JP2006316681A

JP2006316681A - 内燃機関

Info

Publication number: JP2006316681A
Application number: JP2005139205A
Authority: JP
Inventors: Shinobu Kamata; 忍釜田; Hiroshi Iwano; 岩野　　浩; Hiroshi Oba; 大羽　　拓; Kenji Ota; 健司太田
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2005-05-12
Filing date: 2005-05-12
Publication date: 2006-11-24

Abstract

【課題】低回転から高回転まで冷却損失を低減しつつ、燃焼時間損失を低減できる内燃機関を提供する。
【解決手段】内燃機関は、吸気圧縮シリンダ２と、吸気圧縮ピストン１１に連係された吸気圧縮クランクシャフト１３と、膨張排気シリンダ３と、膨張排気ピストン１４に連係された膨張排気クランクシャフト１６と、回転動力を外部に出力する動力伝達軸１９と、を有し吸気圧縮クランクシャフト１３及び膨張排気クランクシャフト１６は、遊星歯車機構１８を介して動力伝達軸１９に連結されている。これによって、吸気圧縮ピストン１１と膨張排気ピストン１４とで、ピストンスピードを分離して設定することができ、低回転から高回転まで冷却損失を低減でき、かつ熱効率が向上させることができる。
【選択図】図１

Description

本発明は、内燃機関に関する。

特許文献１には、エンジンが低回転で運転している場合の吸気慣性効果を高めるために、リンク機構を用いて吸気行程及び膨張行程を従来よりも速くし、圧縮行程及び排気行程を従来よりも長くする内燃機関が開示されている。
特開２００３−８３１０２号公報

しかしながらこの特許文献１においては、エンジンが低回転で運転中の場合は、燃焼ガスがシリンダ壁面と接触する時間が長くなるため冷却損失が増加し、正味効率が低下してしまうという問題がある。

また、エンジン回転数によらず吸気行程及び膨張行程のピストンモーションが略一定であるため、エンジン回転数が高い場合、燃焼期間中に大きくピストンが下降してしまい、燃焼時間損失が大、すなわち燃焼により筒内圧力が十分に上昇する前にピストンが下降してしまいピストンに十分な燃焼圧力を伝えられないという問題がある。

さらに、吸気行程と膨張行程が同一のピストンモーションであるため、吸気行程にのみ適性化されたエンジン制御となってしまいエンジンを効率良く使用することができない虞がある。また、筒内圧が充分に上昇する前にピストンが下降するため燃焼時間損失が大きくなってしまう問題があった。

本発明の内燃機機関は、吸気行程及び圧縮行程を行う吸気圧縮シリンダと、吸気圧縮シリンダ内の吸気圧縮ピストンに連係された吸気圧縮クランクシャフトと、膨張行程及び排気行程を行う膨張排気シリンダと、膨張排気シリンダ内の膨張排気ピストンに連係された膨張排気クランクシャフトと、内燃機関で発生させた回転動力を外部に出力する動力伝達軸と、を有し、吸気圧縮クランクシャフト及び膨張排気クランクシャフトは、遊星歯車機構を介して動力伝達軸に連結されていることを特徴としている。これによって、吸気圧縮ピストンのピストンスピードと膨張排気ピストンのピストンスピードを分離して設定することができる。

本発明によれば、吸気圧縮ピストンと膨張排気ピストンとで、ピストンスピードを分離して設定することができるので、エンジンが低回転の場合、吸気圧縮シリンダよりも膨張排気シリンダのピストンスピードを速くでき、膨張速度が向上するため低回転から高回転まで冷却損失を低減でき熱効率が向上させることができる。

以下、本発明の一実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。

図１は、本発明の第１実施形態における車両用の内燃機関の本体１（以下、機関本体１と記す）を模式的に示した説明図である。内燃機関は、図示せぬエンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）によって制御されるものである。

機関本体１は、吸気行程と圧縮行程を行う吸気圧縮シリンダ２と、膨張行程と排気行程を行う膨張排気シリンダ３とを有し、吸気圧縮シリンダ２と膨張排気シリンダ３とが一対となって実質的に一つの気筒が構成されている。

吸気圧縮シリンダ２には、燃料噴射弁（図示せず）が配置された吸気ポート４が連結されており、吸気バルブ５を開弁動作させることで吸気圧縮シリンダ２に吸気ポート４から混合気が導入される。

吸気圧縮シリンダ２は、隣接して対となる膨張排気シリンダ３に、連結通路６を介して接続されている。連結通路６の一端側、すなわち吸気圧縮シリンダ２と連結通路６との連結部分には、圧縮バルブ７が配置されている。また連絡通路６の他端側、すなわち膨張排気シリンダ３と連結通路６との連結部分には、燃焼室バルブ８が配置されている。

膨張排気シリンダ３には、排気ポート９が連結されており、排気バルブ１０を開弁動作させることで膨張排気シリンダ３から排気が排出される。

吸気圧縮シリンダ２内には、吸気圧縮ピストン１１が配置されている。吸気圧縮ピストン１１は、吸気圧縮コンロッド１２を介して吸気圧縮クランクシャフト１３のクランクピン１３ａに回転可能に連結されている。

膨張排気シリンダ３内には、膨張排気ピストン１４が配置されている。膨張排気ピストン１４は、膨張排気コンロッド１５を介して膨張排気クランクシャフト１６のクランクピン１６ａに回転可能に連結されている。尚、図１中の１７は点火プラグである。

吸気圧縮クランクシャフト１３と膨張排気クランクシャフト１６とは、遊星歯車装置１８を介して内燃機関で発生させた回転動力を外部に出力する動力伝達軸１９に連結されている。

遊星歯車機構１８は、サンギヤ２０と、サンギヤ２０の外周側に位置するリングギヤ２１と、サンギヤ２０とリングギヤ２１との間にあってサンギヤ２０及びリングギヤ２１と噛み合いながらサンギヤ２０の周囲を公転する複数のピニオンギヤ２２と、ピニオンギヤ２２の公転により回転するキャリア２３と、から大略構成されており、サンギヤ２０には吸気圧縮クランクシャフト１３が連結され、キャリア２３には膨張排気クランクシャフト１６が連結され、リングギヤ２１には出力ギヤ２４及び動力伝達ギヤ２５を介して動力伝達軸１９が連結されている。

吸気圧縮クランクシャフト１３には、吸気圧縮クランクシャフト１３の回転数を制御可能な第一電動機２６が連結されている。動力伝達軸１９には、車両要求から決定される動力伝達軸１９の回転数を制御可能な第二電動機２７が連結されている。第一電動機２６及び第二電動機２７は、ＥＣＵからの指令によって制御されている。そして、サンギヤ２０の回転数とリングギヤ２１の回転数を制御することで、膨張排気クランクシャフト１６の回転数となるキャリア２３の回転数が制御可能となっている。

尚、第一電動機２６は、サンギヤ２０に直接連結される構成、すなわち吸気圧縮コンロッド１２とサンギヤ２０との間に配置する構成としてもよい。また、第一電動機２６は、内燃機関のフライホイールとして利用することも可能である。そして、第二電動機２７は、リングギヤ２１に直接連結する構成としてもよい。

図２に遊星歯車機構１８のサンギヤ２０、キャリア２３、リングギヤ２１の運動状態毎の共線図を示す。

リングギヤ２１の回転数は動力伝達軸１９の回転数で決定される。高速膨張モード（詳細は後述）では膨張行程時にサンギヤ２０の回転数を第一電動機２６により制御して、キャリア２３の回転数（膨張排気クランクシャフト１６の回転数）が膨張排気ピストン１４を所望の膨張速度となるようにする。このとき、リングギヤ２１の回転数はドライバの速度要求通りに回転する。

高速膨張モードはエンジンが低回転（吸気圧縮クランクシャフト１３が低回転）の場合に実行される。吸気、圧縮、排気行程ではキャリア２３の回転数と、サンギヤ２０の回転数が同じ回転数となるように制御する。膨張行程停止モード（詳細は後述）は、エンジン低回転時の膨張行程において、保持クランク角（詳細は後述）を設定する場合及び下死点位置で膨張排気ピストン１４を保持する場合に実行される。

また、上死点で吸気圧縮ピストン１１と膨張排気ピストン１４が同期するように第一電動機２６と第二電動機２７を制御する。膨張行程で発生した動力はリングギヤ２１を介して機械的に動力伝達軸１９に伝達されるものと、サンギヤ２０を介して第一電動機２６へ伝達され、第一電動機２６で電気エネルギに変換され、第二電動機２７へ電気エネルギとして伝達され、第二電動機２７で動力に変換されるものとがある。

尚、第一電動機２６で発電した電気エネルギは蓄電装置に蓄電する構成としても構わない。この蓄電装置として、リチウムイオン電池、ニッケル水素電池、キャパシタなどが好ましい。

図３は、内燃機関の各ピストン１１，１４各バルブ５，７，８，１０及び遊星歯車機構１８の回転要素（サンギヤ２０、キャリア２３、リングギヤ２１）の動作を示すタイミングチャートである。

吸気圧縮ピストン１１が下降する動作に合わせて吸気バルブ５が開かれる。吸気圧縮ピストン１１が下死点に到達し再び上昇し始めると吸気バルブ５が閉じられる。吸気バルブ５の開閉タイミングはエンジン回転数に応じて適正化することが好ましい。吸気圧縮ピストン１１が上死点に接近すると圧縮バルブ７と燃焼室バルブ８が開かれ、膨張排気ピストン１４のあるシリンダへ圧縮された混合気が送り込まれる。吸気圧縮ピストン１１が上死点に到達すると燃焼室バルブ８と圧縮バルブ７が閉じられ、圧縮された混合気の逆流を防止する。尚、燃焼室バルブ８もしくは圧縮バルブ７のどちらか一方が省略された構成としても構わない。

圧縮された混合気は点火プラグ１７によって点火されて燃焼し、燃焼ガスが膨張排気ピストン１４を下降させる。このとき吸気圧縮クランクシャフト１３の回転数が低い場合は、吸気圧縮クランクシャフト１３の回転数に比べて、膨張排気クランクシャフト１６の回転数が高くなるように第一電動機２６と第二電動機２７が遊星歯車機構１８のレバー比（詳細は後述）によって決まるトルクで制御される。

図４に、遊星歯車機構１８のレバー比α、βとサンギヤ２０、キャリア２３、リングギヤ２１の回転数の関係を表す共線図を示す。レバー比と各ギヤの回転数の関係は式（１）に示す比で表すことができ、サンギヤ２０の回転数は式（２）で表すことができる。

[数１]
（Ｎ_s−Ｎ_c）：（Ｎ_c−Ｎ_R）＝α：β …（１）
[数２]
Ｎ_s＝α／β（Ｎ_c−Ｎ_R）＋Ｎ_c …（２）
ここで、Ｎ_sはサンギヤ２０の回転数、Ｎ_cはキャリア２３の回転数、Ｎ_Rはリングギヤ２１の回転数である。

リングギヤ２１の回転数（Ｎ_R）は車速によって決まり、キャリア２３の回転数（Ｎ_c）は後述する図１０の膨張排気クランクシャフト目標回転数生成部（Ｂ２３）で決定される。そして、サンギヤ２０の回転数（Ｎ_s）は、リングギヤ２１の回転数（Ｎ_R）とキャリア２３の回転数（Ｎ_c）によって求められる。

吸気圧縮クランクシャフト１３の回転数が高くなると同一の回転数かつ上死点で吸気圧縮ピストン１１と膨張排気ピストン１４が同期するように遊星歯車機構１８のレバー比によって決まるトルクで制御される。膨張排気ピストン１４が膨張行程を終える程度のタイミングで排気バルブ１０が開かれる。そして、膨張排気ピストン１４が上昇することで、排気行程が実行される。排気バルブ１０はエンジン回転数に応じて適正化されることが好ましい。

尚、吸気バルブ５の開閉タイミング及び排気バルブ１０の開閉タイミングは、エンジン回転数に応じて適正化することが好ましい。

図５に膨張排気ピストン１４の膨張行程におけるピストンモーションをエンジン回転数（吸気圧縮クランクシャフト１３の回転数）Ｎ１の場合とエンジン回転数（吸気圧縮クランクシャフト１３の回転数）Ｎ２の場合について示す。尚、Ｎ１＜Ｎ２とする。

膨張排気ピストン１４のピストンモーションを保持クランク角と膨張クランク角（詳細は後述）で表現すると、エンジン回転数が低い場合は膨張クランク角を小さくして膨張クランク角よりも保持クランク角を小さくする。

ここで、上記保持クランク角とは上死点付近で膨張排気ピストン１４の位置が固定される期間に相当する吸気圧縮クランクシャフト１３の回転角度であり、上記膨張クランク角とは上死点から下死点まで膨張排気ピストン１４の位置が変化する期間に相当する吸気圧縮クランクシャフト１３の回転角度である。

そして、膨張行程において、吸気圧縮クランクシャフト１３の回転角度に対する上死点からの膨張排気ピストン１４の作動（移動）距離を吸気圧縮クランクシャフト１３の回転速度に応じて変更し、吸気圧縮クランクシャフト１３の回転速度が低い場合、膨張行程において、吸気圧縮クランクシャフト１３の回転角度に対する上死点からの膨張排気ピストン１４の作動（移動）距離を相対的に長くする。すなわち、膨張排気ピストン１４が下死点に向かって下降する際のピストンスピードを速くする。一方、吸気圧縮クランクシャフト１３の回転速度が高い場合、膨張行程において、吸気圧縮クランクシャフト１３の回転角度に対する上死点からの膨張排気ピストン１４の作動（移動）距離を相対的に短くする。すなわち、膨張排気ピストン１４が下死点に向かって下降する際のピストンスピードを相対的に遅くする。ただし、膨張排気ピストン１４を上死点位置もしくは下死点位置で停止させる場合は、吸気圧縮クランクシャフト１３を逆回転させる必要があるため吸気効率の低下率と膨張速度向上による向上率を比較して吸気効率の低下率が大きい場合は吸気圧縮クランクシャフト１３を逆回転させることを抑制する。

上述した第１実施形態におけるエンジンは、膨張行程において、膨張排気ピストン１４に対してエンジン回転数に応じた保持クランク角及び膨張クランク角が設定されるものである。

図６は、エンジン回転数が低回転時におけるエンジン効率と膨張クランク角及び保持クランク角との相関関係を示している。図６より、膨張クランク角と保持クランク角を適切に設定すると熱効率が向上することがわかる。

尚、図６における最高効率点は、エンジン回転数に応じて変化するものであり、エンジン回転数が大きくなると、図６中の矢印の方向、つまり膨張クランク角及び保持クランク角の双方が相対的に大きくなる方向に変化するものである。また、従来のピストンモーションは保持クランク角がゼロ、かつ膨張クランク角が１８０ｄｅｇである。

このように、第１実施形態における内燃機関は、吸気圧縮行程を行うシリンダと膨張排気行程を行うシリンダと分離し、膨張行程における膨張排気ピストン１４の膨張速度と、膨張行程における膨張排気シリンダ３内の筒内圧とを、遊星歯車機構１８のレバー比により変更して動作させることができるものである。

詳述すると、この第１実施形態における内燃機関は、膨張行程において、吸気圧縮クランクシャフト１３の回転速度が低い時には、膨張排気ピストン１４のピストンスピードが相対的に速くなり、吸気圧縮クランクシャフト１３の回転速度が高いときには、膨張排気ピストン１４のピストンスピードが相対的に遅くなる。

次に、上述したＥＣＵによって実行される第１実施形態における内燃機関の制御について説明する。

図７は上述した第１実施形態の内燃機関の制御の流れを示すフローチャートである。

ステップ（以下、Ｓと記す）１ではエンジン水温を検出する。エンジン水温は、例えば内燃機関に付随する冷却水循環経路内（図示せず）に配置された水温センサ（図示せず）により検出される。Ｓ２では、吸気圧縮クランクシャフト１３の回転数を検出する。吸気圧縮クランクシャフト１３の回転数は、例えば回転数検出センサ（図示せず）から検出される。Ｓ３では、吸気圧縮クランクシャフト１３の回転数と水温から適切な膨張排気ピストン１４のピストンモーションを選択演算する（詳細は後述）。Ｓ４では高速膨張モードで膨張行程を行った場合のエンジンの効率η１と、ノーマルモード（ノーマルピストンモーション）で膨張行程を行った場合のエンジン効率η２を演算する。Ｓ５ではη１とη２とを比較し、η１がη２よりも大きい場合にはＳ６へ進み、η１がη２よりも小さい場合にはＳ７へ進む。η１及びη２の演算方法については後述する。

Ｓ６では、膨張行程のモード選択を行いＳ８へ進む。尚、このＳ６については、後述する。

Ｓ７では、ノーマルモードを選択し、Ｓ８へ進む。

Ｓ８では、Ｓ６またはＳ７で選択された膨張行程の運転モードに応じて、第一電動機２６と第二電動機２７に目標回転数または目標トルクを指令値として出し、選択された運転モードに応じたピストンモーションを実行し、今回のルーチンを終了する。

図８は、上述した図７のＳ６に相当するサブルーチンを示すものである。

Ｓ１１では、膨張行程停止モードを実行すべきかを吸気圧縮クランクシャフト１３の回転角から決定する。すなわち、吸気圧縮クランクシャフト１３の回転角が上述した図６のＳ３で計算された膨張クランク角（算出方法については後述）よりも大きく、１８０ｄｅｇ以下であり、かつ吸気圧縮クランクシャフト１３の回転角が保持クランク角以下である場合はＳ１２へ進み、そうでない場合はＳ１３へ進む。Ｓ１２では膨張行程停止モードを実行する。

Ｓ１３では、吸気圧縮クランクシャフト１３の回転角から膨張行程であるか否かを判別する。膨張行程であると判別された場合はＳ１４へ進み高速膨張モードを実行する。Ｓ１３で膨張行程ではないと判定された場合には、Ｓ１５へ進みノーマルモードを実行する。

図９に、高速膨張予測効率η１と標準膨張予測効率η２の演算ブロックを示す。ブロック（以下Ｂと記す）１では、第一電動機２６の目標回転数、膨張排気クランクシャフト１６の目標回転数、車速及びアクセル開度から、遊星歯車効率予測マップ（図示せず）を用いて、遊星歯車機構１８の効率を予測する。

Ｂ２では、保持クランク角（算出方法については後述）、膨張クランク角（算出方法については後述）及びアクセル開度から、エンジン効率予測マップ（図示せず）を用いて、高速膨張させた場合のエンジンの熱効率を演算する。尚、遊星歯車効率予測マップとエンジン効率予測マップはアクセル開度毎にマップを用意することが好ましい。また、アクセル開度以外でもスロットル開度など負荷と関連のある値の大きさ毎にエンジン効率予測マップを用意するようにしてもよい。

そして、Ｂ１で遊星歯車効率予測マップを用いて演算した遊星歯車機構１８の予測効率と、Ｂ２でエンジン効率予測マップを用いて演算したエンジン予測効率を積算することで高速膨張予測効率η１としている。

Ｂ３で用いるエンジン効率予測マップはＢ２で用いるマップと同一のマップで構わないが、保持クランク角０ｄｅｇ、膨張クランク角１８０ｄｅｇとした場合のピストンモーションが標準ピストンモーションと異なる場合は、Ｂ２で用いるエンジン効率予測マップとは別のものにすることが好ましい。

Ｂ３で用いるエンジン効率予測マップは、標準膨張を行った場合のエンジン効率を予測するために、保持クランク角０ｄｅｇと膨張クランク角１８０ｄｅｇを入力とし標準膨張予測効率を演算する。

尚、標準膨張は上述した図５の従来例と同一のピストンモーションであり、ノーマルモードで実行されるピストンモーションである。また、高速膨張モードと膨張行程停止モードは上述した図５における本発明の回転数Ｎ１、本発明の回転数Ｎ２のようなピストンモーションを実行するものである。

図１０は、図７におけるＳ３のピストンモーション選択演算にあたる制御ブロックを示す。

Ｂ１１では、水温補正テーブル（後述）を用いて検出された冷却水温度から吸気圧縮クランクシャフト回転数補正値を演算する。

補正後吸気圧縮クランクシャフト回転数は、検出された吸気圧縮クランク回転数に吸気圧縮クランクシャフト回転数補正値を加算することで求められる。

そして、ピストンモーション選択部であるＢ１２では、補正された吸気圧縮クランクシャフト回転数（補正後エンジン回転数）を用いて、膨張排気ピストン１４のピストンモーションが選択され、第一電動機２６及び第二電動機２７の目標回転数または目標トルクが決定される。

図１１及び図１２は、図１０におけるＢ１２のピストモーション選択部に相当する制御ブロックを示している。

図１１において、Ｂ２１では、吸気圧縮クランクシャフト回転数補正後の値から膨張クランク角演算テーブル（後述）を用いて膨張クランク角を決定する。Ｂ２２では、吸気圧縮クランクシャフト回転数補正後の値から保持クランク角演算テーブル（後述）を用いて保持クランク角を決定する。

Ｂ２３では、膨張クランク角、保持クランク角及び吸気圧縮クランクシャフト１３の回転角を用いて、膨張排気クランクシャフト１６の目標回転数を決定する。

Ｂ２４は、第一電動機目標回転数演算部であって、膨張排気クランクシャフト１６の目標回転数と第二電動機２７の回転数から第一電動機２６の目標回転数を決定する。

図１２において、Ｂ３１では、アクセル開度と車速から目標駆動力マップ（図示せず）を用いて目標駆動力を決定する。そして、目標駆動力からエンジン発生トルクを減算した値を第二電動機２７の目標トルクとする。第二電動機回転数は第二電動機２７に装備された回転センサから算出することが好ましい。

図１３は、上述した膨張クランク角演算テーブルを示している。エンジン回転数が増加すると冷却損失よりも燃焼時間損失が増加するので膨張クランク角を増加させる。逆にエンジン回転数が低くなると燃焼時間損失よりも冷却損失が増加するので膨張クランク角を減少させる。

図１４は、上述した保持クランク角演算テーブルを示している。エンジン回転数が低回転では筒内圧とシリンダ受熱量を適切に設定することが膨張クランク角のみでは困難であるため保持クランク角を膨張クランク角よりも小さい値とする。回転数が増加すると膨張クランク角で筒内圧とシリンダ受熱量を適切に設定できるため保持クランク角を大きくする。尚、エンジンの行程容積と行程面積の比で図１３と図１４の設定を適正化することが好ましい。

図１５に図１１における第一電動機目標回転数演算部（Ｂ２４）を示す。保持クランク角中は目標回転数をゼロに設定する。膨張クランク角中はピストンモーションを三角関数で近似する。膨張クランク角の最小値と膨張クランク角の最大値の区間で膨張排気シリンダ３のストロークが定義される。

水温補正テーブルは、図１６に示すように、冷却水温度が低い場合はエンジン回転数補正値が低くなり、冷却水温度が高い場合はエンジン回転数補正値が高くなるよう設定されている。つまり、冷却水温度が低い場合は補正後エンジン回転数が検出されたエンジン回転数に対して低くなり、冷却水温度が高い場合は補正後エンジン回転数が検出されたエンジン回転数に対して高くなる。

同温度の燃焼ガスとすると水温が低い場合はシリンダ内の壁温が低いためシリンダへ受熱量が多くなる。逆に水温が高い場合にはシリンダ内の壁温が高いためシリンダへ受熱量が低くなる。よって、水温が高い場合は水温が常温におけるエンジン回転数よりも高いことと等価であり、水温が低い場合は水温が常温におけるエンジン回転数よりも低いことと等価になる。

尚、上述した制御で用いる全てのテーブルとマップは実験適合によって予め求められて上述したＥＣＵ内に記憶させておくものであって、最も適切な膨張クランク角と保持クランク角が求められるものである。

図１７は、本発明の第２実施形態における車両用の内燃機関の本体４１（以下、機関本体４１と記す）を模式的に示した説明図である。

機関本体４１は、吸気行程と圧縮行程を行う吸気圧縮シリンダ４２と、膨張行程と排気行程を行う膨張排気シリンダ４３とを有し、吸気圧縮シリンダ４２と膨張排気シリンダ４３とが一対となって実質的に一つの気筒が構成されている。

吸気圧縮シリンダ４２には、燃料噴射弁（図示せず）が配置された吸気ポート４４が連結されており、吸気バルブ４５を開弁動作させることで吸気圧縮シリンダ４２に吸気ポート４４から混合気が導入される。

吸気圧縮シリンダ４２は、隣接して対となる膨張排気シリンダ４３の副燃焼室４６に、連結通路４７を介して接続されている。連結通路４７の一端側、すなわち吸気圧縮シリンダ４２と連結通路４７との連結部分には、圧縮バルブ４８が配置されている。また連絡通路４７の他端側、すなわち膨張排気シリンダ４３の副燃焼室４６と連結通路４７との連結部分には、燃焼室バルブ４９が配置されている。

膨張排気シリンダ４３には、排気ポート５０が連結されており、排気バルブ５１を開弁動作させることで膨張排気シリンダ４３から排気が排出される。

吸気圧縮シリンダ４２内には、吸気圧縮ピストン５２が配置されている。吸気圧縮ピストン５２は、吸気圧縮コンロッド５３を介して吸気圧縮クランクシャフト５４のクランクピン５４ａに回転可能に連結されている。

膨張排気シリンダ４３内には、膨張排気ピストン５５が配置されている。膨張排気ピストン５５は、膨張排気コンロッド５６を介して膨張排気クランクシャフト５７のクランクピン５７ａに回転可能に連結されている。尚、図１７中の５８は点火プラグである。

吸気圧縮クランクシャフト５４と膨張排気クランクシャフト５７とは、遊星歯車装置５９を介して内燃機関で発生させた回転動力を外部に出力する動力伝達軸６０に連結されている。

遊星歯車機構５９は、サンギヤ６１と、サンギヤ６１の外周側に位置するリングギヤ６２と、サンギヤ６１とリングギヤ６２との間にあってサンギヤ６１及びリングギヤ６２と噛み合いながらサンギヤ６１の周囲を公転する複数のピニオンギヤ６３と、ピニオンギヤ６３の公転より回転するキャリア６４と、から大略構成されており、サンギヤ６１には吸気圧縮クランクシャフト５４が連結され、キャリア６４には膨張排気クランクシャフト５７が連結され、リングギヤ６２には出力ギヤ６５及び動力伝達ギヤ６６を介して動力伝達軸６０が連結されている。

吸気圧縮クランクシャフト５４には、吸気圧縮クランクシャフト５４の回転数を制御可能なクラッチ機構６７が連結されている。但し、このクラッチ機構６７は、上述した第１実施形態における第一電動機２６と異なり、動力伝達軸６０が回転中は膨張排気ピストン５５を停止させる動作は行わない。そして、サンギヤ６１の回転数とリングギヤ６２の回転数を制御することで、膨張排気クランクシャフト５７の回転数となるキャリア６４の回転数が制御可能となっている。

尚、クラッチ機構６７は、サンギヤ６１に直接連結される構成、すなわち吸気圧縮コンロッド５３とサンギヤ６１との間に配置する構成としてもよい。

このような第２実施形態においては、吸気圧縮ピストン５２が下降する動作に合わせて吸気バルブ４５が開かれる。吸気圧縮ピストン５２が下死点に到達し再び上昇し始めると吸気バルブ４５が閉じられる。吸気バルブ４５の開閉タイミングはエンジン回転数に応じて適正化することが好ましい。吸気圧縮ピストン５２が上死点に接近すると圧縮バルブ４８と燃焼室バルブ４９が開かれ、膨張排気ピストン５５のあるシリンダへ圧縮された混合気が送り込まれる。吸気圧縮ピストン５２が上死点に到達すると燃焼室バルブ４９と圧縮バルブ４８が閉じられ、圧縮された混合気の逆流を防止する。尚、燃焼室バルブ４９もしくは圧縮バルブ４８のどちらか一方が省略された構成としても構わない。

そして、圧縮された混合気は点火プラグ５８によって点火されて燃焼しつつ、燃焼ガスが膨張排気ピストン５５を下降させる。このとき吸気圧縮クランクシャフト５４の回転数が低い場合は、吸気圧縮クランクシャフト５４の回転数に比べて、膨張排気クランクシャフト５７の回転数が高くなるようにクラッチ機構６７が遊星歯車機構５９のレバー比によって決まるブレーキトルクで制御される。

吸気圧縮クランクシャフト５４の回転数が高くなると同一の回転数かつ上死点で吸気圧縮ピストン５２と膨張排気ピストン５５が同期するように遊星歯車機構５９のレバー比によって決まるブレーキトルクで制御される。膨張排気ピストン５５が膨張行程を終える程度のタイミングで排気バルブ５１が開かれる。排気行程は、膨張排気ピストン５５が上昇することで実行される。排気バルブ５１はエンジン回転数に応じて適正化されることが好ましい。

尚、吸気バルブ４５の開閉タイミング及び排気バルブ５１の開閉タイミングは、エンジン回転数に応じて適正化することが好ましい。

このように、第２実施形態における内燃機関は、吸気圧縮行程を行うシリンダと膨張排気行程を行うシリンダと分離し、膨張行程における膨張排気ピストン５５の膨張速度と、膨張行程における膨張排気シリンダ４３内の筒内圧とを、遊星歯車機構５９のレバー比により変更して動作させることができるものである。

詳述すると、この第２実施形態における内燃機関においても、膨張行程において、吸気圧縮クランクシャフト５４の回転速度が低い時には、膨張排気ピストン５５のピストンスピードが相対的に速くなり、吸気圧縮クランクシャフト５４の回転速度が高いときには、膨張排気ピストン５５のピストンスピードが相対的に遅くなるよう制御可能である。

尚、上述した第１、第２実施形態においては、予混合以外（筒内直接燃料噴射）の内燃機関や着火方法（圧縮着火、火花点火など）や他の燃料を使用した場合にも有効であり、燃焼室形状、ピストン形状等は、燃焼方法（ＨＣＣＩなど）や燃料に合わせて適宜変更することが好ましい。

上記実施形態から把握し得る本発明の技術的思想について、その効果とともに列記する。

（１）吸気行程及び圧縮行程を行う吸気圧縮シリンダと、吸気圧縮シリンダ内の吸気圧縮ピストンに連係された吸気圧縮クランクシャフトと、膨張行程及び排気行程を行う膨張排気シリンダと、膨張排気シリンダ内の膨張排気ピストンに連係された膨張排気クランクシャフトと、内燃機関で発生させた回転動力を外部に出力する動力伝達軸と、を有し、吸気圧縮クランクシャフト及び膨張排気クランクシャフトは、遊星歯車機構を介して動力伝達軸に連結されている。これによって、吸気圧縮ピストンと膨張排気ピストンとで、ピストンスピードを分離して設定することができる。そのため、エンジンが低回転の場合、吸気圧縮シリンダよりも膨張排気シリンダのピストンスピードを速くでき、膨張速度が向上するため低回転から高回転まで冷却損失を低減でき熱効率が向上させることができる。

（２）上記（１）に記載の内燃機関は、具体的には、遊星歯車機構はサンギヤ、キャリア及びリングギヤを有し、吸気圧縮クランクシャフトはサンギヤに連結され、膨張排気クランクシャフトはキャリアに連結され、動力伝達軸はリングギヤに連結されている。これによって、膨張排気ピストンのピストンスピードを、動力伝達軸、吸気圧縮クランクシャフト及び膨張排気クランクシャフトの回転数で制御できると共に、吸気圧縮クランクシャフトから回転させる動力が小さくできる。そのため、膨張排気ピストンの膨張速度を制御する動力源を小さくすることができる。

（３）上記（１）または（２）に記載の内燃機関は、具体的には、吸気圧縮クランクシャフトの回転数及び動力伝達軸の回転数を制御することにより、膨張排気クランクシャフトの回転数を制御する。これによって、冷却損失と燃焼時間の遅れによる燃焼時間損失をバランスさせて熱効率を向上させることができる。

（４）上記（１）〜（３）のいずれかに記載の内燃機関は、吸気圧縮クランクシャフトに第一電動機が連結され、動力伝達軸に第二電動機が連結されている。これによって、第一電動機と第二電動機を用いて膨張排気シリンダの膨張速度を制御できる。さらに電動機を用いることで膨張排気シリンダの膨張速度を精度良く制御できるため、熱効率を向上させることができる。

（５）上記（１）〜（４）のいずれかに記載の内燃機関において、吸気圧縮クランクシャフトの回転数に応じて、膨張排気クランクシャフトの回転数を制御する。これによって、吸気圧縮シリンダの摩擦損失を最小限にしつつ、冷却損失と燃焼時間の遅れによる燃焼時間損失をバランスを変化させて熱効率を向上させることができる。

（６）上記（１）〜（５）のいずれかに記載の内燃機関は、冷却水温度を検知する冷却水温度検知手段を有し、冷却水温度検知手段で検知された冷却水温度に応じて、膨張排気クランクシャフトの回転数を制御する。これによって、シリンダ壁面への熱伝達量を考慮した筒内圧を設定でき、燃焼時間損失を低減しつつ冷却損失を低減することができる。

本発明に係る内燃機関の第１実施形態における構成を模式的に示した説明図。遊星歯車機構の共線図。本発明に係る内燃機関の第１実施形態におけるバルブ及びピストンの動作を示すタイミングチャート。遊星歯車機構におけるレバー比と各回転要素の回転数の関係を表す共線図。本発明に係る内燃機関において、膨張排気ピストンの膨張行程におけるピストンモーションを示す説明図。エンジン回転数が低回転時におけるエンジン効率と膨張クランク角及び保持クランク角との相関関係を示した説明図。本発明に係る内燃機関の制御の流れを示すフローチャート。図７のＳ６に相当するサブルーチン。高速膨張予測効率η１と標準膨張予測効率η２の演算ブロック。図７におけるＳ３のピストンモーション選択演算にあたる制御ブロック。図１０におけるＢ１２のピストモーション選択部に相当する制御ブロック。図１０におけるＢ１２のピストモーション選択部に相当する制御ブロック。図１１のＢ２１で用いる膨張クランク角演算テーブル。図１１のＢ２２で用いる保持クランク角演算テーブル。図１１におけるＢ２４を模式的に示した説明図。図１０のＢ１１で用いる水温補正テーブル。本発明に係る内燃機関の第２実施形態における構成を模式的に示した説明図。

符号の説明

２…吸気圧縮シリンダ
３…膨張排気シリンダ
５…吸気バルブ
７…圧縮バルブ
８…燃焼室バルブ
１０…排気バルブ
１１…吸気圧縮ピストン
１３…吸気圧縮クランクシャフト
１４…膨張排気ピストン
１６…膨張排気クランクシャフト
１８…遊星歯車機構
１９…動力伝達軸
２６…第一電動機
２７…第二電動機

Claims

吸気行程及び圧縮行程を行う吸気圧縮シリンダと、吸気圧縮シリンダ内の吸気圧縮ピストンに連係された吸気圧縮クランクシャフトと、膨張行程及び排気行程を行う膨張排気シリンダと、膨張排気シリンダ内の膨張排気ピストンに連係された膨張排気クランクシャフトと、内燃機関で発生させた回転動力を外部に出力する動力伝達軸と、を有し、吸気圧縮クランクシャフト及び膨張排気クランクシャフトは、遊星歯車機構を介して動力伝達軸に連結されていることを特徴とする内燃機関。
遊星歯車機構はサンギヤ、キャリア及びリングギヤを有し、
吸気圧縮クランクシャフトはサンギヤに連結され、膨張排気クランクシャフトはキャリアに連結され、動力伝達軸はリングギヤに連結されていることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
吸気圧縮クランクシャフトの回転数及び動力伝達軸の回転数を制御することにより、膨張排気クランクシャフトの回転数を制御することを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関。
吸気圧縮クランクシャフトに第一電動機が連結され、
動力伝達軸に第二電動機が連結されていることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関。
吸気圧縮クランクシャフトの回転数に応じて、膨張排気クランクシャフトの回転数を制御することを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関。
冷却水温度を検知する冷却水温度検知手段を有し、冷却水温度検知手段で検知された冷却水温度に応じて、膨張排気クランクシャフトの回転数を制御することを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の内燃機関。