JP2009115035A - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】触媒を活性化した状態に保持する。
【解決手段】機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構Ａと、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、機関排気通路内に配置された触媒の温度を予測する予測手段とを具備している。触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されたときには実圧縮比を同一に保持つつ又は実圧縮比を増大させつつ実膨張比を低下させる。
【選択図】図１０

Description

本発明は火花点火式内燃機関に関する。

燃焼室容積可変装置を具備しており、機関排気通路内に配置された触媒の温度が低下して活性が失われそうなときには燃焼室容積を増大させて実圧縮比を低下させ、それにより燃焼効率を悪化させて排気ガス温を上昇させ、触媒の温度を上昇させ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）。
特公平４−２８８９３号公報

しかしながら触媒の温度を上昇させるために実圧縮比を低下させると燃料の着火および燃焼が悪化するために安定した燃焼が得られなくなるという問題がある。

上記問題を解決するために本発明によれば、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、機関排気通路内に配置された触媒の温度を予測する予測手段とを具備しており、触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されたときは実圧縮比を同一に保持しつつ又は実圧縮比を増大させつつ実膨張比を低下させるようにしている。

良好な燃料の着火および燃焼を確保しつつ触媒の温度を上昇させることができる。

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、触媒コンバータ２２の下流には三元触媒の温度を検出するための温度センサ２４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２３の出力信号および温度センサ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、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。

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），（Ｄ）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），（Ｄ）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。

図６（Ｄ）は実膨張比について説明している。この実膨張比は膨張作用が開始されたときから実際に膨張作用が終了するまで、即ち排気弁９が開弁するまでの実際の排気行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実膨張比は（燃焼室容積＋実際の排気行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｄ）に示される例では実膨張比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０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は理論熱効率と実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８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ），（Ｄ）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、膨張比および実膨張比も（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実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実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。この場合には実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実膨張比が支配し、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、実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。従って実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に固定した状態で実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実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実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実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実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となる。

一方、図８（Ｂ）には排気弁９が下死点近傍で開弁する場合と、行程容積が４５０mlのときに排気弁９が開弁する場合とが示されている。排気弁９が下死点近傍で開弁する場合には実膨張比は（２０ml＋５００ml）／２０ml＝２６となり、行程容積が４５０mlのときに排気弁９が開弁する場合には実膨張比は（２０ml＋４５０ml）／２０ml＝２３．５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で実膨張比が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実膨張比のみが２６或いは２３．５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。

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、従って機関運転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負荷が低いときの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負荷が比較的低いときには図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を参照しつつ三元触媒が十分に活性化しているときの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、実膨張比、吸気弁７の閉弁時期、実圧縮比、吸入空気量、スロットル弁１９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が低くされるために実膨張比は低く、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１９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において実線で示される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に示される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、従って機関負荷が低くなるにつれて実膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１９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１９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、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷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。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、実膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の実膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。

一方、図９に示される実施例では機関負荷がＬ₁より低くなっても図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遅らされ、機関負荷がＬ₂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することができない。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１９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１９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。

一方、図９に示されるように機関負荷がＬ₁より高い機関高負荷運転側では実圧縮比は同一の機関回転数に対してはほぼ同一の実圧縮比に維持される。これに対し、機関負荷がＬ₂よりも低いとき、即ち機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されているときには実圧縮比は吸気弁７の閉弁時期によって決まり、機関負荷がＬ₁とＬ₂の間におけるように吸気弁７の閉弁時期が遅らされると実圧縮比は低下し、機関負荷がＬ₂よりも低い運転領域におけるように吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると実圧縮比は一定に維持される。

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１９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。

さて、触媒コンバータ２２内の三元触媒の温度が低下して活性温度以下になると排気ガスの浄化が行われなくなり、従って三元触媒は活性温度以上に保持しておく必要がある。一方、図７からわかるように実膨張比が低下すると理論熱効率が低下し、排気ガス温が高くなる。従って本発明では三元触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されたときには実膨張比を低下させ、それにより排気ガス温を上昇させて三元触媒の温度を活性温度以上に保持するようにしている。

ところで実膨張比を低下させたときに実圧縮比が低下してしまうと燃料の着火および燃焼が悪化してしまう。そこで本発明ではこのとき実圧縮比を同一に保持しつつ又は実圧縮比を増大させつつ実膨張比を低下させるようにしている。

図１０は、三元触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されたときには機械圧縮比を低下させることによって実膨張比を低下させるようにした実施例を示している。なお、図１０において実線は図９における実線を示しており、即ち三元触媒が活性化している場合の各値を示しており、図１０において破線は三元触媒を昇温させる場合の各値を示している。

図１０からわかるようにこの実施例では三元触媒を昇温すべきときには機械圧縮比が実線に示す値から破線で示す値まで低下せしめられ、このとき実膨張比は実線で示す値から破線で示す値まで低下せしめられる。一方、この実施例ではこのとき実圧縮比が実線に示す値から破線で示す値まで上昇せしめられ、そのために吸気弁７の閉弁時期が実線から破線へと吸気下死点に近づく方向に移動せしめられると共にスロットル弁１９の開度が実線から破線へと小さくされる。

図１１は、三元触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されたときには機械圧縮比を低下させることによって膨張比を低下させるようにした別の実施例を示している。なお、図１１において実線は図９における実線を示しており、即ち三元触媒が活性化している場合の各値を示しており、図１１において破線は三元触媒を昇温させる場合の各値を示している。

この実施例でも三元触媒を昇温すべきときには機械圧縮比が実線に示す値から破線で示す値まで低下せしめられ、このとき実膨張比は実線で示す値から破線で示す値まで低下せしめられる。また、この実施例でもこのとき実圧縮比が実線に示す値から破線で示す値まで上昇せしめられ、そのために吸気弁７の閉弁時期が実線から破線へと吸気下死点に近づく方向に移動せしめられると共にスロットル弁１９の開度が実線から破線へと小さくされる。

この実施例では図１０に示す実施例とは異なって機関負荷が予め定められた負荷Ｌ₀よりも低いときのみ三元触媒を昇温すべく機械圧縮比が低下せしめられ、更にこの場合機関負荷が低くなるほど機械圧縮比の低下量が増大せしめられる。即ち、機関負荷がＬ₀よりも高いときには三元触媒の温度が活性温度以下になることはないと考えられ、従ってこの実施例では機関負荷がＬ₀よりも高いときには三元触媒の温度にかかわらずに三元触媒の昇温作用は行われない。

一方、機関負荷がＬ₀よりも低い領域では機関負荷が低くなると排気ガス温が低くなると共に排気ガス量が少なくなる。従って三元触媒の温度が活性温度以下まで低下すると予測されたときに三元触媒の温度を活性温度に保持するためには機関負荷が低くなるほど排気ガス温を上昇させる必要がある。従ってこの実施例では三元触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されたときには機関負荷が低くなるほど機械圧縮比の低下量が増大せしめられ、それにより機関負荷が低くなるほど実膨張比の低下量が増大せしめられる。

図１２に、図１０および図１１に示すいずれの実施例にも適用可能な運転制御ルーチンを示す。図１２を参照するとまず初めにステップ１００において温度センサ２４の出力信号から三元触媒の温度ＴＣが推定される。次いでステップ１０１では三元触媒の温度ＴＣが活性温度以下に低下すると予測される温度Ｔ₀、例えば三元触媒が活性化する温度よりもわずかばかり高い温度Ｔ₀以下になったか否かが判別される。ＴＣ≧Ｔ₀のとき、即ち三元触媒が十分に活性化しているときにはステップ１０２に進んで図９に示される運転制御が行われる。

即ち、ステップ１０２では目標実圧縮比ＣＰが算出される。次いでステップ１０３では図１３（Ａ）に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出される。即ち、要求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が機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として図１３（Ａ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、このマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出される。

次いでステップ１０４では機械圧縮比ＣＲが算出される。次いでステップ１０５ではスロットル弁１７の開度が算出される。このスロットル弁１７の開度θは機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として図１３（Ｂ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。次いでステップ１１０では機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期が閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、スロットル弁１７の開度が開度θとなるようにスロットル弁１７が制御される。

これに対し、ステップ１０１においてＴＣ＜Ｔ₀になったと判断されたときには、即ち三元触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されたときにはステップ１０６に進んで図１０の破線で示す運転制御に切換えられる。なお、図１１に示す実施例では機関負荷がＬ₀よりも低いときにＴＣ＜Ｔ₀になったときにステップ１０６に進んで、図１１の破線で示す運転制御に切換えられる。

即ち、まず初めにステップ１０６において目標実圧縮比ＣＰ’が算出される。次いでステップ１０７では図１４（Ａ）に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣ’が算出される。即ち、この場合にも要求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’が機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として図１４（Ａ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、このマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣ’が算出される。

次いでステップ１０８では機械圧縮比ＣＲ’が算出される。次いでステップ１０９ではスロットル弁１９の開度が算出される。このスロットル弁１９の開度θ’も機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として図１４（Ｂ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。次いでステップ１１０では機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲ’となるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期が閉弁時期ＩＣ’となるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、スロットル弁１９の開度が開度θ’となるようにスロットル弁１９が制御される。なお、このとき排気ガス温を更に高めるために点火時期を遅角することもできる。

図１５から図１７に更に別の実施例を示す。この実施例では図１５に示されるように吸気弁７に対して設けられている可変バルブタイミング機構Ｂと同様な構造の可変バルブタイミング機構Ｂ’が排気弁９に対しても設けられている。従ってこの可変バルブタイミング機構Ｂ’は排気弁９の閉弁時期を制御可能でありかつ排気弁９の開弁時期も個別に制御可能である。

この実施例では三元触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されたときには機械圧縮比を低下させることなく、図１６に示されるように排気弁９の開弁時期ＥＯを通常時のＥＯ₀からＥＯ₁に早め、それによって実膨張比を低下させるようにしている。

図１７に運転制御ルーチンを示す。図１７を参照するとまず初めにステップ２００において温度センサ２４の出力信号から三元触媒の温度ＴＣが推定される。次いでステップ２０１では三元触媒の温度ＴＣが活性温度以下に低下すると予測される温度Ｔ₀以下になったか否かが判別される。ＴＣ≧Ｔ₀のとき、即ち三元触媒が十分に活性化しているときにはステップ２０２に進んで排気弁９の開弁時期ＥＯが図１６に示される通常の開弁時期ＥＯ₀とされる。次いでステップ２０４に進む。

これに対し、ステップ２０１においてＴＣ＜Ｔ₀になったと判断されたときには、即ち三元触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されたときにはステップ２０３に進んで排気弁９の開弁時期ＥＯが図１６に示されるＥＯ₁まで早められる。このとき排気ガス温を更に高めるために点火時期を遅角することができる。次いでステップ２０４に進む。

ステップ２０４以後では図９に示される運転制御が行われる。即ち、ステップ２０４では目標実圧縮比ＣＰが算出される。次いでステップ２０５では図１３（Ａ）に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出される。次いでステップ２０６では機械圧縮比ＣＲが算出される。次いでステップ２０７では図１３（Ｂ）に示すマップからスロットル弁１９の開度θが算出される。次いでステップ２０８では機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期が閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、排気弁９の開弁時期ＥＯが開弁時期ＥＯ₀又はＥＯ₁となるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、スロットル弁１９の開度が開度θとなるようにスロットル弁１９が制御される。

なお、前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは実膨張比が２６或いは２３．５とされる。この実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。従って本発明では実膨張比が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。

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、膨張比および実膨張比を説明するための図である。 理論熱効率と実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。 機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。 機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。 運転制御を行うためのフローチャートである。 吸気弁の閉弁時期ＩＣ等のマップを示す図である。 吸気弁の閉弁時期ＩＣ’等のマップを示す図である。 火花点火式内燃機関の別の実施例を示す全体図である。 排気弁の開弁時期ＥＯ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
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 可変バルブタイミング機構

Claims (6)

1. 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、機関排気通路内に配置された触媒の温度を予測する予測手段とを具備しており、触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されたときは実圧縮比を同一に保持しつつ又は実圧縮比を増大させつつ実膨張比を低下させるようにした火花点火式内燃機関。
2. 触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されたときには機械圧縮比を低下させることによって実膨張比を低下させるようにした請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
3. 機関吸気通路内にスロットル弁が配置されており、機関圧縮比を低下させることによって実膨張比を低下させるときには吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に近づく方向に移動させると共にスロットル弁の開度を小さくするようにした請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
4. 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、触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されたときには排気弁の開弁時期を早めることによって実膨張比を低下させるようにした請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
5. 触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されたときには点火時期が遅角される請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
6. 機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大とされ、該最大の膨張比が２０以上である請求項１に記載の火花点火式内燃機関。

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