JP2012132326A

JP2012132326A - 火花点火内燃機関

Info

Publication number: JP2012132326A
Application number: JP2010283041A
Authority: JP
Inventors: Hiroyuki Tanaka; 宏幸田中
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2010-12-20
Filing date: 2010-12-20
Publication date: 2012-07-12
Anticipated expiration: 2030-12-20
Also published as: JP5472076B2

Abstract

【課題】可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を可変とする可変バルブタイミング機構とを具備する火花内燃機関において、ノッキング又はプレイグニッション等の異常燃焼の発生を抑制して従来に比較して良好な機関排気系の暖機を可能とする。
【解決手段】機関排気系の暖機のために排気ガス温度を高める際には、実圧縮比Ｒを目標実圧縮比Ｒｔへ高めることにより拡大させた遅角限界まで点火時期を遅角させる火花点火内燃機関において、実圧縮比を目標実圧縮比へ高めるために、可変バルブタイミング機構によって吸気弁の閉弁時期ＩＶＣが設定クランク角度ＩＶＣｔまで進角され、吸気弁の閉弁時期が設定クランク角度まで進角されたときに実圧縮比が目標実圧縮比とならなければ可変圧縮比機構によって機械圧縮比Ｅが高められ、設定クランク角度は、推定された燃料供給系内の現在の燃料のオクタン価が低いほど遅角側とされる。
【選択図】図１２

Description

本発明は、火花点火内燃機関に関する。

可変圧縮比機構を備える火花内燃機関が公知である。このような内燃機関において、排気系の触媒装置を暖機するために排気ガス温度を高める際に、可変圧縮比機構によって機械圧縮比を高めて実圧縮比を高めることにより、混合気を着火燃焼させることができる点火時期の遅角限界を拡大し、点火時期を大幅に遅角して排気ガス温度を十分に高めることが提案されている（特許文献１参照）。

特開２００９−２１５９９５特開２００９−１１５０６３

吸気弁の閉弁時期を変化させて吸気量を制御する可変バルブタイミング機構が設けられていれば、圧縮行程の吸気弁の閉弁時期を進角することにより吸気量を増加させて実圧縮比を高めることができる。こうして、排気系の触媒装置を暖機するために排気ガス温度を高める際に、可変バルブタイミング機構によって実圧縮比を高めて点火時期の遅角限界を拡大させれば、高温の排気ガスが比較的多量に排出されることとなるために、触媒装置の暖機に有利である。しかしながら、このように吸気量を増加させて実圧縮比を高めると、燃料のオクタン価が低いときにはノッキング又はプレイグニッション等の異常燃焼が発生してしまう。

従って、本発明の目的は、可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を可変とする可変バルブタイミング機構とを具備する火花内燃機関において、異常燃焼の発生を抑制して従来に比較して良好な機関排気系の暖機を可能とすることである。

本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関は、可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を可変とする可変バルブタイミング機構とを具備し、機関排気系の暖機のために排気ガス温度を高める際には、実圧縮比を目標実圧縮比へ高めることにより拡大させた遅角限界まで点火時期を遅角させる火花点火内燃機関において、前記実圧縮比を前記目標実圧縮比へ高めるために、前記可変バルブタイミング機構によって吸気弁の閉弁時期が設定クランク角度まで進角され、前記吸気弁の閉弁時期が前記設定クランク角度まで進角されたときに前記実圧縮比が前記目標実圧縮比とならなければ前記可変圧縮比機構によって機械圧縮比が高められ、前記設定クランク角度は、推定された燃料供給系内の現在の燃料のオクタン価が低いほど遅角側とされることを特徴とする。

本発明による請求項２に記載の火花点火内燃機関は、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、前記可変圧縮比機構によって前記機械圧縮比が高められているときに、前記機関排気系の暖機のために高めた前記排気ガス温度を低下させる際には、前記可変バルブタイミング機構によって前記吸気弁の閉弁時期を前記設定クランク角度から遅角させた後に前記可変圧縮比機構によって前記機械圧縮比を低くすることを特徴とする。

本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関は、可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を可変とする可変バルブタイミング機構とを具備し、機関排気系の暖機のために排気ガス温度を高める際には、実圧縮比を目標実圧縮比へ高めることにより拡大させた遅角限界まで点火時期を遅角させる火花点火内燃機関において、実圧縮比を目標実圧縮比へ高めるために、可変バルブタイミング機構によって吸気弁の閉弁時期が設定クランク角度まで進角され、吸気弁の閉弁時期が設定クランク角度まで進角されたときに実圧縮比が目標実圧縮比とならなければ可変圧縮比機構によって機械圧縮比が高められるようになっている。それにより、機関排気系の暖機のために排気ガス温度を高める際において、実圧縮比を目標実圧縮比へ高めて拡大させた遅角限界まで点火時期を遅角させるために、最初は、可変バルブタイミング機構によって吸気弁の閉弁時期を設定クランク角度まで進角して吸気を増量して実圧縮比を高めるために、点火時期を遅角させた高温の排気ガス量が増大し、機関排気系の暖機に有利となる。設定クランク角度は、推定された燃料供給系内の現在の燃料のオクタン価が低いほど遅角側とされて、吸気の増量が抑制されるために、オクタン価が低いほどノッキング又はプレイグニッション等の異常燃焼が発生し易くなるが、吸気弁の閉弁時期を設定クランク角度まで進角させても、このような異常燃焼の発生を抑制することができる。吸気弁の閉弁時期が設定クランク角度まで進角されたときに実圧縮比が目標実圧縮比とならなければ、可変圧縮比機構によって機械圧縮比が高められて吸気を増量することなく実圧縮比が高められるために、このときにも異常燃焼の発生を抑制することができる。こうして、最終的には、実圧縮比を目標実圧縮比まで高めて拡大させた遅角限界まで点火時期が遅角されて排気ガス温度を十分に高めることができ、異常燃焼の発生を抑制しつつ増大させた排気ガス量によって、従来に比較して良好な機関排気系の暖機が可能となる。

本発明による請求項２に記載の火花点火内燃機関によれば、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、可変圧縮比機構によって機械圧縮比が高められているときに、機関排気系の暖機のために高めた排気ガス温度を低下させる際には、点火時期の遅角によって筒内温度も高まっており、ノッキング又はプレイグニッション等の異常燃焼が発生し易くなっているために、先ずは、可変バルブタイミング機構によって吸気弁の閉弁時期を設定クランク角度から遅角させて吸気を減量し、このような異常燃焼を発生し難くして、その後に可変圧縮比機構によって機械圧縮比を低くするようになっている。

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。暖機実施制御を示す第一フローチャートである。暖機完了制御を示す第二フローチャートである。図１０及び１１の制御による吸気弁の閉弁時期、機械圧縮比、及び実圧縮比の変化を示すタイムチャートである。

図１は本発明による可変圧縮比機構を備える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装置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。

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。

図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。

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１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ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、すなわち、シリンダブロック側サポートが形成されており、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、すなわち、クランクケース側サポートが形成されており、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５３内に回転可能に挿入される同心部分５８が位置している。各同心部分５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各同心部分５８の両側には図３に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部５７が位置しており、この偏心部５７上に別の円形カム５６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５６は各同心部分５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。

図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５の同心部分５８を図３（Ａ）において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部５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において同心部分５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心部５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に同心部分５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心部５７は最も低い位置となる。

なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における同心部分５８の中心ａと偏心部５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。

図３（Ａ）から図３（Ｃ）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の相対位置は同心部分５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、同心部分５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃ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。即ち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。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６１，６２が取付けられており、これらウォーム６１，６２と噛合するウォームホイール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。

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機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、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が見い出されたのである。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ε＝１０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ε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。

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を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒装置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燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ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場合を示している。

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膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は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、このとき図９に示される例では燃焼室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（上限機械圧縮比）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、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Ｌ1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Ｌ1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、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。

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Ｌ1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。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができる。

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図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても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。

ところで、触媒装置２０は触媒活性化温度とならないと十分に排気ガスを浄化することができない。それにより、機関始動直後においては、触媒装置２０を暖機することが必要とされる。このように触媒装置２０などを暖機するための機関排気系の暖機においては、点火時期を遅角して排気ガス温度を高めることが一般的に行われる。

点火時期を遅角するほど排気ガス温度を高めることができる。一方、実圧縮比を高めると混合気の着火燃焼性が向上して点火時期の遅角限界を遅角側へ拡大させることができる。それにより、機関排気系の暖機に際しては、実圧縮比を高めて点火時期の遅角限界を拡大させることにより点火時期を大幅に遅角させ、排気ガス温度を十分に高めることが好ましい。

本実施例の火花点火内燃機関は、電子制御ユニット３０によって図１０に示す第一フローチャートに従って可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂ、及び点火栓６を制御することにより機関排気系の暖機を実施するようになっている。第一フローチャートが実施されるのは、機関始動直後のアイドル運転時であり、このときには、吸気弁の閉弁時期は最大に遅角（ＩＶＣ０）されていると共に、スロットル弁は最小開度とされている（図９参照）。また、アイドル運転時の実圧縮比Ｒ０は、振動を抑制するために、機械圧縮比を上限値より小さなアイドル機械圧縮比Ｅ０とすることにより、図９に示す一定値より低くされている。

先ず、ステップ１０１において、機関排気系の暖機が必要であるか否かが判断される。例えば、触媒装置２０の温度を測定又は推定して、触媒活性化温度未満であるときには機関排気系の暖機が必要であると判断することができる。触媒装置２０の温度は、例えば、触媒装置２０へ流入する排気ガス温度に基づき推定することができ、また、触媒装置２０から流出する排気ガス温度を触媒装置２０の温度として使用することができる。

ステップ１０１の判断が否定されるときにはそのまま終了するが、機関排気系の暖機が要求されるときには、ステップ１０１の判断が肯定され、ステップ１０２において、今回の機関排気系の暖機において、点火時期を所望時期へ遅角するのに必要な目標実圧縮比Ｒｔを吸気弁の閉弁時期ＩＶＣの進角によってだけ実現するための吸気弁の進角目標である第一設定クランク角度ＩＶＣ１を決定する。すなわち、吸気弁の閉弁時期を進角することにより実圧縮比を高めることができ、現在のアイドル運転時の吸気弁の閉弁時期ＩＶＣ０を第一設定クランク角度ＩＶＣ１まで進角すれば、目標実圧縮比Ｒｔが実現されて点火時期を所望時期へ遅角することが可能となる。このときに、スロットル弁の開度は最小開度に維持される。ここで、触媒装置２０の現在の温度が高いほど、点火時期の遅角限界を進角側とすることも可能である。点火時期の遅角限界を進角側とするほど、目標実圧縮比Ｒｔを低くして、第一設定クランク角度ＩＶＣ１を遅角側とすることができる。

次いで、ステップ１０３において、燃料噴射弁１３から噴射される燃料供給系内の燃料のオクタン価Ｃが推定される。例えば、ノッキングコントロールシステム（ＫＣＳ）制御が実施され、ノッキングの発生を抑制して最大トルクを発生するように点火時期が制御されていれば、機関運転状態毎に予め設定されている最適点火時期（ＭＢＴ）に対する点火時期遅角量が大きいほど、現在の燃料のオクタン価が低いこととなる。それにより、特定機関運転状態（例えばアイドル運転時）のときの現在の点火時期遅角量に予め定めた係数を乗算することにより現在の燃料のオクタン価Ｃを推定することができる。また、例えば、機関停止直前のアイドル運転において、意図的に点火時期を変化させてノッキングセンサによりノッキング限界の点火時期を特定し、特定された点火時期が遅角側であるほど現在の燃料のオクタン価Ｃが低いと推定することができる。

吸気弁の閉弁時期を進角して実圧縮比を高めると、吸気量が増加するために、ノッキング又はプレイグニッション等の異常燃焼が発生し易くなる。それにより、推定された現在のオクタン価Ｃに基づき、現在のアイドル運転状態において、このような異常燃焼を発生させない吸気弁の最大進角量を第二設定クランク角度ＩＶＣ２として決定する。もちろん、推定された現在のオクタン価Ｃが低いほど第二設定クランク角度ＩＶＣ２は遅角側となる。

次いで、ステップ１０５において、ステップ１０２において決定された第一設定クランク角度ＩＶＣ１がステップ１０４において決定された第二設定クランク角度ＩＶＣ２以上であるか否かが判断される。第一設定クランク角度ＩＶＣ１の方が第二設定クランク角度より遅角側であるとき、又は、第一設定クランク角度ＩＶＣ１と第二設定クランク角度とが等しいときには、ステップ１０５の判断は肯定される。このときに、ステップ１０６において、吸気弁の目標閉弁時期ＩＶＣｔは第一設定クランク角度ＩＶＣ１とされる。

次いで、ステップ１０７において、可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁の閉弁時期ＩＶＣを徐々に進角し、それにより、スロットル弁の開度変化とは異なって吸気弁の閉弁時期ＩＶＣの進角に伴って応答性良く吸気量が増加すると共に実圧縮比が高められる。ステップ１０８では、こうして高められる実圧縮比により徐々に遅角側へ拡大される遅角限界に合わせて、点火時期ＩＴを遅角させる。このように、徐々に拡大する遅角限界に合わせて点火時期を徐々に遅角することにより、トルクショックを発生させることなく排気ガス温度を高めることができる。

ステップ１０９では、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣが目標閉弁時期ＩＶＣｔとした第一設定クランク角度ＩＶＣ１まで進角されたか否かが判断され、この判断が否定されるときには、ステップ１０７及び１０８の制御が継続される。吸気弁の閉弁時期ＩＶＣが第一設定クランク角度ＩＶＣ１まで進角されれば、ステップ１０９の判断が肯定され、この状態において機関排気系の暖機が継続される。

ステップ１０２において説明したように、吸気弁の閉弁時期を第一設定クランク角度ＩＶＣ１まで進角すれば、実圧縮比Ｒは目標実圧縮Ｒｔとなり、点火時期を所望時期まで遅角させて排気ガス温度を十分に高めることができる。また、こうして、実圧縮比を高めるのに吸気量を増加させれば、排気ガス量も増加するために、多量の高温の排気ガスによって機関排気系の暖機を早期に完了することができる。このように、機関排気系の暖機のための目標実圧縮比Ｒｔがそれほど高くない場合、又は、燃料のオクタン価Ｃが比較的高く、実圧縮比を高めるのに吸気量を比較的大きく増加させてもノッキング又はプレイグニッション等の異常燃焼が発生しない場合には、吸気弁の閉弁時期の進角だけによって目標実圧縮比Ｒｔを実現して良好な機関排気系の暖機を実施することができる。

一方、機関排気系の暖機のための目標実圧縮比Ｒｔが比較的高い場合、又は、燃料のオクタン価Ｃが比較的低く、実圧縮比を高めるのに吸気量を比較的大きく増加させるとノッキング又はプレイグニッション等の異常燃焼が発生する場合には、ステップ１０２において決定された第一設定クランク角度ＩＶＣ１の方がステップ１０４において決定された第二設定クランク角度ＩＶＣ２より進角側となり、ステップ１０５の判断が否定される。このときには、ステップ１１０において、吸気弁の目標閉弁時期ＩＶＣｔは第二設定クランク角度ＩＶＣ２とされる。

次いで、ステップ１１１において、可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁の閉弁時期ＩＶＣを徐々に進角し、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣ進角に伴って応答性良く吸気量が増加すると共に実圧縮比が高められる。ステップ１１２では、こうして高められる実圧縮比により徐々に拡大される遅角限界に合わせて、点火時期ＩＴを遅角させる。ステップ１１３では、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣが目標閉弁時期ＩＶＣｔとした第二設定クランク角度ＩＶＣ２まで進角されたか否かが判断され、この判断が否定されるときには、ステップ１１１及び１１２の制御が継続される。吸気弁の閉弁時期ＩＶＣが第二設定クランク角度ＩＶＣ２まで進角されれば、ステップ１１３の判断が肯定され、ステップ１１９へ進む。

吸気弁の閉弁時期を第一設定クランク角度ＩＶＣ１まで進角すれば、実圧縮比Ｒは目標実圧縮Ｒｔとなり、点火時期ＩＴを所望時期まで遅角させて排気ガス温度を十分に高めることができるが、現在の燃料のオクタン価Ｃでは、第一設定クランク角度ＩＣＶ１より遅角側の第二設定クランク角度ＩＶＣ２までしか吸気弁の閉弁時期を進角させることができず（ノッキング又はプレイグニッション等の異常燃焼抑制のために）、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣを第二設定クランク角度ＩＶＣ２まで進角させた現在においては、目標実圧縮比Ｒｔが実現されていない。

それにより、ステップ１１９において、第二設定クランク角度ＩＶＣ２とされた吸気弁の閉弁時期に対して目標実圧縮比Ｒｔを実現するための目標機械圧縮比Ｅｔが決定される。次いで、ステップ１１５において、可変圧縮比機構Ａによって機械圧縮比Ｅを徐々に高めて実圧縮比が高められる。ステップ１１６では、こうして高められる実圧縮比により徐々に拡大される遅角限界に合わせて、点火時期ＩＴを遅角させる。ステップ１１７では、機械圧縮比Ｅが目標機械圧縮比Ｅｔまで高められたか否かが判断され、この判断が否定されるときには、ステップ１１５及び１１６の制御が継続される。機械圧縮比Ｅが目標機械圧縮比Ｅｔまで高められれば、ステップ１１７の判断が肯定され、この状態において機関排気系の暖機が継続される。

この場合においては、現在の燃料のオクタン価Ｃに基づきノッキング又はプレイグニッション等の異常燃焼を発生させないように吸気弁の閉弁時期を最大に進角して吸気量を増加させることにより排気ガス量を増加させ、その後は、吸気量を増加させることなく機械圧縮比を高めて実圧縮比Ｒを目標実圧縮比Ｒｔまで高めて、点火時期を所望時期まで遅角させることを可能としている。それにより、機関排気系の暖機のために機械圧縮比Ｅだけを高めて目標実圧縮比Ｒｔを実現して点火時期ＩＴを所望時期まで遅角する場合に比較して、吸気弁の閉弁時期の進角分だけは排気ガス量が多くなるために機関排気系の暖機を早期に完了させることができる。

また、アイドル運転時は低負荷側であるために、機械圧縮比Ｅは上限値より小さくても比較的高くされていることが多く、機械圧縮比Ｅを上限値まで高めても、実圧縮比Ｒは目標実圧縮比Ｒｔまで高められず、点火時期を十分に遅角させることができないことがある。このような場合において、本実施例では、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣも進角しているために、機械圧縮比Ｅをそれほど高めなくても目標実圧縮比Ｒｔが実現され、点火時期を十分に遅角させることができる。

しかしながら、本実施例においても、現在の燃料のオクタン価Ｃが非常に低く、ノッキング又はプレイグニッション等の異常燃焼抑制のためには、吸気弁の閉弁時期を全く進角させることができないときには、ステップ１０２において決定されるＩＶＣ２が、アイドル運転時の吸気弁の閉弁時期ＩＶＣ０となり、機械圧縮比Ｅだけを高めて目標実圧縮比Ｒｔを実現することとなる。

このような機関排気系の暖機が実施されることにより、触媒装置２０の温度は触媒活性化温度となって機関排気系の暖機が完了する。図１１の第二フローチャートは、このような機関排気系の暖機完了時の制御を示している。先ずは、ステップ２０１において、機関排気系の暖機が完了したか否かが判断される。この判断が否定されるときにはそのまま終了するが、機関排気系の暖機が完了したときには、燃料消費を悪化させる点火時期の遅角制御を終了するために、ステップ２０２へ進む。

ステップ２０２においては、吸気弁の目標閉弁時期ＩＶＣｔはアイドル運転時の閉弁時期ＩＶＣ０とされる。次いで、ステップ２０３において、可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁の閉弁時期ＩＶＣを徐々に遅角し、それにより、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣの遅角に伴って応答性良く吸気量が減少すると共に実圧縮比が低くされる。ステップ２０４では、こうして低くされる実圧縮比により徐々に進角される遅角限界に合わせて、点火時期ＩＴを進角させる。このように、徐々に進角する遅角限界に合わせて点火時期を徐々に進角することにより、点火時期変化に際してトルクショックが発生することはない。

ステップ２０５では、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣが目標閉弁時期ＩＶＣｔであるアイドル運転時の閉弁時期ＩＶＣ０まで遅角されたか否かが判断され、この判断が否定されるときには、ステップ１０７及び１０８の制御が継続される。吸気弁の閉弁時期ＩＶＣがアイドル運転時の閉弁時期ＩＶＣ０まで遅角されれば、ステップ２０５の判断が肯定されてステップ２０６へ進む。

ステップ２０６においては、現在の目標機械圧縮比Ｅｔが上限値より低いアイドル機械圧縮比Ｅ０であるか否かが判断される。すなわち、図１０の第一フローチャートのステップ１１４において、アイドル機械圧縮比Ｅ０より高い目標機械圧縮比Ｅｔが決定されて、ステップ１１５において機械圧縮比が制御された場合においては、ステップ２０６の判断が否定されることとなる。ステップ２０６の判断が肯定されるときには、機関排気系の暖機のために機械圧縮比は制御されておらず、吸気弁の閉弁時期だけが進角されているだけであり、ステップ２０４の制御において点火時期はアイドル時の点火時期まで戻されており、そのまま終了する。

一方、ステップ２０６の判断が否定されるときには、ステップ２０７において、目標機械圧縮比Ｅｔはアイドル機械圧縮比Ｅ０とされる。次いで、ステップ２０８において、可変圧縮比機構Ａによって機械圧縮比Ｅを徐々に低くして実圧縮比が低くされる。ステップ２０９では、こうして低くされる実圧縮比により徐々に進角される遅角限界に合わせて、点火時期ＩＴを進角させる。ステップ２１０では、機械圧縮比Ｅが目標機械圧縮比Ｅｔ（アイドル機械圧縮比Ｅ０）まで低くされたか否かが判断され、この判断が否定されるときには、ステップ２０８及び２０９の制御が継続される。機械圧縮比Ｅがアイドル機械圧縮比Ｅ０まで低くされれば、ステップ２１０の判断が肯定され、このときには、ステップ２０９の制御において点火時期はアイドル時の点火時期まで戻されており、そのまま終了する。

機関排気系の暖機完了によって排気ガス温度を低下させる際には、筒内温度も高まってノッキング又はプレイグニッション等の異常燃焼が発生し易くなっているために、機関排気系の暖機のために可変圧縮比機構によって機械圧縮比が高められていると共に吸気弁の閉弁時期が進角されているときには、図１１に示す第二フローチャートのように、先ずは、可変バルブタイミング機構によって吸気弁の閉弁時期を遅角させて吸気を減量し、このような異常燃焼を発生し難くして、その後に可変圧縮比機構によって機械圧縮比を低くすることが好ましい。

図１２は、図１０の第一フローチャート及び図１１の第二フローチャートにより制御される吸気弁の閉弁時期ＩＶＣ、機械圧縮比Ｅ、及び実圧縮比Ｒの変化を示すタイムチャートである。図１２は、目標実圧縮比Ｒｔを実現するために吸気弁の閉弁時期ＩＶＣが進角されると共に機械圧縮比Ｅが高められる場合を示している。時刻ｔ０において、機関排気系の暖機制御が開始される。このときの吸気弁の閉弁時期はアイドル運転時の閉弁時期ＩＶＣ０であり、このときの機械圧縮比はアイドル機械圧縮比Ｅ０であり、このときの実圧縮比Ｒはアイドル運転時の実圧縮比Ｒ０である。

実線で示すように、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣが徐々に進角されて実圧縮比Ｒが徐々に高められる。時刻ｔ２において、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣが目標閉弁時期ＩＶＣｔとなると、機械圧縮比Ｅが徐々に高められて実圧縮比Ｒが徐々に高められる。時刻ｔ３において、機械圧縮比Ｅが目標機械圧縮比Ｅｔとなると、目標実圧縮比Ｒｔが実現される。

時刻ｔ５において、機関排気系の暖機が完了すれば、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣが徐々に遅角されて実圧縮比Ｒが徐々に低くされる。時刻ｔ７において、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣがアイドル運転時の閉弁時期ＩＶＣ０に戻されると、機械圧縮比Ｅが徐々に低くされて実圧縮比Ｒが徐々に低くされる。時刻ｔ８において、機械圧縮比Ｅがアイドル機械圧縮比Ｅ０となると、実圧縮比Ｒはアイドル運転時の実圧縮比Ｒ０に戻される。

また、燃料のオクタン価Ｃが低い場合には、点線で示すように、吸気弁の目標閉弁時期ＩＶＣｔ’が実線の場合の目標閉弁時期ＩＶＣｔより遅角側となり、時刻ｔ２より早い時刻ｔ１において、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣが目標閉弁時期ＩＶＣｔ’となる。この時刻ｔ１から機械圧縮比Ｅが徐々に高められる。この場合の目標機械圧縮比Ｅｔ’は実線の場合の目標機械圧縮比Ｅｔより高くなり、時刻ｔ３より遅い時刻ｔ４において、機械圧縮比Ｅが目標機械圧縮比Ｅｔ’となる（一般的に、吸気弁の閉弁時期の進角速度の方が機械圧縮比の増加速度より速い）。この時には目標実圧縮比Ｒｔが実現される。

時刻ｔ５において、機関排気系の暖機が完了すれば、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣが徐々に遅角され、時刻ｔ７より早い時刻ｔ６において、吸気弁の閉弁時期ＩＶＣがアイドル運転時の閉弁時期ＩＶＣ０に戻される。この時刻ｔ６から機械圧縮比Ｅが徐々に低くされ、時刻ｔ８より遅い時刻ｔ９において、機械圧縮比Ｅがアイドル機械圧縮比Ｅ０となると、実圧縮比Ｒはアイドル運転時の実圧縮比Ｒ０に戻される。

本実施例は、アイドル運転時の機関排気系の暖機について説明したが、機械圧縮比Ｅが上限値とされていない機関運転状態においては、前述同様な機関排気系の暖機制御及び暖機完了制御を実施することができる。

１クランクケース
２シリンダブロック
Ａ可変圧縮比機構
Ｂ可変バルブタイミング機構

Claims

可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を可変とする可変バルブタイミング機構とを具備し、機関排気系の暖機のために排気ガス温度を高める際には、実圧縮比を目標実圧縮比へ高めることにより拡大させた遅角限界まで点火時期を遅角させる火花点火内燃機関において、前記実圧縮比を前記目標実圧縮比へ高めるために、前記可変バルブタイミング機構によって吸気弁の閉弁時期が設定クランク角度まで進角され、前記吸気弁の閉弁時期が前記設定クランク角度まで進角されたときに前記実圧縮比が前記目標実圧縮比とならなければ前記可変圧縮比機構によって機械圧縮比が高められ、前記設定クランク角度は、推定された燃料供給系内の現在の燃料のオクタン価が低いほど遅角側とされることを特徴とする火花点火内燃機関。
前記可変圧縮比機構によって前記機械圧縮比が高められているときに、前記機関排気系の暖機のために高めた前記排気ガス温度を低下させる際には、前記可変バルブタイミング機構によって前記吸気弁の閉弁時期を前記設定クランク角度から遅角させた後に前記可変圧縮比機構によって前記機械圧縮比を低くすることを特徴とする請求項１に記載の火花点火内燃機関。