JP5082938B2

JP5082938B2 - 火花点火式内燃機関

Info

Publication number: JP5082938B2
Application number: JP2008058211A
Authority: JP
Inventors: 大輔秋久
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2008-03-07
Filing date: 2008-03-07
Publication date: 2012-11-28
Anticipated expiration: 2028-03-07
Also published as: JP2009215913A

Description

本発明は火花点火式内燃機関に関する。

機関始動時には通常機関温度が低く、従って吸気ポート内に燃料を噴射するようにした内燃機関では機関始動時に燃料噴射を行うと噴射燃料の一部が液状の形で吸気ポート内壁面や吸気弁弁体の背面上に付着し、燃焼室内に燃料を噴射するようにした内燃機関では機関始動時に燃料噴射を行うと噴射燃料の一部が液状の形でピストン頂面上やシリンダ内壁面上に付着する。これら付着した燃料の一部は蒸発する。従って機関始動時における燃料噴射量は付着燃料量や付着燃料から蒸発する燃料量を考慮に入れて燃焼室内に最適な可燃混合気が形成されるように定められている。

例えば車両が高地で運転された場合のように大気圧が低くなると付着した燃料からの蒸発作用は活発となり、その結果燃焼室内に形成される混合気は過濃となる。この場合、燃焼室内に最適な濃度の可燃混合気を形成するには機関始動時における燃料噴射量を減少させる必要がある。そこで機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた火花点火式内燃機関において、大気圧が低下したときには機関始動時における燃料噴射量を減少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）。
特開２００７−２４７５８８号公報

しかしながら機関始動時における付着燃料の蒸発量に対しては圧力よりも温度の方が大きな影響を与える。例えば吸気弁の閉弁時期を吸気下死点と圧縮上死点の間で制御可能な可変バルブタイミング機構を具備しており、機関始動時には吸気弁の閉弁時期を予め定められた始動時閉弁時期に制御するようにした内燃機関では始動時閉弁時期によって圧縮行程時における燃焼室内の混合気温度が大きく変化し、その結果付着燃料の蒸発量が大きく変化する。

即ち、圧縮行程時においてピストンが上昇しているときに吸気弁が開弁している間は燃焼室内の空気或いは混合気は吸気ポート内に吹き戻され、従って特に機関始動時にはこの間、燃焼室内の空気或いは混合気は圧縮されていないようにみえる。しかしながら圧縮行程時には吸気弁のリフト量は小さくなっており、従って燃焼室から吸気ポート内への空気又は混合気の流出が抑制されているために圧縮行程時には吸気弁が開弁していたとしても燃焼室内の空気或いは混合気は断熱圧縮作用を受けることになる。その結果、吸気ポート内に吹き戻される空気又は混合気は温度上昇することになる。

この場合、吸気弁が閉弁するまで行われるこの断熱圧縮作用は吸気弁の閉弁時期が遅くなるほど強くなるので吸気弁の閉弁時期が遅くなるほど吸気ポートに吹き戻される空気或いは混合気の温度が上昇する。その結果、吸気弁の閉弁時期が遅くなるほど付着燃料の蒸発量が増大することになる。従ってこの場合、燃焼室内に最適な濃度の混合気を形成するには吸気弁の閉弁時期が遅くなるほど機関始動時における燃料噴射量を減少させる必要がある。

そこで本発明では、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点と圧縮上死点の間で制御可能な可変バルブタイミング機構と機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構とを具備した火花点火式内燃機関において、機関始動時には吸気弁の閉弁時期が予め定められた始動時閉弁時期に制御され、始動時閉弁時期は機関始動時における機関冷却水温が低くなるにつれて早められ、同一の機関冷却水温のもとでは始動時閉弁時期が遅らされるほど機関始動時の燃料噴射量が減少せしめられ、更に機関始動時には大気圧が低いほど機械圧縮比が高くされ、イグニッションスイッチがオフからオンに切換えられたときに機械圧縮比が大気圧に応じた機械圧縮比となるように可変圧縮比機構が駆動され、次いでスタータスイッチがオンにされているか否かが判別され、スタータスイッチがオンにされているときには機械圧縮比が大気圧に応じた機械圧縮比になったか否かが判別され、機械圧縮比が大気圧に応じた機械圧縮比になったときにスタータモータの駆動が開始される。

機関始動時に吸気弁の閉弁時期にかかわらずに燃焼室内に最適な混合気を形成することができる。

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。また、シリンダブロック２には機関冷却水温を検出するための水温センサ２４が取付けられる。

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、空燃比センサ２３および水温センサ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。また入力ポート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。更に入力ポート３５には大気圧を検出するための大気圧センサ４３の出力信号が入力される。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電気駆動のアクチュエータ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。この場合、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期は吸気下死点と圧縮上死点との間で制御される。

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は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は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。従って本発明による実施例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。

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。まず初めに図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。

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。

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。

次に機関始動時における燃料噴射弁１３からの燃料噴射制御および吸気弁７の閉弁時期について説明する。
図１０は機関始動時における機関回転数の変化と燃料噴射量Ｑの変化を示している。機関を始動すべくスタータモータによりクランキングが行われているときには機関回転数Ｎは２００ｒ．ｐ．ｍ程度で回転せしめられており、この間各気筒の燃料噴射弁１３からは始動時燃料Ｑが順次噴射される。次いでいずれかの気筒で爆発が生じると機関回転数Ｎが上昇を開始する。本発明では図１０に示されるようにクランキングが開始されてから機関回転数Ｎが４００ｒ．ｐ．ｍ程度まで上昇する間を始動期間或いは始動時と称しており、この始動期間中に各燃料噴射弁１３から噴射される燃料量を機関始動時の燃料噴射量Ｑ或いは始動時燃料噴射量Ｑと称している。

さて、本発明による第１実施例では機関始動時には機械圧縮比が最大機械圧縮比とされており、まず初めにこの場合について説明する。
機関始動時には機関温度が低いほど着火燃焼しずらくなり、この場合良好な着火燃焼を確保するには実圧縮比を上昇させることが必要となる。そこで本発明による実施例では図１１に示されるように機関始動時における機関温度が低いほど、即ち機関始動時における機関冷却水温ＴＷが低いほど実圧縮比が高くされる。

ところで前述したように機関始動時には機械圧縮比が最大機械圧縮比とされており、このように機関圧縮比が固定されている場合には吸気弁７の閉弁時期を早めると実圧縮比が高くなる。従って図１２（Ａ）に示されるように本発明による実施例では機関始動時には機関冷却水温ＴＷが低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期ＩＣが早められる。

さて、前述したように本発明による実施例ではカム位相変更部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。ところが機関始動時には通常油圧が発生しておらず、従ってカム位相変更部Ｂ１による吸気弁７の閉弁時期ＩＣの制御は困難である。従って機関始動時には電気駆動のアクチュエータ９１を備えたカム作用角変更部Ｂ２によって吸気弁７の閉弁時期ＩＣが制御される。なお無論この場合、カム位相変更部Ｂ１も電気駆動式にすることもできる。

一方、実圧縮比が同一でも大気圧が低下すると圧縮端における燃焼室５内の圧力は低下する。従って機関始動時における吸気弁７の閉弁時期ＩＣを定めるに当っては大気圧を考慮した方が好ましいことになる。そこで本発明による実施例では図１２（Ｂ）に示されるように吸気弁７の閉弁時期ＩＣに対する補正量が大気圧の関数として定められている。図１２（Ｂ）からわかるように機関始動時における閉弁時期ＩＣは同一の機関冷却水温のもとでは機関始動時における大気圧が低いほど早められる。

本発明による実施例では機関始動時における吸気弁７の閉弁時期ＩＣは図１２（Ａ）に示される閉弁時期ＩＣと図１２（Ｂ）に示される補正量との和として求められる。この機関始動時における吸気弁７の閉弁時期ＩＣ、即ち始動時閉弁時期ＩＣは機関冷却水温ＴＷと大気圧の関数として図１２（Ｃ）に示されるようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。本発明では機関始動時には吸気弁７の閉弁時期がこの予め定められた始動時閉弁時期ＩＣに制御される。

図１３は機関始動時における吸気弁７の閉弁時期ＩＣ、即ち始動時閉弁時期ＩＣと、吸気ポート８内に吹き戻す混合気温との関係を示している。前述したように圧縮行程時においてピストン４が上昇しているときに吸気弁７が開弁している間は燃焼室５内の混合気は吸気ポート８内に吹き戻され、従って特に機関始動時にはこの間、燃焼室５内の混合気は圧縮されていないようにみえる。

しかしながら圧縮行程時には吸気弁７のリフト量は小さくなっており、従って燃焼室５から吸気ポート８内への混合気の流出が抑制されているために圧縮行程時には吸気弁７が開弁していたとしても燃焼室５内の混合気は断熱圧縮作用を受けることになる。その結果、吸気ポート８内に吹き戻される混合気は温度上昇することになる。

この場合、吸気弁７が閉弁するまで行われるこの断熱圧縮作用は吸気弁７の閉弁時期ＩＣが遅くなるほど強くなるので図１３に示されるように吸気弁７の閉弁時期ＩＣが遅くなるほど吸気ポート８に吹き戻される混合気の温度が上昇する。なお、図１３においてＣＩ₁は高負荷運転時における吸気弁７の閉弁時期を示しており、ＣＩ₄は吸気弁７の限界閉弁時期を示しており、ＣＩ₂，ＣＩ₃はＣＩ₁とＣＩ₄との間の吸気弁７の閉弁時期を示している。図１３から吸気弁７の閉弁時期ＩＣがＣＩ₁から限界閉弁時期ＣＩ₄に近づくに従って吹き返し混合気温が上昇することがわかる。

吸気ポート８内に吹き戻された混合気はサージタンク１２内を通って各気筒の吸気ポート８内に送り込まれる。従って吹き返し混合気温が上昇すると各気筒の吸気ポート８の内壁面や吸気弁７の弁体背面上に付着した燃料からの蒸発量が増大する。即ち、機関始動時には吸気弁７の閉弁時期ＩＣが遅くなるほど付着燃料の蒸発量が増大することになる。

このように付着燃料の蒸発量が増大したときに燃焼室５内に最適な濃度の混合気を形成するには燃料噴射量を減少させる必要がある。そこで本発明では図１４に示されるように同一の機関冷却水温ＴＷのもとでは始動時閉弁時期ＩＣが遅らされるほど機関始動時の燃料噴射量Ｑが減少せしめられる。なお、図１４におけるＣＩ₁〜ＣＩ₄は図１３に示されるＣＩ₁〜ＣＩ₄と同じである。また、図１４から同一の始動時閉弁時期ＣＩ₁〜ＣＩ₄のもとでは機関始動時における機関冷却水温ＴＷが低いほど機関始動時の燃料噴射量Ｑが増大せしめられることがわかる。図１４に示される関係は予めＲＯＭ３２内に記憶されている。

図１５は第１実施例を実行するための機械圧縮比の制御ルーチンを示している。
図１５を参照するとまず初めにステップ１００において機関の運転が停止されたか否かが判別される。機関の運転が停止されたときにはステップ１０１に進んで機械圧縮比が最大となるように可変圧縮比機構Ａが駆動される。従ってこの第１実施例では機関始動時に機械圧縮比が最大とされている。

図１６は第１実施例を実行するための機関の始動制御ルーチンを示している。
図１６を参照するとまず初めにステップ１１０において始動時であるか否か、即ち図１０に示される始動期間であるか否かが判別される。始動時であるときにはステップ１１１に進んで水温センサ２４により機関冷却水温ＴＷが検出され、次いでステップ１１２では大気圧センサ４３により大気圧が検出される。次いでステップ１１３ではこれら水温ＴＷおよび大気圧に基づいて図１２（Ｃ）に示す関係から吸気弁７の始動時閉弁時期ＩＣが算出される。

次いでステップ１１４では吸気弁７の閉弁時期が算出された始動時閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが駆動される。次いでステップ１１５ではこの始動時閉弁時期ＩＣと機関冷却水温ＴＷから図１４に示される関係に基づいて始動時の燃料噴射量Ｑが算出される。次いでステップ１１６では予め定められた噴射タイミングのときに各燃料噴射弁１３から算出された量Ｑの燃料が噴射される。

図１７および図１８に本発明による第２実施例を示す。この第２実施例では機関始動時に機械圧縮比を大気圧に応じて変化させるようにしている。大気圧が低くなるほど圧縮端における燃焼室５内の圧力は低くなり、従ってこの第２実施例では圧縮端圧力を上昇させるために機関始動時には大気圧が低いほど機械圧縮比ＣＲが高くされる。この第２実施例では機関の運転が開始されるときに機械圧縮比が制御される。

図１８は第２実施例を実行するための機械圧縮比の制御ルーチンを示している。
図１８を参照するとまず初めにステップ１２０においてイグニッションスイッチがオフからオンに切換えられたか否が判別される。イグニッションスイッチがオフからオンに切換えられたときにはステップ１２１に進んで大気圧センサ４３により大気圧が検出され、次いでステップ１２２ではこの大気圧に基づいて図１７に示す関係から機械圧縮比ＣＲが算出される。次いでステップ１２３では機械圧縮比が算出された機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが駆動される。

次いでステップ１２４ではスタータモータを駆動するためのスタータスイッチがオンにされているか否かが判別され、スタータスイッチがオンにされているときにはステップ１２５に進んで可変圧縮機構Ａの駆動処理が完了したか否か、即ち機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲになったか否かが判別される。機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲになったときにステップ１２６に進んでスタータモータの駆動が開始され、図１０に示される始動期間となる。なお、第２実施例を実行するための機関の始動制御ルーチンとしては図１６に示されるルーチンが用いられる。

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。機関始動時における機関回転数の変化と燃料噴射量の変化を示す図である。水温ＴＷと実圧縮比との関係を示す図である。水温ＴＷと吸気弁の閉弁時期ＩＣとの関係を示す図である。吸気弁の閉弁時期ＩＣと吹き戻し混合気温との関係を示す図である。水温ＴＷと始動時燃料噴射量Ｑとの関係を示す図である。機械圧縮比を制御するためのフローチャートである。機関の始動を制御するためのフローチャートである。機械圧縮比ＣＲと大気圧との関係を示す図である。機械圧縮比を制御する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

吸気弁の閉弁時期を吸気下死点と圧縮上死点の間で制御可能な可変バルブタイミング機構と機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構とを具備した火花点火式内燃機関において、機関始動時には吸気弁の閉弁時期が予め定められた始動時閉弁時期に制御され、該始動時閉弁時期は機関始動時における機関冷却水温が低くなるにつれて早められ、同一の機関冷却水温のもとでは該始動時閉弁時期が遅らされるほど機関始動時の燃料噴射量が減少せしめられ、更に機関始動時には大気圧が低いほど機械圧縮比が高くされ、イグニッションスイッチがオフからオンに切換えられたときに機械圧縮比が大気圧に応じた機械圧縮比となるように可変圧縮比機構が駆動され、次いでスタータスイッチがオンにされているか否かが判別され、スタータスイッチがオンにされているときには機械圧縮比が大気圧に応じた機械圧縮比になったか否かが判別され、機械圧縮比が大気圧に応じた機械圧縮比になったときにスタータモータの駆動が開始される火花点火式内燃機関。
上記始動時閉弁時期は同一の機関冷却水温のもとでは機関始動時における大気圧が低いほど早められる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
同一の上記始動時閉弁時期のもとでは機関始動時における機関冷却水温が低いほど機関始動時の燃料噴射量が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。