JP2013113191A

JP2013113191A - 火花点火内燃機関

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Publication number: JP2013113191A
Application number: JP2011259249A
Authority: JP
Inventors: Takayuki Asahi; 貴之旭
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2011-11-28
Filing date: 2011-11-28
Publication date: 2013-06-10

Abstract

【課題】少なくとも吸入空気量が設定量以上であるときには、スロットル弁を全開として、吸気弁閉弁時期を変化させることによって吸入空気量を制御し、吸気弁閉弁時期に対して実圧縮比を一定とするように機械圧縮比を制御する火花点火内燃機関において、クランクケース内のブローバイガスを良好に吸気系へ排出可能とする。
【解決手段】ブローバイガスを吸気系の過給器２８の上流側に排出するための第一排出経路９１と、ブローバイガスを吸気系のスロットル弁１７の下流側に排出するための第二排出経路９２とが設けられ、スロットル弁が全開されるときに、過給器の作動領域であれば、過給器を作動すると共に、可変バルブタイミング機構Ｂにより吸気弁閉弁時期を遅角して過給器の作動以前に比較して吸入空気量を維持し、遅角された吸気弁閉弁時期に対して実圧縮比を一定とするように可変圧縮比機構Ａにより機械圧縮比を高める。
【選択図】図１

Description

本発明は、火花点火内燃機関に関する。

機関低負荷時の熱効率を改善するために機械圧縮比を高めて膨張比を高くすることが可能な可変圧縮比機構を備える火花点火内燃機関が公知である（特許文献１参照）。この内燃機関において、膨張比と同時に実圧縮比も高くするとノッキングが発生し易くなるために、機械圧縮比を高くしても実圧縮比が一定となるように吸気弁の閉弁時期を遅角するように制御される。

機関負荷が低くなるほど熱効率が悪化するために、機関負荷が低くなるほど膨張比を高くするために機械圧縮比は高くされ、それにより、機関負荷が低いほど実圧縮比を一定とするために吸気弁の閉弁時期が遅角されるために、スロットル弁を全開としても吸入空気量の制御が可能となる。こうしてスロットル弁を全開とすることによって、ポンピング損失の低減も可能となる。

特開２００７−３０３４２３実開昭６２−１３５８１２特開２０１１−０５２５６７

ところで、内燃機関には、クランンクケースベンチレーション装置が設けられている。一般的なクランクケースベンチレーション装置は、スロットル弁下流側の吸気負圧を利用してクランクケース内のブローバイガスを吸気系へ排出させるものである。

それにより、少なくとも吸入空気量が設定量以上であるときには、スロットル弁を全開として、吸気弁閉弁時期を遅角することによって吸入空気量を制御し、吸気弁閉弁時期に対して実圧縮比を一定とするように機械圧縮比を制御する前述の内燃機関においては、スロットル弁が全開とされる機会が多いために、一般的なクランクケースベンチレーション装置では、良好にブローバイガスを吸気系へ排出することができない。

従って、本発明の目的は、少なくとも吸入空気量が設定量以上であるときには、スロットル弁を全開として、吸気弁閉弁時期を変化させることによって吸入空気量を制御し、吸気弁閉弁時期に対して実圧縮比を一定とするように機械圧縮比を制御する火花点火内燃機関において、クランクケース内のブローバイガスを良好に吸気系へ排出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、機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構と、吸気弁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、少なくとも吸入空気量が設定量以上であるときには、スロットル弁を全開として、前記可変バルブタイミング機構により吸気弁閉弁時期を変化させることによって吸入空気量を制御し、変化させた吸気弁閉弁時期に対して実圧縮比を一定とするように前記可変圧縮比機構により機械圧縮比を制御する火花点火内燃機関において、吸気系の前記スロットル弁の上流側には過給器が配置され、クランクケース内のブローバイガスを前記吸気系の前記過給器の上流側に排出するための第一排出経路と、クランクケース内のブローバイガスを前記吸気系の前記スロットル弁の下流側に排出するための第二排出経路とが設けられ、前記スロットル弁が全開されるときに、前記過給器の作動領域であれば、前記過給器を作動すると共に、前記可変バルブタイミング機構により吸気弁閉弁時期を遅角して前記過給器の作動以前に比較して吸入空気量を維持し、遅角された吸気弁閉弁時期に対して実圧縮比を一定とするように前記可変圧縮比機構により機械圧縮比を高め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、前記スロットル弁が全開とされるときに、前記過給器の作動領域でなければ、前記スロットル弁の開度を小さくすると共に、前記可変バルブタイミング機構により吸気弁閉弁時期を進角して前記スロットル弁の開度を小さくする以前に比較して吸入空気量を維持し、進角された吸気弁閉弁時期に対して実圧縮比を一定とするように前記可変圧縮比機構により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によれば、機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構と、吸気弁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、少なくとも吸入空気量が設定量以上であるときには、スロットル弁を全開として、可変バルブタイミング機構により吸気弁閉弁時期を変化させることによって吸入空気量を制御し、変化させた吸気弁閉弁時期に対して実圧縮比を一定とするように可変圧縮比機構により機械圧縮比を制御する火花点火内燃機関において、吸気系のスロットル弁の上流側には過給器が配置され、クランクケース内のブローバイガスを吸気系の過給器の上流側に排出するための第一排出経路と、クランクケース内のブローバイガスを吸気系のスロットル弁の下流側に排出するための第二排出経路とが設けられ、スロットル弁が全開されるときに、過給器の作動領域であれば、過給器を作動し、吸気系の過給器の上流側に負圧を発生させることにより、第一排出経路を介してクランクケース内のブローバイガスを良好に吸気系へ排出することができる。

しかしながら、このままでは、過給器による過給によって吸入空気量が増加してしまうために、可変バルブタイミング機構により吸気弁閉弁時期を遅角して過給器の作動以前に比較して吸入空気量を維持し、遅角された吸気弁閉弁時期に対して実圧縮比を一定とするように可変圧縮比機構により機械圧縮比を高めるようにしている。

また、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、スロットル弁が全開とされるときに、過給器の作動領域でなければ、スロットル弁の開度を小さくし、吸気系のスロットル弁の下流側に負圧を発生させることにより、第二排出経路を介してクランクケース内のブローバイガスを良好に吸気系へ排出することができる。

しなしながら、このままでは、スロットル弁の開度を小さくしたことによって吸入空気量が減少してしまうために、可変バルブタイミング機構により吸気弁閉弁時期を進角してスロットル弁の開度を小さくする以前に比較して吸入空気量を維持し、進角された吸気弁閉弁時期に対して実圧縮比を一定とするように可変圧縮比機構により機械圧縮比を低くするようにしている。

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。ブローバイガスの排出のための制御を示すフローチャートである。

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とスロットル弁１７の上流側には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。

吸気ダクト１４のスロットル弁１７と吸入空気検出器１８との間には、過給器２８と過給器２８の下流側のインタークーラ２９とが配置されている。過給器２８は、ターボチャージャ又はスーパーチャージャのコンプレッサであり、電磁クラッチ等を使用して作動及び非作動を制御可能となっている。インタークーラ２９は、過給器２８により加圧された吸気の温度を低下させるためのものである。

また、気筒内からクランクケース１内へ漏れ出るブローバイガスによりクランクケース１内が大気圧以上となると、ピストン４が上死点から下死点へ移動する際の大きな抵抗となるために、ブローバスガスは良好に吸気系へ排出されることが好ましい。そのためのクランクケースベンチレーション装置として、クランクケース１内と吸気ダクト１４の過給器２８の上流側とを連通する第一排出経路９１と、クランクケース１内とスロットル弁１７の下流側に位置するサージタンク１２とを連通する第二排出経路９２と、クランクケース１内と吸気ダクト１４のスロットル弁１７と過給器２８の下流側に位置するインタークーラ２９との間とを連通する供給経路９３とが設けられている。

第一排出経路９１には、クランケース１側から吸気ダクト１４側へのガス流れ（実線矢印で示す）のみを許容する逆止弁９４が配置される。また、第二排出経路９２にも、クランケース１側からサージタンク１２側へのガス流れ（実線矢印で示す）のみを許容する逆止弁９５が配置されている。また、供給通路９３には、吸気ダクト１４側からクランクケース１側へのガス流れ（実線矢印で示す）のみを許容すると共に、クランクケース１側が大気圧となると閉弁する逆止弁９６が配置されている。第一排出経路９１と第二排出経路９２とは、独立してクランクケース１に接続されても良いが、それぞれの逆止弁９４及び９５の上流側において合流してクランクケース１に接続されても良い。

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、可変バルブタイミング機構Ｂ、および過給器２８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５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム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軸５７が延びており、この偏心軸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は各円形カム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上に固定された円形カム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軸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内において円形カム５８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の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム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軸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円形カム５８の中心ａと偏心軸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の相対位置は円形カム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、円形カム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から離間側に移動する。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。

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。

図９を使用して説明したように、機関負荷が低くなるほど、可変圧縮比機構Ａにより膨張比を高めるために機械圧縮比は高くされるが、実圧縮比が高くなり過ぎてノッキングやプレイグニッションを発生させないために、実圧縮比を一定とするように、可変バルブタイミング機構Ｂにより吸気弁の閉弁時期は遅角されるようになっている。

スロットル弁１７が全開状態でないときには、スロットル弁１７の下流側のサージタンク１２には負圧が発生するために、この負圧を利用して、第二排出経路９２を介してクランクケース１内のブローバイガスを良好に吸気系へ排出することができると共に、供給通路９３を介して供給される新気によってクランクケース１内を大気圧にすることができる。しかしながら、前述したように、本内燃機関は、機関負荷ＬがＬ１以上となると、スロットル弁１７は全開とされており、このように、スロットル弁１７を全開とする機会が多いと、第二排出経路９２だけでは、良好にブローバイガスを排出することができない。

それにより、本内燃機関は、ブローバイガスの排出のために、電子制御ユニット３０により図１０に示すフローチャートに従って制御される。先ず、ステップ１０１において、機関負荷ＬがＬ１以上であるか否かが判断される。この判断が否定されるときには、スロットル弁１７は全開状態ではなく、サージタンク１２内は負圧が発生するために、前述したように、第二排出経路９２を介して良好にブローバイガスを吸気系へ排出することができるためにそのまま終了する。

一方、ステップ１０１の判断が肯定されるときには、図９に基づき説明したように、スロットル弁１７は全開状態とされ、サージタンク１２内には負圧は発生しない。このときには、ステップ１０２において、過給器２８の作動領域であるか否かが判断される。過給器２８の作動領域は高負荷側であり、過給器２８がターボチャージャの場合には、多量の排気ガスにより良好に過給器を作動することができる。例えば、機関負荷ＬがＬ１より高負荷側のＬ２以上であるときには、ステップ１０２の判断が肯定される。

ステップ１０２の判断が肯定されるときには、ステップ１０３において過給器２８を作動する。それにより、吸気ダクト１４の過給器２８の上流側は負圧となり、第一排出経路９１を介してクランクケース１内のブローバイガスを良好に吸気系へ排出することができる。このときには、吸気ダクト１４の過給器２８の下流側は大気圧以上に加圧されるが、供給通路９３の逆止弁９６によって供給通路９３を介して供給される新気によりクランクケース１内が大気圧より高くなることは防止される。

こうして、過給器２８を作動すると、そのままでは、過給によって吸入空気量が増大してしまう。それにより、ステップ１０４では、現在の機関負荷に対する要求吸入空気量（図９）を、過給器２８が作動されたときに実現する遅角側の吸気弁閉弁時期が設定され、可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁閉弁時期が遅角されることにより、吸入空気量を過給器２８の作動以前に比較して維持して吸入空気量の増加を防止する。

しかしながら、こうして吸気弁閉弁時期が遅角されると、実圧縮比が低くなってしまうために、ステップ１０５では、ステップ１０４において設定された吸気弁閉弁時期に対して所望実圧縮比（図９）を実現する機械圧縮比が設定され、可変圧縮比機構Ａによって機械圧縮比を高めることにより、実圧縮比の低下を防止する。

一方、機関負荷ＬがＬ１以上であってスロットル弁１７は全開状態であるが、機関負荷ＬがＬ２未満であって過給器２８の作動領域でないときには、そのままでは、第一排出経路９１及び第二排出経路９２のいずれからもブローバイガスを良好に排出させることはできない。このときにはステップ１０２の判断が否定され、ステップ１０６において、スロットル弁１７の開度を全開から設定量だけ小さくする。

それにより、サージタンク１２内は負圧となり、第二排出経路９２を介してクランクケース１内のブローバイガスを良好に吸気系へ排出することができる。また、供給通路９３を介して供給される新気によりクランクケース１内は大気圧とすることができる。

こうして、スロットル弁開度を小さくすると、そのままでは、吸入空気量が減少してしまう。それにより、ステップ１０７では、現在の機関負荷に対する要求吸入空気量（図９）を、スロットル弁開度が全開から設定量だけ小さくされたときに実現する進角側の吸気弁閉弁時期が設定され、可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁閉弁時期が進角されることにより、吸入空気量をスロットル弁開度の減少以前に比較して維持して吸入空気量の減少を防止する。

しかしながら、こうして吸気弁閉弁時期が進角されると、実圧縮比が高くなってしまうために、ステップ１０８では、ステップ１０７において設定された吸気弁閉弁時期に対して所望実圧縮比（図９）を実現する機械圧縮比が設定され、可変圧縮比機構Ａによって機械圧縮比を低くすることにより、実圧縮比が高まることを防止する。

１クランクケース
２シリンダブロック
７吸気弁
１７スロットル弁
２８過給器
９１第一排出経路
９２第二排出経路
Ａ可変圧縮比機構
Ｂ可変バルブタイミング機構

Claims

機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構と、吸気弁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、少なくとも吸入空気量が設定量以上であるときには、スロットル弁を全開として、前記可変バルブタイミング機構により吸気弁閉弁時期を変化させることによって吸入空気量を制御し、変化させた吸気弁閉弁時期に対して実圧縮比を一定とするように前記可変圧縮比機構により機械圧縮比を制御する火花点火内燃機関において、吸気系の前記スロットル弁の上流側には過給器が配置され、クランクケース内のブローバイガスを前記吸気系の前記過給器の上流側に排出するための第一排出経路と、クランクケース内のブローバイガスを前記吸気系の前記スロットル弁の下流側に排出するための第二排出経路とが設けられ、前記スロットル弁が全開されるときに、前記過給器の作動領域であれば、前記過給器を作動すると共に、前記可変バルブタイミング機構により吸気弁閉弁時期を遅角して前記過給器の作動以前に比較して吸入空気量を維持し、遅角された吸気弁閉弁時期に対して実圧縮比を一定とするように前記可変圧縮比機構により機械圧縮比を高めることを特徴とする火花点火内燃機関。
前記スロットル弁が全開とされるときに、前記過給器の作動領域でなければ、前記スロットル弁の開度を小さくすると共に、前記可変バルブタイミング機構により吸気弁閉弁時期を進角して前記スロットル弁の開度を小さくする以前に比較して吸入空気量を維持し、進角された吸気弁閉弁時期に対して実圧縮比を一定とするように前記可変圧縮比機構により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。