JP5045850B2

JP5045850B2 - 火花点火式内燃機関

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Publication number: JP5045850B2
Application number: JP2011511251A
Authority: JP
Inventors: 吉弘岡田; 力一林
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2009-04-28
Filing date: 2009-04-28
Publication date: 2012-10-10
Anticipated expiration: 2029-04-28
Also published as: WO2010125694A1; JPWO2010125694A1; CN102137994B; US8701605B2; DE112009004712B4; US20120031377A1; CN102137994A; DE112009004712T5

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、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御され、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる火花点火式内燃機関が知られている（例えば、特許文献１）。
特に、特許文献１に記載された火花点火式内燃機関では、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ているため、機関中高負荷運転時には、機関負荷の増大に伴って吸気弁の閉弁時期を進角させるようにしている。また、このように吸気弁の閉弁時期を進角させて燃焼室内に供給される吸入空気量を増大させた場合、機械圧縮比を一定のまま維持するとノッキングの発生を招くため、機関中高負荷運転時には吸気弁の閉弁時期の進角に伴って機械圧縮比を低下させるようにしている。

特開２００７−３０３４２３号公報

ところで、特許文献１に記載された火花点火式内燃機関では、上述したように、機関中負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期を進角させることによって燃焼室内に供給される吸入空気量を増大させ、これに伴って実圧縮比が一定となるように機械圧縮比を低下させるようにしている。しかしながら、機械圧縮比を低下させると、同時に膨張比をも低下させることになる。このような膨張比の低下は熱効率の低下を招き、結果的に燃費を悪化させてしまうことになる。
そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、機関中負荷運転時における機械圧縮比の低下に伴う熱効率の低下を抑制した火花点火式内燃機関を提供することにある。

本発明は、上記課題を解決するための手段として、請求の範囲の各請求項に記載された内燃機関の制御装置を提供する。

本発明の１番目の態様では、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、過給器とを具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる火花点火式内燃機関において、機関中負荷運転時には、機関低負荷運転時に比べて、過給器の過給作用によって吸気管内の圧力を上昇させることで燃焼室内に供給される吸入空気量が増大せしめられると共に、機械圧縮比を低下させることで実圧縮比が低下せしめられ、機関中負荷運転時には、吸気管内の圧力が吸気管の構造上又は過給器の能力上それ以上上昇させることができない限界圧力に到達するまで、機関負荷が高くなるほど実圧縮比が低下せしめられ、吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低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の開度を変えることによって制御される。

１番目の態様によれば、機関中負荷運転時には機関低負荷運転時に比べて過給器の過給作用によって吸気管内の圧力を上昇させることで燃焼室内に供給される吸入空気量が増大せしめられる。このため、吸気弁の閉弁時期を進角させることによってのみ燃焼室内に供給される吸入空気量を増大させる場合に比べて、機関中負荷運転時において機械圧縮比を低下させる程度は小さい。このため、膨張比の低下を低く抑えることができ、これに伴って熱効率の低下を抑制することができる。

また、過給器の過給作用によって吸気管内の圧力を上昇させることで燃焼室内に供給される吸入空気量が増大せしめられると、ピストンが圧縮上死点にある時の燃焼室内の温度（圧縮端温度）が上昇し、ノッキングが発生し易くなるが、１番目の態様によれば、実圧縮比が低下せしめられるため、圧縮端温度が上昇してもノッキングの発生を抑制することができる。

本発明の２番目の態様では、吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低い中負荷運転領域では吸気弁の閉弁時期が１１５°ＡＢＤＣ〜１３０°ＡＢＤＣとされる。

本発明の３番目の態様では、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、過給器とを具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる火花点火式内燃機関において、機関中負荷運転時には、機関低負荷運転時に比べて、過給器の過給作用によって吸気管内の圧力を上昇させることで燃焼室内に供給される吸入空気量が増大せしめられると共に、機械圧縮比を低下させることで実圧縮比が低下せしめられ、機関中負荷運転時には、吸気管内の圧力が吸気管の構造上又は過給器の能力上それ以上上昇させることができない限界圧力に到達するまで、機関負荷が高くなるほど実圧縮比が低下せしめられ、吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低い中負荷運転領域では吸気弁の閉弁時期が１１５°ＡＢＤＣ〜１３０°ＡＢＤＣとされる。

本発明の４番目の態様では、吸気管内の圧力が限界圧力に到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吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される。

本発明の５番目の態様では、吸吸気管内の圧力が限界圧力に到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。

本発明の６番目の態様では、吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低い中負荷運転領域では吸気弁の閉弁時期が機関負荷及びインタークーラの冷却効率に基づいて設定される。

本発明の７番目の態様では、吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低い中負荷運転領域では機関負荷に関わらず吸気弁の閉弁時期がほぼ一定に保持される。

本発明の８番目の態様では、吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低い中負荷運転領域では機関負荷に関わらず吸気弁の閉弁時期が１０°以内に保持される。

本発明の９番目の態様では、吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低い中負荷運転領域ではインタークーラの冷却効率が高くなるにつれて吸気弁の閉弁時期が遅らされる。

本発明の１０番目の態様では、上記過給器として大容量側と小容量側との間で容量を変更可能な可変容量式ターボチャージャが用いられ、該可変容量式ターボチャージャを大容量側で用いた場合に過給圧が吸気管の構造上それ以上上昇させることができない限界圧力に到達する機関回転数よりも高い回転数領域では可変容量式ターボチャージャの容量が大容量側に設定せしめられる。

本発明の１１番目の態様では、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。

本発明の１２番目の態様では、機関低負荷運転時には膨張比が２０以上とされる。

以下、添付図面と本発明の好適な実施形態の記載から、本発明を一層十分に理解できるであろう。

図１は、火花点火式内燃機関の全体図である。図２は、可変圧縮比機構の分解斜視図である。図３Ａは、図解的に表した内燃機関の側面断面図である。図３Ａは、図解的に表した内燃機関の側面断面図である。図４は、可変バルブタイミング機構を示す図である。図５Ａは、吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。図５Ｂは、吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。図６Ａは、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。図６Ｂは、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。図６Ｃは、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。図７は、理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。図８Ａは、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。図８Ｂは、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。図９は、機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。図１０は、吸気弁の閉弁時期に応じた吸気管内の圧力等の変化を示す図である。図１１は、吸気弁の閉弁時期と熱効率との関係について示す図である。図１２は、充填効率及びＩＣ効率と、理論熱効率が最大となる吸気弁の閉弁時期との関係を示す図である。図１３は、車両の速度及び吸入空気量とＩＣ効率との関係を示す図である。図１４は、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１５は、可変ノズルターボチャージャを説明するための図である。図１６は、機関回転数と可変容量式ターボチャージャによって生じる過給圧との関係を示す図である。

以下、図面を参照して本発明による実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。
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の入口は吸入空気量を検出するための吸入空気量検出器１６を介してエアクリーナ１７に連結される。吸気ダクト１４にはインタークーラ１８が設けられると共に、インタークーラ１８下流の吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１９によって駆動されるスロットル弁２０が配置される。なお、本実施形態では、燃焼室５内へ供給される空気の過給を行う過給器として排気ターボチャージャを用いた例を示しているが、排気ターボチャージャの代わりにスーパーチャージャ等、様々な過給器を用いることができる。また、以下の説明では、スロットル弁２０下流の吸気ダクト１４、サージタンク１２、吸気枝管１１、吸気ポート８をまとめて吸気管と称する。

一方、排気ポート１０は排気マニホルド２１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２２を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２３に連結される。排気マニホルド２１と排気管２２とは排気タービン１５ｂを迂回する排気バイパス通路２４により連結され、この排気バイパス通路２４内にはアクチュエータ２５によって駆動されるバイパス制御弁２６が配置される。なお、触媒コンバータ２３の入口に空燃比センサ２７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、さらに吸気弁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、空燃比センサ２７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。さらに入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば１０°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１９、バイパス弁駆動用アクチュエータ２５、可変圧縮比機構Ａおよ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３Ａ及び図３Ｂ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に示される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３Ａ及び図３Ｂ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に示される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３Ａ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３Ａにおいて実線の矢印で示される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３Ａ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３Ｂに示されるように偏心軸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３Ａと図３Ｂ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、したが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に示される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。本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３Ｂに示される可変圧縮比機構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８９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。したがってカム位相変更部Ｂ１によって図５Ａに示したようにカムシャフト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。すなわち、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８９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、したがって制御ロッド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８９と係合し始める場合には図５Ｂ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８９と係合する。この場合には図５Ｂ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方向にさらに相対回転せしめられると図５Ｂ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さらに小さくなる。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（作用角）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、すなわち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、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および図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、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。特に、本発明による実施形態では、吸気弁７の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構であれば、如何なる形式の機構を用いてもよい。また、排気弁９に対しても吸気弁７の可変バルブタイミング機構Ｂと同様な可変バルブタイミング機構を設けてもよい。

次に図６Ａ〜図６Ｃ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６Ａ〜図６Ｃ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６Ａ〜図６Ｃ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６Ａ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６Ａに示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。

図６Ｂ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６Ｂに示される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。したが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６Ｂに示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。

図６Ｃ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６Ｃに示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。

次に図７、図８Ａ及び図８Ｂを参照しつつ超高膨張比サイクルについて説明する。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８Ａ及び図８Ｂ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８Ａ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８Ａに示す例でも図６Ａ〜図６Ｃ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８Ａ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。したが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、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すると、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。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。したが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ε＝１０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の実線で示した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、したが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８Ｂは可変圧縮比機構Ａおよ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８Ｂ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８Ａに示される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８Ｂに示される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。このため、図８Ｂに示したサイクルを超高膨張比サイクルと称する。

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、したが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８Ｂに示される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、したが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。したがって本発明では機関低負荷運転時には図８Ｂ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８Ａに示す通常のサイクルとするようにしている。

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には或る機関回転数における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、吸気管内の圧力、スロットル弁２０の開度及び吸入空気量の各変化が示されている。特に、図９中の実線は、本発明による実施形態のように排気ターボチャージャ１５を備えた火花点火式内燃機関における各パラメータの変化を示しており、図９中の破線は、排気ターボチャージャ１５等の過給器を備えていない火花点火式内燃機関における各パラメータの変化を示している。

なお、図示した例では触媒コンバータ２３内の三元触媒によって排気ガス中の未燃炭化水素（未燃ＨＣ）、一酸化炭素（ＣＯ）及び窒素酸化物（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２７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。

まず、図９中に破線で示した、排気ターボチャージャ１５等の過給器を備えていない火花点火式内燃機関の運転制御について説明する。

過給器を備えていない火花点火式内燃機関では、上述したように機関高負荷運転時には図８Ａに示される通常のサイクルが実行される。したがって図９に破線で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、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２０の開度は全開又はほぼ全開に保持されている。

一方、図９に破線で示したように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。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に破線で示した如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、したがって機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁２０は全開又はほぼ全開状態に保持されており、したがって燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁２０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。したがってピストン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。

機関負荷がさらに低くなると機械圧縮比はさらに増大せしめられ、機関負荷がＬ₁まで低下すると、機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が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。したがって機関負荷Ｌ₁よりも負荷の低い領域では、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機関負荷Ｌ₁よりも負荷の低い領域では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、図９に破線で示した例では、機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期が遅らされ、機関負荷がＬ₁まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室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となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると、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Ｌ₁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することができない。図９に破線で示した例ではこのとき、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Ｌ₁よりも負荷の低い領域では、スロットル弁２０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２０による吸入空気量の制御が行われると図９に示されるようにポンピング損失が増大する。

なお、スロットル弁２０による吸入空気量の制御が行われるとポンピング損失が増大することから、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Ｌ₁よりも負荷の低い領域ではスロットル弁２０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。或いは、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Ｌ₁よりも負荷の低い領域において、スロットル弁２０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ＥＧＲ弁２５の開度を大きくすることもできる。

また、上述した例では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達するときの機関負荷と、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷が同一の機関負荷Ｌ₁となっているが、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達するときの機関負荷は吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷と同一でなくてもよい。例えば、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達するときの機関負荷が吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷よりも高い場合には、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達してから吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するまでの間、吸気弁７の閉弁時期のみが遅らされることになるため、機関負荷が低くなるにつれて実圧縮比が低下せしめられることになる。

また、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にくくなり、したが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。

さらに、上述したように図８Ｂ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。しかしながら、実用上使用可能な実圧縮比の範囲（ε＝５程度〜１３程度）において最大理論熱効率が得られる膨張比は２０以上であるため、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に破線で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。

さらに、吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点よりも進角側の時期とした場合、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吸入空気量を制御することができる。したがって、吸気弁７の閉弁時期の制御についてまとめて表現すると、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Ｌ₁まで圧縮下死点から離れる方向に移動せしめられることになる。

次に、図９中に実線で示した本発明による実施形態における運転制御、すなわち排気ターボチャージャ１５等の過給器を備えた火花点火式内燃機関の運転制御について説明する。

過給器を備えた火花点火式内燃機関においても、機関低負荷運転時には図８Ｂに示す超高膨張比サイクルが実行される。したがって、図９に実線で示したように、機関低負荷運転時には機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比に保持される。一方、図９に実線で示したように、吸気弁７の閉弁時期は、吸気弁７がとりうる最も遅角側の時期、すなわち燃焼室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とされる。これにより、機関低負荷運転時には、超高膨張比サイクルが実行される。特に、本発明による実施形態では、機関低負荷運転領域に亘って、機械圧縮比は限界機械圧縮比に保持され、吸気弁７の閉弁時期は限界閉弁時期に保持されることから、実圧縮比も一定に保持されることになる。

また、機関低負荷運転時においては、吸気弁７の閉弁時期によっては燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御することができないため、本発明による実施形態では、スロットル弁２０によって燃焼室５内に供給される吸入空気量の制御が行われる。したがって、機関低負荷運転時には、図９に示したように、機関負荷が高くなるにつれてスロットル弁２０の開度が大きくされる。これにより、機関負荷が高くなるにつれて吸気管（スロットル弁２０下流の吸気ダクト１４、サージタンク１２、吸気枝管１１、吸気弁７上流の吸気ポート８）内の圧力が増大せしめられ、これに伴って燃焼室５内に供給される吸入空気量が増大せしめられる。

なお、機関低負荷運転時においては、図９に実線で示した過給器を備えている場合も、図９に破線で示した過給器を備えていない場合と同様な制御が行われる。ただし、本発明による実施形態のように過給器を備えている場合には、過給器を備えていない場合に比べて、過給器の過給作用により、スロットル弁２０の開度が同一なときの吸気管内の圧力が高くなる。このため、本発明による実施形態では、機関低負荷運転時において、過給器を備えていない場合に比べて、スロットル弁２０の開度が小さくされる。

一方、機関負荷がさらに高くなると、排気ターボチャージャ１５のコンプレッサ１５ａにより燃焼室５内に供給される空気の過給が行われ、図９に実線で示したように吸気管内の圧力が徐々に上昇していき、機関負荷Ｌ₁において吸気管内の圧力が大気圧となる。本発明による実施形態では、吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷Ｌ₁よりも負荷が高くなっても、図９に実線で示したように吸気弁７の閉弁時期はそのまま限界閉弁時期近傍に保持される。したがって、吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷Ｌ₁よりも負荷の高い領域では、吸気弁７の閉弁時期によっては燃焼室５内に供給される吸入空気量の制御が行われないため、スロットル弁２０によって燃焼室５内に供給される吸入空気量の制御が行われる。したがって、吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷Ｌ₁よりも負荷が高くなっても、機関負荷が高くなるにつれてスロットル弁２０の開度が大きくされる。

一方、吸気管内の圧力が大気圧以上となると、吸気弁７の閉弁時には燃焼室５内に過給により昇温された高温の空気が供給されることになり、その結果、ピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５内の温度（圧縮端温度）が高くなり、よってノッキングが発生し易くなる。このため、本発明による実施形態では、図９に実線で示したように吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷Ｌ₁よりも負荷が高くなると、機関負荷Ｌ₁が高くなるにつれて機械圧縮比が低下せしめられる。上述したように、吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷Ｌ₁よりも負荷が高くなっても吸気弁７の閉弁時期は限界閉弁時期近傍に保持されるため、機械圧縮比の低下に伴って実圧縮比が低下せしめられる。これにより、ノッキングの発生が抑制せしめられる。

すなわち、本発明の実施形態によれば、吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷Ｌ₁よりも負荷の高い機関中負荷運転時においては、機関低負荷運転時に比べて、主に排気ターボチャージャ１５のコンプレッサ１５ａによって吸気管内の圧力を上昇させることで燃焼室５内に供給される吸入空気量が増大せしめられる。換言すると、本発明の実施形態によれば、機関負荷Ｌ₁よりも負荷の高い機関中負荷運転時においては、燃焼室５内に供給される吸入空気量の増大は基本的に吸気弁７の閉弁時期を進角することによっては行われない。

また、本発明の実施形態によれば、吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷Ｌ₁よりも負荷の高い機関中負荷運転時においては、機関低負荷運転時に比べて、主に機械圧縮比を低下させることで実圧縮比が低下せしめられる。換言すると、機関負荷Ｌ₁よりも負荷の高い機関中負荷運転時においては、基本的に吸気弁７の閉弁時期を進角することによっては実圧縮比の低下は行われない。

機関中負荷運転領域において、機関負荷が高くなるにつれてスロットル弁２０の開度を大きくすると、吸気管内の圧力が吸気管の構造上それ以上高くすることができない限界圧力（すなわち、それ以上吸気管内の圧力を高めると吸気管の破損を招く可能性が高くなる圧力）に達する。吸気管内の圧力が限界圧力達すると、吸気管内の圧力が限界圧力に達したときの機関負荷Ｌ₂よりも負荷の高い領域では吸気管内の圧力が限界圧力に保持される。

吸気管内の圧力が限界圧力に保持されると、もはや吸気管内の圧力を高めることによって燃焼室５内に供給される吸入空気量を増大させることはできない。そこで、本発明による実施形態では、図９に実線で示したように、吸気管内の圧力が限界圧力に達したときの機関負荷Ｌ₂よりも負荷の高い領域では、吸気弁７の閉弁時期によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御される。したがって、斯かる領域では、機関負荷が高くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期が進角せしめられる。

一方、吸気管内の圧力が限界圧力に達したときの機関負荷Ｌ₂よりも負荷の高い領域では、吸気管内の圧力は限界圧力に保持される。したがって、燃焼室５内に供給される空気の温度も、それ以上過給によって昇温されることはなく、一定に保持される。このため、吸気管内の圧力が限界圧力に達したときの機関負荷Ｌ₂よりも負荷の高い領域では、それ以上ノッキングが発生し易くなることはなく、このため実圧縮比は一定に保持される。また、機関負荷Ｌ₂よりも負荷の高い領域では、吸気弁７の閉弁時期が進角されても実圧縮比が一定になるように、機関負荷が高くなるにつれて機械圧縮比が低くされる。

なお、上記実施形態では、吸気管内の圧力を吸気管の構造上それ以上高くすることができない限界圧力まで高めることとしている。しかしながら、排気ターボチャージャ１５や吸気管の構造及び機関回転数によっては、吸気管内の圧力が吸気管の構造上それ以上高くすることができない圧力よりも、排気ターボチャージャ１５の能力上それ以上高くすることができない圧力（すなわち、バイパス制御弁２６を全閉、スロットル弁２０を全開としもそれ以上高くならない圧力）の方が低い場合がある。このような場合には、機関負荷が高くなるにつれて排気ターボチャージャ１５の能力上それ以上高くすることができない能力限界圧力まで吸気管内の圧力が高められ、それよりも機関負荷の高い領域では、吸気管内の圧力は能力限界圧力に保持される。この場合、吸気管内の圧力が能力限界圧力に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では、機関負荷が高くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期が進角されると共に機械圧縮比が低くされる。

また、上記実施形態では、過給器を備えていない火花点火式内燃機関との比較のために、吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷が、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達するときの機関負荷及び吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷と同一の機関負荷Ｌ₁とされているが、必ずしも同一の機関負荷とされる必要はない。

ところで、上述したように、過給器を備えていない火花点火式内燃機関では、吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷Ｌ₁から吸気管内の圧力が限界圧力に達したときの機関負荷Ｌ₂までの間、機関負荷が高くなるにつれて、燃焼室５内に供給される吸入空気量を増大させるべく吸気弁の７の閉弁時期が進角せしめられると共に、実圧縮比を一定に維持すべく機械圧縮比が低下せしめられる。

これに対して、排気ターボチャージャ１５を備えた本発明による実施形態の火花点火式内燃機関では、吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷Ｌ₁から吸気管内の圧力が限界圧力に達したときの機関負荷Ｌ₂までの間、吸気弁７の閉弁時期は機関負荷に関わらず限界閉弁時期近傍に保持されると共に、機関負荷が高くなるにつれて実圧縮比が低下せしめられ、これに伴って機械圧縮比が低下せしめられる。

ここで、図９に示すように、機関負荷Ｌ₁よりも負荷の高い領域では、排気ターボチャージャ１５を備えた本発明による実施形態の火花点火式内燃機関では、過給器を備えていない火花点火式内燃機関よりも、機械圧縮比が高くせしめられると共に実圧縮比が僅かに低くせしめられる。上述したように、熱効率を高めるためには、実圧縮比を高めることよりも、機械圧縮比、すなわち膨張比を高める方が効果的である。このため、本発明による実施形態では、機関負荷Ｌ₁よりも負荷の高い領域において、熱効率を極めて高いものとすることができる。以下、このことについてより詳しく説明する。

図１０は、ノッキングの程度を一定に保った場合における、吸気弁７の閉弁時期に応じた吸気管内の圧力、吸気管内の温度、圧縮比、理論熱効率の各変化について机上検討した結果を示している。図１０に示した例では、燃焼室５内に供給される空気の充填効率を６０％、インタークーラ１８による冷却効率（以下、「ＩＣ効率」という）を８０％とした場合における各変化を示している。ここで、ＩＣ効率η_ICとは、インタークーラ１８による圧縮空気の冷却効率を示しており、インタークーラ１８の入口における空気の温度をＴ_in、インタークーラ１８の出口における空気の温度をＴ_out、大気温度をＴ_airとすると、下記式（１）によって表される。
η_IC＝（Ｔ_in−Ｔ_out）／（Ｔ_in−Ｔ_air） …（１）

各吸気弁７の閉弁時期毎の理論熱効率の算出は、以下のようにして行った。まず、吸気弁７の閉弁時期に基づいて充填効率が６０％となるように吸気管内の圧力を算出し、その後、この吸気管内の圧力に基づいてＩＣ効率が８０％となるように吸気管内の温度を算出する。このようにして算出された吸気管内の圧力、吸気管内の温度及び吸気弁７の閉弁時期に基づいて、ノッキングの程度が所定の程度となるような、具体的には各吸気弁７の閉弁時期毎に算出されるLivengood-Wu積分の圧縮上死点における積分値が或る一定の値となるような実圧縮比を算出する。このようにして算出された実圧縮比と吸気弁７の閉弁時期とに基づいて機械圧縮比を算出する。その後、このようにして算出された機械圧縮比、実圧縮比、吸気弁７の閉弁時期、吸気管内の圧力、吸気管内の温度に基づいて理論熱効率が算出される。

図１０に示したように、充填効率が６０％、ＩＣ効率が８０％という条件では、吸気弁７の閉弁時期が１２０°ＡＢＤＣ付近の閉弁時期Ｂで最大となる。一方、過給器を備えていない火花点火式内燃機関の場合、吸気管内の圧力は大気圧以上にはならないことから、吸気弁７の閉弁時期が９０°ＡＢＤＣ付近の閉弁時期Ａで最大となる。したがって、排気ターボチャージャ２０等の過給器を用いて吸気管内の圧力（すなわち、燃焼室５内に供給された空気の圧力）を高めた場合の理論熱効率は、過給器を用いなかった場合の理論熱効率よりも高くなることがわかる。したがって、排気ターボチャージャ２０を用いている本発明による実施形態では、高い熱効率を得ることができる。

ところで、上記説明では、吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷Ｌ₁から吸気管内の圧力が限界圧力に達したときの機関負荷Ｌ₂までの機関負荷領域において、吸気弁７の閉弁時期は限界閉弁時期近傍に保持されるとしているが、本発明による実施形態では、具体的には、機関負荷及びＩＣ効率に応じて吸気弁７の閉弁時期を制御している。

図１１は、或る機関負荷（充填効率６０％）における吸気弁７の閉弁時期と熱効率との関係について机上検討した結果を示した図である。ＩＣ効率が８０％であるときの吸気弁７の閉弁時期に対する理論熱効率の推移は、図１０に示した場合と同一である。

図１１からわかるように、理論熱効率は、吸気弁７の閉弁時期が進角側の時期から遅らされていくと、ＩＣ効率とは無関係に、最初は徐々に上昇していき、或る閉弁時期においてピークを迎え、その後低下する。ここで、理論熱効率がピークとなるときの吸気弁７の閉弁時期は、図１１にプロットしたようにＩＣ効率に応じて異なる。具体的には、図１１に示したようにＩＣ効率が高いほど理論熱効率が最大となる吸気弁７の閉弁時期が遅くなる。このような傾向は、図１１に示した或る機関負荷のみならず、他の機関負荷、特に吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷Ｌ₁から吸気管内の圧力が限界圧力に達したときの機関負荷Ｌ₂までの機関中負荷運転領域においても同様である。

そこで、本発明による実施形態では、吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷Ｌ₁から吸気管内の圧力が限界圧力に達したときの機関負荷Ｌ₂までの機関中負荷運転時において、機関負荷及びＩＣ効率に応じて理論熱効率が最大となるように吸気弁７の閉弁時期が設定される。例えば、図１１に示した例では、充填効率が６０％、ＩＣ効率が８０％の場合には、吸気弁７の閉弁時期が時期Ｂとされ、充填効率が６０％、ＩＣ効率が２０％の場合には、吸気弁７の閉弁時期が時期Ｃとされる。

図１２は、充填効率（機関負荷）及びＩＣ効率と、これら充填効率及びＩＣ効率に基づいて理論熱効率が最大となるように算出された吸気弁７の閉弁時期との関係を示す図である。図１２に示したように、理論熱効率が最大となる吸気弁７の閉弁時期は、基本的に、充填効率が高くなるほど、すなわち機関負荷が高くなるほど早く、またＩＣ効率が高くなるほど遅い。

ここで、一般的なインタークーラを用いた場合、機関通常運転時において、ＩＣ効率は通常６０〜９０％程度となる。すなわち、一般的なインタークーラを用いた場合には、内燃機関が実際にとりうる領域は主に図１２に斜線で示した領域であるといえる。

そして、この図１２に斜線で示した領域において吸気弁７の閉弁時期は１１５〜１３０°ＡＢＤＣとなっている。すなわち、ＩＣ効率が実用域である６０〜９０％となっている場合、理論熱効率が最大となる吸気弁７の閉弁時期は、全ての機関負荷において、１１５〜１３０°ＡＢＤＣの範囲内となっている。したがって、本発明による実施形態では、特に、機関中負荷運転時においては、吸気弁７の閉弁時期は１１５〜１３０°ＡＢＤＣとされる。

さらに、図１２から分かるように、ＩＣ効率が６０〜９０％の領域では、理論熱効率が最大となる吸気弁７の閉弁時期は、充填効率が４０％以上の時、すなわち機関中高負荷運転時には、充填効率（すなわち機関負荷）に関わらず、ほぼ一定となっている。そこで、本発明による実施形態では、機関中負荷運転時には、吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷に関わらずにほぼ一定とされる。ただし、機関中負荷運転時における吸気弁７の閉弁時期は、ＩＣ効率に応じて変化せしめられる。なお、ほぼ一定とは、具体的には１０°、好ましくは５°以内の範囲とされる。

なお、本発明による実施形態では、ＩＣ効率は、インタークーラ１８の上下流に設けられた温度センサ（図示せず）及び大気温度センサ（図示せず）に基づいて上記式（１）を用いて算出される。

また、ＩＣ効率は、車両の速度が速くなるほどインタークーラ１８に当たる風量が多くなることから高くなり、また、吸入空気量が多くなるほど圧縮された空気がインタークーラ１８内で冷却される期間が短くなることから低くなる。したがって、上記センサを用いてＩＣ効率を算出する代わりに、図１３に示したようなマップを用いて、火花点火式内燃機関を搭載した車両の速度及び吸入空気量に基づいてＩＣ効率を算出するようにしてもよい。また、ＩＣ効率の算出にあたり、吸入空気量の代わりに機関負荷、機関回転数を用いても良い。

また、上記実施形態では、吸気管内の圧力が大気圧となる機関負荷Ｌ₁よりも負荷の低い機関低負荷運転領域では、吸気弁７の閉弁時期を限界閉弁時期に保持し、機関負荷Ｌ₁から吸気管内の圧力が限界圧力に達したときの機関負荷Ｌ₂までの機関中負荷運転領域では、上述したように吸気弁７の閉弁時期をＩＣ効率に応じて設定される一定の閉弁時期に、すなわち限界閉弁時期とは別の閉弁時期に保持している。しかしながら、吸気管内の圧力が限界圧力に達したときの機関負荷Ｌ₂までの機関中低負荷運転領域において、吸気弁７の閉弁時期を限界閉弁時期、または限界閉弁時期近傍のほぼ一定の時期に保持するようにしてもよい。この場合でも、比較的高い熱効率を得られると共に、機関制御を容易なものとすることができる。

図１４は、本発明による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フローチャートである。図１４を参照すると、まずステップＳ１１において負荷センサ４１の出力に基づいて機関負荷Ｌが検出され、吸入空気量検出器１６の出力に基づいて吸入空気量が検出される。次いで、ステップＳ１２、Ｓ１３では、ステップＳ１１で検出された機関負荷Ｌが、負荷Ｌ₁以下の領域、負荷Ｌ₁よりも高く負荷Ｌ₂以下の領域、負荷Ｌ₂よりも高い領域のうちのいずれの領域にあるかが判定される。

ステップＳ１２、Ｓ１３において、機関負荷Ｌが負荷Ｌ₁以下の領域にあると判定された場合には、ステップＳ１４へと進む。ステップＳ１４では、吸気弁７の目標閉弁時期が限界閉弁時期とされる。次いで、ステップＳ１５では、目標機械圧縮比が限界機械圧縮比とされる。次いで、ステップＳ１６では、機関負荷Ｌに基づいて、燃焼室５内に供給される吸入空気量が機関負荷Ｌに応じた吸入空気量となるように、目標スロットル開度が算出される。その後、ステップＳ２５へと進む。

一方、ステップＳ１２、Ｓ１３において、機関負荷が負荷Ｌ₁よりも高く負荷Ｌ₂以下の領域にあると判定された場合には、ステップＳ１７へと進む。ステップＳ１７では、内燃機関を搭載した車両の速度及びステップＳ１１で検出された吸入空気量に基づいて、図１３に示したようなマップを用いてＩＣ効率が算出される。次いで、ステップＳ１８では、ステップＳ１１で検出された機関負荷Ｌ及びステップＳ１７で算出されたＩＣ効率に基づいて、図１２に示したようなマップを用いて吸気弁７の目標閉弁時期が算出される。次いで、ステップＳ１９では、機関負荷Ｌに応じて目標実圧縮比が算出され、ステップ２０では、ステップＳ１８で算出された吸気弁７の目標閉弁時期及びステップＳ１９で算出された目標実圧縮比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Ｓ２１では、機関負荷Ｌ、吸気弁７の目標閉弁時期に基づいて、燃焼室５内に供給される吸入空気量が機関負荷Ｌに応じた吸入空気量となるように、目標スロットル開度が算出される。その後、ステップＳ２５へと進む。

さらに、ステップＳ１２、Ｓ１３において、機関負荷が負荷Ｌ₂よりも高い領域にあると判定された場合には、ステップＳ２２へと進む。ステップＳ２２では、機関負荷Ｌに基づいて吸気弁７の目標閉弁時期が算出される。特に、機関負荷が負荷Ｌ₂よりも高い領域にあるときには、スロットル弁２０の開度は全開とされていることから、燃焼室５内に供給される吸入空気量が機関負荷Ｌに応じた吸入空気量となるように、吸気弁７の目標閉弁時期が算出される。次いで、ステップＳ２３では、ステップＳ２２で算出された吸気弁７の目標閉弁時期に基づいて、実圧縮比が予め定められた一定の実圧縮比となるように、目標機械圧縮比が算出される。ステップＳ２４では、目標スロットル開度が全開とされ、その後、ステップＳ２５へと進む。

ステップＳ２５では、ステップＳ１４、Ｓ１９又はＳ２２において算出された吸気弁７の目標閉弁時期となるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、ステップＳ１５、Ｓ２０又はＳ２３において算出された目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構Ａが制御され、且つステップＳ１６、Ｓ２１又はＳ２４において算出された目標スロットル開度となるようにスロットル弁２０のアクチュエータ１９が制御され、制御ルーチンが終了せしめられる。

ところで、本発明による実施形態では、排気ターボチャージャ１５として、通常の排気ターボチャージャの他、可変容量式ターボチャージャを用いることができる。以下では、排気ターボチャージャ１５として可変容量式ターボチャージャを用いた場合について説明する。

可変容量式ターボチャージャ１５は、ターボチャージャの容量の小さい小容量モードとターボチャージャの容量の大きい大容量モードとの間で切替可能なターボチャージャである。可変容量式ターボチャージャ１５が小容量モードに設定されているときには、燃焼室５から排出される排気ガスの圧力、温度及び流速等が低いときであっても吸入空気の十分な過給を行うことができるが、排気ガスの圧力、温度及び流速等が高いときにはターボチャージャ１５による排気抵抗が高くなってしまう。一方、可変容量ターボチャージャ１５が大容量モードに設定されているときには、燃焼室５から排出される排気ガスの圧力、温度及び流速等が高いときであってもターボチャージャ１５による排気抵抗の上昇を抑制することができるが、排気ガスの圧力、温度及び流速等が低いときには吸入空気を十分に過給することができない。

このような可変容量式ターボチャージャ１５の例としては、例えば、図１５に示したようなノズルベーン１０１を備えた可変ノズルターボチャージャが挙げられる。図１５に示した例では、ノズルベーン１０１は、排気タービン１５ｂのタービンホイール１０２の周りであって排気ガスがタービンホイール１０２に向かって流入する通路内に設けられている。可変ノズルターボチャージャは、ノズルベーン１０１の向きを図１５に実線で示したような向きにして開口面積を広げた大容量モードと、ノズルベーン１０１の向きを図１５に破線で示したような向きにして開口面積を狭めた小容量モードとの間で切替を行うことができる。すなわち、可変ノズルターボチャージャでは、ノズルベーン１０１の向きを変えることによってターボチャージャの容量を切り替えることができる。

なお、可変容量式ターボチャージャ１５としては、大容量モードと小容量モードとの間でターボチャージャの容量を切り替えることができれば、シーケンシャルツインターボ等、如何なるターボチャージャを用いても良い。

ところで、本実施形態では、機関負荷が高くなるにつれて吸気管内の圧力を、吸気管の構造上それ以上高くすることができない限界圧力まで高め、それ以上機関負荷の高い領域では吸気管内の圧力を限界圧力としており、このように過給による吸気管内の圧力をできるだけ高めることによって高い熱効率を実現している。

ところが、本実施形態のように可変容量式ターボチャージャを用いなかった場合には、機関回転数によっては、この限界圧力よりも、排気ターボチャージャの能力上それ以上高くすることができない能力限界圧力の方が低い場合がある。この場合、過給による吸気管内の圧力を十分に高めることができず、その結果、熱効率を十分に高めることができない。

そこで、本実施形態では、可変容量式ターボチャージャ１５を用いることによって、機関回転数が低いときから高いときまでターボチャージャ１５によって生成される過給圧を限界圧力に維持するようにしている。

図１６は、機関回転数と可変容量式ターボチャージャ１５によって生じる過給圧との関係を示す図である。図１６に示したように、可変容量式ターボチャージャ１５が小容量モードに設定されている場合には機関回転数が低いときから過給圧は高いものとされる。一方、可変容量式ターボチャージャ１５が大容量モードに設定されている場合には機関回転数が低いときには過給圧は低く、機関回転数が高くなるにつれて徐々に過給圧が上昇し、機関回転数Ｘにおいて限界圧力に達する。

そこで、本実施形態では、機関回転数が回転数Ｘよりも低いときには可変容量式ターボチャージャ１５を小容量モードに設定し、機関回転数が回転数Ｘ以上になると可変容量式ターボチャージャ１５を大容量モードに切り替えることにしている。これにより、機関回転数が低いときから高いときまで過給圧を限界圧力に維持することができる。これにより、能力限界圧力が限界圧力よりも低くなることが防止され、熱効率を常に高いものとすることができるようになる。

なお、可変容量式ターボチャージャ１５の小容量モードから大容量モードへの切替ポイントを、回転数Ｘよりも高い機関回転数とすることもできる。ただし、この場合、回転数Ｘよりも高い機関回転数で可変容量式ターボチャージャ１５を小容量モードに設定していると排圧が上昇してしまい、効率の悪化を招く。このため、可変容量式ターボチャージャ１５の小容量側から大容量側への切替ポイントは回転数Ｘとするのが好ましい。

なお、本発明について特定の実施形態に基づいて詳述しているが、当業者であれば本発明の請求の範囲及び思想から逸脱することなく、様々な変更、修正等が可能である。

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
１５排気ターボチャージャ
１８インタークーラ
Ａ可変圧縮比機構
Ｂ可変バルブタイミング機構

Claims

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、過給器とを具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる火花点火式内燃機関において、
機関中負荷運転時には、機関低負荷運転時に比べて、過給器の過給作用によって吸気管内の圧力を上昇させることで燃焼室内に供給される吸入空気量が増大せしめられると共に、機械圧縮比を低下させることで実圧縮比が低下せしめられ、
機関中負荷運転時には、吸気管内の圧力が吸気管の構造上又は過給器の能力上それ以上上昇させることができない限界圧力に到達するまで、機関負荷が高くなるほど実圧縮比が低下せしめられ、
吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低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の開度を変えることによって制御される、火花点火式内燃機関。
吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低い中負荷運転領域では吸気弁の閉弁時期が１１５°ＡＢＤＣ〜１３０°ＡＢＤＣとされる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
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、過給器とを具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる火花点火式内燃機関において、
機関中負荷運転時には、機関低負荷運転時に比べて、過給器の過給作用によって吸気管内の圧力を上昇させることで燃焼室内に供給される吸入空気量が増大せしめられると共に、機械圧縮比を低下させることで実圧縮比が低下せしめられ、
機関中負荷運転時には、吸気管内の圧力が吸気管の構造上又は過給器の能力上それ以上上昇させることができない限界圧力に到達するまで、機関負荷が高くなるほど実圧縮比が低下せしめられ、
吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低い中負荷運転領域では吸気弁の閉弁時期が１１５°ＡＢＤＣ〜１３０°ＡＢＤＣとされる、火花点火式内燃機関。
吸気管内の圧力が限界圧力に到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１〜３のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
吸気管内の圧力が限界圧力に到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４に記載の火花点火式内燃機関。
吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低い中負荷運転領域では吸気弁の閉弁時期が機関負荷及びインタークーラの冷却効率に基づいて設定される、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。
吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低い中負荷運転領域では機関負荷に関わらず吸気弁の閉弁時期がほぼ一定に保持される、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低い中負荷運転領域では機関負荷に関わらず吸気弁の閉弁時期が１０°以内に保持される、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
吸気管内の圧力が限界圧力に到達したときの機関負荷よりも負荷の低い中負荷運転領域ではインタークーラの冷却効率が高くなるにつれて吸気弁の閉弁時期が遅らされる、請求項７又は８に記載の火花点火式内燃機関。
上記過給器として大容量側と小容量側との間で容量を変更可能な可変容量式ターボチャージャが用いられ、該可変容量式ターボチャージャを大容量側で用いた場合に過給圧が吸気管の構造上それ以上上昇させることができない限界圧力に到達する機関回転数よりも高い回転数領域では可変容量式ターボチャージャの容量が大容量側に設定せしめられる、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。
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１〜１０のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
機関低負荷運転時には膨張比が２０以上とされる、請求項１〜１１のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。