JP4259545B2 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

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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、吸気弁の開弁時期および閉弁時期を個別に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公知である（例えば特許文献１を参照）。この内燃機関ではアイドリング運転時に吸気弁は吸気上死点をかなり過ぎてから開弁せしめられ、短かい開弁期間を経て閉弁せしめられる。
特開２００２−２８５８７６号公報
さて、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。ところで内燃機関では膨張比が大きくなればなるほど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、従って膨張比が大きくなるほど熱効率が向上する。一方、機械圧縮比を高くすると膨張比が高くなる。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機関低負荷運転時における機械圧縮比を可能な限り高くして、機関低負荷運転時に最大の膨張比を得られるようにすることが好ましいことになる。
ところで機械圧縮比を高くすると吸気上死点における燃焼室容積が小さくなり、斯くして吸気弁を吸気上死点に対し早く開弁しすぎると吸気弁がピストン頂面と干渉してしまうという問題を生ずる。従って機械圧縮比を高くしたときにはこのような問題を生じないように吸気弁をピストンとの干渉が生じない不干渉領域において開弁させるようにしなければならない。この場合、吸気上死点後に吸気弁が開弁するときには通常吸気弁とピストンとの干渉は生じず、吸気弁とピストンとの干渉が生ずるのは吸気弁が吸気上死点前に開弁するときである。従って吸気弁とピストンとが干渉しないようにするには吸気弁を吸気上死点前の不干渉領域内で開弁させるか或いは吸気上死点後に開弁させることが必要となる。
ところでこの場合、吸気弁を吸気上死点後に開弁させると吸気弁が開弁するまで燃焼室内は負圧となり、斯くしてポンピング損失が発生する。従って上述の公知の内燃機関におけるようにアイドリング運転時に吸気上死点をかなり過ぎてから吸気弁を開弁させるようにした場合にはかなりのポンピング損失が発生することになる。
さて、前述したように車両走行時における熱効率を向上させるために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を可能な限り高くすることが好ましい。しかしながらこのときポンピング損失が発生して熱効率が低下してしまうのでは機械圧縮比を高くした意味が半減してしまう。
本発明の目的は、熱効率を高めるために機械圧縮比を高くしたときに吸気弁とピストンとの干渉を阻止しつつポンピング損失の発生を阻止して高い熱効率を得ることのできる火花点火式内燃機関を提供することにある。
本発明によれば上記目的を達成するために、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の開弁時期および閉弁時期を個別に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吸気下死点から離れる方向に移動せしめることによって要求負荷に応じた量の吸入空気が燃焼室内に供給され、機関低負荷運転時には２０以上の最大の膨張比が得られるように機械圧縮比を最大にすると共に、少くとも機械圧縮比が最大とされている期間中は吸気弁の開弁時期をほぼ吸気上死点であってピストンとの干渉が生じない吸気上死点の不干渉領域内の目標開弁時期に維持するようにしている。
吸気弁とピストンとの干渉を阻止しつつ車両走行時における熱効率を大巾に向上することができ、斯くして良好な燃費を得ることができる。
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）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）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。
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。これが本発明が基本としている特徴である。
図９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ＮＯx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９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９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。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、本発明による実施例では機関低回転時の実圧縮比はほぼ１０±１、即ち、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。
次に、図８（Ｂ）に示される高膨張比サイクルが実行される低負荷運転時に焦点を当てて吸気弁７の開弁時期について説明する。
図１０（Ａ）は機関低負荷運転時において機械圧縮比が最も高いときの吸気弁７のリフト変化と、排気弁９のリフト変化と、吸気弁７又は排気弁９がピストン４と干渉する限界を示すピストン干渉ラインを示しており、図１０（Ａ）において排気弁９のリフト曲線がピストン干渉ラインと交錯すると排気弁９はピストン４と干渉し、吸気弁７のリフト曲線がピストン干渉ラインと交錯すると吸気弁７はピストン４と干渉することになる。
従って図１０（Ａ）において吸気弁７がピストン４に干渉することのない吸気弁７の開弁時期に対する不干渉領域θはほぼ吸気上死点（ＴＤＣ）以後となる。従って本発明では吸気弁７の開弁時期はこの不干渉領域θ内に設定されている。
一方、吸気弁７を吸気上死点後に開弁させると吸気弁７が開弁するまで燃焼室５内は負圧となり、斯くしてポンピング損失が発生する。このポンピング損失は吸気弁７の開弁時期が吸気上死点から遅らされれば遅らされるほど大きくなる。従って本発明では吸気弁７の目標開弁時期はほぼ圧縮上死点、好ましくは不干渉領域θ内において吸気上死点よりも少し前に維持されている。
また、機関低負荷運転時において機械圧縮比が最も高いときには燃焼室５内に供給すべき吸入空気量は少量となり、従ってこのとき図１０（Ａ）において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期はかなり遅らされるか、或いは図１０（Ａ）において破線で示されるように吸気弁７の閉弁時期はかなり早められる。なお、本発明による実施例では排気弁９の閉弁時期はほぼ吸気上死点に固定されている。
一方、図１０（Ｂ）は機関中高速中高負荷運転時の或る運転状態における吸気弁７のリフト変化と、排気弁９のリフト変化と、ピストン干渉ラインとを示している。機関中高負荷運転時には機械圧縮比が小さくなるために、ピストン干渉ラインは上昇し、従ってこのときにはピストン４との干渉に注意を払う必要はない。また、図１０（Ｂ）に示される運転状態のときには吸気弁７の開弁時期は吸気上死点（ＴＤＣ）よりもかなり前となり、吸気弁７の閉弁時期は図１０（Ａ）において実線で示される場合に比べれば早められ、図１０（Ａ）において破線で示される場合に比べれば遅くされる。
ところで上述したように図１０（Ｂ）で示される運転状態のときには吸気弁７の開弁時期は吸気上死点よりもかなり前となり、一方、図１０（Ａ）で示される運転状態のときには吸気弁７の開弁時期はほぼ吸気上死点となる。従って機関の運転状態が図１０（Ｂ）に示される運転状態から図１０（Ａ）に示される運転状態に変化したときには吸気弁７の開弁時期を遅くしなければならず、機関の運転状態が図１０（Ａ）に示される運転状態から図１０（Ｂ）に示される運転状態に変化したときには吸気弁７の開弁時期を早めなければならない。
一方、機関の運転状態が図１０（Ｂ）に示される運転状態から図１０（Ａ）に示される運転状態に変化したときには吸気弁７の閉弁時期を変化させることによって燃焼室５内に供給すべき吸入空気量を減少させると共に機械圧縮比が大きくされ、機関の運転状態が図１０（Ａ）に示される運転状態から図１０（Ｂ）に示される運転状態に変化したときには同様に吸気弁７の閉弁時期を変化させることによって燃焼室５内に供給すべき吸入空気量を増大させると共に機械圧縮比が小さくされる。
ところが上述したように燃焼室５内に供給すべき吸入空気量を減少させると共に機械圧縮比が大きくされる場合において、吸入空気量が十分に減少しないうちに、即ち吸入空気量が多い間に機械圧縮比が大きくされると実圧縮比が高くなり、斯くしてノッキングが発生することになる。一方、上述したように燃焼室５内に供給すべき吸入空気量を増大させると共に機械圧縮比が小さくされる場合において、機械圧縮比が低下しない間に吸入空気量が増大されると実圧縮比が高くなり、斯くしてノッキングが発生することになる。
本発明による実施例ではこのようなノッキングの発生を阻止するために可変圧縮比機構Ａの作動と可変バルブタイミング機構Ｂの作動との間にタイムラグを持たせてある。次にこのことについて、機関低負荷運転時に吸気弁７のリフト量が図１０（Ａ）において実線で示されるようなリフト量とされる場合を例にとって図１１および図１２を参照しつつ説明する。
図１１は、機関の運転状態が図１０（Ｂ）に示される運転状態から図１０（Ａ）に示される運転状態に変化したときの吸気弁７の開弁時期ＩＯの変化と、吸気弁７の閉弁時期ＩＣの変化と、機械圧縮比の変化とを示している。なお、図１１において（Ｂ）は図１１（Ｂ）に示される運転状態のときを示しており、（Ａ）は図１１（Ａ）に示される運転状態のときを示している。
なお、図１１は、機関の運転状態が図１０（Ｂ）に示される運転状態から図１０（Ａ）に示される運転状態に変化したときに、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ＩＯの変更動作と閉弁時期ＩＣの変更動作とが同時に開始され、同時に完了させるようにした場合を示している。
図１１を参照すると、機関の運転状態が図１０（Ｂ）に示される中高速中高負荷運転から図１０（Ａ）に示される低負荷運転に移行したときに、（Ｉ）に示される例では吸気弁７の開弁時期ＩＯが不干渉領域Ｂ内の目標開弁時期になった後に機械圧縮比の変更動作即ち、増大動作が開始される。一方、（II）に示される例では吸気弁７の開弁時期ＩＯの変更動作が開始された後であって吸気弁７の開弁時期ＩＯが不干渉領域θ内の目標開弁時期になる前に機械圧縮比の変更動作、即ち増大動作が開始される。また、（III）に示される例では吸気弁７の開弁時期ＩＯの変更動作が開始されたときに機械圧縮比の変更動作が開始されるがこのときの機械圧縮比の変更速度は遅くされている。
図１１の（Ｉ），（II），（III）で示される機械圧縮比の変更動作を包括的に表現すると、機関の運転状態が図１０（Ｂ）に示される中高速中高負荷運転から図１０（Ａ）に示される低負荷運転に移行したときに、吸気弁７の開弁時期ＩＯが不干渉領域θ内の目標開弁時期になった後に機械圧縮比が最大となるように吸気弁７の開弁時期ＩＯの変更動作に対して機械圧縮比の変更動作が遅くらされる。
このように吸気弁７の開弁時期ＩＯの変更動作に対して機械圧縮比の変更動作が遅らされると燃焼室５内に供給される吸入空気量が減少しないうちに機械圧縮比が高くされることはなく、斯くしてノッキングが発生するのを阻止することができる。
図１２は、機関の運転状態が図１０（Ａ）に示される運転状態から図１０（Ｂ）に示される運転状態に変化したときの吸気弁７の開弁時期ＩＯの変化と、吸気弁７の閉弁時期ＩＣの変化と、機械圧縮比の変化とを示している。なお、図１１において（Ａ）は図１１（Ａ）に示される運転状態のときを示しており、（Ｂ）は図１１（Ｂ）に示される運転状態のときを示している。
なお、図１２も図１１と同様に、機関の運転状態が図１０（Ａ）に示される運転状態から図１０（Ｂ）に示される運転状態に変化したときに、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ＩＯの変更動作と閉弁時期ＩＣの変更動作とが同時に開始され、同時に完了させるようにした場合を示している。
図１２を参照すると、機関の運転状態が図１０（Ａ）に示される低負荷運転から図１０（Ｂ）に示される中高速中高負荷運転に移行したときに、（Ｉ）に示される例では機械圧縮比が機関運転状態に応じた目標機械圧縮比まで低下した後に吸気弁７の開弁時期ＩＯの変更動作が開始される。一方、（II）に示される例で機械圧縮比が機関運転状態に応じた目標機械圧縮比まで低下する途中で吸気弁７の開弁時期ＩＯの変更動作が開始される。また、（III）に示される例でも機械圧縮比が機関運転状態に応じた目標機械圧縮比まで低下する途中で吸気弁７の開弁時期ＩＯの変更動作が開始されるが、この例では吸気弁７の開弁時期ＩＯの変更動作が開始されたときに機械圧縮比の変更速度、即ち低下速度が遅くされる。
図１２の（Ｉ），（II），（III）で示される機械圧縮比の変更動作を包括的に表現すると、機関の運転状態が図１０（Ａ）に示される低負荷運転から図１０（Ｂ）に示される中高速中高負荷運転に移行したときに、機械圧縮比を低下させる機械圧縮比の変更動作が開始された後に吸気弁７の開弁時期ＩＯの変更動作を開始するようにしている。
このように機械圧縮比の変更動作が開始された後に吸気弁の開弁時期の変更動作が開始されると機械圧縮比が高いときに燃焼室５内に供給される吸入空気量が増大されることはなく、斯くしてノッキングが発生するのを阻止することができる。
図１３は機関負荷の変化量が少なく、従って吸気弁７の開弁時期ＩＯ、吸気弁７の閉弁時期ＩＣおよび機械圧縮比の変更量が少ないときを示している。このときには図１３に示されるように吸気弁７の開弁時期ＩＯの変更動作、吸気弁７の閉弁時期ＩＣの変更動作および機械圧縮比の変更動作が同時に開始され、ほぼ同時に完了する。
図１４を参照すると、吸気弁７の目標開弁時期ＩＯは機関負荷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内に記憶されている。また、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の目標閉弁時期ＩＣが機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として図１４（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。
一方、図１４（Ｄ）は各機関回転数Ｎ1，Ｎ2，Ｎ3，Ｎ4（Ｎ1＜Ｎ2＜Ｎ3＜Ｎ4）に対する目標実圧縮比と機関負荷Ｌとの関係を示している。前述したように図１４（Ｄ）のＮ1で示される如く機関低回転時には機関負荷Ｌにかかわらずに目標実圧縮比がほぼ一定に保持されており、目標実圧縮比は機関回転数が高くなるほど高くされる。なお、実圧縮比をこの目標実圧縮比とするのに必要な機械圧縮比ＣＲが機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として図１４（Ｃ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。
次に図１５を参照しつつ運転制御ルーチンについて説明する。
図１５を参照すると、まず初めにステップ１００において機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ2よりも高いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ2のときにはステップ１０１に進んで図１４（Ａ）に示すマップから吸気弁７の開弁時期ＩＯが算出され、図１４（Ｂ）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１０４に進む。これに対し、ステップ１００においてＬ＜Ｌ2であると判別されたときにはステップ１０２に進んで吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期とされ、次いでステップ１０３において吸入空気量がスロットル弁１９により制御される。次いでステップ１０４に進む。
ステップ１０４では機関負荷Ｌが図９に示される負荷Ｌ1よりも低いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ1のときにはステップ１０５に進んで図１４（Ｃ）に示すマップから機械圧縮比ＣＲが算出される。次いでステップ１０７に進む。一方、ステップ１０４においてＬ＜Ｌ1であると判断されたときにはステップ１０６に進んで機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比とされる。次いでステップ１０７に進む。
ステップ１０７では機関負荷の変化量ΔＬの絶対値｜ΔＬ｜が設定値ＸＬよりも大きいか否かが判別される。｜ΔＬ｜＞ＸＬであるときにはステップ１０８に進んで機関負荷の変化量ΔＬが負であるか否かが判別される。ΔＬ＜０のとき、即ち機関負荷が設定値ＸＬ以上低下したときにはステップ１０９に進んで図１１に示される如く吸気弁７の開弁時期ＩＯおよび閉弁時期ＩＣが変化するように可変バルブタイミング機構Ｂが駆動され、図１１の（Ｉ），（II），（III）のいずれかの変化パターンでもって、即ち吸気弁７の開弁時期ＩＯおよび閉弁時期ＩＣの変更動作に対し遅れて機械圧縮比が変化するように可変圧縮比機構Ａが駆動される。
これに対しステップ１０８においてΔＬ≧０であると判別されたとき、即ち機関負荷が設定値ＸＬ以上増大したときにはステップ１１０に進んで図１２の（Ｉ），（II），（III）のいずれかの変化パターンでもって機械圧縮比が変化するように可変圧縮比機構Ａが駆動され、図１２に示される如く機械圧縮比の変更動作に対し遅れて吸気弁７の開弁時期ＩＯ、および閉弁時期ＩＣが変化するように可変バルブタイミング機構Ｂが駆動される。
一方、ステップ１０７において｜ΔＬ｜≦ＸＬであると判別されたとき、即ち機関負荷の変化量ΔＬが小さいときにはステップ１１１に進んで図１３に示されるように吸気弁７の開弁時期ＩＯの変更動作、吸気弁７の閉弁時期ＩＣの変更動作および機械圧縮比の変更動作が同時に開始され、ほぼ同時に完了するように可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂが駆動される。
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。 吸気弁と排気弁のリフト量を示す図である。 吸気弁の開弁時期ＩＯと閉弁時期ＩＣおよび機械圧縮比の変化を示す図である。 吸気弁の開弁時期ＩＯと閉弁時期ＩＣおよび機械圧縮比の変化を示す図である。 吸気弁の開弁時期ＩＯと閉弁時期ＩＣおよび機械圧縮比の変化を示す図である。 吸気弁の開弁時期ＩＯのマップ等を示す図である。 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 (20)

  1. 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の開弁時期および閉弁時期を個別に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吸気下死点から離れる方向に移動せしめることによって要求負荷に応じた量の吸入空気が燃焼室内に供給され、機関低負荷運転時には２０以上の最大の膨張比が得られるように機械圧縮比を最大にすると共に、少くとも機械圧縮比が最大とされている期間中は吸気弁の開弁時期をピストンとの干渉が生じない吸気上死点の不干渉領域内の目標開弁時期に維持するようにした火花点火式内燃機関。
  2. 機関低負荷運転時における実圧縮比が機関中高負荷運転時と同じ実圧縮比とされる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
  3. 機関低回転時には機関負荷にかかわらずに上記実圧縮比が機関中高負荷運転時の実圧縮比に対して±１０％の範囲内とされる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
  4. 機関回転数が高くなるほど上記実圧縮比が高くされる請求項３に記載の火花点火式内燃機関。
  5. 機関の運転状態が中高速中高負荷運転から機械圧縮比が最大とされる低負荷運転に移行したときには、吸気弁の開弁時期が上記不干渉領域内の目標開弁時期になった後に機械圧縮比が最大となるように吸気弁の開弁時期の変更動作に対して機械圧縮比の変更動作が遅らされる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
  6. 機関の運転状態が中高速中高負荷運転から機械圧縮比が最大とされる低負荷運転に移行したときには、吸気弁の開弁時期が上記不干渉領域内の目標開弁時期になった後に機械圧縮比の変更動作が開始される請求項５に記載の火花点火式内燃機関。
  7. 機関の運転状態が中高速中高負荷運転から機械圧縮比が最大とされる低負荷運転に移行したときには、吸気弁の開弁時期の変更動作が開始された後であって吸気弁の開弁時期が上記不干渉領域内の目標開弁時期になる前に機械圧縮比の変更動作が開始される請求項５に記載の火花点火式内燃機関。
  8. 機関の運転状態が中高速中高負荷運転から機械圧縮比が最大とされる低負荷運転に移行したときには、機械圧縮比の変更速度が遅くされる請求項５に記載の火花点火式内燃機関。
  9. 機械圧縮比が最大とされている低負荷運転から中高速中高負荷運転に機関の運転状態が移行したときには、機械圧縮比を低下させる機械圧縮比の変更動作が開始された後に吸気弁の開弁時期の変更動作を開始するようにした請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
  10. 機械圧縮比が最大とされている低負荷運転から中高速中高負荷運転に機関の運転状態が移行したときには、機械圧縮比が機関運転状態に応じた目標機械圧縮比まで低下した後に吸気弁の開弁時期の変更動作が開始される請求項９に記載の火花点火式内燃機関。
  11. 機械圧縮比が最大とされている低負荷運転から中高速中高負荷運転に機関の運転状態が移行したときには、機械圧縮比が機関運転状態に応じた目標機械圧縮比まで低下する途中で吸気弁の開弁時期の変更動作が開始される請求項９に記載の火花点火式内燃機関。
  12. 機械圧縮比が最大とされている低負荷運転から中高速中高負荷運転に機関の運転状態が移行したときには、吸気弁の開弁時期の変更動作が開始されたときに機械圧縮比の変更速度が遅くされる請求項９に記載の火花点火式内燃機関。
  13. 吸気弁の閉弁時期は、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まで吸気下死点から離れる方向に移動せしめられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
  14. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では燃焼室内に供給される吸入空気量が機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によらずに吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
  15. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域ではスロットル弁が全開状態に保持される請求項１４に記載の火花点火式内燃機関。
  16. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によって燃焼室内に供給される吸入空気量が制御される請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
  17. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では負荷が低くなるほど空燃比が大きくされる請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
  18. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に保持される請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
  19. 上記機械圧縮比は機関負荷が低くなるにつれて限界機械圧縮比まで増大せしめられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
  20. 上記機械圧縮比が上記限界機械圧縮比に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が上記限界機械圧縮比に保持される請求項１９に記載の火花点火式内燃機関。
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