JP2012021420A

JP2012021420A - 火花点火式内燃機関

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Publication number: JP2012021420A
Application number: JP2010158129A
Authority: JP
Inventors: Satoshi Watanabe; 智渡邊
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2010-07-12
Filing date: 2010-07-12
Publication date: 2012-02-02
Anticipated expiration: 2030-07-12
Also published as: JP5640512B2

Abstract

【課題】可変圧縮比機構と可変バルブタイミング機構とを具備する火花点火式内燃機関であって点火プラグの燻りを抑制する手段有する火花点火式内燃機関を提供すること。
【解決手段】機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気ポートに対する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、機関負荷が低くなるほど吸気弁の閉弁時期を遅くすべく吸気下死点から離れる方向に移動せしめると共に機械圧縮比を高くするようにした火花点火式内燃機関において、点火プラグの温度が所定温度以下である場合には、吸気弁の閉弁時期が、気筒内に一旦流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入吸気の量を低減するように制御され、該制御された閉弁時期と機関負荷に応じた目標吸入空気量とに基づいて、スロットル弁の開度及び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ており、機関負荷が低くなるほど吸気弁の閉弁時期を遅くすべく吸気下死点から離れる方向に移動せしめると共に機械圧縮比を高くするようにした火花点火式内燃機関が知られている。

ところで、火花点火式内燃機関においては、空気と燃料からなる混合気を、気筒に装着された点火プラグの火花放電によって燃焼させているが、気筒内に誘導される燃料が完全に燃焼せずに残存するような状態が継続すると、残留燃料または残留燃料が炭化したカーボンが点火プラグの絶縁体表面に付着する、所謂点火プラグの燻り（くすぶり）を生じる場合があり、該点火プラグの燻りは、点火プラグの電極が低温である場合に発生しやすいことが知られている。そして、燃料またはカーボンの点火プラグへの付着量が多くなると、点火プラグの電極間の絶縁抵抗が低下し、点火コイルからの点火用高電圧が付着物を通じてリーク電流（漏洩電流）として流れ、火花放電ギャップにて飛火せずに失火などの燃焼不安定を招来する場合がある。

このような点火プラグの燻りを回避する一施策として、アイドリング状態のような軽負荷運転状態にある場合、吸入空気量を低減すべく吸気バルブのリフト量が小さくされるような内燃機関において、吸気バルブのリフト量の減少によりもたらされる燃焼室への混合気の流入速度の増加に起因する点火プラグの燻りの発生を抑制すべく、軽負荷運転状態においては吸気ポート燃料噴射の比率よりも筒内燃料噴射の比率を大きくするものが知られている（特許文献１参照）。

特開２００９−１０８６９１号公報

しかしながら、特許文献１に示される施策は、吸気ポート燃料噴射弁と筒内燃料噴射弁との両方を有する内燃機関を前提とするものである。

また、上記のような機関負荷が低くなるほど吸気弁の閉弁時期を遅くすべく吸気下死点から離れる方向に移動せしめる火花点火式内燃機関においては、該機関が例えばアイドリング状態のような軽負荷運転状態にある場合、吸気弁の閉弁時期は吸気下死点から相当に離れる方向に移動され、これにより、一旦気筒内に流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気の量は大きなものとなり、該吹き戻される吸入空気に起因して点火プラグの燻りが発生する、すなわち、該吹き戻される吸入空気が点火プラグから熱を奪うべく作用し、その量が多い場合には点火プラグの多くの熱が奪われ点火プラグの温度が低下し、点火プラグの燻りが発生しやすい状態がもたらされてしまう場合がある。

本発明は上記課題に鑑み、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、機関負荷が低くなるほど吸気弁の閉弁時期を遅くすべく吸気下死点から離れる方向に移動せしめると共に機械圧縮比を高くするようにした火花点火式内燃機関であって、気筒内の点火プラグに燃料またはカーボンが付着することで燃焼が不安定になる点火プラグの燻りを抑制する手段を有する火花点火式内燃機関を提供することを目的とする。

請求項１に記載の発明によれば、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気ポートに対する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、気筒内上部に配置された点火プラグと、機関吸気通路内に配置され前記燃焼室内に供給される吸入空気量を制御するスロットル弁とを具備し、機関負荷が低くなるほど前記吸気弁の閉弁時期を遅くすべく前記吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動せしめると共に機械圧縮比を高くするようにした火花点火式内燃機関であって、前記点火プラグの温度が所定温度以下である場合には、前記吸気弁の閉弁時期は、前記気筒内に一旦流入した後に前記吸気ポートを介して前記機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気の量を低減するように制御され、該制御された閉弁時期と機関負荷に応じた目標吸入空気量とに基づいて、前記スロットル弁の開度及び前記機械圧縮比が制御される、ことを特徴とする火花点火式内燃機関が提供される。

すなわち、請求項１の記載の発明では、点火プラグの温度が所定温度以下である場合には、気筒内に一旦流入した吸入空気が吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気の量を低減するように吸気弁の閉弁時期が制御される。これにより、点火プラグの温度が所定温度以下である場合には、一旦気筒内に流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気に起因する点火プラグの温度低下を防止することができ、気筒内の点火プラグに燃料またはカーボンが付着することで燃焼が不安定になる点火プラグの燻りを抑制することが可能となる。該制御された吸気弁の閉弁時期と機関負荷に応じた目標吸入空気量とに基づいて、スロットル弁の開度及び機械圧縮比を制御することで、機関負荷に応じた要求出力の追従を可能とする。

請求項２に記載の発明によれば、前記点火プラグの温度を算出する点火プラグ温度算出手段あって、前記気筒内に一旦流入した後に前記吸気ポートを介して前記機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気の量を考慮して前記点火プラグの温度を算出する点火プラグ温度算出手段を具備する、ことを特徴とする請求項１に記載の火花点火式内燃機関が提供される。

請求項３に記載の発明によれば、前記点火プラグの温度が所定温度以下である場合における前記吸気弁の閉弁時期は、吸気下死点とされる、ことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の火花点火式内燃機関が提供される。

各請求項に記載の発明によれば、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を具備しており、機関負荷が低くなるほど吸気弁の閉弁時期を遅くすべく吸気下死点から離れる方向に移動せしめると共に機械圧縮比を高くするようにした火花点火式内燃機関において、点火プラグの温度が所定温度以下である場合には、吸気弁の閉弁時期を、気筒内に一旦流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気の量を低減するように制御することで、一旦気筒内に流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気に起因する点火プラグの温度低下を防止することができ、気筒内の点火プラグに燃料またはカーボンが付着することで燃焼が不安定になる点火プラグの燻りを抑制することを可能とする共通の効果を奏する。

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。吸気弁及び排気弁のリフト量を示す図である。機械圧縮比、実圧縮比及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。通常のサイクル及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。本発明における、点火プラグの燻りを抑制する制御の一実施形態を示すフローチャートである。点火プラグ温度を算出する算出式の一例を示す図である。

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は気筒内の上部であって燃焼室５の頂面中央部に配置された点火プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。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にはそれぞれ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を介して吸気温度センサ２７が装着されたエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内の機関吸気通路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。サージタンク１２には負圧導管１９が連結され、この負圧導管１９はブレーキブースタ２０に連結される。ブレーキブースタ２０はブレーキペダル２１に連結され、またブレーキブースタ２０にはブレーキブースタ内の負圧を検出するための負圧センサ２２が設けられる。また、サージタンク１２にはサージタンク１２内の圧力を検出するための圧力センサ２３が設けられる。一方、排気ポート１０は排気マニホルド２４を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２５に連結され、排気マニホルド２４内には空燃比センサ２６が配置される。

一方、図１に示した実施形態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及び出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８の出力信号及び空燃比センサ２６の出力信号はそれぞれ対応する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を介して点火プラグ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及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内にはそれぞれ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それぞれ対応する突出部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内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。

図２に示した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に示した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したように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）に示したように偏心軸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に示したように各カムシャフト５４、５５をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ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がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。この実施形態では駆動モータ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〜図３に示した可変圧縮比機構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と一緒に回転し且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の両側にはそれぞれ進角用油圧室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８５によって行われる。この作動油供給制御弁８５は各油圧室７６、７７にそれぞれ連結された油圧ポート７８、７９と、油圧ポンプ８０から吐出された作動油の供給ポート８１と、一対のドレインポート８２、８３と、各ポート７８、７９、８１、８２、８３間の連通遮断制御を行うスプール弁８４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８４が右方に移動せしめられ、供給ポート８１から供給された作動油が油圧ポート７８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８４が左方に移動せしめられ、供給ポート８１から供給された作動油が油圧ポート７９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８２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８４が図４に示した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及び図４に示した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。また、本内燃機関では実際の圧縮作用の開始時期を変更するために可変バルブタイミング機構Ｂを用いているが、可変バルブタイミング機構ではなくても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であればいかなる形式の実圧縮作用開始時期変更機構も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）に示した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。すなわち、図６（Ｂ）に示した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ように表される。図６（Ｂ）に示した例では実圧縮比は（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）に示した例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。

次に図７及び図８を参照しつつ本内燃機関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は本内燃機関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）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。すなわち、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、すなわ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、すなわ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、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。すなわち、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の実線で示すように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幅に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａ及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）に示した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）に示した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、すなわ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）に示した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内に吸入し得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。従って本内燃機関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。これが本内燃機関が基本としている特徴である。

次に図９を参照しつつ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、実圧縮比、吸入空気量、スロットル弁１７の開度及びポンピング損失の各変化が示されている。なお、本実施形態では触媒コンバータ２５内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ、ＣＯ及び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２６の出力信号に基づ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）に示した通常のサイクルが実行される。従って図９に示したようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において示したように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示したように早められている。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に示した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において示した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。すなわち、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内燃機関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において示したように吸気弁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に示した実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁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に示した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に示した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。このときの実圧縮比は機関中高負荷運転時の実圧縮比に対してほぼ±１０パーセントの範囲内とされ、好ましくは±５パーセントの範囲内とされる。なお、本実施形態では機関低回転時の実圧縮比はほぼ１０±１、すなわち、９から１１の間とされる。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づらくなり、従って本実施形態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。従って本内燃機関では膨張比が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。

ところで、上記に説明したように、火花点火式内燃機関においては、空気と燃料からなる混合気を、気筒に装着された点火プラグの火花放電によって燃焼させているが、気筒内に誘導される燃料が完全に燃焼せずに残存するような状態が継続すると、残留燃料または残留燃料が炭化したカーボンが点火プラグの絶縁体表面に付着する、所謂点火プラグの燻り（くすぶり）を生じる場合があり、該点火プラグの燻りは、点火プラグの電極が低温になる場合に発生しやすいことが知られている。そして、燃料またはカーボンの点火プラグへの付着量が多くなると、点火プラグの電極間の絶縁抵抗が低下し、点火コイルからの点火用高電圧が付着物を通じてリーク電流（漏洩電流）として流れ、火花放電ギャップにて飛火せずに失火などの燃焼不安定を招来する場合がある。

上記のような機関負荷が低くなるほど吸気弁の閉弁時期を遅らせるべく吸気下死点から離れる方向に移動せしめる火花点火式内燃機関においては、該機関が例えばアイドリング状態のような軽負荷運転状態にある場合、吸気弁の閉弁時期を遅らせるように吸気弁の閉弁時期は吸気下死点から相当に離れる方向に移動され、これにより、一旦気筒内に流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気の量は大きなものとなり、該吹き戻される吸入空気に起因して点火プラグの燻りが発生する、すなわち、該吹き戻される吸入空気が点火プラグから熱を奪うべく作用し、その量が多いほど点火プラグの多くの熱が奪われ点火プラグの温度は低下し、点火プラグの燻りが発生しやすい状態がもたらされることになる。

そこで、本発明では、点火プラグの温度が所定温度以下である場合には、吸気弁の閉弁時期を、気筒内に一旦流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入吸気の量を低減するように制御する。これにより、点火プラグの温度が所定温度以下である場合には、一旦気筒内に流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気に起因する点火プラグの温度低下を防止することができ、気筒内の点火プラグに燃料またはカーボンが付着することで燃焼が不安定になるプラグの燻りを抑制することが可能となる。また、制御された閉弁時期と機関負荷に応じた目標吸入空気量とに基づいて、スロットル弁の開度及び機械圧縮比を制御することで、機関負荷に応じた要求出力の追従を可能とする。

図１０は、本発明における、点火プラグの燻りを抑制する制御の一実施形態を示すフローチャートである。本フローチャートに示される実施形態においては、気筒内に一旦流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気の量を考慮して点火プラグの温度が算出され、該算出された点火プラグの温度に基づいて点火プラグの燻りが発生しやすい状態にあると判定されると、吸気弁の閉弁時期が、気筒内に一旦流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気量を低減するように制御され、これにより、点火プラグの燻りを抑制することを可能とする。

図１０におけるステップ１０１においては点火プラグの温度が算出される。本実施形態においては、気筒内に一旦流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気の量を考慮して点火プラグの温度を算出する点火プラグ温度算出手段により点火プラグ温度が算出される。図１１は、点火プラグ温度を算出する算出式の一例を示す図であり、本実施形態においては、図１１に示された算出式に基づいて点火プラグ温度が算出される。点火プラグ温度算出手段は、図１１に示された算出式を使用して、気筒内に一旦流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気吹き返し率（ｒ（ｋ））を吸気弁の閉弁時期（ＩＶＣ）に基づいて算出し、該吸入空気吹き返し率やエアクリーナに装着された吸気温度センサ２７により検出された吸気温度などに基づいて点火プラグの温度を算出するように構成される。

ステップ１０１にて点火プラグ温度が算出されると、続くステップ１０２において該算出された点火プラグの温度が所定温度より低いか否かが判定され、さらにステップ１０３にて該所定温度よりも低い状態が所定時間以上にわたり経過しているか否かが判定される。そして、点火プラグの温度が所定温度よりも低く且つ該所定温度よりも低い状態が所定時間以上経過していると判定された場合には、点火プラグの燻りが発生しやすい状態にあるとみなされる。尚、ステップ１０２及びステップ１０３にて判定の基準となる所定温度や所定時間は、予めの試験評価や解析評価などに基づいて適切に決定される。

ステップ１０２及びステップ１０３の判定に基づいて、点火プラグの燻りが発生しやすい状態にあるとみなされると、続くステップ１０４にて、気筒内に一旦流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気の量を低減するように、吸気弁の閉弁時期が制御される。本実施形態においては、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点となるように制御する。これにより、点火プラグが所定温度よりも低い場合には、一旦気筒内に流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気に起因する点火プラグの温度低下を防止することができ、気筒内の点火プラグに燃料またはカーボンが付着することで燃焼が不安定になるプラグの燻りを抑制することが可能となる。尚、本実施形態においては点火プラグが所定温度よりも低い場合には、吸気弁の閉弁時期は、吸気下死点となるように制御されるがこれに限定されるものではなく、吸気下死点近傍の時期とされてもよく、また、機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気が発生しないような適当な時期に制御されてもよい。また、ステップ１０２において、算出された点火プラグの温度が所定温度より低いと判定された時点で点火プラグの燻りが発生しやすい状態にあるとみなされてもよい。この場合には、ステップ１０３における判定、すなわち、所定温度よりも低い状態の継続時間の判定は不要となる。

気筒内に一旦流入した後に吸気ポートを介して機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気の量を低減するように、吸気弁の閉弁時期が制御されると、続くステップ１０５において、該制御された閉弁時期と機関負荷に応じた目標吸入空気量とに基づいて、スロットル弁の開度及び機械圧縮比が制御される。具体的には、ステップ１０４にて制御された吸気弁の閉弁時期において吸入空気量が、機関負荷に応じた目標吸入空気量となるようにスロットル弁の開度が制御される。そして、該目標吸入空気量に対して、実圧縮比が狙い値となるように機械圧縮比が制御される。このように、制御された閉弁時期と機関負荷に応じた目標吸入空気量とに基づいて、スロットル弁の開度及び機械圧縮比を制御することで、機関負荷に応じた要求出力の追従を可能とする。

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

機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気ポートに対する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、気筒内上部に配置された点火プラグと、機関吸気通路内に配置され前記燃焼室内に供給される吸入空気量を制御するスロットル弁とを具備し、機関負荷が低くなるほど前記吸気弁の閉弁時期を遅くすべく前記吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動せしめると共に機械圧縮比を高くするようにした火花点火式内燃機関であって、
前記点火プラグの温度が所定温度以下である場合には、
前記吸気弁の閉弁時期は、前記気筒内に一旦流入した後に前記吸気ポートを介して前記機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気の量を低減するように制御され、該制御された閉弁時期と機関負荷に応じた目標吸入空気量とに基づいて、前記スロットル弁の開度及び前記機械圧縮比が制御される、ことを特徴とする火花点火式内燃機関。
前記点火プラグの温度を算出する点火プラグ温度算出手段あって、前記気筒内に一旦流入した後に前記吸気ポートを介して前記機関吸気通路内に吹き戻される吸入空気の量を考慮して前記点火プラグの温度を算出する点火プラグ温度算出手段を具備する、ことを特徴とする請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
前記点火プラグの温度が所定温度以下である場合における前記吸気弁の閉弁時期は、吸気下死点とされる、ことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の火花点火式内燃機関。