JP2007321589A - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】膨張比を２０以上にすることにより良好な燃費を確保する。
【解決手段】機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構Ａ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Ｂとを具備する。要求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の閉弁時期が制御され、圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力が機関負荷にかかわらずにほぼ一定となるように機械圧縮比が制御される。
【選択図】図１

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、機関中負荷運転時および機関高負荷運転時には過給機による過給作用を行い、か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

ところで火花点火式内燃機関では燃焼直前の圧縮行程末期における燃焼室内のガス状態、例えば燃焼室内の圧力やガス温度が燃焼に大きな影響を与える。即ち、一般的に言って圧縮行程末期における燃焼室内の圧力やガス温度が高いほど燃焼しやすくなるが燃焼室内の圧力やガス温度が高くなるとノッキングが発生してしまう。従って燃焼室内の圧力やガス温度はノッキングが生じない範囲内でできる限り高い値である最適値に維持することが好ましいことになる。

一方、上述の公知の内燃機関におけるように実圧縮比が一定に保持されていると、燃焼室内に供給された吸入ガスは常に一定の割合で圧縮される。しかしながらこの場合、圧縮行程末期における燃焼室内の圧力やガス温度は圧縮開始時における燃焼室内の圧力やガス温度、即ち燃焼室内に供給される吸入ガスの圧力や温度によって変化し、燃焼室内に供給される吸入ガスの圧力や温度が高くなるとそれに伴なって圧縮行程末期における燃焼室内の圧力や温度も高くなる。従って上述の公知の内燃機関におけるように実圧縮比を一定に保持しても圧縮行程末期における燃焼室内の圧力やガス温度を最適値に維持することができないという問題がある。

上記問題点を解決するために本発明によれば、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ており、要求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が制御され、機関回転数がほぼ同一のもとでは圧縮行程末期における燃焼室内の圧力が機関負荷にかかわらずにほぼ一定となるように機械圧縮比が制御される。
また、本発明では上記問題点を解決するために、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ており、要求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が制御され、機関回転数がほぼ同一のもとでは圧縮行程末期における燃焼室内のガス温度が機関負荷にかかわらずにほぼ一定となるように機械圧縮比が制御される。

また、本発明では上記問題点を解決するために、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ており、要求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が制御され、圧縮行程末期における燃焼室内の圧力およびガス温度の目標値が予め記憶されており、圧縮行程末期における燃焼室内の圧力およびガス温度が記憶されている目標値となるように機械圧縮比が制御される。

また、本発明では上記問題点を解決するために、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ており、要求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が制御され、機関回転数がほぼ同一のもとでは圧縮行程末期における燃焼室内のガス密度が機関負荷にかかわらずにほぼ一定となるように機械圧縮比が制御される。

圧縮行程末期における燃焼室内のガス状態が最適な状態に維持されるのでノッキングが発生することのない安定した良好な燃焼を得ることができる。

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栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。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には夫々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を介して例えば三元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に示される実施例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の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。燃焼室５の頂面上には燃焼室５内の圧力を検出するための圧力センサ２３および燃焼室５内のガス温度を検出するための温度センサ２４が配置されており、これら圧力センサ２３および温度センサ２４の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、サージタンク１２内、即ちスロットル弁１９下流の吸気通路内には吸気通路内の圧力を検出するための圧力センサ２５および燃焼室５内に流入する吸入空気の温度を検出するための温度センサ２６が配置されており、これら圧力センサ２５および温度センサ２６の出力信号も夫々対応する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Ｌ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を介して点火栓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内には夫々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夫々対応する突出部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内にも夫々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される如く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に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々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が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ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と一緒に回転しか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の両側には夫々進角用油圧室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に夫々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。

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８５が右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８５が左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に示される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および図４に示される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。

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）に示される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。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）に示される例では実圧縮比は（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）に示される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、ほぼ吸気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い出したのである。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８（Ｂ）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８（Ｂ）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。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。

さて、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。この場合、上述したように膨張比が大きくなるほど熱効率が向上する。一方、機械圧縮比を高くすると膨張比が高くなる。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機関低負荷運転時における機械圧縮比を可能な限り高くして、機関低負荷運転時に最大の膨張比を得られるようにすることが好ましいことになる。また、図８（Ｂ）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、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。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を参照しつつ本発明による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、圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力、正確に言うと燃焼直前又は点火栓６による点火作用が行われる直前の燃焼室５内の圧力、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、本発明による実施例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の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている。

さて、本発明では要求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の閉弁時期が制御されており、圧縮行程末期における燃焼室５内のガス状態が機関負荷にかかわらずにほぼ一定となるように機械圧縮比が制御されている。なお、図９に示される例では、圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力が機関負荷にかかわらずにほぼ一定となるように機械圧縮比が制御されている。

このように吸気弁７の閉弁時期および機械圧縮比が制御されると吸気弁７の閉弁時期および機械圧縮比は機関負荷に応じておおよそ図９の実線で示されるように変化する。なお、この図９は機関回転数を一定に維持した状態で機関負荷が変化した場合を示している。

さて、本発明では機関高負荷運転時には前述したように図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。このときには吸入空気量が多いために図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには図９に示されるように機械圧縮比が低くなるために膨張比が低くなる。なお、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に示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴なって燃焼室５内に供給すべき吸入空気量が減少するために図９において実線で示される如く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。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とがわかる。従ってこのときにもポンピング損失は零となる。

一方、このように機関負荷が低くなって燃焼室５内に供給される吸入空気量が減少したときに圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力を一定に維持するには圧縮上死点における燃焼室５の容積を小さくする、即ち機械圧縮比を増大する必要がある。従って図９に示されるように機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って膨張比も増大される。

機関負荷が更に低くなると燃焼室５内に供給すべき吸入空気量が更に減少するために図９において実線で示される如く吸気弁７の閉弁時期は燃焼室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に示される実施例ではこのとき、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に示される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。

一方、機関負荷が低くなって燃焼室５内に供給される吸入空気量が減少すると圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力を一定に維持すべく機械圧縮比が更に増大せしめられる。次いで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。

このように本発明によれば機関負荷にかかわらずに圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力はほぼ一定とされる。即ち、機関負荷にかかわらずに圧縮行程末期における燃焼室５内のガス状態はノッキングを発生することなく安定した良好な燃焼が得られる同一の最適なガス状態とされ、斯くして機械圧縮比が最大となる機関低負荷運転時をはじめ全ての負荷領域において安定した良好な燃焼を得ることができる。

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。従って本発明では機関低負荷運転時に膨張比が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に示される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。

また、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、本発明による実施例では吸気弁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１０から図１４を参照しつつ圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力が機関負荷にかかわらずにほぼ一定となるように機械圧縮比が制御される実施例について説明する。
図１０（Ａ）は要求負荷に応じた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のマップを示している。図１０（Ａ）からわかるように吸気弁７の閉弁時期ＩＣは機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数であり、このマップは予めＲＯＭ３２内に記憶されている。

図１０（Ｂ）は圧縮行程末期における燃焼室５の目標圧力ＰＮ、正確に言うと燃焼直前又は点火栓６による点火直前の燃焼室５内の目標圧力ＰＮと機関負荷Ｌとの関係を示している。図１０（Ｂ）においてＰＮ₁，ＰＮ₂，ＰＮ₃，ＰＮ₄は夫々異なる機関回転数に対する目標圧力を示しており、この場合機関回転数についてはＰＮ₁＜ＰＮ₂＜ＰＮ₃＜ＰＮ₄なる関係がある。即ち、機関回転数が高くなるほど燃焼室５内に乱れが発生するためにノッキングが発生しずらくなり、従って目標圧力ＰＮは機関回転数が高くなるにつれて高くされる。

図１０（Ｂ）に示されるように目標圧力ＰＮは機関回転数が同一のもとでは機関負荷にかかわらずに一定とされる。しかしながらこの目標圧力ＰＮは機関負荷の大きさによって多少変化させてもよい。

図１１は、燃焼室５内の圧力を直接検出し、検出された燃焼室５内の圧力に基づいて機械圧縮比を制御するようにした場合の運転制御ルーチンを示している。

図１１を参照すると、まず初めにステップ１００において機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₂よりも高いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₂のときにはステップ１０１に進んで図１０（Ａ）に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出され、吸気弁７が算出された閉弁時期ＩＣにおいて閉弁するよう制御される。次いでステップ１０４に進む。これに対し、ステップ１００においてＬ＜Ｌ₂であると判別されたときにはステップ１０２に進んで吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期とされ、次いでステップ１０３において吸入空気量がスロットル弁１９により制御される。次いでステップ１０４に進む。

ステップ１０４では機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₁よりも低いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₁のときにはステップ１０５に進んで圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力ＰＯが圧力センサ２３により検出される。次いでステップ１０６では圧力ＰＯが図１０（Ｂ）から算出された目標圧力ＰＮに一定値αを加算した値ＰＮ＋αよりも高いか否かが判別される。ＰＯ＞ＰＮ＋αのときにはステップ１０７に進んで機械圧縮比ＣＲから一定値ΔＣＲが減算される。次いでステップ１１１に進む。これに対し、ステップ１０６においてＰＯ≦ＰＮ＋αであると判別されたときにはステップ１０８に進んで圧力ＰＯが図１０（Ｂ）から算出された目標圧力ＰＮから一定値αを減算した値ＰＮ−αよりも低いか否かが判別される。ＰＯ＜ＰＮ−αのときにはステップ１０９に進んで機械圧縮比ＣＲに一定値ΔＣＲが加算される。次いでステップ１１１に進む。

一方、ステップ１０４においてＬ＜Ｌ₁であると判断されたときにはステップ１１０に進んで機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比とされる。次いでステップ１１１に進む。ステップ１１１では算出された機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御される。即ち、Ｌ≧Ｌ₁のときには圧力ＰＯが目標圧力ＰＮとなるように機械圧縮比ＣＲが制御され、Ｌ＜Ｌ₁のときには機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比に固定される。

図１２は機関吸気通路内の圧力を検出してこの検出圧力から圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力を推定し、推定された燃焼室５内の圧力に基づいて機械圧縮比を制御するようにした場合の運転制御ルーチンを示している。

図１２を参照すると、まず初めにステップ２００において機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₂よりも高いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₂のときにはステップ２０１に進んで図１０（Ａ）に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出され、吸気弁７が算出された閉弁時期ＩＣにおいて閉弁するよう制御される。次いでステップ２０４に進む。これに対し、ステップ２００においてＬ＜Ｌ₂であると判別されたときにはステップ２０２に進んで吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期とされ、次いでステップ２０３において吸入空気量がスロットル弁１９により制御される。次いでステップ２０４に進む。

ステップ２０４では機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₁よりも低いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₁のときにはステップ２０５に進んで圧力センサ２５により吸気通路内の圧力ＰＰが検出され、吸気弁７の閉弁時期ＩＣから実際の圧縮開始時における燃焼室５の容積Ｖ₁が算出され、例えば点火時期から点火が行われる直前の燃焼室５の容積Ｖ₀が算出される。次いでステップ２０６では検出された吸気通路内の圧力ＰＰ、およびＶ₁，Ｖ₀から圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力ＰＯが算出される。即ち、圧力をＰ、体積をＶ、比熱の比をＫ（＝Ｃ_p／Ｃ_v）とすると断熱圧縮が行われたときにはＰＶ^K＝一定の関係が成り立ち、断熱圧縮開始時の燃焼室５内の圧力を吸気通路内の圧力ＰＰとするとこの関係から圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力ＰＯを求めることができる。

次いでステップ２０７では圧力ＰＯが図１０（Ｂ）から算出された目標圧力ＰＮに一定値αを加算した値ＰＮ＋αよりも高いか否かが判別される。ＰＯ＞ＰＮ＋αのときにはステップ２０８に進んで機械圧縮比ＣＲから一定値ΔＣＲが減算される。次いでステップ２１２に進む。これに対し、ステップ２０７においてＰＯ≦ＰＮ＋αであると判別されたときにはステップ２０９に進んで圧力ＰＯが図１０（Ｂ）から算出された目標圧力ＰＮから一定値αを減算した値ＰＮ−αよりも低いか否かが判別される。ＰＯ＜ＰＮ−αのときにはステップ２１０に進んで機械圧縮比ＣＲに一定値ΔＣＲが加算される。次いでステップ２１２に進む。

一方、ステップ２０４においてＬ＜Ｌ₁であると判断されたときにはステップ２１１に進んで機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比とされる。次いでステップ２１２に進む。ステップ２１２では算出された機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御される。

図１３および図１４に変形例を示す。この変形例では図１３に示されるように圧縮上死点における燃焼室５内の圧力を目標圧力にするのに必要な目標機械圧縮比ＣＲＯと機械圧縮比決定関数ｆ（ＰＶ）との関係が予め記憶されており、この関係に基づいて機械圧縮比が制御される。なお、図１３においてＣＲＯＮ₁，ＣＲＯＮ₂，ＣＲＯＮ₃，ＣＲＯＮ₄は夫々異なる機関回転数に対する目標機械圧縮比を示しており、この場合機関回転数についてはＣＲＯＮ₁＜ＣＲＯＮ₂＜ＣＲＯＮ₃＜ＣＲＯＮ₄なる関係がある。即ち、機関回転数が高くなるほど目標機械圧縮比は高くされる。

次に機械圧縮比決定関数ｆ（ＰＶ）について説明する。圧縮上死点における燃焼室５内の圧力および燃焼室５の容積を夫々Ｐ₀およびＶ₀とし、圧縮下死点における燃焼室５の容積をＶ_sとし、実際に圧縮作用が開始されたときの燃焼室５内の圧力および燃焼室５の容積を夫々Ｐ₁およびＶ₁とすると、断熱圧縮が行われたときにはＰ₀Ｖ₀ ^K＝Ｐ₁Ｖ₁ ^Kが成り立つ。この式を変形するとＶ₀＝（Ｐ₁／Ｐ₀）^1/K・Ｖ₁となる。一方、機械圧縮比はＶ_s／Ｖ₀で表される。従って機械圧縮比はＶ_s／Ｖ₀＝Ｖ_s・Ｐ₀ ^1/K／（Ｐ₁ ^1/K・Ｖ₁）で表されることになる。ここでＰ₁ ^1/K・Ｖ₁が機械圧縮比決定関数ｆ（ＰＶ）とされる。この場合、機械圧縮比決定関数ｆ（ＰＶ）と目標機械圧縮比ＣＲＯとの関係は図１３に示されるようになる。

即ち、図１３に示されるように実際の圧縮開始時における燃焼室５内の圧力Ｐ₁が高くなると機械圧縮比決定関数ｆ（ＰＶ）が大きくなり、従って目標機械圧縮比ＣＲＯは低下する。一方、実際の圧縮開始時における燃焼室５の容積Ｖ₁が小さくなると機械圧縮比決定関数ｆ（ＰＶ）が小さくなり、従って目標機械圧縮比ＣＲＯは大きくなる。本発明による実施例では圧力センサ２５により検出された吸気通路内の圧力が実際の圧縮開始時における燃焼室５内の圧力Ｐ₁とされる。

一方、実際の圧縮開始時における燃焼室５の容積Ｖ₁は吸気弁７の閉弁時期ＩＣから算出することができる。また、この容積Ｖ₁は燃焼室５内に供給すべき吸入空気量に比例しているのでこの容積Ｖ₁は燃焼室５内に供給される吸入空気量から算出することもできる。この場合、燃焼室５内に供給される吸入空気量は単位時間当り吸入される吸入空気量をＧａ、機関回転数をＮとするとＣ・Ｇａ／Ｎ（Ｃは比例定数）で表される。従って容積Ｖ₁は吸入空気量検出器１６により検出された吸入空気量Ｇａと機関回転数Ｎから算出することもできる。

図１４を参照すると、まず初めにステップ３００において機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₂よりも高いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₂のときにはステップ３０１に進んで図１０（Ａ）に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出され、吸気弁７が算出された閉弁時期ＩＣにおいて閉弁するよう制御される。次いでステップ３０４に進む。これに対し、ステップ３００においてＬ＜Ｌ₂であると判別されたときにはステップ３０２に進んで吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期とされ、次いでステップ３０３において吸入空気量がスロットル弁１９により制御される。次いでステップ３０４に進む。

ステップ３０４では機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₁よりも低いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₁のときにはステップ３０５に進んで機械圧縮比決定関数ｆ（ＰＶ）の値が算出される。この場合、前述したようにこの機械圧縮比決定関数ｆ（ＰＶ）は圧力センサ２５により検出された吸気通路内の圧力と吸気弁７の閉弁時期ＩＣから算出されるか、或いは圧力センサ２５により検出された吸気通路内の圧力と吸入空気量検出器１６により検出された吸入空気量と機関回転数から算出される。

次いでステップ３０６では図１３から機関回転数に応じた目標機械圧縮比ＣＲＯが算出される。次いでステップ３０７では機械圧縮比ＣＲが図１３から算出された目標機械圧縮比ＣＲＯに一定値γを加算した値ＣＲＯ＋γよりも高いか否かが判別される。ＣＲ＞ＣＲＯ＋γのときにはステップ３０８に進んで機械圧縮比ＣＲから一定値ΔＣＲが減算される。次いでステップ３１２に進む。これに対し、ステップ３０７においてＣＲ≦ＣＲＯ＋γであると判別されたときにはステップ３０９に進んで機械圧縮比ＣＲが図１３から算出された目標機械圧縮比ＣＲＯから一定値γを減算した値ＣＲＯ−γよりも低いか否かが判別される。ＣＲ＜ＣＲＯ−γのときにはステップ３１０に進んで機械圧縮比ＣＲに一定値ΔＣＲが加算される。次いでステップ３１２に進む。

一方、ステップ３０４においてＬ＜Ｌ₁であると判断されたときにはステップ３１１に進んで機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比とされる。次いでステップ３１２に進む。ステップ３１２では算出された機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御される。即ち、Ｌ≧Ｌ₁のときには機械圧縮比ＣＲが目標機械圧縮比ＣＲＯとなるように制御され、Ｌ＜Ｌ₁のときには機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比に固定される。

次に図１５から図１９を参照しつつ圧縮行程末期における燃焼室５内のガス温度が機関負荷にかかわらずにほぼ一定となるように機械圧縮比が制御される実施例について説明する。
この場合でも機関負荷にかかわらずに圧縮行程末期における燃焼室５内のガス状態はノッキングを発生することなく安定した良好な燃焼が得られる同一の最適なガス状態とされ、斯くして機械圧縮比が最大となる機関低負荷運転時をはじめ全ての負荷領域において安定した良好な燃焼を得ることができる。

図１５は圧縮行程末期における燃焼室５の目標ガス温度ＴＮ、正確に言うと燃焼直前又は点火栓６による点火直前の燃焼室５内の目標ガス温度ＴＮと機関負荷Ｌとの関係を示している。図１５においてＴＮ₁，ＴＮ₂，ＴＮ₃，ＴＮ₄は夫々異なる機関回転数に対する目標ガス温度を示しており、この場合機関回転数についてはＴＮ₁＜ＴＮ₂＜ＴＮ₃＜ＴＮ₄なる関係がある。即ち、前述したように機関回転数が高くなるほどノッキングが発生しずらくなり、従って目標ガス温度ＴＮは機関回転数が高くなるにつれて高くされる。

図１５に示されるように目標ガス温度ＴＮは機関回転数が同一のもとでは機関負荷にかかわらずに一定とされる。しかしながらこの目標ガス温度ＴＮは機関負荷の大きさによって多少変化させてもよい。

図１６は、燃焼室５内のガス温度を直接検出し、検出された燃焼室５内のガス温度に基づいて機械圧縮比を制御するようにした場合の運転制御ルーチンを示している。

図１６を参照すると、まず初めにステップ４００において機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₂よりも高いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₂のときにはステップ４０１に進んで図１０（Ａ）に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出され、吸気弁７が算出された閉弁時期ＩＣにおいて閉弁するよう制御される。次いでステップ４０４に進む。これに対し、ステップ４００においてＬ＜Ｌ₂であると判別されたときにはステップ４０２に進んで吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期とされ、次いでステップ４０３において吸入空気量がスロットル弁１９により制御される。次いでステップ４０４に進む。

ステップ４０４では機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₁よりも低いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₁のときにはステップ４０５に進んで圧縮行程末期における燃焼室５内のガス温度ＴＯが温度センサ２４により検出される。次いでステップ４０６ではガス温度ＴＯが図１５から算出された目標ガス温度ＴＮに一定値βを加算した値ＴＮ＋βよりも高いか否かが判別される。ＴＯ＞ＴＮ＋βのときにはステップ４０７に進んで機械圧縮比ＣＲから一定値ΔＣＲが減算される。次いでステップ４１１に進む。これに対し、ステップ４０６においてＴＯ≦ＴＮ＋βであると判別されたときにはステップ４０８に進んでガス温度ＴＯが図１５から算出された目標ガス温度ＴＮから一定値βを減算した値ＴＮ−βよりも低いか否かが判別される。ＴＯ＜ＴＮ−βのときにはステップ４０９に進んで機械圧縮比ＣＲに一定値ΔＣＲが加算される。次いでステップ４１１に進む。

一方、ステップ４０４においてＬ＜Ｌ₁であると判断されたときにはステップ４１０に進んで機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比とされる。次いでステップ４１１に進む。ステップ４１１では算出された機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御される。即ち、Ｌ≧Ｌ₁のときにはガス温度ＴＯが目標ガス温度ＴＮとなるように機械圧縮比ＣＲが制御され、Ｌ＜Ｌ₁のときには機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比に固定される。

図１７は、燃焼室５内に流入する吸入空気の温度を検出してこの検出温度から圧縮行程末期における燃焼室５内のガス温度を推定し、推定された燃焼室５内のガス温度に基づいて機械圧縮比を制御するようにした場合の運転制御ルーチンを示している。

図１７を参照すると、まず初めにステップ５００において機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₂よりも高いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₂のときにはステップ５０１に進んで図１０（Ａ）に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出され、吸気弁７が算出された閉弁時期ＩＣにおいて閉弁するよう制御される。次いでステップ５０４に進む。これに対し、ステップ５００においてＬ＜Ｌ₂であると判別されたときにはステップ５０２に進んで吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期とされ、次いでステップ５０３において吸入空気量がスロットル弁１９により制御される。次いでステップ５０４に進む。

ステップ５０４では機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₁よりも低いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₁のときにはステップ５０５に進んで温度センサ２６により燃焼室５内に吸入される吸入空気の温度ＴＴが検出され、吸気弁７の閉弁時期ＩＣから実際の圧縮開始時における燃焼室５の容積Ｖ₁が算出され、例えば点火時期から点火が行われる直前の燃焼室５の容積Ｖ₀が算出される。次いでステップ５０６では検出された吸入空気の温度ＴＴ，Ｖ₁，Ｖ₀から圧縮行程末期における燃焼室５内のガス温度ＴＯが算出される。即ち、温度をＴ、体積をＶ、比熱の比をＫ（＝Ｃ_p／Ｃ_v）とすると断熱圧縮が行われたときにはＴＶ^K-1＝一定の関係が成り立ち、断熱圧縮開始時の燃焼室５内のガス温度を吸入空気の温度ＴＴとするとこの関係から圧縮行程末期における燃焼室５内のガス温度ＴＯを求めることができる。

次いでステップ５０７ではガス温度ＴＯが図１５から算出された目標ガス温度ＴＮに一定値βを加算した値ＴＮ＋βよりも高いか否かが判別される。ＴＯ＞ＴＮ＋βのときにはステップ５０８に進んで機械圧縮比ＣＲから一定値ΔＣＲが減算される。次いでステップ５１２に進む。これに対し、ステップ５０７においてＴＯ≦ＴＮ＋βであると判別されたときにはステップ５０９に進んでガス温度ＴＯが図１５から算出された目標ガス温度ＴＮから一定値βを減算した値ＴＮ−βよりも低いか否かが判別される。ＴＯ＜ＴＮ−βのときにはステップ５１０に進んで機械圧縮比ＣＲに一定値ΔＣＲが加算される。次いでステップ５１２に進む。

一方、ステップ５０４においてＬ＜Ｌ₁であると判断されたときにはステップ５１１に進んで機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比とされる。次いでステップ５１２に進む。ステップ５１２では算出された機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御される。

図１８および図１９に変形例を示す。この変形例では図１８に示されるように圧縮上死点における燃焼室５内のガス温度を目標ガス温度にするのに必要な目標機械圧縮比ＣＲＯと機械圧縮比決定関数ｆ（ＴＶ）との関係が予め記憶されており、この関係に基づいて機械圧縮比が制御される。なお、図１８においてＣＲＯＴ₁，ＣＲＯＴ₂，ＣＲＯＴ₃，ＣＲＯＴ₄は夫々異なる機関回転数に対する目標機械圧縮比を示しており、この場合機関回転数についてはＣＲＯＴ₁＜ＣＲＯＴ₂＜ＣＲＯＴ₃＜ＣＲＯＴ₄なる関係がある。即ち、機関回転数が高くなるほど目標機械圧縮比は高くされる。

次に機械圧縮比決定関数ｆ（ＴＶ）について説明する。圧縮上死点における燃焼室５内の圧力および燃焼室５の容積を夫々Ｐ₀およびＶ₀とし、圧縮下死点における燃焼室５の容積をＶ_sとし、実際に圧縮作用が開始されたときの燃焼室５内の圧力および燃焼室５の容積を夫々Ｐ₁およびＶ₁とすると、断熱圧縮が行われたときにはＴ₀Ｖ₀ ^K-1＝Ｔ₁Ｖ₁ ^K-1が成り立つ。この式を変形するとＶ₀＝（Ｔ₁／Ｔ₀）^1/(K-1)・Ｖ₁となる。一方、機械圧縮比はＶ_s／Ｖ₀で表される。従って機械圧縮比はＶ_s／Ｖ₀＝Ｖ_s・Ｔ₀ ^1/(K-1)／（Ｔ₁ ^1/(K-1)・Ｖ₁）で表されることになる。ここでＴ₁ ^1/(K-1)・Ｖ₁が機械圧縮比決定関数ｆ（ＴＶ）とされる。この場合、機械圧縮比決定関数ｆ（ＴＶ）と目標機械圧縮比ＣＲＯとの関係は図１８に示されるようになる。

即ち、図１８に示されるように実際の圧縮開始時における燃焼室５内のガス温度Ｔ₁が高くなると機械圧縮比決定関数ｆ（ＴＶ）が大きくなり、従って目標機械圧縮比ＣＲＯは低下する。一方、実際の圧縮開始時における燃焼室５の容積Ｖ₁が小さくなると機械圧縮比決定関数ｆ（ＴＶ）が小さくなり、従って目標機械圧縮比ＣＲＯは大きくなる。本発明による実施例では温度センサ２６により検出された吸気通路内のガス温度が実際の圧縮開始時における燃焼室５内のガス温度Ｔ₁とされる。

一方、実際の圧縮開始時における燃焼室５の容積Ｖ₁は吸気弁７の閉弁時期ＩＣから算出することができる。また、この容積Ｖ₁は前述したように吸入空気量検出器１６により検出された吸入空気量Ｇａと機関回転数Ｎとから算出することができる。

図１９を参照すると、まず初めにステップ６００において機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₂よりも高いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₂のときにはステップ６０１に進んで図１０（Ａ）に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出され、吸気弁７が算出された閉弁時期ＩＣにおいて閉弁するよう制御される。次いでステップ６０４に進む。これに対し、ステップ６００においてＬ＜Ｌ₂であると判別されたときにはステップ６０２に進んで吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期とされ、次いでステップ６０３において吸入空気量がスロットル弁１９により制御される。次いでステップ６０４に進む。

ステップ６０４では機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₁よりも低いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₁のときにはステップ６０５に進んで機械圧縮比決定関数ｆ（ＴＶ）の値が算出される。この場合、前述したようにこの機械圧縮比決定関数ｆ（ＴＶ）は温度センサ２６により検出された吸気通路内のガス温度と吸気弁７の閉弁時期ＩＣから算出されるか、或いは温度センサ２６により検出された吸気通路内のガス温度と吸入空気量検出器１６により検出された吸入空気量と機関回転数から算出される。

次いでステップ６０６では図１８から機関回転数に応じた目標機械圧縮比ＣＲＯが算出される。次いでステップ６０７では機械圧縮比ＣＲが図１８から算出された目標機械圧縮比ＣＲＯに一定値γを加算した値ＣＲＯ＋γよりも高いか否かが判別される。ＣＲ＞ＣＲＯ＋γのときにはステップ６０８に進んで機械圧縮比ＣＲから一定値ΔＣＲが減算される。次いでステップ６１２に進む。これに対し、ステップ６０７においてＣＲ≦ＣＲＯ＋γであると判別されたときにはステップ６０９に進んで機械圧縮比ＣＲが図１８から算出された目標機械圧縮比ＣＲＯから一定値γを減算した値ＣＲＯ−γよりも低いか否かが判別される。ＣＲ＜ＣＲＯ−γのときにはステップ６０９に進んで機械圧縮比ＣＲに一定値ΔＣＲが加算される。次いでステップ６１２に進む。

一方、ステップ６０４においてＬ＜Ｌ₁であると判断されたときにはステップ６１１に進んで機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比とされる。次いでステップ６１２に進む。ステップ６１２では算出された機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御される。即ち、Ｌ≧Ｌ₁のときには機械圧縮比ＣＲが目標機械圧縮比ＣＲＯとなるように制御され、Ｌ＜Ｌ₁のときには機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比に固定される。

図２０および図２１に更に別の実施例を示す。
図２０（Ａ）は点火が行われる直前の圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力ＰＯおよびガス温度ＴＯとノッキング限界との関係を示している。圧力ＰＯが多少低くてもガス温度ＴＯが高ければノッキングが生じ、ガス温度ＴＯが多少低くても圧力Ｐが高ければノッキングが生じるのでノッキング限界は図２０（Ａ）に示されるように表される。

この実施例では圧力ＰＯおよびガス温度ＴＯが図２０（Ａ）においてノッキング限界よりもわずかばかり低圧側に位置する目標値ＭＮ上の目標圧力および目標ガス温度となるように機械圧縮比が制御される。この目標値ＭＮは図２０（Ｂ）に示されるように異なる機関回転数に対して定められており、この場合、機関回転数についてはＭＮ₁＜ＭＮ₂＜ＭＮ₃＜ＭＮ₄なる関係がある。即ち、前述したように機関回転数が高くなるほどノッキングが発生しずらくなり、従って目標値ＭＮは機関回転数が高くなるにつれて高くされる。

次に図２１を参照しつつ運転制御ルーチンについて説明する。
図２１を参照すると、まず初めにステップ７００において機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₂よりも高いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₂のときにはステップ７０１に進んで図１０（Ａ）に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出され、吸気弁７が算出された閉弁時期ＩＣにおいて閉弁するよう制御される。次いでステップ７０４に進む。これに対し、ステップ７００においてＬ＜Ｌ₂であると判別されたときにはステップ７０２に進んで吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期とされ、次いでステップ７０３において吸入空気量がスロットル弁１９により制御される。次いでステップ７０４に進む。

ステップ７０４では機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₁よりも低いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₁のときにはステップ７０５に進んで圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力ＰＯおよびガス温度ＴＯが算出される。この場合、この圧力ＰＯは圧力センサ２３によって燃焼室５内の圧力を直接検出することによって求めることもできるし、或いは圧力センサ２５によって吸気通路内の圧力を検出し、この検出圧力から前述したＰＶ^K＝一定の関係を用いて圧力ＰＯを求めることもできる。同様に、圧縮行程末期における燃焼室５内のガス温度ＴＯは温度センサ２４によって燃焼室５内のガス温度を直接検出することによって求めることもできるし、或いは温度センサ２６によって燃焼室５内に流入する吸入空気の温度を検出し、この検出温度から前述したＴＶ^K-1＝一定の関係を用いてガス温度ＴＯを求めることもできる。

圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力ＰＯおよびガス温度ＴＯが算出されるとステップ７０６に進み、圧力ＰＯおよびガス温度ＴＯから定まる点ＳＮが図２０（Ｂ）から算出された目標値ＭＮに一定値εを加算した値ＭＮ＋εよりも高い側にあるか否かが判別される。ＳＮ＞ＭＮ＋εのときにはステップ７０７に進んで機械圧縮比ＣＲから一定値ΔＣＲが減算される。次いでステップ７１１に進む。これに対し、ステップ７０６においてＳＮ≦ＭＮ＋εであると判別されたときにはステップ７０８に進んで圧力ＰＯおよびガス温度ＴＯから定まる点ＳＮが図２０（Ｂ）から算出された目標値ＭＮから一定値εを減算した値ＭＮ−εよりも低い側にあるか否かが判別される。ＳＮ＜ＭＮ−εのときにはステップ７０９に進んで機械圧縮比ＣＲに一定値ΔＣＲが加算される。次いでステップ７１１に進む。

一方、ステップ７０４においてＬ＜Ｌ₁であると判断されたときにはステップ７１０に進んで機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比とされる。次いでステップ７１１に進む。ステップ７１１では算出された機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御される。即ち、Ｌ≧Ｌ₁のときには圧力ＰＯおよびガス温度ＴＯが目標値ＭＮとなるように機械圧縮比ＣＲが制御され、Ｌ＜Ｌ₁のときには機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比に固定される。

次に図２２および図２３を参照しつつ圧縮行程末期における燃焼室５内のガス密度が機関負荷にかかわらずにほぼ一定となるように機械圧縮比が制御される実施例について説明する。
この場合でも機関負荷にかかわらずに圧縮行程末期における燃焼室５内のガス状態はノッキングを発生することなく安定した良好な燃焼が得られる同一の最適なガス状態とされ、斯くして機械圧縮比が最大となる機関低負荷運転時をはじめ全ての負荷領域において安定した良好な燃焼を得ることができる。

図２２は圧縮行程末期における燃焼室５の目標ガス密度ＤＮ、正確に言うと燃焼直前又は点火栓６による点火直前の燃焼室５内の目標ガス密度ＤＮと機関負荷Ｌとの関係を示している。図２２においてＤＮ₁，ＤＮ₂，ＤＮ₃，ＤＮ₄は夫々異なる機関回転数に対する目標ガス密度を示しており、この場合機関回転数についてはＤＮ₁＜ＤＮ₂＜ＤＮ₃＜ＤＮ₄なる関係がある。即ち、前述したように機関回転数が高くなるほどノッキングが発生しずらくなり、従って目標ガス密度ＤＮは機関回転数が高くなるにつれて高くされる。

図２２に示されるように目標ガス密度ＤＮは機関回転数が同一のもとでは機関負荷にかかわらずに一定とされる。しかしながらこの目標ガス密度ＤＮは機関負荷の大きさによって多少変化させてもよい。

図２３は、圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力およびガス温度を求めてこれら圧力およびガス温度から圧縮行程末期における燃焼室５内のガス密度を算出し、算出された燃焼室５内のガス密度に基づいて機械圧縮比を制御するようにした場合の運転制御ルーチンを示している。

図２３を参照すると、まず初めにステップ８００において機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₂よりも高いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₂のときにはステップ８０１に進んで図１０（Ａ）に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出され、吸気弁７が算出された閉弁時期ＩＣにおいて閉弁するよう制御される。次いでステップ８０４に進む。これに対し、ステップ８００においてＬ＜Ｌ₂であると判別されたときにはステップ８０２に進んで吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期とされ、次いでステップ８０３において吸入空気量がスロットル弁１９により制御される。次いでステップ８０４に進む。

ステップ８０４では機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ₁よりも低いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ₁のときにはステップ８０５に進んで圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力ＰＯおよびガス温度ＴＯが算出される。この場合、この圧力ＰＯは圧力センサ２３によって燃焼室５内の圧力を直接検出することによって求めることもできるし、或いは圧力センサ２５によって吸気通路内の圧力を検出し、この検出圧力から前述したＰＶ^K＝一定の関係を用いて圧力ＰＯを求めることもできる。同様に、圧縮行程末期における燃焼室５内のガス温度ＴＯは温度センサ２４によって燃焼室５内のガス温度を直接検出することによって求めることもできるし、或いは温度センサ２６によって燃焼室５内に流入する吸入空気の温度を検出し、この検出温度から前述したＴＶ^K-1＝一定の関係を用いてガス温度ＴＯを求めることもできる。

圧縮行程末期における燃焼室５内の圧力ＰＯおよびガス温度ＴＯが算出されるとステップ８０６に進み、気体の状態式（ＰＶ＝（Ｗ／Ｍ）・ＲＴ、Ｗは吸入ガスの質量、Ｍは吸入ガスの分子量）を用いて圧縮行程末期における燃焼室５内のガス密度ＤＯ（＝Ｗ／Ｖ＝（Ｍ／Ｒ）・（ＰＯ／ＴＯ））が算出される。

次いでステップ８０７ではガス密度ＤＯが図２２から算出された目標ガス密度ＤＮに一定値δを加算した値ＤＮ＋δよりも高いか否かが判別される。ＤＯ＞ＤＮ＋δのときにはステップ８０８に進んで機械圧縮比ＣＲから一定値ΔＣＲが減算される。次いでステップ８１２に進む。これに対し、ステップ８０７においてＤＯ≦ＤＮ＋δであると判別されたときにはステップ８０９に進んでガス密度ＤＯが図２２から減算された目標ガス密度ＤＮから一定値δを減算した値ＤＮ−δよりも低いか否かが判別される。ＤＯ＜ＤＮ−δのときにはステップ８１０に進んで機械圧縮比ＣＲに一定値ΔＣＲが加算される。次いでステップ８１２に進む。

一方、ステップ８０４においてＬ＜Ｌ₁であると判断されたときにはステップ８１１に進んで機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比とされる。次いでステップ８１２に進む。ステップ８１２では算出された機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御される。即ち、Ｌ≧Ｌ₁のときにはガス密度ＤＯが目標ガス密度ＤＮとなるように機械圧縮比ＣＲが制御され、Ｌ＜Ｌ₁のときには機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比に固定される。

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。 目標圧力等を示す図である。 運転制御を行うためのフローチャートである。 運転制御を行うためのフローチャートである。 目標機械圧縮比を示す図である。 運転制御を行うためのフローチャートである。 目標温度を示す図である。 運転制御を行うためのフローチャートである。 運転制御を行うためのフローチャートである。 目標機械圧縮比を示す図である。 運転制御を行うためのフローチャートである。 目標値等を示す図である。 運転制御を行うためのフローチャートである。 目標密度を示す図である。 運転制御を行うためのフローチャートである。

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
１９ スロットル弁
２３，２５ 圧力センサ
２４，２６ 温度センサ
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 (30)

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ており、要求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が制御され、機関回転数がほぼ同一のもとでは圧縮行程末期における燃焼室内の圧力が機関負荷にかかわらずにほぼ一定となるように機械圧縮比が制御される火花点火式内燃機関。
2. 圧縮行程末期における燃焼室内の圧力は燃焼直前又は点火栓による点火直前の燃焼室内の圧力である請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
3. 上記一定とされる燃焼室内の圧力は機関回転数が高くなるにつれて高くされる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
4. 燃焼室内の圧力を直接検出し、検出された燃焼室内の圧力に基づいて機械圧縮比が制御される請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
5. 機関吸気通路内の圧力を検出して検出された該圧力から圧縮行程末期における燃焼室内の圧力を推定し、推定された該燃焼室内の圧力に基づいて機械圧縮比が制御される請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
6. 圧縮行程末期における燃焼室内の圧力を機関負荷にかかわらずにほぼ一定とするのに必要な機械圧縮比が機関吸気通路内の圧力および燃焼室内に供給される吸入空気量を代表する代表値の関数として記憶されており、吸気通路内の圧力および該代表値を検出して検出されたこれらの圧力および代表値に基づいて機械圧縮比が決定される請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
7. 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ており、要求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が制御され、機関回転数がほぼ同一のもとでは圧縮行程末期における燃焼室内のガス温度が機関負荷にかかわらずにほぼ一定となるように機械圧縮比が制御される火花点火式内燃機関。
8. 圧縮行程末期における燃焼室内のガス温度は燃焼直前又は点火栓による点火直前の燃焼室内の圧力である請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
9. 上記一定とされる燃焼室内のガス温度は機関回転数が高くなるにつれて高くされる請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
10. 燃焼室内のガス温度を直接検出し、検出された燃焼室内のガス温度に基づいて機械圧縮比が制御される請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
11. 燃焼室内に流入する吸入空気の温度を検出して検出された該温度から圧縮行程末期における燃焼室内のガス温度を推定し、推定された該燃焼室内のガス温度に基づいて機械圧縮比が制御される請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
12. 圧縮行程末期における燃焼室内のガス温度を機関負荷にかかわらずにほぼ一定とするのに必要な機械圧縮比が燃焼室内に流入する吸入空気の温度および燃焼室内に供給される吸入空気量を代表する代表値の関数として記憶されており、該吸入空気の温度および該代表値を検出して検出されたこれらの温度および代表値に基づいて機械圧縮比が決定される請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
13. 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ており、要求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が制御され、圧縮行程末期における燃焼室内の圧力およびガス温度の目標値が予め記憶されており、圧縮行程末期における燃焼室内の圧力およびガス温度が記憶されている該目標値となるように機械圧縮比が制御される火花点火式内燃機関。
14. 圧縮行程末期における燃焼室内の圧力およびガス温度は燃焼直前又は点火栓による点火直前の燃焼室内の圧力およびガス温度である請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
15. 上記目標値は機関回転数が高くなるにつれて高くされる請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
16. 圧縮行程末期における燃焼室内の圧力は、燃焼室内の圧力を直接検出することによって、又は検出された吸気通路内の圧力から推定することによって求められる請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
17. 圧縮行程末期における燃焼室内のガス温度は、燃焼室内のガス温度を直接検出することによって、又は燃焼室内に流入する吸入空気の検出温度から推定することによって求められる請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
18. 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ており、要求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が制御され、機関回転数がほぼ同一のもとでは圧縮行程末期における燃焼室内のガス密度が機関負荷にかかわらずにほぼ一定となるように機械圧縮比が制御される火花点火式内燃機関。
19. 圧縮行程末期における燃焼室内のガス密度は燃焼直前又は点火栓による点火直前の燃焼室内のガス密度である請求項１８に記載の火花点火式内燃機関。
20. 上記一定とされる燃焼室内のガス密度は機関回転数が高くなるにつれて高くされる請求項１８に記載の火花点火式内燃機関。
21. 圧縮行程末期における燃焼室内の圧力およびガス温度を求めてこれら圧力およびガス温度から圧縮行程末期における燃焼室内のガス密度を算出し、算出された燃焼室内のガス密度に基づいて機械圧縮比が制御される請求項１８に記載の火花点火式内燃機関。
22. 圧縮行程末期における燃焼室内の圧力は、燃焼室内の圧力を直接検出することによって、又は検出された吸気通路内の圧力から推定することによって求められる請求項２１に記載の火花点火式内燃機関。
23. 圧縮行程末期における燃焼室内のガス温度は、燃焼室内のガス温度を直接検出することによって、又は燃焼室内に流入する吸入空気の検出温度から推定することによって求められる請求項２１に記載の火花点火式内燃機関。
24. 機関低負荷運転時には２０以上の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
25. 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に記載の火花点火式内燃機関。
26. 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２５に記載の火花点火式内燃機関。
27. 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２６に記載の火花点火式内燃機関。
28. 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２５に記載の火花点火式内燃機関。
29. 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２５に記載の火花点火式内燃機関。
30. 機械圧縮比が限界機械圧縮比まで増大せしめられたときには機械圧縮比は該限界機械圧縮比に保持される請求項１に記載の火花点火式内燃機関。

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