JP2008138631A - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】機関始動時に機関回転数をオーバーシュートすることなく目標回転数まで上昇させる。
【解決手段】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と、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構Ａとを具備している。機関始動時には最少の吸入空気が燃焼室５内に供給されるように吸気弁７の閉弁時期が最遅角位置とされ、機械圧縮比が最大圧縮比とされる。
【選択図】図１

Description

本発明は火花点火式内燃機関に関する。

内燃機関では吸気弁の閉弁時期を遅角すればするほど、言い換えると吸気弁の閉弁時期を圧縮上死点に近ずければ近ずけるほど圧縮行程時に燃焼室内から吸気ポート内に押し戻される吸入空気量が増大し、斯くして燃焼室内に閉じ込められる吸入空気量、即ち燃焼室内に供給される吸入空気量が減少する。従って吸気弁の閉弁時期を制御することによって燃焼室内に供給される吸入空気量を制御することができる。

そこで、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を具備し、機関始動時には始動に必要な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制御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）。この内燃機関では機関が始動されて機関回転数が上昇したときに機関回転数が機関始動時における目標アイドリング回転数を越えて大巾に上昇しないように、即ち機関始動時に機関回転数ができる限りオーバーシュートしないように吸気弁の閉弁時期を変化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制御するようにしている。
特開２００６−１３８２９９号公報

しかしながらこのように吸気弁の閉弁時期を変化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制御するようにしても機関始動時における機関回転数のオーバーシュートを阻止することはできない。

即ち、上述の内燃機関において機関始動時に機関回転数をオーバーシュートさせることなく目標アイドリング回転数まで上昇させるには燃焼室内に供給される吸入空気量を少量にしなければならず、そのためには機関始動時に吸気弁の閉弁時期をかなり遅角させることが必要となる。しかしながら吸気弁の閉弁時期を遅角させると実際に圧縮作用が開始される時期が遅くなるために実圧縮比が低下してしまい、着火不能となってしまう。

従って上述の内燃機関では実圧縮比を高くして着火が行われるようにするために吸気弁の閉弁時期をオーバーシュートの生じない最適な閉弁時期よりも進角せざるを得ず、その結果必然的に機関始動時に機関回転数がオーバーシュートをすることになる。従って前述したように吸気弁の閉弁時期を変更することによって燃焼室内に供給される吸入空気量を制御したとしても機関始動時における機関回転数のオーバーシュートを阻止することはできない。

上記問題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、機関始動時には始動に必要な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ると共に、機械圧縮比を高圧縮比側にしている。

機械圧縮比を高圧縮比側とすることにより実圧縮比は高くなる。従って燃焼室内に供給される吸入空気量を少量としつつ実圧縮比を高くすることができるので機関始動時に確実な着火と、所望の機関回転数の上昇作用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。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。なお、図１には示されていないが内燃機関には大気圧センサ、大気温センサ、水温センサ、油温センサ、サージタンク１２内の圧力を検出する負圧センサ等の種々のセンサが取付けられている。

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可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施例ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。

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１８の出力信号および空燃比センサ２１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、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１６、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用いられている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８は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。

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、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。一方、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。

次に図９を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。
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２０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２１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、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために、即ち機械圧縮比が低圧縮比側とされるために膨張比は低く、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に示される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。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。即ち、吸気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て高圧縮比側となり、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において実線で示されるように吸気弁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。

図９に示される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。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ずらくなり、従って本発明による実施例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。従って本発明による実施例では膨張比が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。

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、即ち遠ざけられることになる。

次に本発明による機関の始動制御について説明する。
本発明では機関始動時に燃焼室５内に供給される吸入空気量が吸気弁７の閉弁時期を制御することによって必要な吸入空気量に制御される。なお、機関始動時にはスロットル弁１７が開弁していようと閉弁していようと吸気弁７が閉弁したときの燃焼室５内の圧力は大気圧或いはほぼ大気圧となる。従ってこのとき燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７が開弁しているか閉弁しているかとは無関係に吸気弁７の閉弁時期に左右される。従って機関始動時にはスロットル弁１７は開弁させておいてもよいし、閉弁させておいてもよい。

図１０は本発明による機関始動制御の一例のタイムチャートを示しており、この図１０には点火時期、吸気弁７の閉弁時期の変化、機械圧縮比の変化および機関回転数の変化が示されている。なお、図１０は吸気弁７を吸気下死点後に閉弁させるようにした場合を示しており、従って図１０に示される例では吸気弁７の閉弁時期が遅角されるほど燃焼室５内に供給される吸入空気量は減少する。また、図１０においてＮＸは機関始動時における目標アイドリング回転数を示している。この目標アイドリング回転数は機関の始動完了後、機関の暖機が進むにつれて次第に低下していく。

図１０を参照すると機関始動時において初爆前は吸気弁７の閉弁時期が最遅角されている。即ち、吸気弁７の閉弁時期が吸気下死点から最も遠い限界閉弁時期に保持されている。一方、機械圧縮比はクランキングが開始される前は実線で示されるように低圧縮比側に保持されている。なお、図１０において実線で示される例ではクランキングが開始される前は機械圧縮比は最も圧縮比の低い基準機械圧縮比に保持されている。

次いでクランキングが開始されても機械圧縮比は図１０において実線で示されるように暫らくの間、低圧縮比側に、図１０に示す例では最も圧縮比の低い基準機械圧縮比に保持されている。このようにクランキングが行われているときに機械圧縮比が低圧縮比側に保持されていると実圧縮比が低くなるためにピストン４の駆動力が少なくてすみ、斯くしてスタータモータを小型化できるし、消費電力を低減することができる。

次いで機械圧縮比は図１０において実線で示されるように初爆が生ずる前に低圧縮比側から高圧縮比側に高められる。なお、このとき図１０に示される例では機械圧縮比は限界機械圧縮比まで、即ち最大圧縮比まで高められる。従って初爆が生ずるときには機械圧縮比は高圧縮比側となっている。なお、図１０において破線で示されるように機械圧縮比は機関始動前から高圧縮比側に、例えば限界機械圧縮比、即ち最大圧縮比に保持しておくことができる。

さて、本発明では図１０に示されるように初爆が生ずると機関回転数は機関始動時における目標アイドリング回転数ＮＸを越えてオーバーシュートすることなく機関始動時における目標アイドリング回転数ＮＸまで上昇せしめられる。次に、このことについて図１１を参照しつつ説明する。

図１１には機関回転数を目標アイドリング回転数に保持するのに必要な図示トルクが機関冷却水温Ｔの関数として示されている。内燃機関では機関冷却水温Ｔが低くなるほど摩擦トルクが大きくなるので図１１に示されるように図示トルクは機関冷却水温が低くなるほど高くなる。

さて、本発明による実施例では初爆は吸気弁７の閉弁時期が最遅角されており、機械圧縮比が最大圧縮比とされている状態で生ずる。このときには機械圧縮比が最大圧縮比とされているので実圧縮比は高く、従って良好な着火燃焼が行われるが燃焼室５内に供給されている吸入空気量は極めて少ないのでこのときの図示トルクは図１１に示される図示トルクよりも低くなっている。この場合、機関回転数を機関始動時における目標アイドリング回転数ＮＸまで上昇させるには図１１に示される図示トルクよりも大きな図示トルクが必要となる。

従って初爆が生ずると図１１に示される図示トルクよりも大きな図示トルクを発生させるために燃焼室５内に供給される吸入空気量を増大すべく図１０に示されるように吸気弁７の閉弁時期が進角される。即ち、吸気弁７の閉弁時期が吸気下死点に近ずけられる。一方、吸気弁７の閉弁時期が進角されると実圧縮比が過剰に高くならないように機械圧縮比が低下せしめられる。

このときの吸気弁７の閉弁時期および機械圧縮比は、機関回転数がオーバーシュートすることなく目標アイドリング回転数ＮＸまで上昇するような吸気弁７の閉弁時期および機械圧縮比とされる。このように機関回転数がオーバーシュートすることなく目標アイドリング回転数ＮＸまで上昇するような吸気弁７の閉弁時期および機械圧縮比は予め実験により求められていて予めＲＯＭ３２内に記憶されている。

一方、このように吸気弁７の閉弁時期が進角されかつ機械圧縮比が低下せしめられるときに機械圧縮比の低下作用が吸気弁７の閉弁時期の進角作用に対して遅れを生ずると実圧縮比が異常に高くなってしまう。従って本発明による実施例ではこのとき機械圧縮比の低下作用を吸気弁７の閉弁時期の進角作用に優先して行うようにしている。

機関回転数が機関始動時における目標アイドリング回転数ＮＸに達するとその後は図１１に示される図示トルクの得られる吸入空気量となるように吸気弁７の閉弁時期を制御すれば機関回転数は目標アイドリング回転数に保持される。従って図１０に示されるように機関回転数が機関始動時における目標アイドリング回転数ＮＸまで上昇したときには機関回転数を目標アイドリング回転数ＮＸに維持するために吸気弁７の閉弁時期が遅角される。このとき、吸気弁７の閉弁時期の遅角動作に若干遅れて機械圧縮比の増大作用が行われる。

図１２は始動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１００においてエンジンを始動すべき指示が発せられているか否かが判別される。例えばスタータスイッチがオンとされてクランキングが開始されたときにはエンジンの始動指示が発せられていると判断される。次いでステップ１０１ではエンジン回転数の立ち上がり方、即ちエンジン回転数を急速に立ち上がらせるのか、或いはエンジン回転数をゆっくりと立ち上がらせるのかが機関の運転状態に応じて設定される。

次いでステップ１０２では機関冷却水温、サージタンク１２内の圧力、機関回転数等のエンジン運転状態が読み込まれる。次いでステップ１０３では設定されたエンジン回転数の立ち上がり方に基ずいて初爆時、２回目の爆発時、３回目の爆発時等における目標吸入空気量が算出される。次いでステップ１０４では目標吸入空気量および機関の運転状態に基ずいて初爆時、２回目の爆発時等における吸気弁７の目標閉弁時期、目標機械圧縮比および点火時期が算出される。

次いでステップ１０５では機械圧縮比を目標圧縮比に変更する処理が行われる。次いでステップ１０６では機械圧縮比の目標圧縮比への変更作用が完了したか否かが判別され、完了したときにはステップ１０７に進んで吸気弁７の閉弁時期を目標閉弁時期に変更する処理が行われる。次いでステップ１０８では始動制御が終了したか否かが判別され、始動制御が終了したときには始動完了後におけるアイドリング運転制御に移行する。

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。 始動制御を示すタイムチャートである。 図示トルクを示す図である。 始動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
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 (7)

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、機関始動時には始動に必要な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ると共に、機械圧縮比を高圧縮比側とした火花点火式内燃機関。
2. 機関始動時において初爆が生じるまで吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から最も遠い限界閉弁時期に保持されている請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
3. 機関回転数が初爆後目標アイドリング回転数まで上昇する間、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点に近ずけられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
4. 機関始動時においてクランキングが開始されたときには機械圧縮比が低圧縮比側とされており、初爆が生ずる前に機関圧縮比が低圧縮比側から高圧縮比側に高められる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
5. 機械圧縮比が機関始動前から高圧縮比側に保持されている請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
6. 機関始動時には機械圧縮比が最大圧縮比とされる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
7. 初爆が生じるとその後機械圧縮比が減少せしめられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。

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