮比及び吸気弁の閉弁時期を制御するようにしている。しかしながら、必ずしも実圧縮比がほぼ一定に維持されるようにこれらを制御する必要はない。ただし、実圧縮比をほぼ一定に維持するように制御しない場合であっても、基本的に機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比を増大させると共に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れるように移動させることが必要である。

ところで、内燃機関を搭載した車両の多くにはブレーキブースタ２０やパージ制御を行うためのキャニスタ（図示せず）等が設けられている。これらブレーキブースタ２０やキャニスタはその作動に負圧を利用している。例えば、ブレーキブースタ２０は、ブレーキブースタ２０内の負圧と大気圧との差圧を利用してブレーキペダル２１に加えられた踏力を増大させる。ブレーキブースタ２０内の負圧はブレーキペダル２１が踏まれる毎に減少し、通常、ブレーキブースタ２０内の負圧が減少すると負圧発生源から負圧が補充されることになる。なお、以下では、負圧を利用する装置としてブレーキブースタ２０を例にとって説明する。

通常、ブレーキブースタ２０等の負圧を利用する装置は、このような負圧発生源として、スロットル弁１７下流側の機関吸気通路内、例えばサージタンク１２内に生じる負圧を利用している。すなわち、機関高負荷運転時には燃焼室５へ多量の空気が吸引されることになるため、サージタンク１２内には負圧が発生する。また、通常の内燃機関では機関低負荷運転時においても超高膨張比サイクルではなく通常のサイクルで運転が行われる。このように通常のサイクルで運転が行われる場合、燃焼室５内への吸入空気量は基本的にスロットル弁１７によって制御され、よって機関低負荷運転時においてはスロットル弁１７の開度が小さくされる。このため、機関低負荷運転時であってもサージタンク１２内には大きな負圧が発生する。

ところが、図９に示したように機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期、スロットル開度等を制御すると、機関低負荷運転時には燃焼室５内に供給される吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期によって制御されており、スロットル弁１７によっては制御されない。このため、スロットル弁１７は基本的に全開とされており、よってサージタンク１２内には大きな負圧は発生しない。また、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、上述したように吸気弁７の閉弁時期は限界閉弁時期に維持されると共にスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御するようにしている。しかしながら、斯かる領域においても、例えば、ブレーキブースタ２０によって必要とされる負圧をサージタンク１２内に発生させるほど十分にはスロットル弁１７の開度は小さくされておらず、よってサージタンク１２内には十分な負圧は発生しない。

したがって、図９に示したように機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期、スロットル開度等を制御すると、機関低負荷運転時にはサージタンク１２内にブレーキブースタ２０等を適切に作動させるのに十分な負圧を発生させることができない。したがって、ブレーキブースタ２０等を適切に作動させるためには、特に機関低負荷運転時において、負圧を発生させるように制御を行うことが必要となる。そこで、本発明の実施形態では、後述するように、機関低負荷運転時においてもブレーキブースタ２０を適切に作動させることができるようにサージタンク１２内に負圧を発生させるべくスロットル開度等が制御される。

ここで、ブレーキブースタ２０等の負圧を利用する装置では、常に一定以上の負圧を必要とするわけではない。例えば、ブレーキブースタ２０を例にとると、ブレーキペダル２１の踏込み操作をアシストしたことによってブレーキブースタ２０内の圧力が一定値以上に上昇した場合、すなわちブレーキブースタ２０内の負圧が一定値以下に低下した場合にのみ、ブレーキブースタ２０内の負圧を回復すべくブレーキブースタ２０内に負圧を供給することが必要となる。すなわち、ブレーキブースタ２０等の負圧を利用する装置では、定常的に負圧を必要としているのではなく、間欠的に負圧を必要とすることになる。

そこで、本発明による実施形態では、ブレーキブースタ２０から負圧要求があった場合にのみサージタンク１２内に負圧が発生するようにしている。具体的には、ブレーキブースタ２０等により負圧要求が生じた場合には、サージタンク１２内に基準負圧（要求負圧）以上の負圧が発生するように、すなわちサージタンク１２内の圧力が基準圧力（基準負圧に対応する圧力）以下になるように、スロットル開度が小さくされる。これにより、サージタンク１２内の負圧が増大し、その結果、ブレーキブースタ２０に負圧が供給される。

ただし、このようにスロットル開度を小さくするのみだと、燃焼室５内に供給される吸入空気量が減少してしまい、機関負荷に対応するだけの十分な機関出力を得ることができなくなってしまう。そこで、本発明による実施形態では、スロットル開度を小さくすると同時に、吸気弁７の閉弁時期を進角させるように、すなわち吸気下死点に近づくように移動させるようにしている。このように吸気弁７の閉弁時期を進角させることにより、燃焼室５内に供給される吸入空気量は増大し、よってスロットル開度を小さくすることによって減少した吸入空気を補うことができる。換言すると、本発明による実施形態では、機関負荷が一定である場合に、スロットル開度を小さくする前後で燃焼室５内に供給される吸入空気量が変化することのないように吸気弁７の閉弁時期を進角させるようにしている。

このようにスロットル開度及び吸気弁７の閉弁時期を制御することにより、ブレーキブースタ２０等により負圧要求があったときに、燃焼室５内に供給される吸入空気量を機関負荷等に対応した適切な値としつつ、サージタンク１２内に適切に負圧を発生させることができる。

ところで、このようにスロットル開度及び吸気弁７の閉弁時期を制御すると、ピストンが圧縮上死点に到達したときの燃焼室５内の混合気の温度、すなわち圧縮端温度が高くなる。このことについて、図１０を参照して具体的に説明する。

図１０（Ａ）は、圧縮行程中における燃焼室５内の空気（又は混合気）の体積及び圧力の推移を示したＰＶ線図であり、図１０（Ｂ）は、圧縮行程中における燃焼室５内の空気の体積及び温度の推移を示した図である。図中の実線は、機関低負荷運転中に超高膨張比サイクルによって内燃機関の運転が行われている場合の関係を示している。一方、図中の破線は、機関低負荷運転中に、機関吸気通路内の負圧を増大すべく、超高膨張比サイクルによって内燃機関の運転が行われている場合よりもスロットル開度を小さくし且つ吸気弁７の閉弁時期を進角させて運転が行われている場合（以下、「負圧要求充足サイクル」と称す）の関係を示している。

図１０（Ａ）に実線で示した超高膨張比サイクル中に比べて破線で示した負圧要求充足サイクル中は圧縮作用開始点Ａにおける燃焼室５内の空気の圧力が低いと共に燃焼室５内の空気の体積が小さい。このように圧縮作用開始点における燃焼室５内の空気の圧力が低いのは、負圧要求充足サイクル中においては、スロットル開度が小さいことによりサージタンク１２内や吸気枝管１１内の負圧が大きいことによる。一方、圧縮作用開始点における燃焼室５内の空気の体積が小さいのは、負圧要求充足サイクル中に吸気弁７の閉弁時期が進角されていることによる。

しかしながら、機械圧縮比が同一である場合には、圧縮作用終了点Ｂにおける燃焼室５内の空気の体積は図１０（Ａ）に示したように超高膨張比サイクル中と負荷要求充足サイクル中とで同一となる。また、上述したように、本実施形態ではスロットル開度を小さくする前後で燃焼室５内に供給される吸入空気量が変化することのないように吸気弁７の閉弁時期が制御されていることから、負荷要求充足サイクル中であっても燃焼室５内には超高膨張比サイクル中と同一量の空気が充填されているため、圧縮作用終了点Ｂにおける燃焼室５内の空気の圧力は図１０（Ａ）に示したように超高膨張比サイクル中と負荷要求充足サイクル中とでほぼ同一となる。

一方、図１０（Ｂ）に示したように、圧縮作用開始点Ａにおける燃焼室５内の空気の温度は超高膨張比サイクル中と負圧要求充足サイクル中とでほぼ等しい。しかしながら、負圧要求充足サイクル中は超高膨張比サイクル中に比べて圧縮作用を受ける期間が長いため、図１０（Ｂ）に示したように負圧要求充足サイクル中の圧縮作用終了点Ｂにおける燃焼室５内の空気の温度、すなわち圧縮端温度は、超高膨張比サイクル中における圧縮端温度よりも高くなる。ここで超高膨張比サイクルではノッキングが発生しない範囲内でできるだけ圧縮端圧力や圧縮端温度が高くなるように制御が行われているため、その超高膨張比サイクル中よりも圧縮端温度が高くなるとノッキングが発生してしまう場合がある。

そこで、本発明の実施形態では、負圧要求充足サイクル中においても圧縮端温度が超高膨張比サイクル中と同程度になるように負圧要求充足サイクル中の機械圧縮比が低下せしめられる。例えば、図１０に示した例では、負圧要求充足サイクル中における圧縮端温度が超高膨張比サイクル中における圧縮端温度Ｔ₀とほぼ同じ温度となるように、ピストン４が圧縮上死点にあるときの容積（図示した例ではＶ₀）が定められ、これに伴って機械圧縮比が定められる。

以上より、本発明の実施形態では、ブレーキブースタ等により負圧要求が生じた場合に、サージタンク内の負圧が基準負圧以上となるようにスロットル開度を小さくすると共にスロットル開度に応じて機関負荷に応じた量の吸入空気が燃焼室５内に供給されるように吸気弁７の閉弁時期を制御し、さらにスロットル開度及び吸気弁７の閉弁時期の変更の前後で圧縮端温度がほぼ等しくなるように機械圧縮比を制御する。

次に、図１１を参照して負圧要求が生じたときの制御について説明する。図１１は、負圧要求が生じた際のスロットル開度、サージタンク１２内の負圧、吸気弁７の閉弁時期、吸入空気量、機械圧縮比の各変化を示している。

図１１に示した例では、時刻ｔ₁において、例えばブレーキブースタ２０から負圧要求が生じている。このように負圧要求が生じると、スロットル開度が低下せしめられると共に、スロットル開度の低下に伴ってサージタンク１２内の負圧が増大する。また、スロットル開度の低下に伴って吸気弁７の閉弁時期が進角せしめられ、これにより吸入空気量は一定に維持される。さらに、スロットル開度の低下及び吸気弁７の閉弁時期の進角に伴って機械圧縮比が低下せしめられ、これにより圧縮端温度も一定に維持される。

その後、サージタンク１２内の負圧が基準負圧に達すると（時刻ｔ₂）、スロットル開度、吸気弁７の閉弁時期及び機械圧縮比はそのまま維持される。これにより、サージタンク１２内の負圧のみが高くなった状態で吸入空気量及び圧縮端温度は一定に維持される。この間、ブレーキブースタ１２内の負圧が増大せしめられる。

そしてブレーキブースタ１２内の負圧が十分高くなると、ブレーキブースタ１２による負圧要求がなくなる（時刻ｔ₃）。このように負圧要求がなくなると、スロットル開度は増大せしめられ、吸気弁７の閉弁時期は遅角され、機械圧縮比は増大せしめられ、これらスロットル開度、吸気弁７の閉弁時期及び機械圧縮比は負圧要求が生じる前の状態まで戻される（時刻ｔ₄）。

なお、上述した実施形態では、負圧要求が生じた場合に常に一定の基準負圧までサージタンク１２内の負圧が上昇するようにスロットル開度等を制御している。しかしながら、例えば、負圧を利用する装置毎に必要とする負圧の程度は異なる。したがって、負圧要求の発生している負圧を利用する装置毎にサージタンク１２内の目標負圧を変更するようにしてもよい。また、同じ負圧を利用する装置であっても機関運転状態によって必要とする負圧の程度が異なることもあるため、各装置の必要とする負圧の程度に応じてサージタンク１２内の目標負圧を変更するようにしてもよい。

また、上記実施形態では、負圧要求が生じたときに圧縮端温度が一定になるように機械圧縮比を変更している。しかしながら、圧縮端温度が一定になるように機械圧縮比を制御した場合、図１０からわかるように、超高膨張比サイクルから負圧要求充足サイクルへと変更したときにピストンが圧縮上死点にあるときの燃焼室５内の圧力（圧縮端圧力）が低下する（すなわち、燃焼室５内の容積がＶ₀であるときの圧力は圧縮終了点Ｂにおける圧力よりも小さい）。したがって、負圧要求充足サイクル時に超高膨張比サイクル時よりも僅かに圧縮端温度が高くなるように機械圧縮比を制御しても、負圧要求充足サイクル中にはノッキングは発生しない。したがって、負圧要求充足サイクル中にノッキングが発生しないように機械圧縮比を制御していれば、超高膨張比サイクル中と負圧要求充足サイクル中とで圧縮端温度が一定になるように機械圧縮比を制御しなくてもよい。

図１２は、負圧発生制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。まず、ステップＳ１０において、ブレーキブースタ２０に設けられた負圧センサ２２、サージタンク１２内に設けられた圧力センサ２３、負荷センサ４１によってそれぞれブレーキブースタ２０内のブースタ内負圧、サージタンク１２内の吸気負圧、機関負荷が検出される。次いで、ステップＳ１１において、負圧センサ２２によって検出されたブースタ負圧が限界負圧よりも小さいか否かが判定される。ここで、限界負圧とは、それ以上ブレーキブースタ２０内の負圧が低下するとブレーキブースタ２０の倍力作用が十分に発揮できなくなるような負圧である。ステップＳ１１において、ブースタ負圧が限界負圧以上であると判定された場合には制御ルーチンが終了せしめられる。

一方、ステップＳ１１において、ブースタ負圧が限界負圧よりも小さいと判定された場合には、ステップＳ１２へと進む。ステップＳ１２では、圧力センサ２３によって検出された吸気負圧が上記基準負圧よりも低いが否かが判定される。検出された吸気負圧が基準負圧以上であると判定された場合には制御ルーチンが終了せしめられる。一方、検出された吸気負圧が上記基準負圧よりも低いと判定された場合には、すなわち負圧要求が出された場合には、ステップＳ１３へと進む。

ステップＳ１３では、例えば図１３（Ａ）に示したようなマップを用いて目標スロットル開度ＴＯが算出される。すなわち、サージタンク１２内の負圧を基準負圧以上にするのに必要なスロットル開度が機関負荷Ｌ及び機関回転数Ｎの関数として図１３（Ａ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、このマップから目標スロットル開度ＴＯが算出される。

次いで、ステップＳ１４では、例えば図１３（Ｂ）に示したようなマップを用いて吸気弁７の目標閉弁時期ＩＣが算出される。すなわち、燃焼室５内に供給される吸入空気量を機関負荷に応じた量とするのに必要な吸気弁７の目標閉弁時期ＩＣが機関負荷Ｌ及び目標スロットル開度ＴＯの関数として図１３（Ｂ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、このマップから吸気弁７の目標閉弁時期ＩＣが算出される。ステップＳ１５では、例えば図１３（Ｃ）に示したようなマップを用いて目標機械圧縮比ＣＲが算出される。すなわち、圧縮端温度を一定にするのに必要な機械圧縮比ＣＲが機関負荷Ｌ及び吸気弁７の閉弁時期ＩＣの関数として図１３（Ｃ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、このマップから目標機械圧縮比ＣＲが算出される。

次いでステップＳ１６では、機械圧縮比が目標機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期が目標閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、スロットル開度が目標スロットル開度ＴＯとなるようにスロットル弁１７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。 吸気弁及び排気弁のリフト量を示す図である。 機械圧縮比、実圧縮比及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。 スロットル開度及び吸気弁の閉弁時期と圧縮端温度との関係を説明するための図である。 負圧要求が生じた際のスロットル開度等の変化を示す図である。 負圧発生制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。 目標スロットル開度等を示す図である。

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
７０ 吸気弁駆動用カムシャフト
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 可変バルブタイミング機構

Claims (10)

1. 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機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構とを具備し、
   機関吸気通路内の負圧が要求負圧よりも小さい場合には、該機関吸気通路内の負圧が要求負圧以上となるようにスロットル弁の開度を小さくすると共に該スロットル弁の開度に応じて機関負荷に応じた量の吸入空気が燃焼室内に供給されるように吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に近づく方向に移動させ、且つ機械圧縮比を小さくして圧縮端圧力を下げるようにした、火花点火式内燃機関。
2. 上記スロットル弁の開度を小さくすることによって機関吸気通路内の負圧が要求負圧以上となった場合における機械圧縮比は機関吸気通路内の負圧が要求負圧よりも小さい場合よりも小さくされる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
3. 上記スロットル弁の開度を小さくすることによって機関吸気通路内の負圧が要求負圧以上となった場合における機械圧縮比は、圧縮端温度が吸気通路内の負圧が要求負圧よりも小さい場合における圧縮端温度とほぼ同じになるように設定される、請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
4. 機関吸気通路内の負圧が要求負圧以上である場合、機関低負荷運転時には膨張比が２０以上とされる、請求項１〜３のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
5. 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ほぼ同じ圧縮比とされる、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. 吸気通路内の負圧が要求負圧以上である場合、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吸気下死点から離れる方向に移動せしめられる、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。
7. 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６に記載の火花点火式内燃機関。
8. 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上記スロットル弁が全開状態に保持される、請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
9. 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上記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７に記載の火花点火式内燃機関。
10. 機関吸気通路内の負圧が要求負圧以上である場合、機関低負荷運転時には機械圧縮比が最大機械圧縮比とされる、請求項１〜９のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。

Images