JP5114046B2 - 可変膨張比エンジン - Google Patents

Description

本発明は、可変膨張比エンジン、特に可変膨張比エンジンの膨張比制御に関するものである。

従来の可変圧縮比（膨張比）エンジンとして、特許文献１に示すものがある。

特許文献１に記載の可変圧縮比エンジンは、ピストンを支持する浮動レバーが第１のコネクティングロッドを介してクランク軸に連結され、クランク軸のクランクピンを中心として回動するように設けられる。ピストンがシリンダ内を往復運動し、ピストンの往復運動を浮動レバーと第１のコネクティングロッドを介してクランク軸の回転運動として取り出す。

モータが偏心軸を回転させ、偏心軸の偏心により第２のコネクティングロッドを介して偏心軸と連結した浮動レバーがクランク軸のクランクピンを中心に回動する。浮動レバーの回動により、ピストンの上死点位置とシリンダとの相対位置が変更して内燃機関の圧縮比が変更される。

そして、各気筒毎、若しくは各気筒を共通してノッキングまたはノッキングの前兆を検出するセンサと、回動機構を駆動させ、各気筒の圧縮比を同時に変更させる制御手段とを備え、制御手段は、センサにより各気筒いずれかのノッキングまたはノッキングの前兆を検知した場合に、各気筒の圧縮比を同時に低下させるようにした。

また、吸排気弁の開閉時期制御を行うエンジンとして、特許文献２に記載のものがある。

これは、筒状のスリーブに連通孔を穿設し、エンジンブロック内に連通孔に連通する作動油給排通路を形成する。一方、スリーブ内に摺動可能に嵌挿されて、内部に油室が形成されたタペットに連通孔に連通するように通路手段を穿設する。

そして、スリーブとタペットの相対変位により通路手段と連通孔とが遮断されて、油室内に摺動可能に嵌挿された作動ピストンがタペットと一体的に駆動され、弁が開閉する。言い換えると、通路手段と連通孔とが遮断されるまで油室内の油の出入りがあり、作動ピストンが駆動されない。したがって、スリーブを駆動する駆動手段とこの駆動手段を制御する制御手段とを設け、制御手段が、運転状態検出手段からの情報に基づいて駆動手段によりスリーブを所定量駆動することで、通路手段と連通孔とが遮断されるまでの距離（＝時間）を制御して、バルブタイミングを変更するように構成したものである。

そして、可変圧縮比エンジンが低回転領域運転時、エンジン始動時あるいはエンジン冷間時であると判断すると、吸気弁または排気弁のバルブタイミングを遅開け／早閉じ（すなわち小作動角）にするとともに、可変圧縮比エンジンが高回転領域で運転されていると判断すると、吸気弁または排気弁のバルブタイミングを早開け／遅閉じ（すなわち大作動角）とする。
特開２０００−０７３８０４号公報 特開平８−１７７４２９号公報

圧縮比（膨張比）を可変とするエンジンにおいて、通常は低負荷運転領域において機関最高圧縮比に設定し、燃費を低減するが、所定の低負荷以下で運転する場合において膨張比が高すぎると、膨張行程後半の排気弁が開く直前において、筒内圧力が大気圧よりも低くなってしまう、いわゆる負の仕事が発生し、燃費が悪化するという課題を発明者らが見出した。このことは、吸気弁のバルブタイミングを遅明け／早閉じとしたことにより、吸気弁の閉じ時期が下死点よりも大幅に早まり、この結果として実質的な圧縮比が膨張比に比して低下した場合に顕著である。

特許文献１に記載の可変圧縮比エンジンにおいては、ノッキングの回避のために、高負荷運転領域においてノッキングが生じる場合に圧縮比を下げることを目的としており、低負荷領域においては燃費を向上させるために、高い圧縮比（膨張比）を使うことを前提としている。

また、引用文献２に記載の吸排気弁の開閉時期制御を備えたエンジンにおいては、高回転でのガス交換効率を上げる（残留ガスをできるだけ減らして新気をたくさん吸入する）ことを目的として排気弁開時期を制御するが、低負荷の燃費を良くするための制御内容は記載されていない。

本発明は、このような従来の問題点に着目してなされたものであり、所定の低負荷領域での燃費の悪化を防止する可変膨張比エンジンを提供することを目的としている。

本発明は、エンジンの膨張比を可変する膨張比可変手段と、エンジン負荷を検出する負荷検出手段と、前記膨張比可変手段を制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、前記負荷が所定負荷より低い場合に、膨張比を前記負荷が前記所定負荷に等しい時の膨張比に比して小さくなるように制御し、前記所定負荷は、膨張比を小さくする前記制御を行わないと膨張行程後期の排気弁が開く前にシリンダ内の圧力が負圧となる負荷であることを特徴とする可変膨張比エンジンである。

本発明では、所定負荷未満で生じる負の仕事の発生を防止し、燃費の悪化を抑制することができる。

図１は、本発明による可変膨張比エンジンの第１実施形態を示す図である。本発明を適用する可変膨張比エンジンは、ピストンとクランクシャフトとを２つのリンクで連結する複リンク機構による可変膨張比エンジン（以下「複リンク式可変膨張比エンジン」という）である。この複リンク式可変膨張比エンジンは、ピストンとクランクシャフトとを１つのリンク（コンロッド）で連結し、膨張比が一定である通常のエンジンに比べて、ピストンが上死点付近に滞在する期間が長いという特性がある（詳細は、例えば特開２００２−２８５８５７号公報）。

まず、本発明を適用する複リンク式可変膨張比エンジンについて説明する。

複リンク式可変膨張比エンジン１０は、ピストン３２とクランクシャフト３３とを２つのリンク１１、１２で連結するとともに、コントロールリンク１３でリンク１１、１２を制御して複リンク式可変膨張比エンジン１０の膨張比を変更する。リンクは、ピストン３２と連結するアッパリンク（第１リンク）１１と、アッパリンク１１に接続するとともに、クランクシャフト３３に連結するロアリンク（第２リンク）１２とで構成される。

アッパリンク１１は、上端をピストンピン２１を介してピストン３２に連結し、下端を連結ピン２２を介してロアリンク１２の一端に連結する。ピストン３２は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック３１のシリンダ３１ａ内を往復動する。ロアリンク１２は、一端を連結ピン２２を介してアッパリンク１１に連結し、他端を連結ピン２３を介してコントロールリンク１３に連結する。また、ロアリンク１２は、連結ピン２２、２３が位置する両端間のほぼ中央の連結孔に、クランクシャフト３３のクランクピン３３ｂを挿入し、クランクシャフト３３の回転軸と平行なクランクピン３３ｂの中心軸回りに回転する。ロアリンク１２は左右の２部材に分割可能に構成される。なお、連結ピン２２、２３、クランクピン３３ｂは、クランクシャフト方向に延出して設置される。

クランクシャフト３３は、複数のジャーナル３３ａとクランクピン３３ｂとを備える。ジャーナル３３ａは、シリンダブロック３１及びラダーフレーム３４によって回転自在に支持される。クランクピン３３ｂの中心軸は、ジャーナル３３ａの中心から所定量偏心しており、クランクピン３３ｂにロアリンク１２の連結孔が回転自在に連結する。

コントロールリンク１３は、先端に連結ピン２３を挿入し、ロアリンク１２の一端に回動可能に連結する。またコントロールリンク１３は、他端をコントロールシャフト２５に形成され、クランクシャフト３３の回転軸と平行方向に延出する連結ピン２４を介してコントロールシャフト２５に連結する。コントロールシャフト２５は、クランクシャフト３３の回転軸と平行に設置された棒状部材であり、その外周部にはラックギアが形成されており、そのラックギヤがアクチュエータ５１の回転軸５２に設けられたピニオン５３に噛合する。アクチュエータ５１の伸縮によってコントロールシャフト２５が回転させられ、連結ピン２４が回転移動し、コントロールリンク１３は、この連結ピン２４を中心として揺動する。なお、請求項中の上死点位置可変手段は、アッパリンク１１と、ロアリンク１２及びコントロールリンク１３から構成される。

コントローラ７０は、アクチュエータ５１を制御してコントロールシャフト２５を回転させて複リンク式可変膨張比エンジン１０の膨張比を変更する。膨張比の変更方法については、図２を用いて説明する。またコントローラ７０は、吸気ポートに設けられた燃料噴射弁４１の燃料噴射を制御する。さらにコントローラ７０は、図示しないシリンダヘッドに設けられた点火プラグ４２の点火時期を制御する。また排気弁６１は、後述のようにその開閉タイミングを変更可能であり、コントローラ７０は、その排気弁６１の開閉タイミングを制御してＥＧＲ量を調整する。コントローラ７０は、中央演算装置（ＣＰＵ）、読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）及び入出カインターフェース（Ｉ／Ｏインタフェース）を備えたマイクロコンピュータで構成される。コントローラ７０を複数のマイクロコンピュータで構成してもよい。

このような複リンク式可変膨張比エンジン１０とすることで、可変膨張を可能とするエンジンであっても、エンジンサイズが大きくなることを抑制し、また、ピストンの上死点位置を容易に変更することができる。さらには、ピストンのストローク特性を単振動に近付けることができ、これによりエンジンの振動が減少でき、音振性能に優れたエンジンとすることができる。

図２は、複リンク式可変膨張比エンジン１０による膨張比変更方法を説明する図である。

コントローラ７０に制御されるコントロールシャフト２５を所定量回転して、連結ピン２４の位置を変更することで、複リンク式可変膨張比エンジン１０の膨張比が所定値に変更される。例えば図２（Ａ）、図２（Ｃ）に示すように連結ピン２４を、クランクピン３３ｂがピストン上死点に対応する角度に位置する時にアッパリンク１１が垂直方向に配置される位置Ａにすれば、上死点にある時のピストン３２の位置が最も高い位置となり、つまり上死点位置が最も高くなり高膨張比になる。

そして図２（Ｂ）、図２（Ｃ）に示すように、連結ピン２４を位置Ａから反時計方向に回転して位置Ｂにすると、コントロールリンク１３が上方へ押し上げられ、連結ピン２３の位置が上がる。これによりロアリンク１２はクランクピン３３ｂを中心として反時計方向に回転し、連結ピン２２が図示左下方に下がり、ピストン上死点（ＴＤＣ）におけるピストン３２の位置が下降する。したがって膨張比が低膨張比になる。

このようにして、コントローラ７０は、コントロールシャフト２５の連結ピン２４の位置を制御することで、ピストン３２の位置を制御し、複リンク式可変膨張比エンジン１０の圧縮比（膨張比）を可変制御することができる。

図３に、複リンク式可変膨張比エンジン１０でのオットーサイクルのＰ−Ｖ線図を示す。図中、実線が後述する所定負荷以上の場合の線図を示し、破線が所定負荷未満時に本実施形態の可変膨張比制御を実施しない場合の線図を示し、一点鎖線が所定負荷未満時に本実施形態の可変膨張比制御を実施した場合の線を示す。

所定負荷未満でのエンジン運転状態において、破線で示すように、所定負荷以上の場合に比して吸気量を制限して負荷を制御する。そして、このシリンダ内の混合ガス量が少なくシリンダ内圧力が大きく上昇しない条件では、膨張工程後半で排気弁６１が閉じているためにシリンダ内圧力が負圧となり、いわゆる負の仕事が生じる（図中斜線部で示す）。なお、所定負荷とは、この膨張工程後半に負圧が生じる負荷条件である。つまり、所定負荷以上の運転状態では、実線で示すように負の仕事は生じない。また、発明者らの知見では、この負の仕事が発生する所定負荷領域は、高い圧縮比（膨張比）でのみ発生するものと考えられ、予め実験等により負の仕事が生じる膨張比と負荷との関係を求めておく。

この負の仕事が生じることによる効率（燃費）の低下を防止するため、本実施形態では、図２において説明したような膨張比の可変制御を実施して、実質的な膨張比を低下させることで、負の仕事が生じることを抑制する。図において膨張比を可変制御した場合を一点鎖線で示し、膨張比を小さくすることにより、負圧が生じることはなく、負の仕事の発生を防止することができる。

図４は、複リンク式可変膨張比エンジン１０を用いた場合の負荷と膨張比（圧縮比）との関係を示す図である。この図によると負の仕事が生じる第１の所定負荷未満では、この所定負荷と等しい時の膨張比に比して膨張比が小さくなるように可変制御される。より具体的には、負荷が小さくなるほどに膨張比（圧縮比）が小さくなるように可変制御される。一方、第１の所定負荷以上で第２の所定負荷までは効率向上のため、複リンク式可変膨張比エンジン１０の最大圧縮比に設定され、第２の所定負荷以上では、ノッキングを防止するため負荷が大きくなるほどに圧縮比は徐々に小さく設定される。

図５は、コントローラ７０が実施する複リンク式可変膨張比エンジン１０の可変膨張比制御の制御内容を説明するためのフローチャートである。

まずステップＳ１で、エアーフローメータの検出信号に基づいて負荷を演算し、ステップＳ２で、演算した負荷と負の仕事に基づき設定する所定負荷とを比較し、演算した負荷が所定負荷より小さければ膨張工程後半で負の仕事が生じる恐れがあるため、ステップＳ３に進み、複リンク式可変膨張比エンジン１０の膨張比を図４の特性に従って低下させ、制御を終える。また、ステップＳ２で演算した負荷が所定負荷以上であれば制御を終える。

このように本実施形態は、複リンク式可変膨張比エンジン１０の膨張工程後半において、シリンダ内に負圧が生じる所定負荷未満の場合には、所定負荷以上の場合に比して膨張比を低下させる。膨張比を低下させることにより、負圧の発生が抑制され、燃費の向上を図ることができる。

図６は、第２の実施形態としての複リンク式可変膨張比エンジン１０に備えられるバルブタイミング制御装置の一実施例を示す斜視図、図７は、その要部の切欠断面図である。

バルブタイミング制御装置として、特開２００３−４９６１６号公報に記載される装置を適用することができる。例えば、このバルブタイミング制御装置を排気側のカムシャフトに備え、バルブタイミング制御装置を用いてコントローラ７０により排気弁６１の開閉時期を制御する。以下、このバルブタイミング制御装置１００について説明する。

バルブタイミング制御装置（排気弁開時期可変手段）１００は、第１回転体としての円筒状のハウジング１０１と、このハウジング１０１内に収容された第２回転体としてのロータ１０２と、図示しない油圧供給弁と、この油圧供給弁を制御する図示しないコントローラ７０とから構成される。ハウジング１０１の一端面には、カムスプロケット１０３が固定されており、図示しないクランクシャフト３３のクランクスプロケットとの間に図示しないタイミングチェーンが巻き掛けられている。また、ロータ１０２は、ハウジング１０１に対し後述するように所定角度だけ相対回転可能となっており、かつ排気弁６１を開閉する図示しないカムシャフトの端部にセンターボルト１０４によって固定されている。

つまり、ハウジング１０１がクランクシャフト３３に同期して回転し、このハウジング１０１とともにロータ１０２が回転してカムシャフトが駆動される所定の状態から、ハウジング１０１とロータ１０２とを相対回転させることによって、カムシャフトのクランクシャフト３３に対する位相が遅進する構成となっている。なお、ハウジング１０１およびロータ１０２は、カムシャフトの回転中心に対し同軸状に配置されている。

ロータ１０２は、その回転中心方向から半径方向に延びる複数個、例えば３個のベーン１０５を備えている。具体的には、ロータ１０２は内周側に環状部１０６を有し、この環状部１０６からほぼ一定の角度間隔（図では１２０°）でもって３個のベーン１０５がハウジング１０１側に延出している。

一方、ハウジング１０１の内部には、ロータ１０２の環状部１０６側に延出し、環状部１０６にその先端部が接する凸部１０８がほぼ一定の角度間隔（図では１２０°）で３箇所、設けられている。隣接する凸部１０８間には扇状の凹部１０７が形成され、この凹部１０７にロータ１０２のベーン１０５がそれぞれ配置される。凹部１０７の周方向長さがベーン１０５の周方向長さより長いため、ハウジング１０１に対してロータ１０２が周方向に所定量だけ相対回転可能に形成される。

そして、各凹部１０７内は、ベーン１０５により、２つの隔室に区画され、この隔室は圧力室として、一方が進角側油圧室１０９が、他方が遅角側油圧室１１０として区画されている。従って、コントローラ７０の制御により、進角側油圧室１０９へ油圧制御弁を通じて油圧が供給されると排気弁６１のバルブタイミングが進角する方向、図では時計方向へロータ１０２が相対回転し、または遅角側油圧室１１０へ油圧が供給されると排気弁６１のバルブタイミングが遅角する方向、図では反時計方向へロータ１０２が相対回転する。なお、このバルブタイミング制御装置１００では、ハウジング１０１とロータ１０２との相対回転位置を変更することで排気弁のバルブタイミングを制御するため、排気弁６１の閉時期の進角制御に伴って、開時期も進角制御される。つまり、排気弁６１の閉時期が進角補正されれば、同じ補正量だけ開時期が進角補正される。

このようにして、コントローラ７０が複リンク式可変膨張比エンジン１０の運転条件に応じてハウジング１０１内に形成された油圧室１０９、１１０への油圧の供給を制御することにより、ハウジング１０１とロータ１０２との相対回転位置を変更して排気弁６１のバルブタイミングを制御することができる。

図８は他のバルブタイミング制御装置を示す図である。

他のバルブタイミング制御装置２００は、例えば特開平１１−１０７７２５号に開示された機構を用いたものである。これについて図８及び図９を参照して吸気弁２１２に適用した場合について以下、説明する。

このバルブタイミング制御装置（吸気弁開時期可変手段）２００は、吸気弁２１２のリフト量を制御するリフト量制御アクチュエータ２０１と、吸気弁２１２の位相角を制御する位相角制御アクチュエータ２０２と、リフト量制御アクチュエータ２０１と位相角制御アクチュエータ２０２とを制御するエンジンコントローラ７０とを有する。

バルブタイミング制御装置２００は、シリンダヘッドに摺動自在に設けられた吸気弁２１２と、シリンダヘッド上部に回転自在に支持された駆動軸２１３と、駆動軸２１３に固設された駆動カム２１５と、駆動軸２１３の上方位置に回転自在に支持された制御軸２１６と、制御軸２１６に制御カム２１７を介して揺動自在に支持されたロッカアーム２１８と、吸気弁２１２の上端部に伝達部材であるバルブリフタ２１９を介して配置された揺動カム２２０とを備える。また、駆動カム２１５とロッカアーム２１８とはリンクアーム２２５によって連係されるとともに、ロッカアーム２１８と揺動カム２２０がリンク部材２２６によって連係されている。

駆動軸２１３と制御軸２１６は、図示しないクランクシャフトと平行に配置され、駆動軸２１３は、一端部に設けられた従動スプロケット等を介して複リンク式可変膨張比エンジン１０のクランクシャフト３３からトルクが伝達され、回転する。

図９は、バルブタイミング制御装置２００の駆動軸方向から見た構成図である。

ロッカアーム２１８は、中央に有する基部２１８ａが制御カム２１７に回転自在に支持されている。また、基部２１８ａの一端に突設された一端部２１８ｂには、ピン２２１を圧入するピン孔２１８ｄが貫通形成されている。基部２１８ａの他端に突設された他端部２１８ｃには、リンク部材２２６の一端部２２６ａと連結するピン２２８を圧入するピン孔２１８ｅが形成されている。

制御カム２１７は、円筒状であり、制御軸２１６の外周に固定されている。制御カム２１７の軸心Ｐ１の位置は、制御軸２１６の軸心Ｐ２からαだけ偏倚している。

揺動カム２２０には、駆動軸２１３が嵌挿されて回転自在に支持される支持孔２２２ａが貫通形成されている。また揺動カム２２０には、ロッカアーム２１８の他端部２１８ｃ側に位置するカムノーズ側の端部２２３にピン孔２２３ａが貫通形成されている。さらに揺動カム２２０の下面には、基円面２２４ａと、基円面２２４ａからカムノーズの先端縁側に円弧状に延びるカム面２２４ｂとが形成されており、基円面２２４ａとカム面２２４ｂとが、揺動カム２２０の揺動位置に応じてバルブリフタ２１９の上面所定位置に当接する。

リンクアーム２２５は、比較的大径な円環状の基部２２５ａと、基部２２５ａの外周面所定位置に突設された突出端２２５ｂとを備え、基部２２５ａの中央位置には、駆動カム２１５のカム本体２１５ａの外周面に回転自在に嵌合する嵌合孔２２５ｃが形成されている。また突出端２２５ｂには、ピン２２１が回転自在に挿通するピン孔２２５ｄが貫通形成されている。

リンク部材２２６は、両端部２２６ａ、２２６ｂにピン挿通孔２２６ｃ、２２６ｄを貫通形成される。このピン挿通孔２２６ｃ、２２６ｄには、ロッカアーム２１８の他端部２１８ｃと揺動カム２２０の端部２２３の各ピン孔２１８ｅ、２２３ａに圧入したピン２２８、２２９の端部が回転自在に挿通する。そして、リンク部材２２６と各ピン孔２１８ｅ、２２３ａに圧入したピン２２８、２２９とによって連係機構が構成されている。

制御軸２１６は、一端部に設けられたリフト量制御アクチュエータ２０１によって所定回転角度範囲内で回転するように制御される。また駆動軸２１３は、一端部に設けられた位相角制御アクチュエータ２０２によって所定回転角度範囲内で回転するように制御される。リフト量制御アクチュエータ２０１及び位相角制御アクチュエータ２０２は、エンジンの運転状態を検出するコントローラ７０からの制御信号によって駆動する。

コントローラ７０は、クランク角センサの検出信号に基づいてエンジン回転数を演算し、エアーフローメータの検出信号に基づいて負荷を演算し、水温センサの検出信号に基づいて水温を検出する。コントローラ７０は、このようにして演算または検出した現在の機関運転状態に基づいて、リフト量制御アクチュエータ２０１及び位相角制御アクチュエータ２０２に制御信号を出力する。

続いて図１０、１１を用いてバルブタイミング制御装置２００の作用を説明する。

まず、吸気弁２１２のリフト量を小さくする場合には、コントローラ７０からの制御信号によってリフト量制御アクチュエータ２０１及び位相角制御アクチュエータ２０２を一方に回転駆動する。すると図１０（Ａ）、（Ｂ）に示すように、制御カム２１７は、軸心Ｐ１が制御軸２１６の軸心Ｐ２から右上方の回動位置に保持され、厚肉部２１７ａが駆動軸２１３から上方向に離間移動する。このため、ロッカアーム２１８は、全体が駆動軸２１３に対して上方向へ移動し、揺動カム２２０は、リンク部材２２６を介して端部２２３が強制的に若干引き上げられて全体が右方向へ回動する。

図１０（Ａ）、（Ｂ）に示すように駆動カム２１５が回転してリンクアーム２２５を介してロッカアーム２１８の一端部２１８ｂを押し上げると、そのリフト量がリンク部材２２６を介して揺動カム２２０及びバルブリフタ２１９に伝達されるが、そのリフト量は図１０（Ｂ）に示すように比較的小さい。

したがって、このようにした場合には、図１２に示すようにバルブリフト量が小さくなるとともに、吸気弁２１２の開時期が遅くなり、排気弁６１とのバルブオーバーラップが小さくなる。このため、燃費の向上と機関の安定した回転を得られる。

一方、吸気弁２１２のリフト量を大きくする場合には、コントローラ７０からの制御信号によってリフト量制御アクチュエータ２０１及び位相角制御アクチュエータ２０２を反対方向に回転駆動する。すると図１１（Ａ）、（Ｂ）に示すように制御軸２１６が、制御カム２１７を図１０に示す位置から時計方向に回転させ、軸心Ｐ１（厚肉部２１７ａ）を下方向へ移動させる。このため、ロッカアーム２１８は、今度は全体が駆動軸２１３方向（下方向）に移動して他端部２１８ｃが揺動カム２２０の上端部２２３をリンク部材２２６を介して下方へ押圧して揺動カム２２０全体を所定量だけ時計方向へ回動させる。

揺動カム２２０のバルブリフタ２１９上面に対する下面の当接位置が図１１（Ａ）、（Ｂ）に示すように右方向位置に移動する。このため、図１０に示すように駆動カム２１５が回転してロッカアーム２１８の一端部２１８ｂをリンクアーム２２５を介して押し上げると、バルブリフタ２１９に対するそのリフト量は図１１（Ｂ）に示すように大きくなる。

したがって、このようにした場合には、図１２に示すようにバルブリフト量も大きくなるとともに、吸気弁２１２の開時期が早くなるとともに閉時期が遅くなる。この結果、吸気充填効率が向上し、十分な出力を確保することができる。

次に図１３、図１４を用いて本実施形態のバルブタイミング制御内容について説明する。図１３は、複リンク式可変膨張比エンジン１０の負荷と吸排気弁のバルブタイミングとの関係を示す。

まず、高膨張比を維持することで負の仕事が生じ燃費を悪化させる所定負荷以上の場合においては、排気弁６１が開く開時期は、出力向上や燃費向上等を鑑みて一定時期（図では膨張工程の下死点の前）に制御される。一方、所定負荷未満の場合には、排気弁６１の開時期を進角補正して早めるように制御する。つまり、排気弁６１の開時期を膨張工程の下死点より一層早いタイミングに補正し、エンジンの膨張比を実質的に低下させるように制御する。この際の進角量はエンジン負荷が小さくなるほど大きく、早まるように設定される。このような制御により、負荷が低いほど膨張比が低下して、負の仕事の発生を抑制して燃費を向上することができる。なお、バルブタイミング制御装置１００を用いることで排気弁６１の開時期の進角制御に伴い、排気弁６１が閉じる閉時期も早まり、進角制御される。

所定負荷未満での排気弁６１の進角制御に伴い、吸気弁２１２の開時期も進角制御する。吸気弁２１２と排気弁６１とをそれぞれ進角制御することにより、吸排気弁のオーバーラップ期間を維持することができ、内部ＥＧＲ量の変化による異常燃焼を防止することができる。

吸気弁２１２の閉時期は吸気工程の下死点より進角側に設定され、エンジン負荷が小さくなるほど、進角するように設定される（吸気弁閉時期可変手段）。このような吸気弁２１２のバルブタイミング制御により吸気量を制限して、スロットル弁による吸気量制御を実施する内燃機関に比してポンピングロスを低減し、燃費を向上することができる。

図１４は、コントローラ７０が実施する排気弁６１のバルブタイミング制御の制御内容を説明するためのフローチャートである。なお、この制御は、本実施形態で説明した吸排気弁のバルブタイミング制御とともに、第１の実施形態で説明した複リンク式可変膨張比エンジン１０の可変膨張比制御を合わせて行うものであり、排気弁６１のバルブタイミング制御装置１００の応答性と膨張比を変化させるコントロールリンク１３等からなる可変膨張比機構の応答性とが略同じ場合の制御である。

まずステップＳ１で、エアーフローメータの検出信号に基づいて負荷を演算し、ステップＳ２で演算した負荷と所定負荷とを比較し、演算した負荷が所定負荷より小さければステップＳ１１に進み、ステップＳ１１で膨張工程後半で負の仕事が生じる恐れがあるため、排気弁６１の開時期を進角補正し、制御を終える。また、ステップＳ２で演算した負荷が所定負荷以上であれば制御を終える。

したがって、排気弁６１のバルブタイミング制御装置１００の応答性と膨張比を変化させる可変膨張比機構の応答性とが略同じ場合には排気弁６１のバルブタイミング制御を優先適用して膨張比制御を行うようにする。なお、バルブタイミング制御とともに可変膨張比機構による膨張比制御を実行してもよい。

図１５に、図１３と図１４で説明した吸排気弁のバルブタイミング制御を行った場合のオットーサイクルのＰ−Ｖ線図を示す。図中、実線が所定負荷以上の場合の線図を示し、破線が所定負荷未満時に、本実施形態の吸排気弁のバルブタイミング制御を実施しない場合の線図を示し、一点鎖線が所定負荷未満時に本実施形態のバルブタイミング制御を実施した場合の線を示す。

所定負荷未満でのエンジン運転状態において、破線で示すように、図１３で説明した吸気弁２１２の閉時期制御により吸気量を制限して負荷を制御する。そして、このシリンダ内の混合ガス量が少なくシリンダ内圧力が大きく上昇しない条件では、膨張工程後半で排気弁６１が閉じているためにシリンダ内圧力が負圧となり、いわゆる負の仕事が生じる。なお、所定負荷とは、この膨張工程後半に負圧が生じる負荷条件である。つまり、所定負荷以上の運転状態では、実線で示すように負の仕事は生じない。発明者らの知見では、この負の仕事が発生する所定負荷領域は、高い膨張比を有するエンジンでのみ発生するものと考えられ、予め実験等により求めておく。

この負の仕事が生じることによる効率の低下を防止するため、本実施形態では、バルブタイミング制御機構１００により、排気弁６１の開時期を進角補正することで、実質的な膨張比を低下させて負の仕事が生じることを抑制する。

この排気弁６１の開時期を進角補正した場合を一点鎖線で示し、負の仕事が生じるタイミングで排気弁６１が開くことにより、シリンダ内の圧力は大気圧に維持され、負圧が生じることはなく、負の仕事の発生を防止し、燃費の悪化を抑制することができる。

図１６は、本発明による第３実施形態としての複リンク式可変膨張比エンジン１０に備えられるピストン構造を示す図であり、図１６（Ａ）は斜視図であり、図１６（Ｂ）は図１６（Ａ）のＢ−Ｂ断面図であり、図１６（Ｃ）は図１６（Ａ）のＣ−Ｃ断面図である。また図１７はピストン挙動を示す図である。なお、第３の実施形態の複リンク式可変膨張比エンジン１０の構成としては、排気弁６１のバルブタイミング制御装置を、図６と図７に示した開時期の変化により閉時期も従属的に変化するものに代えて、図８から図１１に示した開時期と閉時期とをそれぞれ独立して設定することができるバルブタイミング制御装置を用いるものとして、以下に説明する。

まず、この実施形態のピストン３２は、図１６（Ｃ）に示されているようにピストンスカート３２ａが部分的に大幅に短縮されている点に特徴を有する。ピストン３２の外形状は、ピストンリングが設置される冠部３２ｂと、その下部のピストンスカート３２ａとから形成され、ピストンスカート３２ａは、クランクシャフト３３回転時に、そのカウンターウェイト３３ｃと干渉する干渉部が削除され、ピストン３２が下死点にいる場合には、ピストン３２のピストンピンが一対のカウンターウェイト３ｃ間に位置するように構成される（図１６（Ａ）参照）。このようなピストン３２を採用することでピストンストロークをピストン径より大きく拡大し、膨張比（圧縮比）を大きくすることができる。

膨張比を大きくするピストン３２を採用するために、複リンク式可変膨張比エンジン１０を構成するアッパリンク１１、ロアリンク１２及びコントロールリンク１３の長さを第１の実施形態の構成から変更して最適化し、特にアッパリンク１１は最小限の長さとして、ピストンストロークの延長を達成する。

このような構成により、エンジンのストロークを延長することにより、高い膨張比を達成しつつ、燃焼室の形状が扁平化することがなく、燃焼状態が悪化することを防止できる。また、ストロークの延長化により、エンジンのサイズを大型化することなく大排気量化が可能となり、出力を向上でき、または排気量が同じ場合には、エンジンサイズを小型化し、エンジンルーム内のレイアウト性向上や軽量化を図ることができる。

なお、このような構成にするためにはピストンスカート３２ａの強度が課題となるが、図１７（Ｂ）に示すように、複リンク機構の特性を利用し、ピストン３２の上死点位置においてアッパリンク１１が略直立にすることでピストン３２にかかる横方向荷重（スラスト荷重）を低減できる。これにより、ピストンスカート部の強度は確保される。

第３の実施形態の吸排気弁のバルブタイミング制御装置は、開時期と閉時期とをそれぞれ独立して制御できるものであり、図１８は、このバルブタイミング制御装置を用いた場合の複リンク式可変膨張比エンジン１０の負荷と吸排気弁のバルブタイミングとの関係を示す。

まず高膨張比を維持することで負の仕事が生じ燃費を悪化させる所定負荷以上の場合においては、排気弁６１の閉時期は、エンジン負荷に拘わらず吸気工程の上死点直後の一定時期に制御される。一方、排気弁６１の開時期は負の仕事が生じる所定負荷以上の場合には膨張工程の下死点直前の一定時期に制御されるが、所定負荷未満の場合には、排気弁６１の開時期を進角補正して下死点直前から早めるように制御する。この際の進角量はエンジン負荷が小さくなるほど大きく、早まるように設定される。

また、吸気弁２１２の開時期は、エンジン負荷に拘わらず排気工程の上死点直前の一定時期に制御される。このように排気弁６１の閉時期と吸気弁２１２の開時期とを負荷にかかわらず一定に設定し、排気弁６１の閉時期と吸気弁２１２の開時期のオーバーラップ期間を同一とすることで、内部ＥＧＲ量の変化による異常燃焼を防止することができる。

図１９は、コントローラ７０が実施する排気弁６１のバルブタイミング制御の制御内容を説明するためのフローチャートである。なお、この制御は、本実施形態で説明した吸排気弁のバルブタイミング制御とともに、第１の実施形態で説明した複リンク式可変膨張比エンジン１０の可変膨張比制御を合わせて行うことも可能であり、この場合には、エンジン１０の膨張比の実質的な設定範囲をより広げることができる。この制御は、排気弁６１のバルブタイミング制御装置の応答性が、膨張比を変化させるコントロールリンク１３等からなる可変膨張比機構の応答性より遅い場合の制御である。この場合には、可変膨張比機構の応答性を優先して、可変膨張比機構での膨張比制御をまず実施した後、応答性の遅い吸排気弁のバルブタイミング制御での膨張比制御を行うようにする。応答性のよい制御を優先することで、応答遅れによる燃費の悪化を抑制することができる。

まずステップＳ１で、エアーフローメータの検出信号に基づいて負荷を演算し、ステップＳ２で演算した負荷と所定負荷とを比較し、演算した負荷が所定負荷より小さければステップＳ２１に進み、ステップＳ２１で可変膨張比制御を行い、膨張比を低下させる。続くステップ１１では、膨張工程後半で負の仕事が生じる恐れがあるため、排気弁６１の開時期を進角補正し、ステップＳ２２で膨張比を大きくする可変膨張比制御を実施して、制御を終える。一方、ステップＳ２で演算した負荷が所定負荷以上であれば制御を終える。

このような制御を行うことで、可変膨張比の応答速度を損じることなく、所定負荷未満での負の仕事が生じることを防止し、可変膨張比の応答速度と燃費の向上とを両立させることができる。

以上説明した実施形態に限定されることなく、その技術的思想の範囲内において種々の変形や変更が可能であり、それらも本発明と均等であることは明白である。

本発明による複リンク式可変膨張比エンジンの第１実施形態を示す図である。 複リンク式可変膨張比エンジンによる膨張比変更方法を説明する図である。 負の仕事を説明するオットーサイクルのＰ‐Ｖ線図である。 複リンク式可変膨張比エンジンの負荷と膨張比（圧縮比）の関係を示す図である。 可変膨張比制御の制御内容を説明するためのフローチャートである。 排気弁のバルブタイミング制御装置の斜視図である。 排気弁のバルブタイミング制御装置の切欠断面図である。 吸気弁のバルブタイミング制御装置の構成図である。 吸気弁のバルブタイミング制御装置の駆動軸方向から見た構成図である。 吸気弁のリフト量を小さくしたときのバルブタイミング制御装置の最小揺動状態及び最大揺動状態を示す図である。 吸気弁のリフト量を大きくしたときのバルブタイミング制御装置の最小揺動状態及び最大揺動状態を示す図である。 バルブタイミング制御装置で調整した吸気弁のリフトと作動角との関係を示す図である。 第２の実施形態の吸気弁と排気弁の開閉時期を示す図である。 排気弁のバルブタイミング制御の制御内容を説明するためのフローチャートである。 負の仕事を説明するオットーサイクルのＰ‐Ｖ線図である。 本発明による可変膨張比エンジンの第２実施形態のピストン構造を示す図である。 ピストン挙動を示す図である。 第３の実施形態の吸気弁と排気弁の開閉時期を示す図である。 排気弁のバルブタイミング制御の制御内容を説明するためのフローチャートである。

符号の説明

１０ 複リンク式可変膨張比エンジン
１１ アッパリンク（第１リンク）
１２ ロアリンク（第２リンク）
１３ コントロールリンク（第３リンク）
２１ ピストンピン
２２ 連結ピン
２３ 連結ピン
２４ 連結ピン
２５ コントロールシャフト
３２ ピストン
３３ クランクシャフト
６１ 排気弁
７０ コントローラ（制御手段）
１００ バルブタイミング制御装置（排気弁開時期可変手段）
２００ バルブタイミング制御装置（吸気弁開時期可変手段）
２１２ 吸気弁

Claims (15)

1. エンジンの膨張比を可変する膨張比可変手段と、
   エンジン負荷を検出する負荷検出手段と、
   前記膨張比可変手段を制御する制御手段とを備え、
   前記制御手段は、前記負荷が所定負荷より低い場合に、膨張比を前記負荷が前記所定負荷に等しい時の膨張比に比して小さくなるように制御し、
   前記所定負荷は、膨張比を小さくする前記制御を行わないと膨張行程後期の排気弁が開く前にシリンダ内の圧力が負圧となる負荷であることを特徴とする可変膨張比エンジン。
2. 前記制御手段は、前記負荷が所定負荷より低い場合に、負荷が低いほど前記膨張比を小さくなるように制御することを特徴とする請求項１に記載の可変膨張比エンジン。
3. 前記膨張比可変手段は、排気弁の開時期を可変とする排気弁開時期可変手段を備え、
   前記制御手段は、前記負荷が所定負荷より低い場合に、前記排気弁の開時期を進めることにより膨張比を小さくすることを特徴とする請求項１または２に記載の可変膨張比エンジン。
4. 前記排気弁開時期可変手段は、前記排気弁の開時期のみを可変とすることを特徴とする請求項３に記載の可変膨張比エンジン。
5. 前記排気弁開時期可変手段は、前記排気弁の開時期を進めた進角量だけ前記排気弁の閉時期を進めることを特徴とする請求項３に記載の可変膨張比エンジン。
6. 前記膨張比可変手段は、吸気弁の開時期を可変とする吸気弁開時期可変手段を備え、
   前記制御手段は、前記負荷が所定負荷より低い場合に、前記排気弁の開閉時期を進めるとともに、前記吸気弁の開時期を進めることを特徴とする請求項５に記載の可変膨張比エンジン。
7. 前記膨張比可変手段は、ピストンの上死点位置を可変とする上死点位置可変手段を備え、
   前記制御手段は、前記負荷が所定負荷より低い場合に、ピストンの上死点位置を下げることにより膨張比を小さくすることを特徴とする請求項１から６のいずれか一つに記載の可変膨張比エンジン。
8. 上死点位置可変手段は、ピストンとクランク軸との間を連結する複数のリンクからなり、少なくとも一つのリンクの動作を規制して膨張比を小さくすることを特徴とする請求項７に記載の可変膨張比エンジン。
9. 前記複数のリンクは、前記ピストンにピストンピンを介して連結される第１リンクと、
   この第１リンクに揺動可能に連結されるとともに前記クランク軸に回転可能に連結する第２リンクと、この第２リンクと揺動可能に連結されるとともに、前記第２リンクの揺動を規制する第３リンクとからなることを特徴とする請求項８に記載の可変膨張式エンジン。
10. 前記ピストンと前記クランク軸とを１本のコンロッドを介して連結する通常のエンジンに比して、前記ピストンのストローク特性が単振動に近い特性を有することを特徴とする請求項７から９のいずれか一つに記載の可変膨張比エンジン。
11. 前記ピストンのストローク量を前記ピストンの径より大きくしたことを特徴とする請求項１から１０のいずれか一つに記載の可変膨張比エンジン。
12. 前記ピストンは、前記ピストンが下死点にある場合において、前記クランク軸方向から見て、前記クランク軸のカウンタウェイトと前記ピストンのピストンピンとがオーバーラップするとともに、前記カウンタウェイトに干渉する前記ピストンのスカート部を除去するようにしたことを特徴とする請求項７から１１のいずれか一つに記載の可変膨張比エンジン。
13. 前記膨張比可変手段として、排気弁の開時期を可変とする排気弁開時期可変手段とピストンの上死点位置を可変とする上死点位置可変手段とを備え、
    検出した負荷が前記所定負荷より低い場合には、前記膨張比可変手段のうち応答性のよい前記可変手段を用いて膨張比を小さくすることを特徴とする請求項１または２に記載の可変膨張比エンジン。
14. 前記膨張比可変手段として、排気弁の開時期を可変とする排気弁開時期可変手段とピストンの上死点位置を可変とする上死点位置可変手段とを備え、
    検出した負荷が前記所定負荷より低い場合には、前記排気弁開時期可変手段を用いて膨張比を小さくすることを特徴とする請求項１または２に記載の可変膨張比エンジン。
15. 前記膨張比可変手段として、吸気弁の閉時期を可変とする吸気弁閉時期可変手段を備え、
    前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期を下死点前に設定し、負荷に応じて前記吸気弁の閉時期を進めることを特徴とする請求項３から１４のいずれか一つに記載の可変膨張比エンジン。