JP2008157128A

JP2008157128A - 火花点火式内燃機関

Info

Publication number: JP2008157128A
Application number: JP2006347255A
Authority: JP
Inventors: Yukihiro Nakasaka; 幸博中坂; Daisaku Sawada; 大作澤田; Daisuke Akihisa; 大輔秋久; Eiichi Kamiyama; 栄一神山
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2006-12-25
Filing date: 2006-12-25
Publication date: 2008-07-10
Anticipated expiration: 2026-12-25
Also published as: JP4631848B2

Abstract

【課題】高膨張比時にポンピング損失が発生しないようにする。
【解決手段】機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構Ａと、排気弁９の開弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構Ｃとを具備する。機関低負荷運転時に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。このとき膨張行程の後半においてシリンダ内の圧力Ｐが大気圧ＰＸ以下にならないように排気弁９の開弁時期ＥＯが早められる。
【選択図】図１３

Description

本発明は火花点火式内燃機関に関する。

通常の内燃機関では排気弁が開弁するとシリンダ内の圧力が排気行程時における排気ポート内の圧力、例えば大気圧まで低下する。ところが膨張比を高くすると膨張行程の後半においてシリンダ内の圧力が大気圧以下となり、排気弁が開弁するとシリンダ内の圧力が上昇する場合がある。しかしながらこのように膨張行程の後半においてシリンダ内の圧力が大気圧以下になるとポンピング損失が発生する。

そこでこのようなポンピング損失の発生を阻止するために通常の吸気弁に加えて膨張行程の後半にのみ開弁して過給された空気をシリンダ内に送り込むための空気弁を備えた内燃機関が公知である（特許文献１を参照）。この内燃機関では空気弁から供給された空気によって膨張行程後半のシリンダ内の圧力が高められ、斯くしてシリンダ内の圧力が大気圧以下になるのが阻止される。
特開２００１−１５２８９０号公報

しかしながら膨張比が高くされると排気ガス温が低下し、このとき空気弁から膨張行程後半にシリンダ内に空気が供給されると排気ガス温が更に低下する。その結果、排気通路内に配置された触媒の温度が低下するために触媒が不活性状態となり斯くして排気浄化作用が損なわれるという問題がある。更に、通常の吸気弁に加えてこのような空気弁を配置すると構造が複雑になるという問題もある。

上記問題を解決するために本発明によれば、排気弁の開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ており、排気弁が開弁したときにシリンダ内の圧力が上昇するようになるまで膨張比が高められたときには排気弁が開弁したときにシリンダ内の圧力が上昇しないように排気弁の開弁時期が排気下死点から遠ざけられる。

ポンピング損失の発生を阻止しつつ排気ガス温を高く維持することができる。

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でありかつ吸気弁７の開弁時期も個別に制御可能な可変バルブタイミング機構Ｂと、排気弁９の開弁時期を制御可能でありかつ排気弁９の閉弁時期も個別に制御可能な可変バルブタイミング機構Ｃとが設けられている。

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を介した入力ポート３５に入力される。燃焼室５内にはシリンダ内の圧力を検出するための圧力センサ３９が配置されており、この圧力センサ３９の出力信号は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルべダル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′可変バルブタイミング機構ＢおよびＣ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施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に示される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および吸気弁７のバルブリフタ２４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、図４にカム作用角変更部Ｂ２については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。

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。従ってカム位相変更部Ｂ１によってカムシャフト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。即ち、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かつアクチュエータ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と係合しかつ制御ロッド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２４と係合しかつ制御ロッド９０上に形成された螺施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９０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および揺動カム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、従って制御ロッド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と係合しはじめたときに揺動カム８６のカム９７がバルブリフタ２４と係合しはじめる場合には図５（Ｂ）においてａで示されるように吸気弁７の開弁期間およ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２４と係合する。この場合には図５（Ｂ）においてｂで示されるように吸気弁７の開弁期間およびリフト量は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方向に更に相対回転せしめられると図５（Ｂ）においてｃで示されるように吸気弁７の開弁期間およびリフト量は更に小さくなる。即ち、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の開弁期間が短か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、即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、即ち吸気弁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。

一方、図１において排気弁９を駆動するためのカムシャフト６９に対して設けられている可変バルブタイミング機構Ｃは吸気弁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と同じ構造を有しており、従って可変バルブタイミング機構Ｃによって排気弁９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。なお、本発明による実施例では図６のａ，ｂ，ｃ，ｄで示されるように排気弁９の閉弁時期は固定されており、排気弁９の開弁時期が制御される。

なお、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、図１および図４に示される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。

次に図７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７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７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７（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７（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７（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７（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７（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０となる。

図７（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７（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８および図９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８は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図９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９（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９（Ａ）に示す例でも図７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９（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８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８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８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９（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９（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９（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９（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９（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９（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９（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。

図１０は機関回転数の低い定常運転時における運転制御全般について示している。以下この図１０を参照しつつ運転制御全般について説明する。
図１０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、前述したように機関高負荷運転時には図９（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図１０に示されるようにこのときには機械圧縮比が低くされるために膨張比は低く、図１０において実線で示されるように吸気弁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が零となっている。

一方、図１０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１０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による実施例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１０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１０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１０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１０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９（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１０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１０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から遠ざけられることになる。

次に図１１から図１４を参照しつつ本発明による排気弁９の開弁時期の制御について説明する。なお、図１１から図１４において（Ａ）は吸気弁７および排気弁９の開弁期間を示しており、これら図１１から図１４の（Ａ）において、ＩＣは吸気弁７の閉弁時期を示しており、ＥＯは排気弁９の開弁時期を示している。一方、図１１から図１４において（Ｂ）は燃焼室５内、即ちシリンダ内の圧力Ｐとシリンダ内の容積Ｖとの関係を夫々対数で表したＰ−Ｖ線図を示している。

図１１は通常のサイクルでもって運転が行われているときを示している。このときには（Ｂ）に示されるようにＥＯにおいて排気弁９が開弁したときにシリンダ内の圧力Ｐは大気圧ＰＸまで、厳密に言うとほぼ大気圧まで低下し、次いで排気行程の間、シリンダ内の圧力Ｐは大気圧ＰＸに維持される。なお、このときにはスロットル弁１９は全開、或いはほぼ全開にされており、吸気弁７の閉弁時期ＩＣを変化させることによってシリンダ内に閉じ込められる吸入空気量が制御される。

一方、図１２は、膨張行程の後半にシリンダ内の圧力Ｐが大気圧以下まで低下し、斯くして排気弁９が開弁したときにシリンダ内の圧力Ｐが上昇するようになるまで膨張比が高められた場合を示している。この場合には図１２に示されるように吸気弁７の閉弁時期ＩＣはかなり遅角されており、また実圧縮比が低下しないように機械圧縮比はかなり高くされている。膨張行程が完了するまでのシリンダ内の圧力Ｐの低下量は膨張比に比例するので膨張比が高くなると図１２（Ｂ）においてハッチングで示されるようにシリンダ内の圧力Ｐが大気圧以下となる状態が発生し、斯くしてポンピング損失が発生する。

そこで本発明ではこのようなポンピング損失が発生するのを阻止するために図１３又は図１４に示されるように排気弁９が開弁したときにシリンダ内の圧力Ｐが上昇しないように排気弁９の開弁時期ＥＯを排気下死点から遠ざけるようにしている。なお、この場合、図１３に示される実施例では排気弁９の開弁時期ＥＯを進角させることによって排気弁９の開弁時期ＥＯが排気下死点から遠ざけられ、図１４に示される実施例では排気弁９の開弁時期ＥＯを遅角させることによって排気弁９の開弁時期ＥＯが排気下死点から遠ざけられる。

具体的に言うと図１３に示される実施例ではシリンダ内の圧力Ｐが大気圧ＰＸまで低下したときに排気弁９が開弁せしめられる。その結果、図１３（Ｂ）に示されるようにシリンダ内の圧力Ｐが大気圧ＰＸ以下になることがなく、斯くしてポンピング損失が発生するのを阻止することができる。

一方、図１４に示される実施例ではシリンダ内の圧力Ｐが大気圧ＰＸ以下となり、次いでピストン４が上昇してシリンダ内の圧力Ｐが大気圧ＰＸまで上昇したときに排気弁９が開弁せしめられる。この場合にもポンピング損失は発生しない。なお、この場合には排気ポート１０内に一旦排出されて冷却された排気ガスがシリンダ内に戻されることがないので排気弁９やピストン４の頂面上にデポジットが堆積するのを阻止することができる。

図１５は超高膨張比サイクルでもって運転されているときにポンピング損失が発生しないように排気弁９の開弁時期ＥＯを制御するようにした場合の開弁時期ＥＯの制御ルーチンを示している。この制御ルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。なお、この制御ルーチンでは排気弁９の開弁時期ＥＯは常に吸気上死点前とされている。

図１５を参照するとまず初めにステップ１００において超高膨張比サイクルでもって運転が行われているか否かが判別される。超高膨張比サイクルでもって運転が行われていないときにはステップ１０１に進んで排気弁９の開弁時期ＥＯが図１１に示される通常の開弁時期ＥＯ₀とされる。これに対し、超高膨張比サイクルでもって運転が行われているときにはステップ１０２に進んで膨張行程の後半であるか否かが判別され、膨張行程の後半のときにはステップ１０３に進んで圧力センサ３９によりシリンダ内の圧力Ｐが検出される。

次いでステップ１０４ではシリンダ内の圧力Ｐが大気圧ＰＸよりも低下したか否かが判別される。Ｐ＜ＰＸのときにはステップ１０５に進んで補正進角量ΔＥＯに一定値αが加算される。次いでステップ１０６に進み、通常の開弁時期ＥＯ₀に補正進角量ΔＥＯを加算することによって排気弁９の開弁時期ＥＯが算出される。排気弁９の開弁時期ＥＯが算出されると可変バルブタイミング機構Ｃによって排気弁９の開弁時期がこの算出された開弁時期ＥＯに制御される。このようにしてＰ＜ＰＸのときにはシリンダ内の圧力Ｐが大気圧ＰＸになるまで排気弁９の開弁時期ＥＯが進角される。

一方、ステップ１０４においてＰ≧ＰＸであると判別されたときにはステップ１０７に進んで排気弁９の開弁直前のシリンダ内の圧力Ｐが大気圧ＰＸに小さな一定値ΔＰを加えた値（ＰＸ＋ΔＰ）よりも高いか否かが判別される。排気弁９の開弁直前のシリンダ内の圧力Ｐが大気圧ＰＸよりもΔＰ以上高いときにはステップ１０８に進んで補正進角値ΔＥＯから一定値βが減算され、次いでステップ１０６に進む。即ち、排気弁９の開弁直前のシリンダ内の圧力Ｐが大気圧ＰＸよりもΔＰ以上高いときには排気弁９の開弁時期ＥＯが遅角される。

なお、この排気弁９の開弁時期ＥＯの制御を一般的に表現すると、排気弁９が開弁したときにシリンダ内の圧力が上昇するようになるまで膨張比が高められたときには排気弁９が開弁したときにシリンダ内の圧力Ｐが上昇しなくなるまで排気弁９の開弁時期ＥＯが排気下死点から遠ざけられ、排気弁９が開弁したときにシリンダ内の圧力Ｐが予め定められた圧力ΔＰ以上低下するようになったときには排気弁９の開弁時期ＥＯが排気下死点に近ずけられる。

なお、上述の説明からわかるように図１５に示される実施例では排気弁９の開弁直前のシリンダ内の圧力Ｐは大気圧ＰＸから大気圧ＰＸよりも一定値ΔＰだけ高い圧力（ＰＸ＋ΔＰ）までの間に維持される。従ってポンピング損失の発生を阻止することができると共に、膨張行程時にシリンダ内の圧力Ｐが十分に低下するまで排気弁９が開弁しないので熱効率を向上することができる。

図１５に示す実施例では圧力センサ３９によりシリンダ内の圧力Ｐを検出しているがシリンダ内の圧力Ｐは機関回転数、機関負荷、燃料供給量、実圧縮比、点火時期等から推定することもできる。この場合には予め記憶されているモデルを用いて機関回転数、機関負荷、燃料供給量、実圧縮比、点火時期等からシリンダ内の圧力が算出され、図１５のステップ１０３では圧力センサ３９を用いて圧力Ｐを検出する代りに、モデルから算出されたシリンダ内の圧力が読み込まれる。

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。吸気弁のリフト量を示す図である。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。吸気弁および排気弁の開弁期間とシリンダ内の圧力変化を示す図である。吸気弁および排気弁の開弁期間とシリンダ内の圧力変化を示す図である。吸気弁および排気弁の開弁期間とシリンダ内の圧力変化を示す図である。吸気弁および排気弁の開弁期間とシリンダ内の圧力変化を示す図である。排気弁の開弁時期を制御する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
９排気弁
Ａ可変圧縮比機構
Ｂ，Ｃ可変バルブタイミング機構

Claims

排気弁の開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ており、排気弁が開弁したときにシリンダ内の圧力が上昇するようになるまで膨張比が高められたときには排気弁が開弁したときにシリンダ内の圧力が上昇しないように排気弁の開弁時期が排気下死点から遠ざけられる火花点火式内燃機関。
排気弁の開弁時期を進角させることによって排気弁の開弁時期が排気下死点から遠ざけられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
排気弁の開弁時期を遅角させることによって排気弁の開弁時期が排気下死点から遠ざけられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
排気弁が開弁したときにシリンダ内の圧力が上昇するようになるまで膨張比が高められたときには排気弁が開弁したときにシリンダ内の圧力が上昇しなくなるまで排気弁の開弁時期が排気下死点から遠ざけられ、排気弁が開弁したときにシリンダ内の圧力が予め定められた圧力以上低下するようになったときには排気弁の開弁時期が排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。
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ており、膨張比が高められるときには吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から遠ざけられると共に機械圧縮比が高められる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。