JP5288048B2 - 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。
軸線回りに回転可能な中空スリーブと、中空スリーブ内に螺設された雌ネジと螺合し中空スリーブが回転せしめられると中空スリーブの軸線方向に移動せしめられる制御ロッドとにより構成される伝達機構を具備しており、制御ロッドがピストンのストロークを制御するリンク機構に連結されており、電気モータにより中空スリーブを回転させることにより制御ロッドを移動させ、それによりピストンのストロークを変化させる、即ち機械圧縮比を変化させるようにした内燃機関が公知である(例えば特許文献1を参照)。
この内燃機関では圧縮圧力や燃焼圧が変化してもピストンストロークが変化しないように、即ち制御ロッドが移動しないように伝達機構が不可逆式に形成されている。
この内燃機関では圧縮圧力や燃焼圧が変化してもピストンストロークが変化しないように、即ち制御ロッドが移動しないように伝達機構が不可逆式に形成されている。
しかしながらこのように不可逆式の伝達機構を用いると電気モータが故障した場合には伝達機構の制御ロッドは動かなくなり、従って機械圧縮比が電気モータ故障時の圧縮比に維持されることになる。この場合、機械圧縮比が高圧縮比に維持されたとするとノッキングが発生する等の問題を生じ、この場合、このような問題が生じないようにするためには機械圧縮比を低下させる必要がある。しかしながら特許文献1はこのようなことに関して何ら考慮が払われていない。
ところで機械圧縮比に加え、吸気弁の閉弁時期を制御するようにした場合には、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対して、燃焼が悪化するために侵入してはならない機関の運転領域、即ち侵入禁止領域が存在している。従って故障時に機械圧縮比を低下させる場合には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せがこの侵入禁止領域内に侵入しないようにする必要がある。
本発明の目的は、可変圧縮比機構が故障したときに良好な燃焼を確保しつつ機械圧縮比を低下させるようにした火花点火式内燃機関を提供することにある。
ところで機械圧縮比に加え、吸気弁の閉弁時期を制御するようにした場合には、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対して、燃焼が悪化するために侵入してはならない機関の運転領域、即ち侵入禁止領域が存在している。従って故障時に機械圧縮比を低下させる場合には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せがこの侵入禁止領域内に侵入しないようにする必要がある。
本発明の目的は、可変圧縮比機構が故障したときに良好な燃焼を確保しつつ機械圧縮比を低下させるようにした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、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を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、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対し侵入禁止領域を設定して機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの侵入禁止領域内に侵入するのを禁止し、可変圧縮比機構が故障したときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を現在の動作点から低機械圧縮比側の要求動作点に向けて侵入禁止領域内に侵入することなく変化させるようにした火花点火式内燃機関が提供される。
可変圧縮比機構が故障したときに機械圧縮比が低下せしめられ、このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は侵入禁止領域内に侵入することがないので良好な燃焼を確保することができる。
図1は火花点火式内燃機関の全体図である。
図2は可変圧縮比機構の分解斜視図である。
図3は図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
図4は可変バルブタイミング機構を示す図である。
図5は吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
図6は機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
図7は理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
図8は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。
図9は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
図10は侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。
図11は侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。
図12は侵入禁止領域を示す図である。
図13は可変圧縮比機構が故障したときの動作点の種々の変化を示す図である。
図14は可変圧縮比機構が故障したときの動作点の種々の変化を示す図である。
図15は図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
図16はウォームとウォームホイールを示す図である。
図17は伝達効率を示す図である。
図18はカムシャフトの回転角度の変化速度を示す図である。
図19は目標動作点と動作点とを示す図である。
図20は目標動作点と動作点とを示す図である。
図21は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。
図22は一定時間における機械圧縮比の変更可能量を示す図である。
図23は一定時間における機械圧縮比の変更可能量を示す図である。
図24は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。
図25は目標動作点と動作点とを示す図である。
図26は目標動作点と動作点とを示す図である。
図27は目標動作点と動作点とを示す図である。
図28は目標動作点と動作点とを示す図である。
図29は目標動作点と動作点とを示す図である。
図30は目標動作点と動作点とを示す図である。
図31は目標動作点と動作点とを示す図である。
図32は目標動作点と動作点とを示す図である。
図33は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。
図34は目標動作点と動作点とを示す図である。
図35は目標動作点と動作点とを示す図である。
図36は目標動作点と動作点とを示す図である。
図37は目標動作点と動作点とを示す図である。
図38は目標動作点と動作点とを示す図である。
図39は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。
図40は目標動作点と動作点とを示す図である。
図41は目標動作点と動作点とを示す図である。
図42は目標動作点と動作点とを示す図である。
図43は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。
図44は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。
図45は駆動モータの故障診断を行うためのフローチャートである。
図46は目標値を算出するためのフローチャートである。
図47は目標値を算出するためのフローチャートである。
図48は可変圧縮比機構等の駆動制御を行うためのフローチャートである。
図49は変形例を説明するための図である。
図50は別の実施例を示す内燃機関の側面断面図である。
図51はウォームおよびウォームホイールの別の実施例を示す図である。
図2は可変圧縮比機構の分解斜視図である。
図3は図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
図4は可変バルブタイミング機構を示す図である。
図5は吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
図6は機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
図7は理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
図8は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。
図9は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
図10は侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。
図11は侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。
図12は侵入禁止領域を示す図である。
図13は可変圧縮比機構が故障したときの動作点の種々の変化を示す図である。
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図15は図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
図16はウォームとウォームホイールを示す図である。
図17は伝達効率を示す図である。
図18はカムシャフトの回転角度の変化速度を示す図である。
図19は目標動作点と動作点とを示す図である。
図20は目標動作点と動作点とを示す図である。
図21は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。
図22は一定時間における機械圧縮比の変更可能量を示す図である。
図23は一定時間における機械圧縮比の変更可能量を示す図である。
図24は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。
図25は目標動作点と動作点とを示す図である。
図26は目標動作点と動作点とを示す図である。
図27は目標動作点と動作点とを示す図である。
図28は目標動作点と動作点とを示す図である。
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図30は目標動作点と動作点とを示す図である。
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図43は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。
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図45は駆動モータの故障診断を行うためのフローチャートである。
図46は目標値を算出するためのフローチャートである。
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図48は可変圧縮比機構等の駆動制御を行うためのフローチャートである。
図49は変形例を説明するための図である。
図50は別の実施例を示す内燃機関の側面断面図である。
図51はウォームおよびウォームホイールの別の実施例を示す図である。
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コンバータ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とシリシダブロック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。電子制御ユニット30の出力信号に応じて駆動モータ59が駆動されると駆動モータ59の回転力はウォーム61,62およびウォームホイール63,64を介してカムシャフト54,55に伝達され、従ってウォーム61とウォームホイール63およびウォーム62とウォームホイール64とは夫々駆動モータ59の回転力を対応するカムシャフト54,55に伝達するための伝達機構65,66を形成していることがわかる。図2に示される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の容積が広い範囲に亘って変更せしめられる。
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、触媒コンバータ20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が、以下本発明について吸気弁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た場合を例にとって説明する。
ところで前述したように図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。
次に図10から図12を参照しつつ侵入禁止領域と、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する基準動作線について説明する。
図10は要求されている機関負荷を得るのに必要な吸入空気量、即ち要求吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とを示している。なお、図10において要求吸入空気量は原点0から離れるに従って増大し、機械圧縮比は原点0から離れるに従って増大する。また、図10において吸気弁閉弁時期は吸気下死点後(ABDC)のクランク角で表されており、従って吸気弁閉弁時期は原点0から離れるに従って遅角される。
一方、図10においてQ1,Q2,Q3,Q4,Q5は夫々同一吸入空気量面を表しており、Q6はスロットル弁17が全開しているスロットル全開面を表している。図10からわかるようにこのスロットル全開面Q6は上に凸の湾曲面からなる。このスロットル全開面Q6の下方の領域では下方にいくほどスロットル開度が小さくなる。
図10においてハッチングで示される領域は各同一吸入空気量面Q1,Q2,Q3,Q4,Q5内における侵入禁止領域を示している。一方、図11は図10の上からみたところを示しており、図12(A)は図10における左側面S1を矢印方向からみたところを示しており、図12(B)は図10における右側面S2を矢印方向からみたところを示しており、これら図11および図12(A),(B)においてもハッチングで示される領域は侵入禁止領域を示している。
図10、図11、図12(A),(B)から侵入禁止領域は3次元的に広がっており、更にこの侵入禁止領域は高負荷側の領域X1と低負荷側の領域X2との2つの領域からなることがわかる。なお、図10、図11、図12(A),(B)からわかるように高負荷側侵入禁止領域X1は要求吸入空気量が多く、吸気弁閉弁時期が進角側で機械圧縮比が高い側に形成され、低負荷側侵入禁止領域X2は要求吸入空気量が少なく、吸気弁閉弁時期が遅角側で機械圧縮比が低い側に形成される。
さて、図9は要求吸入空気量に対して最小燃費の得られる、吸気弁閉弁時期と機械圧縮比と実圧縮比とスロットル開度の関係を示しており、これらの関係を満たす線が図10および図11において実線Wで示されている。図10からわかるようにこの線Wは同一吸入空気量面Q3よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面Q6上を延びており、同一吸入空気量面Q3よりも吸入空気量が少ない側では右側面S2上を延びている。この同一吸入空気量面Q3は図9の負荷L1に対応している。
即ち、図9においてL1よりも機関負荷が高い領域では機関負荷が高くなるほど、即ち要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁17が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図10のスロットル全開面Q6上における線Wで表されている。即ち、図10に示されるように同一吸入空気量面Q3よりも吸入空気量が多い側では要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁17が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。
一方、図9においてL1よりも機関負荷が低い領域では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、即ち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁17の開度が減少せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図10の右側面S2上における線Wで表されている。即ち、図10に示されるように同一吸入空気量面Q3よりも吸入空気量が少ない側では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、即ち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁17の開度が減少せしめられる。
本願明細書では、要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とが辿る線を動作線と称しており、特に図10に示される線Wは基準動作線と称されている。なお、前述したようにこの基準動作線は最小燃費の得られる最小燃費動作線を示している。
前述したようにこの基準動作線W上では実圧縮比が一定とされている。実圧縮比はスロットル弁17の開度とは無関係であって機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のみによって定まるので図10において基準動作線Wを通り垂直方向に延びる曲面上では同一実圧縮比となる。この場合、この曲面よりも機械圧縮比の高い側では実圧縮比が高くなり、この曲面よりも機械圧縮比の低い側では実圧縮比が低くなる。即ち、大雑把に言うと、高負荷側侵入禁止領域X1は基準動作線W上における実圧縮比よりも実圧縮比の高い領域に位置しており、低負荷側侵入禁止領域X2は基準動作線W上における実圧縮比よりも実圧縮比の低い領域に位置している。
さて、燃費を向上するために実圧縮比を高くするとノッキングが発生し、ノッキングの発生を阻止するために点火時期を遅角させると燃焼が不安定となってトルク変動を生ずる。高負荷側侵入禁止領域X1はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、従って機関運転時には機関の運転状態がこのようなトルク変動を生ずる運転領域内に入らないようにする必要がある。一方、吸入空気量が少なく実圧縮比が低くなると燃焼しずらくなり、スロットル弁17の開度が小さくなって圧縮端圧力が低くなると燃焼が悪化してトルク変動を生ずる。低負荷側侵入禁止領域X2はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、従って機関運転時にはこの運転領域にも機関の運転状態が入らないようにする必要がある。
一方、実圧縮比が高くなるほど燃費が向上し、従ってノッキングやトルク変動を生ずることなく最小の燃費が得られる最小燃費動作線は図10および図11においてWで示されるように高負荷側侵入禁止領域X1の外部において高負荷側侵入禁止領域X1の外縁に沿いつつ延びている。前述したように本発明による実施例ではこの最小燃焼動作線が基準動作線Wとされており、基本的には要求吸入空気量に応じて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの基本動作線W上を移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度が制御される。なお、現在の動作点は相対位置センサ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により常時検出されている。
次に図13から図18を参照しつつ機関運転中に可変圧縮比機構Aの駆動モータ59が故障した場合、即ち可変圧縮比機構Aが故障した場合について説明する。なお、駆動モータ59が故障すると駆動モータ59によって機械圧縮比を制御することができなくなり、従って本発明による実施例では駆動モータ59が故障すると駆動モータ59への電力の供給が停止される。
まず初めに図10および図11と同様な図を示す図13および図14を参照しつつ駆動モータ59が故障したときの問題点および機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の好ましい変化の仕方について説明する。図13および図14には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線W上の点W1にあるときに駆動モータ59が故障した場合と機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線W上の点W2にあるときに駆動モータ59が故障した場合の二つの場合、即ち機械圧縮比が高く、吸気弁閉弁時期が遅角されているときに駆動モータ59が故障した場合が示されている。
さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線W上の点W1にあるときに駆動モータ59が故障し、このとき機械圧縮比を点W1で示される高圧縮比に維持するようにした場合には、要求吸入空気量が増大して吸気弁閉弁時期が進角されると図13および図14において破線WX1で示されるように機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が高負荷側侵入禁止領域X1内に侵入する。その結果、異常燃焼を生ずることになる。
これに対し、このときこのような異常燃焼が生じないように機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を点W1,W2で示される状態に保持すると、即ちスロットル弁17の開度を制御することによって要求吸入空気量に応じ機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が点W1と点W2間の基本動作線W上を移動するように制御すると今度は機関を再始動するときに機関の始動が困難となってしまう。
即ち、機関運転時に吸気弁閉弁時期が点W1,W2に保持されていたとしても、即ち吸気弁閉弁時期が遅角された状態に保持されていたとしても機関運転時には慣性により或る程度の量の吸入空気が燃焼室5内に供給され、斯くして機関の運転が続行される。しかしながら機関始動時には吸入空気の流入に対して慣性が作用しないので燃焼室5内に供給される吸入空気量は機関運転時の半分程度となる。従って吸気弁閉弁時期が遅角された状態に保持されていると機関始動時には吸入空気量が不足し、斯くして機関の始動が困難となってしまう。従って駆動モータ59が故障したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を点W1,W2に保持しておくことはできない。
一方、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線W上の点W2にあるときに駆動モータ59が故障し、このとき機械圧縮比を急速に低下せしめるようにした場合には、図13および図14において破線WX2で示されるように機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が低負荷側侵入禁止領域X2内に侵入する。その結果、異常燃焼を生じることになる。
即ち、上述したように駆動モータ59が故障したときに吸気弁閉弁時期が遅角された状態に保持されていると機関を再始動するときに機関の始動が困難となり、機関を再始動するときに機関の始動を容易にするには駆動モータ59が故障したときに吸気弁閉弁時期を進角させておく必要がある。しかしながらこのとき吸気弁閉弁時期を単に進角させると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が高負荷側侵入禁止領域X1内に侵入してしまう。これに対し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が高負荷側侵入禁止領域X1内に侵入しないように機械圧縮比が急速に低下せしめられると今度は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が低負荷側侵入禁止領域X2内に侵入してしまう。
即ち、駆動モータ59が故障したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が各負荷側侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく吸気弁閉弁時期を進角させるには図13において実線Z1,Z2で示されるように吸気弁閉弁時期を進角させるにつれて機械圧縮比を徐々に低下させることが必要である。即ち、駆動モータ59が故障したときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が容易な機関の再始動を確保しうる要求動作点に向けて侵入禁止領域X1,X2に侵入することなく移動するように機械圧縮比を低下させることが必要である。このことは、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点W1と点W2間の基準動作線W上にないときに駆動モータ59が故障したときも同様である。
従って本発明の基本的な特徴は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構Aと、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Bとを具備しており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対し侵入禁止領域X1,X2を設定して機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が侵入禁止領域X1,X2内に侵入するのを禁止し、可変圧縮比機構Aが故障したときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を現在の動作点から低機械圧縮比側の要求動作点に向けて侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく変化させるようにしたことにある。
図15の左側は図3(C)と同じ状態、即ち機械圧縮比が最大機械圧縮比とされているときを示しており、図15の右側は図3(A)と同じ状態、即ち機械圧縮比が最小機械圧縮比とされているときを示している。本発明による実施例では可変圧縮比機構Aは、駆動モータ59が故障すると、即ち可変圧縮比機構Aが故障すると、燃焼圧によって図15の左側の状態から図15の右側の状態に向けて変化するように構成されており、即ち燃焼圧によって機械圧縮比が徐々に低下するように構成されており、可変圧縮比機構Aが故障して機械圧縮比が徐々に低下するときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が現在の動作点から要求動作点に向けて侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく変化せしめられる。
さて、前述した如く本発明による実施例では図2に示されるように可変圧縮比機構Aは、クランクケース1と、クランクケース1の上方に配置されたシリンダブロック2の相対位置をカムシャフト54,55の回転により変化させて機械圧縮比を変化させるように構成されており、可変圧縮比機構Aは伝達機構65,66を介して駆動モータ59、即ち電動式アクチュエータの出力により駆動されており、各伝達機構65,66は夫々カムシャフト54,55に取付けられたウォームホイール63,64と、ウォームホイール63,64と噛合しかつアクチュエータ59によって回転せしめられるウォーム61,62からなる。
図16はこれら伝達機構65,66のうちの一方の伝達機構65を示しており、図16においてdθはウォーム61の進み角を示している。この進み角dθが小さいとウォーム61によってウォームホイール63を回転させることができるがウォームホイール63によってウォーム61を回転させることができず、このとき伝達機構65は不可逆的となる。これに対し、この進み角dθが大きいとウォーム61によってウォームホイール63を回転させることもできるし、ウォームホイール63によってウォーム61を回転させることもでき、このとき伝達機構65は可逆的となる。
図17は進み角dθと伝達効率との関係を示している。図17において正効率は、ウォーム61によってウォームホイール63を回転させる場合の伝達効率を示しており、図17に示されるようにこの正効率は進み角dθが大きくなるほど高くなる。これに対し、図17において逆効率は、ウォームホイール63によってウォーム61を回転させる場合の伝達効率を示している。図17に示されるようにこの逆効率は進み角dθがほぼ6°以下では零であり、進み角dθがほぼ6°以上になると進み角dθが大きくなるほど高くなる。この場合、逆効率が零ということはウォームホイール63によってウォーム61を回転させることができないことを意味している。
さて、機関の運転が行われているときには燃焼圧によりシリンダブロック2に対しシリンダブロック2を持ち上げる方向の力が常時作用しており、従って各伝達機構65,66のウォームホイール63,64にもシリンダブロック2が上昇する方向への回転力が作用している。従って機関の運転が行われているときに駆動モータ59が故障して駆動モータ59への電力の供給が停止されるとこのときにもウォームホイール63,64には、シリンダブロック2が上昇する方向への回転力が作用していることになる。
このようにウォームホイール63,64に回転力が作用していても逆効率が零の場合にはウォームホイール63,64は回転することができず、従ってこの場合には機械圧縮比は駆動モータ59が故障したときの機械圧縮比に維持される。しかしながら逆効率が正の値を有する場合には、即ち伝達機構65,66が可逆的である場合にはウォームホイール63,64はシリンダブロック2が持ち上がる方向に回転し、斯くして機械圧縮比が低下することになる。そこで本発明では駆動モータ59が故障したときには機械圧縮比が低下するように逆効率が正の値とされている。
即ち、本発明による実施例では可変圧縮比機構Aは電動式アクチュエータ、即ち駆動モータ59への電力の供給が停止されたときに機械圧縮比が徐々に低下するように燃焼圧によって伝達機構65,66が作動せしめられる構造を有していることになる。
図18は或る機関の運転状態において駆動モータ59への電力の供給を停止したときに燃焼圧によってカムシャフト54,55が回転角度Sθ1から回転角度Sθ2まで回転するときの様子を示している。なお、図18には逆効率が20%と、50%と、80%のときのカムシャフト54,55の回転の様子を示している。図18からわかるように逆効率が高くなるほどカムシャフト54,55がSθ1からSθ2まで回転するのに要する時間が短かくなる。
吸気弁閉弁時期を進角させるのにも時間を要し、この時間に比べて機械圧縮比の低下速度が速すぎると図13のWX2で示されるように機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が低負荷側侵入禁止領域X2内に侵入してしまう。この点からみると逆効率は50%以下とすることが好ましい。一方、逆効率が10%以下のときにはウォームホイール63,64に加わる回転力がウォーム61,62に対する静摩擦力を越えないのでウォームホイール63,64は回転せず、ウォームホイール63,64が回転するようにするには逆効率を10%以上にする必要がある。
従って本発明による実施例では逆効率が10%から50%の範囲とされている。言い換えると伝達機構65,66は、燃焼圧によって伝達機構65,66が作動せしめられるときの伝達効率が10パーセントから50パーセントの範囲とされている。なお、図17において逆効率が零から立上がるときの進み角dθはウォームホイール63,64とウォーム61,62との間の動摩擦係数の値によって変化し、図17は動摩擦係数が0.1の場合を示している。なお、この動摩擦係数の値が異っても好ましい逆効率の範囲は変化しない。
次に本発明による機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度の制御の仕方について基本的な制御の仕方から説明する。この基本的な制御の仕方が図19から図21に示されている。
即ち、図19は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線W上のm点における値に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられた場合を示している。ところで本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、この予め定められた時間毎に算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線W上の動作点が順次算出される。この要求吸入空気量を満たす動作点、即ち要求動作点の一例が図19においてa1,a2,a3,a4,a5,a6で示されている。即ち、この例では要求吸入空気量が増大せしめられた後に最初に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がa1であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がa2であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がa3である。
要求動作点が変化すると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は新たな要求動作点に向けて変化する。即ち、図19に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は要求動作点がa1とされるとm点からa1点に向けて変化し、要求動作点がa2とされると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はa2に向けて変化する。この場合、要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達すれば機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は何の問題もなく要求動作点の変化に追従して変化する。しかしながら要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達しない場合には問題を生ずる場合がある。
即ち、図19において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点mにあるときに要求動作点a1となったときには機械圧縮比および吸気弁時期は変化せず、このとき要求吸入空気量を満たすべくスロットル弁17の開度が増大せしめられる。アクチュエータ16によるスロットル弁17の開度変化の応答性は極めて早く、従って要求動作点がa1になると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はm点からa1点にただちに移る。
次いで要求動作点がa2になると機械圧縮比がわずかばかり低下せしめられかつ吸気弁閉弁時期がわずかばかり進角されつつスロットル弁17が全開せしめられる。このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は次の要求動作点a3が算出される頃には要求動作点a2の近くまで到達する。このとき到達する機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図19の上方からみたところを示す図20において動作点b2で示されている。
要求動作点a3が算出されると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は動作点b2から要求動作点a3に向けて移動を開始する。即ち、スロットル弁17が全開の状態で機械圧縮比は低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は進角せしめられる。ところが可変圧縮比機構Aによる機械圧縮比変化の応答性および可変バルブタイミング機構Bによる吸気弁7の閉弁時期変化の応答性はそれほど早くなく、特に可変圧縮比機構Aによる機械圧縮比変化の応答性はかなり遅い。従って要求吸入空気量の増大速度が速い場合には要求動作点と機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点とが次第に離れていくことになる。例えば図20において要求動作点がa6まで移動したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点が依然としてb2付近に位置するような状態が生ずる。
しかしながらこのような場合、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。即ち、この場合、吸気弁閉弁時期を進角させることにより動作点が侵入禁止領域X1内に侵入しそうになったときには吸気弁閉弁時期の進角作用が停止され、次いで機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられる。機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられると吸気弁閉弁時期が再び進角され、動作点が侵入禁止領域X1内に侵入しそうになると吸気弁閉弁時期の進角作用が停止される。以下、これが繰返される。
即ち、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が侵入禁止領域X1の外縁に沿ってジグザグ状に移動することになり、斯くして機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性が得られないことになる。
そこで本発明では要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が現在の動作点から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期をこの目標動作点に向けて変化させるようにしている。
次にこの本発明を具体化した一実施例についてスロットル全開面Q6を示す図20を参照しつつ説明する。前述したように図20は要求動作点がa3になったときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がb2である場合を示している。この場合において矢印R2は機械圧縮比が要求動作点a3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表しており、矢印S2は吸気弁閉弁時期が要求動作点a3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表している。また、図20においてc2は現在の動作点b2から要求吸入空気量を満たす要求動作点a3に向けて侵入禁止領域X1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を示している。
図20に示されるように要求吸入空気量が増大せしめられかつ動作点b2および要求動作点a3がスロットル全開面Q6上にあるときにはこの目標動作点c2は基準動作線W上に、図20に示される例では最小燃費動作線W上に位置する。即ち、図20に示される例では、スロットル弁17が全開状態に維持されているときには目標動作点は侵入禁止領域X1の外部であって侵入禁止領域X1の外縁に沿って延びる最小燃費動作線W上を移動せしめられる。
また、図20において要求動作点がa6であるときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がbiであったとするとこの場合にも目標動作点は基準動作線W上の点ciとされる。なお、図20において矢印Riは同様に機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量を表しており、矢印Siは吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量を表している。
このように図20に示される例では動作点がb2であるときに目標動作点c2が算出されると一定時間後に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は目標動作点c2に到達する。このとき現在の動作点c2から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域X1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な次の新たな目標動作点が算出され、動作点は一定時間後にこの新たな目標動作点に到達する。この場合、本発明による実施例では機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はPID(比例積分微分)制御によって目標動作点に到達せしめられる。
このように図20に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は基準動作線Wに沿って停滞することなく滑らかに移動する。即ち、図19において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期がm点に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は図21において矢印で示されるように基準動作線Wに沿って停滞することなく滑らかに変化せしめられる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性を確保することができることになる。
この場合、要求吸入空気量に対する機関の応答性を更に向上するためには目標動作点c2,ciを夫々対応する現在の動作点b2,biからできる限り離すことが好ましい。従って本発明による実施例では目標動作点c2,ciは対応する現在の動作点b2,biから要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域X1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点b2,biから最も離れた動作点とされている。
即ち、現在の動作点がb2の場合には動作点b2からの機械圧縮比の到達限界が目標動作点c2とされ、吸気弁閉弁時期についてはこの目標動作点c2は動作点b2からの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。従ってこのときには機械圧縮比は可能な最大速度でもって低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で進角される。これに対し、現在の動作点がbiの場合には動作点biからの吸気弁閉弁時期の到達限界が目標動作点ciとされ、機械圧縮比についてはこの目標動作点ciは動作点biからの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。従ってこのときには吸気弁閉弁時期は可能な最大速度でもって進角され、機械圧縮比は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で減少せしめられる。
吸気弁閉弁時期の可能な最大変化速度、即ち一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態の影響をほとんど受けず、従って吸気弁閉弁時期の一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態にかかわらず一定となる。これに対し、機械圧縮比の可能な最大変化速度、即ち一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態等の影響を強く受ける。次にこのことについて図22および図23を参照しつつ説明する。
図22は一定時間における機械圧縮比の変更可能量、即ち現在の機械圧縮比と一定時間後に到達可能な機械圧縮比との圧縮比差と、機関負荷との関係を示している。なお、図22は機械圧縮比が或る機械圧縮比とされているときの圧縮比変更可能量を示しており、図22において一点鎖線F0は機関が停止しているときの圧縮比変更可能量を示している。また、図22には燃焼圧によって可変圧縮比機構Aに加わるトルクが破線で示されている。このトルクはシリンダブロック2をクランクケース1から引き離す方向に、即ち圧縮比を低下させる方向に作用する。このトルクは破線で示されるように燃焼圧が高くなるほど、即ち機関負荷が高くなるほど大きくなる。
このようにこのトルクは可変圧縮比機構Aに対して圧縮比を低下させる方向に作用するので機械圧縮比を低下させる場合には機械圧縮比は容易に低下し、従ってこの場合には圧縮比変更可能量は大きくなる。図22において実線F1はこの場合の圧縮比変更可能量を示しており、この場合の圧縮比変更可能量は機関負荷が高くなるほど大きくなる。これに対し、このトルクは機械圧縮比の増大に対して抵抗するので機械圧縮比を増大させる場合には機械圧縮比を低下させる場合に比べて圧縮比変更可能量は小さくなる。図22において実線F2は機械圧縮比を増大させる場合の圧縮比変更可能量を示しており、この場合の圧縮比変更可能量は機関負荷が高くなるほど小さくなる。
本発明による一実施例では図22においてF0で示すような基準となる圧縮比変更可能量が予め記憶されており、この基準圧縮比変更可能量を図22においてF1およびF2で示す関係により補正することによって機関負荷に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。即ち、この実施例では要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値を機関負荷に応じて変えるようにしている。
図23はトルクおよび一定時間における機械圧縮比の変更可能量とカムシャフト54,55の回転角度、即ち円形カム58の回転角度との関係を示している。なお、図23において横軸の左端は図3(A)に示される機械圧縮比の最も低い状態のときを示しており、図23において横軸の右端は図3(C)に示される機械圧縮比の最も高い状態のときを示している。また、図23は機関負荷が或る負荷とされているときの圧縮比変更可能量を示しており、図23において破線Taは燃焼圧によって可変圧縮比機構Aに加わるトルクを示している。
さて、図23において一点鎖線G0は機関の運転が停止されているときの圧縮比変更可能量を示している。図3(A),(B),(C)からわかるように機械圧縮比が中間のとき、即ち図3(B)に示されるときにカムシャフト54,55の単位回転角度当りの圧縮比変化量が最も大きくなり、従って図23の一点鎖線G0で示されるように機械圧縮比が中間のときに圧縮比変更可能量は最も大きくなる。
また、図23において破線Taで示されるように燃焼圧によって可変圧縮比機構Aに加わるトルクは図3(B)に示されるとき、即ち機械圧縮比が中間のときに最も高くなる。一方、図23において実線G1は機械圧縮比を低下させる場合を示しており、実線G2は機械圧縮比を増大させる場合を示している。図23に示されるように機械圧縮比を低下させるときの圧縮比変更可能量G1は機械圧縮比を増大させるときの圧縮比変更可能量G2よりも大きくなる。また、機械圧縮比が中間のときに燃焼圧に基づくトルクが最も高くなるのでこのとき圧縮比変更可能量G1は高くなり、圧縮比変更可能量G2は低下する。
本発明による一実施例では図23においてG0で示すような基準となる圧縮比変更可能量が予め記憶されており、この基準圧縮比変更可能量を図23においてG1およびG2で示す関係により補正することによってカムシャフト54,55の回転角度に応じた圧縮比変更可能量が算出される。更にこの圧縮比変更可能量を図22においてF1およびF2で示す関係により補正することによってカムシャフト54,55の回転角度および機関負荷に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。
即ち、この実施例では要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が回転するカム58の回転角度および機関負荷に応じて変化せしめられる。
なお、図23には更に、駆動モータ59への電力の供給を停止したときの一定時間における低圧縮比側への圧縮比変更量が破線Grで示されている。この圧縮比変更量Grは図23に示されるようにトルクTaが高くなるにつれて高くなる。即ち、この圧縮比変更量Grは図3(B)に示されるとき、即ち機械圧縮比が中間のときに最も高くなる。更にこの圧縮比変更量Grは機関負荷が高くなるほど大きくなる。本発明による実施例ではこの圧縮比変更量Grが機関負荷およびカムシャフト54,55の回転角度の関数として予めROM32内に記憶されており、この記憶されている圧縮比変更量Grから一定時間後に到達する機械圧縮比の到達値が算出される。
次に図24から図39を参照しつつ要求吸入空気量が減少せしめられた場合について説明する。なお、図24から図39のうちで図24および図25は要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合を示しており、図26から図33は要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合を示しており、図34から図39は要求吸入空気量が急激に減少せしめられた場合を示している。なお、図24から図39は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が基準動作線W上のn点にあるときに要求吸入空気量の減少作用が開始された場合を示している。
まず初めに図24および図25を参照しつつ要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合について説明する。なお、図25は図20と同様なスロットル全開面Q6を示している。
図25はこの場合における現在の動作点と要求動作点との関係を示している。即ち、図25には現在の動作点がeiであるときの要求動作点がdiで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がRiで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がSiで示されている。更に図25には現在の動作点がejであるときの要求動作点がdjで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がRjで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がSjで示されている。
この場合には要求動作点diは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点diが目標動作点となる。同様に要求動作点djは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点djが目標動作点となる。従ってこの場合には動作点は基準動作線Wに沿って移動する。即ち、要求吸入空気量がゆっくりと減少するときにはスロットル弁17が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が徐々に遅角され、実圧縮比が一定となるように機械圧縮比が徐々に増大される。
次に図26から図33を参照しつつ要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線W上の要求動作点が図26においてd1,d2,d3,d4,d5で示されている。
なお、本発明による制御を容易に理解しうるように図26は要求動作点d1における要求吸入空気量がQ5であり、要求動作点d2における要求吸入空気量がQ5とQ4の中間値であり、要求動作点d3における要求吸入空気量がQ4であり、要求動作点d4における要求吸入空気量がQ4とQ3との中間値であり、要求動作点d5における要求吸入空気量がQ3であった場合を示している。即ち、順次算出された要求吸入空気量がQ6(n点)から、Q5、Q5とQ4の中間値、Q4、Q4とQ3の中間値、Q3に変化した場合を示している。
また図27はスロットル全開面Q6を示しており、図28は吸入空気量がQ5の同一吸入空気量面を示しており、図29は吸入空気量がQ5とQ4の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図30は吸入空気量がQ4の同一吸入空気量面を示しており、図31は吸入空気量がQ4とQ3の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図32は吸入空気量がQ3の同一吸入空気量面を示している。
さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図26に示される動作点nに保持されているときに要求吸入空気量がQ6からQ5に変化し、その結果要求動作点がd1になったとすると、まず初めに図27に示されるようにスロットル全開面Q6上において目標動作点e1が算出される。この目標動作点e1の算出方法はこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点d1に最も近い目標動作点e1が算出される。図27に示される例ではこの目標動作点e1は基準動作線W上に位置している。
ところでこの目標動作点e1における吸入空気量はQ6とQ5の中間値であって要求吸入空気量Q5よりも大きい状態にある。しかしながら吸入空気量はできる限り要求吸入空気量に一致させることが好ましい。ところが要求吸入空気量が減少せしめられる場合にはスロットル弁17の開度を変化させることによって吸入空気量を調整することができる。そこで目標動作点e1における吸入空気量が要求吸入空気量Q5よりも大きい状態にある場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Q5とするのに必要な目標開度までスロットル弁17を閉弁させるようにしている。
即ち、図26において、図27に示されるスロットル全開面Q6上の目標動作点e1の真下に位置する同一吸入空気量面Q5上の点が最終的な目標動作点e1とされる。この同一吸入空気量面Q5上の最終的な目標動作点e1が図26および図28に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はこの最終的な目標動作点e1に向けて変化せしめられることになる。即ち、このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は全開状態から小さくされる。
次いで要求吸入空気量がQ5とQ4の中間値になって要求動作点がd2になると、今度は図28に示されるように現在の吸入空気量Q5における同一吸入空気量面上において目標動作点e2が算出される。この目標動作点e2の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点d2に最も近い目標動作点e2が算出される。図28に示される例ではこの目標動作点e2は同一吸入空気量面Q5内における基準動作線W上に位置している。
ところでこの場合にも目標動作点e2における吸入空気量は要求吸入空気量よりも大きい状態にある。従ってこの場合にも、図26において、図28に示される同一吸入空気量面Q5上の目標動作点e2の真下に位置する同一吸入空気量面(Q5とQ4の中間値)上の点が最終的な目標動作点e2とされる。この同一吸入空気量面(Q5とQ4の中間値)上の最終的な目標動作点e2が図26および図29に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はこの最終的な目標動作点e2に向けて変化せしめられることになる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は全開状態から小さくされる。
次いで要求吸入空気量がQ4となり、次いでQ4とQ3の中間値となり、次いでQ3になると同様なことが順次繰返される。即ち、要求吸入空気量がQ4になると図30に示されるように同一吸入空気量面Q4上における最終的な目標動作点e3が算出され、要求吸入空気量がQ4とQ3の中間値になると図31に示されるように同一吸入空気量面(Q4とQ3との中間値)上における最終的な目標動作点e4が算出され、次いで要求吸入空気量がQ3になると図32に示されるように同一吸入空気量面Q3上における最終的な目標動作点e5が算出される。
この間、即ち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度が順次最終的な目標動作点e3,e4,e5に向けて変化せしめられている間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は小さくされる。
要求吸入空気量がQ3になると図32に示されるように同一吸入空気量面Q3上において順次最終的な目標動作点e6,e7,e8,e9,e10が算出され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度は順次これら最終的な目標動作点e6,e7,e8,e9,e10を経て要求動作点d5まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はe8に達するまで遅角され、スロットル弁17の開度は徐々に大きくされてe8に達すると全開せしめられる。
図33は図26に示されるように目標吸入空気量がQ6(n点)からQ3(目標動作点d5)まで比較的速く減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図33からこの場合には要求吸入空気量が目標値となった後(動作点e4)、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し(動作点e8)、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する(目標動作点d5)ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで(動作点d8)徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Q3上の動作点e5となるまで全開状態から徐々に低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで(動作点e8)まで全開状態まで徐々に開弁せしめられる。
図26から図33に示されるように要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられたときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の制御に加えてスロットル開度も制御される。本発明ではこのときには機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対し3次元的侵入禁止領域X1,X2が設定されており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点がこの3次元的侵入禁止領域X1,X2内に侵入するのが禁止される。
次に図34から図39を参照しつつ要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量Q1まで減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線W上の要求動作点が図34においてd1,d2,d3で示されている。
なお、この場合にも本発明による制御を容易に理解しうるように図34は要求動作点d1における要求吸入空気量がQ4であり、要求動作点d2における要求吸入空気量がQ2とQ3の中間値であり、要求動作点d3における要求吸入空気量がQ1であった場合を示している。即ち、順次算出された要求吸入空気量がQ6(n点)から、Q4、Q3とQ2の中間値、Q1に変化した場合を示している。
また図35はスロットル全開面Q6を示しており、図36は吸入空気量がQ4の同一吸入空気量面を示しており、図37は吸入空気量がQ3とQ2の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図38は吸入空気量がQ1の同一吸入空気量面を示している。
さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図34に示される動作点nに保持されているときに要求吸入空気量がQ6からQ4に変化し、その結果要求動作点がd1になったとすると、まず初めに図32に示されるようにスロットル全開面Q6上において目標動作点e1が算出される。この目標動作点e1の算出方法は図27に示される算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点d1に最も近い目標動作点e1が算出される。図35に示される例ではこの目標動作点e1は基準動作線W上に位置している。
一方、このとき図26に示される場合と同様に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Q4とするのに必要な目標開度までスロットル弁17が閉弁せしめられる。
即ち、図34において、図35に示されるスロットル全開面Q6上の目標動作点e1の真下に位置する同一吸入空気量面Q4上の点が最終的な目標動作点e1とされる。この同一吸入空気量面Q4上の最終的な目標動作点e1が図34および図36に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はこの最終的な目標動作点e1に向けて変化せしめられることになる。このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は全開状態から小さくされる。
次いで要求吸入空気量がQ3とQ2の中間値になって要求動作点がd2になると、今度は図36に示されるように現在の吸入空気量Q4における同一吸入空気量面上において目標動作点e2が算出される。この目標動作点e2の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点d2に最も近い目標動作点e2が算出される。この場合にも、図34において、図36に示される同一吸入空気量面Q4上の目標動作点e2の真下に位置する同一吸入空気量面(Q3とQ2の中間値)上の点が最終的な目標動作点e2とされる。この同一吸入空気量面(Q3とQ2の中間値)上の最終的な目標動作点e2が図34および図37に示されている。
次いで要求吸入空気量がQ1になって要求動作点がd3になると図37に示されるように同一吸入空気量面(Q3とQ2の中間値)上において目標動作点e3が算出され、次いで図38に示されるように同一吸入空気量面Q1上における最終的な目標動作点e3が算出される。最終的な目標動作点e3が算出されると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はこの最終的な目標動作点e3に向けて変化せしめられる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は全開状態から小さくされる。
ところでこのように要求吸入空気量が小さくなると同一吸入空気量面内に低負荷側侵入禁止領域X2が現われてくる。この同一吸入空気量面内に現われる低負荷側侵入禁止領域X2は吸入空気量が小さくなるほど大きくなり、この同一吸入空気量面に現われる低負荷側侵入禁止領域X2は図38に示されるように要求吸入空気量が最小Q1になったときに最大となる。なお、本発明による実施例ではこの低負荷側侵入禁止領域X2の周りには低負荷側侵入禁止領域X2からわずかな間隔を隔てて、低負荷侵入禁止領域X2内への動作点の侵入を防止するための侵入阻止面が予め設定されており、この侵入阻止面と同一吸入空気量面との交線である侵入阻止線が図34においてWXで示されている。
さて、本発明による実施例では吸入空気量が要求吸入空気量Q1になると図38に示されるように同一吸入空気量面Q1上において機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から要求動作点d3に最も近い各目標動作点e4,e5,e6,e7,e8,e9,e10,e11,e12が順次算出される。この場合、目標動作点e4のように要求動作点d3に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線WXに対し侵入禁止領域X2と反対側に位置するときには算出された目標動作点が目標動作点e4とされる。これに対し、要求動作点d3に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線WXよりも侵入禁止領域X2に近い側にあるときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のいずれかの到達限界となる侵入阻止線WX上の点が目標動作点e5,e6,e7,e8,e9とされる。
即ち、要求吸入空気量がQ1になると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度は同一吸入空気量面Q1上において順次最終的な目標動作点e4,e5,e6,e7,e8,e9,e10,e11,e12を経て要求動作点d3まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はe10に達するまで遅角され、スロットル弁17の開度は徐々に大きくされる。
図39は図34に示されるように目標吸入空気量がQ6(n点)からQ1(目標動作点d3)まで急激に減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図39からこの場合には要求吸入空気量が目標値となった後(動作点e2)、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し(動作点e10)、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する(目標動作点d3)ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで(動作点e10)徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Q1上の動作点e3となるまで全開状態から低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで(動作点e10)まで徐々に開弁せしめられる。
なお、要求吸入空気量が変化したときに要求吸入空気量を満たすスロットル弁17の開度が3次元侵入禁止領域内、即ち低負荷側侵入禁止領域X2内となる場合がある。この場合にはスロットル弁17の開度は前述した侵入阻止面まで、即ち3次元侵入禁止領域内に侵入する手前まで変化せしめられ、次いで機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点は要求吸入空気量を満たす動作点に向けて3次元侵入禁止領域内に侵入することなく変化せしめられる。
次に図40から図44を参照しつつ駆動モータ59が故障し、駆動モータ59への電力の供給が停止された場合について説明する。図40には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点W1および点W2にあるときに駆動モータ59が故障し、駆動モータ59への電力の供給が停止された場合を示している。この場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が夫々点W1,W2から矢印Z1,Z2で示されるように要求動作点dXに向けて変化せしめられる。要求動作点dXは図8(B)に示される通常のサイクルにおける機械圧縮比および吸気弁閉弁時期であり、図40に示される例では機械圧縮比が10であって吸気弁閉弁時期がABDC55°とされている。
図41は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点W1にあるときに駆動モータ59への電力の供給が停止されたときの各目標動作点e1,e2,e3,e4,e5,e6,e7,e8,e9,e10,e11,e12,e13を示しており、図42は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点W2にあるときに駆動モータ59への電力の供給が停止されたときの各目標動作点e1,e2,e3,e4,e5,e6,e7,e8,e9,e10,e11,e12,e13を示している。なお、図41および図42のいずれに示す場合も目標動作点が同一吸入空気量面内で変化する場合を例にとって示している。
図41および図42に示される場合も各目標動作点の算出方法はこれまで述べてきた算出方法と同様であって、機械圧縮比の一定時間における圧縮比変更量Grと吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく要求動作点dXに最も近い次の目標動作点が算出される。因みに図41および図42に示される例では目標動作点e2は目標動作点e1に対し、機械圧縮比の減少量は一定時間における圧縮比変更量Grとされ、吸気弁閉弁時期は吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量とされている。同様に目標動作点e3は目標動作点e2に対し、機械圧縮比の減少量は一定時間における圧縮比変更量Grとされ、吸気弁閉弁時期は吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量とされている。なお、この場合、機械圧縮比の減少量は制御できないので制御されるのは吸気弁閉弁時期だけである。
一方、図43は図41に示される場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示しており、図44は図42に示される場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図43および図44のいずれに示す場合でも駆動モータ59が故障すると吸気弁閉弁時期が進角され、機械圧縮比が低下せしめられ、スロットル開度が小さくされることがわかる。なお、この場合、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点dXに到達すると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は要求動作点dXに保持され、このとき吸入空気量はスロットル弁17によって制御される。
このように本発明による実施例では駆動モータ59が故障したとき、即ち可変圧縮比機構Aが故障したときには現在の動作点から要求動作点dXに向けて侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出され、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が目標動作点に向けて変化せしめられる。この場合、この目標動作点は、好ましくは現在の動作点から要求動作点dXに向けて侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点から最も離れた動作点とされる。更に本発明による実施例では可変圧縮比機構Aが故障して機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点dXに達した後は吸入空気量がスロットル弁によって制御される。
図45は駆動モータ59の故障診断を行うためのルーチンを示しており、このルーチンは一定時間の割込みによって実行される。
図45を参照するとまず初めにステップ100において駆動モータ59が故障したことを示す故障フラグがセットされているか否かが判別される。故障フラグがセットされていないときにはステップ101に進んで前回の割込み時から今回の割込み時までの駆動モータ59への電力の供給量の変化量ΔE2が算出される。次いでステップ102では前回の割込み時から今回の割込み時までのカムシャフト55の回転角度の変化量ΔSθが算出される。次いでステップ103では駆動モータ59が故障したか否かが判別される。ΔE2が予め定められた基準量よりも大きいのにΔSθが予め定められた基準量よりも小さいときには駆動モータ59が故障したと判断され、このときにはステップ104に進む。ステップ104では故障フラグがセットされ、ステップ105では駆動モータ59への電力の供給が停止される。
図46および47は現在の動作点から予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点を算出するための、即ち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度の目標値を算出するためのルーチンを示している。
このルーチンでは予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点がこの予め定められた一定時間毎に算出される。従って図46に示されるルーチンはこの予め定められた時間毎の割込みによって実行される。この予め定められた時間は任意に定めることができるが本発明による実施例ではこの予め定められた一定時間は8msecとされている。従って本発明による実施例では図46に示される目標値の算出ルーチンは8msec毎に実行され、現在の動作点から8msec後に到達可能な目標動作点が8msec毎に算出されることになる。
図46を参照するとまず初めにステップ150において要求吸入空気量GXが算出される。この要求吸入空気量GXは例えばアクセルペダル40の踏込み量および機関回転数の関数として予めROM32内に記憶されている。次いでステップ151では故障フラグがセットされているか否かが判別される。故障フラグがセットされていないときにはステップ152に進んで要求吸入空気量GXに応じた基準動作線W上の要求動作点が算出される。次いでステップ153では現在の動作点が要求動作点であるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点であるときには処理サイクルを完了する。これに対し、現在の動作点が要求動作点でないときにはステップ154に進んで要求吸入空気量GXが現在の動作点における吸入空気量GAよりも大きいか否かが判別される。
GX>GAのとき、即ち吸入空気量を増大すべきときにはステップ155に進み、図19から図21に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。即ち、ステップ155では要求吸入空気量GXに応じた目標スロットル開度が算出される。この目標スロットル開度は要求動作点がスロットル全開面Q6上に位置すると通常は全開となる。次いでステップ156では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ157では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。このとき図22および図23を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れて一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。
次いでステップ158では図20に基づき説明した方法でもって目標動作点が決定される。次いでステップ159では決定した目標動作点から機械圧縮比の目標値および吸気弁閉弁時期の目標値が算出される。スロットル開度の目標値はステップ155において既に目標スロットル開度として算出されている。
一方、ステップ154においてGX≦GAであると判別されたとき、即ち吸入空気量を減少すべきか又は吸入空気量が要求吸入空気量となっているときにはステップ160に進み、図24から図39に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。即ち、ステップ160では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ161では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。このときにも図22および図23を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れて一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。次いでステップ162では目標動作点が決定される。
次いでステップ163では要求吸入空気量を満たす目標スロットル開度が算出され、この目標スロットル開度がスロットル開度の目標値とされる。ただし、要求吸入空気量GXを満たすスロットル開度が侵入禁止領域内となるときには目標スロットル開度は前述した侵入阻止面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくに従って目標スロットル開度は侵入阻止面に沿って変化せしめられる。
なおこれまで説明していなかったが要求吸入空気量が増大する場合にも同様なことが生じうる。例えば、動作点が図19において高負荷側侵入禁止領域X1の下方領域に位置するときに要求吸入空気量が増大すると目標スロットル開度が高負荷側侵入禁止領域X1内になる場合がある。このときには目標スロットル開度は各同一吸入空気量面に対し予め設定されている各基準動作線Wを含む基準動作面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくに従って目標スロットル開度はこの基準動作面に沿って変化せしめられる。
一方、ステップ151において故障フラグがセットされていると判断されたときにはステップ164に進んで要求動作点dXが算出される。次いでステップ165では現在の動作点が要求動作点dXであるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点dXでないときにはステップ166に進み、図41および図42に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。即ち、ステップ166では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ167では記憶されている機械圧縮比の圧縮比変更量Grを用いて一定時間後に到達する機械圧縮比が算出される。
次いでステップ168では目標動作点が算出され、次いでステップ169では目標スロットル開度が算出される。一方、ステップ165において現在の動作点が要求動作点dXであると判別されたときにはステップ169に進み、要求吸入空気量に応じた目標スロットル開度が算出される。
図48はPID制御を用いて機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度が図46および47に示されるルーチンにおいて算出された目標値になるように可変圧縮比機構A、可変バルブタイミング機構Bおよびスロットル弁17を駆動するための駆動ルーチンを示している。このルーチンは機関の運転が開始されると繰返し実行される。
図48を参照するとステップ200では吸気弁閉弁時期の目標値IT0と現在の吸気弁閉弁時期ITとの差ΔIT(=IT0−IT)が算出され、機械圧縮比の目標値CR0と現在の機械圧縮比CRとの差ΔCR(=CR0−CR)が算出され、スロットル開度の目標値θ0と現在のスロットル開度θとの差Δθ(θ0−θ)が算出される。
次いでステップ201ではΔITに比例定数Kp1を乗算することによって可変バルブタイミング機構Bに対する駆動電圧の比例項Ep1が算出され、ΔCRに比例定数Kp2を乗算することによって可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧の比例項Ep2が算出され、Δθに比例定数Kp3を乗算することによってスロットル弁17に対する駆動電圧の比例項Ep3が算出される。
次いでステップ202ではΔITに積分定数Ki1を乗算してこの乗算結果(Ki1・ΔIT)を積算することにより可変バルブタイミング機構Bに対する駆動電圧の積分項Ei1が算出され、ΔCRに積分定数Ki2を乗算してこの乗算結果(Ki2・ΔCR)を積算することにより可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧の積分項Ei2が算出され、Δθに積分定数Ki3を乗算してこの乗算結果(Ki3・Δθ)を積算することによりスロットル弁17に対する駆動電圧の積分項Ei3が算出される。
次いでステップ203では現在のΔITと前回算出されたΔIT1との差(ΔIT−ΔIT1)に微分定数Kd1を乗算することにより可変バルブタイミング機構Bに対する駆動電圧の微分項Ed1が算出され、現在のΔCRと前回算出されたΔCR1との差(ΔCR−ΔCR1)に微分定数Kd2を乗算することにより可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧の微分項Ed2が算出され、現在のΔθと前回算出されたΔθ1との差(Δθ−Δθ1)に微分定数Kd3を乗算することによりスロットル弁17に対する駆動電圧の微分項Ed3が算出される。
次いでステップ204では比例項Ep1と積分項Ei1と微分項Ed1とを加算することにより可変バルブタイミング機構Bに対する駆動電圧E1が算出され、比例項Ep2と積分項Ei2と微分項Ed2とを加算することにより可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧E2が算出され、比例項Ep3と積分項Ei3と微分項Ed3とを加算することによりスロットル弁17に対する駆動電圧E3が算出される。
これら駆動電圧E1,E2,E3に従って夫々可変バルブタイミング機構B、可変圧縮比機構Aおよびスロットル弁17が駆動されると吸気弁閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル開度は夫々順次変化する目標値に向けて変化することになる。なお、故障フラグがセットされているときには可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧E2の印加は停止される。
図49に変形例を示す。図40から図42に示すようにこれまで説明した実施例では駆動モータ59への電力の供給が停止されたときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は要求動作点dXに向けて変化せしめられる。しかしながら機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が図49においてハッチングSで示す領域にあるときに、即ち機械圧縮比が低く、吸気弁閉弁時期が進角側にあるときに駆動モータ59が故障した場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点を駆動モータ59の故障時の動作点に維持しておいても問題は生じない。
従って図49に示される変形例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が図49においてハッチングSで示す領域にあるときに駆動モータ59が故障した場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点を駆動モータ59の故障時の動作点に維持するようにしている。更に、図49に示す変形例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が図49においてハッチングSで示す領域外にあるときに駆動モータ59が故障した場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する要求動作点dXをハッチングSで示す領域内の任意の位置とすることができる。
図50に別の実施例を示す。前述したように本発明では可逆式の伝達機構65,66が用いられており、従って機関が停止したときにはシリンダブロック2が重力により下降して高圧縮比状態となる。その結果、機関を再始動するときに異常燃焼を生ずる危険性がある。そこで図50に示される実施例では機関停止時にシリンダブロック2が重力により下降するのを阻止するためにクランクケース1とシリンダブロック2間に弾性部材、例えば圧縮ばね67を配置するようにしている。
一方、図50に示されるような構造にすると可逆式の伝達機構65,66を用いているために機関が停止したときにシリンダブロック2が持ち上がり、低圧縮比状態となる。従って機関の再始動時には低圧縮比状態になる。しかしながら機関の再始動時に極度に低圧縮比状態になっていると機関の始動が困難となる。
そこで図51に示す実施例ではウォーム歯車63に切欠き部68を形成すると共に切欠き部68の両端部68a,68bと係合可能なストッパ69を取付け、このストッパ69によって圧縮比が極度に低くならないようにウォーム歯車63の回転角度範囲を規制するようにしている。即ち、この実施例では機関停止時に機械圧縮比が過度に低下するのを阻止するために伝達機構65,66によりカムシャフト65,66の回転角度が制限されている。
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コンバータ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とシリシダブロック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。電子制御ユニット30の出力信号に応じて駆動モータ59が駆動されると駆動モータ59の回転力はウォーム61,62およびウォームホイール63,64を介してカムシャフト54,55に伝達され、従ってウォーム61とウォームホイール63およびウォーム62とウォームホイール64とは夫々駆動モータ59の回転力を対応するカムシャフト54,55に伝達するための伝達機構65,66を形成していることがわかる。図2に示される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の容積が広い範囲に亘って変更せしめられる。
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、触媒コンバータ20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が、以下本発明について吸気弁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た場合を例にとって説明する。
ところで前述したように図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。
次に図10から図12を参照しつつ侵入禁止領域と、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する基準動作線について説明する。
図10は要求されている機関負荷を得るのに必要な吸入空気量、即ち要求吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とを示している。なお、図10において要求吸入空気量は原点0から離れるに従って増大し、機械圧縮比は原点0から離れるに従って増大する。また、図10において吸気弁閉弁時期は吸気下死点後(ABDC)のクランク角で表されており、従って吸気弁閉弁時期は原点0から離れるに従って遅角される。
一方、図10においてQ1,Q2,Q3,Q4,Q5は夫々同一吸入空気量面を表しており、Q6はスロットル弁17が全開しているスロットル全開面を表している。図10からわかるようにこのスロットル全開面Q6は上に凸の湾曲面からなる。このスロットル全開面Q6の下方の領域では下方にいくほどスロットル開度が小さくなる。
図10においてハッチングで示される領域は各同一吸入空気量面Q1,Q2,Q3,Q4,Q5内における侵入禁止領域を示している。一方、図11は図10の上からみたところを示しており、図12(A)は図10における左側面S1を矢印方向からみたところを示しており、図12(B)は図10における右側面S2を矢印方向からみたところを示しており、これら図11および図12(A),(B)においてもハッチングで示される領域は侵入禁止領域を示している。
図10、図11、図12(A),(B)から侵入禁止領域は3次元的に広がっており、更にこの侵入禁止領域は高負荷側の領域X1と低負荷側の領域X2との2つの領域からなることがわかる。なお、図10、図11、図12(A),(B)からわかるように高負荷側侵入禁止領域X1は要求吸入空気量が多く、吸気弁閉弁時期が進角側で機械圧縮比が高い側に形成され、低負荷側侵入禁止領域X2は要求吸入空気量が少なく、吸気弁閉弁時期が遅角側で機械圧縮比が低い側に形成される。
さて、図9は要求吸入空気量に対して最小燃費の得られる、吸気弁閉弁時期と機械圧縮比と実圧縮比とスロットル開度の関係を示しており、これらの関係を満たす線が図10および図11において実線Wで示されている。図10からわかるようにこの線Wは同一吸入空気量面Q3よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面Q6上を延びており、同一吸入空気量面Q3よりも吸入空気量が少ない側では右側面S2上を延びている。この同一吸入空気量面Q3は図9の負荷L1に対応している。
即ち、図9においてL1よりも機関負荷が高い領域では機関負荷が高くなるほど、即ち要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁17が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図10のスロットル全開面Q6上における線Wで表されている。即ち、図10に示されるように同一吸入空気量面Q3よりも吸入空気量が多い側では要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁17が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。
一方、図9においてL1よりも機関負荷が低い領域では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、即ち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁17の開度が減少せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図10の右側面S2上における線Wで表されている。即ち、図10に示されるように同一吸入空気量面Q3よりも吸入空気量が少ない側では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、即ち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁17の開度が減少せしめられる。
本願明細書では、要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とが辿る線を動作線と称しており、特に図10に示される線Wは基準動作線と称されている。なお、前述したようにこの基準動作線は最小燃費の得られる最小燃費動作線を示している。
前述したようにこの基準動作線W上では実圧縮比が一定とされている。実圧縮比はスロットル弁17の開度とは無関係であって機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のみによって定まるので図10において基準動作線Wを通り垂直方向に延びる曲面上では同一実圧縮比となる。この場合、この曲面よりも機械圧縮比の高い側では実圧縮比が高くなり、この曲面よりも機械圧縮比の低い側では実圧縮比が低くなる。即ち、大雑把に言うと、高負荷側侵入禁止領域X1は基準動作線W上における実圧縮比よりも実圧縮比の高い領域に位置しており、低負荷側侵入禁止領域X2は基準動作線W上における実圧縮比よりも実圧縮比の低い領域に位置している。
さて、燃費を向上するために実圧縮比を高くするとノッキングが発生し、ノッキングの発生を阻止するために点火時期を遅角させると燃焼が不安定となってトルク変動を生ずる。高負荷側侵入禁止領域X1はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、従って機関運転時には機関の運転状態がこのようなトルク変動を生ずる運転領域内に入らないようにする必要がある。一方、吸入空気量が少なく実圧縮比が低くなると燃焼しずらくなり、スロットル弁17の開度が小さくなって圧縮端圧力が低くなると燃焼が悪化してトルク変動を生ずる。低負荷側侵入禁止領域X2はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、従って機関運転時にはこの運転領域にも機関の運転状態が入らないようにする必要がある。
一方、実圧縮比が高くなるほど燃費が向上し、従ってノッキングやトルク変動を生ずることなく最小の燃費が得られる最小燃費動作線は図10および図11においてWで示されるように高負荷側侵入禁止領域X1の外部において高負荷側侵入禁止領域X1の外縁に沿いつつ延びている。前述したように本発明による実施例ではこの最小燃焼動作線が基準動作線Wとされており、基本的には要求吸入空気量に応じて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの基本動作線W上を移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度が制御される。なお、現在の動作点は相対位置センサ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により常時検出されている。
次に図13から図18を参照しつつ機関運転中に可変圧縮比機構Aの駆動モータ59が故障した場合、即ち可変圧縮比機構Aが故障した場合について説明する。なお、駆動モータ59が故障すると駆動モータ59によって機械圧縮比を制御することができなくなり、従って本発明による実施例では駆動モータ59が故障すると駆動モータ59への電力の供給が停止される。
まず初めに図10および図11と同様な図を示す図13および図14を参照しつつ駆動モータ59が故障したときの問題点および機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の好ましい変化の仕方について説明する。図13および図14には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線W上の点W1にあるときに駆動モータ59が故障した場合と機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線W上の点W2にあるときに駆動モータ59が故障した場合の二つの場合、即ち機械圧縮比が高く、吸気弁閉弁時期が遅角されているときに駆動モータ59が故障した場合が示されている。
さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線W上の点W1にあるときに駆動モータ59が故障し、このとき機械圧縮比を点W1で示される高圧縮比に維持するようにした場合には、要求吸入空気量が増大して吸気弁閉弁時期が進角されると図13および図14において破線WX1で示されるように機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が高負荷側侵入禁止領域X1内に侵入する。その結果、異常燃焼を生ずることになる。
これに対し、このときこのような異常燃焼が生じないように機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を点W1,W2で示される状態に保持すると、即ちスロットル弁17の開度を制御することによって要求吸入空気量に応じ機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が点W1と点W2間の基本動作線W上を移動するように制御すると今度は機関を再始動するときに機関の始動が困難となってしまう。
即ち、機関運転時に吸気弁閉弁時期が点W1,W2に保持されていたとしても、即ち吸気弁閉弁時期が遅角された状態に保持されていたとしても機関運転時には慣性により或る程度の量の吸入空気が燃焼室5内に供給され、斯くして機関の運転が続行される。しかしながら機関始動時には吸入空気の流入に対して慣性が作用しないので燃焼室5内に供給される吸入空気量は機関運転時の半分程度となる。従って吸気弁閉弁時期が遅角された状態に保持されていると機関始動時には吸入空気量が不足し、斯くして機関の始動が困難となってしまう。従って駆動モータ59が故障したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を点W1,W2に保持しておくことはできない。
一方、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線W上の点W2にあるときに駆動モータ59が故障し、このとき機械圧縮比を急速に低下せしめるようにした場合には、図13および図14において破線WX2で示されるように機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が低負荷側侵入禁止領域X2内に侵入する。その結果、異常燃焼を生じることになる。
即ち、上述したように駆動モータ59が故障したときに吸気弁閉弁時期が遅角された状態に保持されていると機関を再始動するときに機関の始動が困難となり、機関を再始動するときに機関の始動を容易にするには駆動モータ59が故障したときに吸気弁閉弁時期を進角させておく必要がある。しかしながらこのとき吸気弁閉弁時期を単に進角させると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が高負荷側侵入禁止領域X1内に侵入してしまう。これに対し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が高負荷側侵入禁止領域X1内に侵入しないように機械圧縮比が急速に低下せしめられると今度は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が低負荷側侵入禁止領域X2内に侵入してしまう。
即ち、駆動モータ59が故障したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が各負荷側侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく吸気弁閉弁時期を進角させるには図13において実線Z1,Z2で示されるように吸気弁閉弁時期を進角させるにつれて機械圧縮比を徐々に低下させることが必要である。即ち、駆動モータ59が故障したときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が容易な機関の再始動を確保しうる要求動作点に向けて侵入禁止領域X1,X2に侵入することなく移動するように機械圧縮比を低下させることが必要である。このことは、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点W1と点W2間の基準動作線W上にないときに駆動モータ59が故障したときも同様である。
従って本発明の基本的な特徴は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構Aと、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Bとを具備しており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対し侵入禁止領域X1,X2を設定して機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が侵入禁止領域X1,X2内に侵入するのを禁止し、可変圧縮比機構Aが故障したときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を現在の動作点から低機械圧縮比側の要求動作点に向けて侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく変化させるようにしたことにある。
図15の左側は図3(C)と同じ状態、即ち機械圧縮比が最大機械圧縮比とされているときを示しており、図15の右側は図3(A)と同じ状態、即ち機械圧縮比が最小機械圧縮比とされているときを示している。本発明による実施例では可変圧縮比機構Aは、駆動モータ59が故障すると、即ち可変圧縮比機構Aが故障すると、燃焼圧によって図15の左側の状態から図15の右側の状態に向けて変化するように構成されており、即ち燃焼圧によって機械圧縮比が徐々に低下するように構成されており、可変圧縮比機構Aが故障して機械圧縮比が徐々に低下するときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が現在の動作点から要求動作点に向けて侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく変化せしめられる。
さて、前述した如く本発明による実施例では図2に示されるように可変圧縮比機構Aは、クランクケース1と、クランクケース1の上方に配置されたシリンダブロック2の相対位置をカムシャフト54,55の回転により変化させて機械圧縮比を変化させるように構成されており、可変圧縮比機構Aは伝達機構65,66を介して駆動モータ59、即ち電動式アクチュエータの出力により駆動されており、各伝達機構65,66は夫々カムシャフト54,55に取付けられたウォームホイール63,64と、ウォームホイール63,64と噛合しかつアクチュエータ59によって回転せしめられるウォーム61,62からなる。
図16はこれら伝達機構65,66のうちの一方の伝達機構65を示しており、図16においてdθはウォーム61の進み角を示している。この進み角dθが小さいとウォーム61によってウォームホイール63を回転させることができるがウォームホイール63によってウォーム61を回転させることができず、このとき伝達機構65は不可逆的となる。これに対し、この進み角dθが大きいとウォーム61によってウォームホイール63を回転させることもできるし、ウォームホイール63によってウォーム61を回転させることもでき、このとき伝達機構65は可逆的となる。
図17は進み角dθと伝達効率との関係を示している。図17において正効率は、ウォーム61によってウォームホイール63を回転させる場合の伝達効率を示しており、図17に示されるようにこの正効率は進み角dθが大きくなるほど高くなる。これに対し、図17において逆効率は、ウォームホイール63によってウォーム61を回転させる場合の伝達効率を示している。図17に示されるようにこの逆効率は進み角dθがほぼ6°以下では零であり、進み角dθがほぼ6°以上になると進み角dθが大きくなるほど高くなる。この場合、逆効率が零ということはウォームホイール63によってウォーム61を回転させることができないことを意味している。
さて、機関の運転が行われているときには燃焼圧によりシリンダブロック2に対しシリンダブロック2を持ち上げる方向の力が常時作用しており、従って各伝達機構65,66のウォームホイール63,64にもシリンダブロック2が上昇する方向への回転力が作用している。従って機関の運転が行われているときに駆動モータ59が故障して駆動モータ59への電力の供給が停止されるとこのときにもウォームホイール63,64には、シリンダブロック2が上昇する方向への回転力が作用していることになる。
このようにウォームホイール63,64に回転力が作用していても逆効率が零の場合にはウォームホイール63,64は回転することができず、従ってこの場合には機械圧縮比は駆動モータ59が故障したときの機械圧縮比に維持される。しかしながら逆効率が正の値を有する場合には、即ち伝達機構65,66が可逆的である場合にはウォームホイール63,64はシリンダブロック2が持ち上がる方向に回転し、斯くして機械圧縮比が低下することになる。そこで本発明では駆動モータ59が故障したときには機械圧縮比が低下するように逆効率が正の値とされている。
即ち、本発明による実施例では可変圧縮比機構Aは電動式アクチュエータ、即ち駆動モータ59への電力の供給が停止されたときに機械圧縮比が徐々に低下するように燃焼圧によって伝達機構65,66が作動せしめられる構造を有していることになる。
図18は或る機関の運転状態において駆動モータ59への電力の供給を停止したときに燃焼圧によってカムシャフト54,55が回転角度Sθ1から回転角度Sθ2まで回転するときの様子を示している。なお、図18には逆効率が20%と、50%と、80%のときのカムシャフト54,55の回転の様子を示している。図18からわかるように逆効率が高くなるほどカムシャフト54,55がSθ1からSθ2まで回転するのに要する時間が短かくなる。
吸気弁閉弁時期を進角させるのにも時間を要し、この時間に比べて機械圧縮比の低下速度が速すぎると図13のWX2で示されるように機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が低負荷側侵入禁止領域X2内に侵入してしまう。この点からみると逆効率は50%以下とすることが好ましい。一方、逆効率が10%以下のときにはウォームホイール63,64に加わる回転力がウォーム61,62に対する静摩擦力を越えないのでウォームホイール63,64は回転せず、ウォームホイール63,64が回転するようにするには逆効率を10%以上にする必要がある。
従って本発明による実施例では逆効率が10%から50%の範囲とされている。言い換えると伝達機構65,66は、燃焼圧によって伝達機構65,66が作動せしめられるときの伝達効率が10パーセントから50パーセントの範囲とされている。なお、図17において逆効率が零から立上がるときの進み角dθはウォームホイール63,64とウォーム61,62との間の動摩擦係数の値によって変化し、図17は動摩擦係数が0.1の場合を示している。なお、この動摩擦係数の値が異っても好ましい逆効率の範囲は変化しない。
次に本発明による機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度の制御の仕方について基本的な制御の仕方から説明する。この基本的な制御の仕方が図19から図21に示されている。
即ち、図19は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線W上のm点における値に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられた場合を示している。ところで本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、この予め定められた時間毎に算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線W上の動作点が順次算出される。この要求吸入空気量を満たす動作点、即ち要求動作点の一例が図19においてa1,a2,a3,a4,a5,a6で示されている。即ち、この例では要求吸入空気量が増大せしめられた後に最初に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がa1であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がa2であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がa3である。
要求動作点が変化すると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は新たな要求動作点に向けて変化する。即ち、図19に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は要求動作点がa1とされるとm点からa1点に向けて変化し、要求動作点がa2とされると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はa2に向けて変化する。この場合、要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達すれば機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は何の問題もなく要求動作点の変化に追従して変化する。しかしながら要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達しない場合には問題を生ずる場合がある。
即ち、図19において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点mにあるときに要求動作点a1となったときには機械圧縮比および吸気弁時期は変化せず、このとき要求吸入空気量を満たすべくスロットル弁17の開度が増大せしめられる。アクチュエータ16によるスロットル弁17の開度変化の応答性は極めて早く、従って要求動作点がa1になると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はm点からa1点にただちに移る。
次いで要求動作点がa2になると機械圧縮比がわずかばかり低下せしめられかつ吸気弁閉弁時期がわずかばかり進角されつつスロットル弁17が全開せしめられる。このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は次の要求動作点a3が算出される頃には要求動作点a2の近くまで到達する。このとき到達する機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図19の上方からみたところを示す図20において動作点b2で示されている。
要求動作点a3が算出されると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は動作点b2から要求動作点a3に向けて移動を開始する。即ち、スロットル弁17が全開の状態で機械圧縮比は低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は進角せしめられる。ところが可変圧縮比機構Aによる機械圧縮比変化の応答性および可変バルブタイミング機構Bによる吸気弁7の閉弁時期変化の応答性はそれほど早くなく、特に可変圧縮比機構Aによる機械圧縮比変化の応答性はかなり遅い。従って要求吸入空気量の増大速度が速い場合には要求動作点と機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点とが次第に離れていくことになる。例えば図20において要求動作点がa6まで移動したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点が依然としてb2付近に位置するような状態が生ずる。
しかしながらこのような場合、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。即ち、この場合、吸気弁閉弁時期を進角させることにより動作点が侵入禁止領域X1内に侵入しそうになったときには吸気弁閉弁時期の進角作用が停止され、次いで機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられる。機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられると吸気弁閉弁時期が再び進角され、動作点が侵入禁止領域X1内に侵入しそうになると吸気弁閉弁時期の進角作用が停止される。以下、これが繰返される。
即ち、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が侵入禁止領域X1の外縁に沿ってジグザグ状に移動することになり、斯くして機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性が得られないことになる。
そこで本発明では要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が現在の動作点から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期をこの目標動作点に向けて変化させるようにしている。
次にこの本発明を具体化した一実施例についてスロットル全開面Q6を示す図20を参照しつつ説明する。前述したように図20は要求動作点がa3になったときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がb2である場合を示している。この場合において矢印R2は機械圧縮比が要求動作点a3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表しており、矢印S2は吸気弁閉弁時期が要求動作点a3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表している。また、図20においてc2は現在の動作点b2から要求吸入空気量を満たす要求動作点a3に向けて侵入禁止領域X1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を示している。
図20に示されるように要求吸入空気量が増大せしめられかつ動作点b2および要求動作点a3がスロットル全開面Q6上にあるときにはこの目標動作点c2は基準動作線W上に、図20に示される例では最小燃費動作線W上に位置する。即ち、図20に示される例では、スロットル弁17が全開状態に維持されているときには目標動作点は侵入禁止領域X1の外部であって侵入禁止領域X1の外縁に沿って延びる最小燃費動作線W上を移動せしめられる。
また、図20において要求動作点がa6であるときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がbiであったとするとこの場合にも目標動作点は基準動作線W上の点ciとされる。なお、図20において矢印Riは同様に機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量を表しており、矢印Siは吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量を表している。
このように図20に示される例では動作点がb2であるときに目標動作点c2が算出されると一定時間後に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は目標動作点c2に到達する。このとき現在の動作点c2から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域X1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な次の新たな目標動作点が算出され、動作点は一定時間後にこの新たな目標動作点に到達する。この場合、本発明による実施例では機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はPID(比例積分微分)制御によって目標動作点に到達せしめられる。
このように図20に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は基準動作線Wに沿って停滞することなく滑らかに移動する。即ち、図19において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期がm点に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は図21において矢印で示されるように基準動作線Wに沿って停滞することなく滑らかに変化せしめられる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性を確保することができることになる。
この場合、要求吸入空気量に対する機関の応答性を更に向上するためには目標動作点c2,ciを夫々対応する現在の動作点b2,biからできる限り離すことが好ましい。従って本発明による実施例では目標動作点c2,ciは対応する現在の動作点b2,biから要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域X1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点b2,biから最も離れた動作点とされている。
即ち、現在の動作点がb2の場合には動作点b2からの機械圧縮比の到達限界が目標動作点c2とされ、吸気弁閉弁時期についてはこの目標動作点c2は動作点b2からの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。従ってこのときには機械圧縮比は可能な最大速度でもって低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で進角される。これに対し、現在の動作点がbiの場合には動作点biからの吸気弁閉弁時期の到達限界が目標動作点ciとされ、機械圧縮比についてはこの目標動作点ciは動作点biからの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。従ってこのときには吸気弁閉弁時期は可能な最大速度でもって進角され、機械圧縮比は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で減少せしめられる。
吸気弁閉弁時期の可能な最大変化速度、即ち一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態の影響をほとんど受けず、従って吸気弁閉弁時期の一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態にかかわらず一定となる。これに対し、機械圧縮比の可能な最大変化速度、即ち一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態等の影響を強く受ける。次にこのことについて図22および図23を参照しつつ説明する。
図22は一定時間における機械圧縮比の変更可能量、即ち現在の機械圧縮比と一定時間後に到達可能な機械圧縮比との圧縮比差と、機関負荷との関係を示している。なお、図22は機械圧縮比が或る機械圧縮比とされているときの圧縮比変更可能量を示しており、図22において一点鎖線F0は機関が停止しているときの圧縮比変更可能量を示している。また、図22には燃焼圧によって可変圧縮比機構Aに加わるトルクが破線で示されている。このトルクはシリンダブロック2をクランクケース1から引き離す方向に、即ち圧縮比を低下させる方向に作用する。このトルクは破線で示されるように燃焼圧が高くなるほど、即ち機関負荷が高くなるほど大きくなる。
このようにこのトルクは可変圧縮比機構Aに対して圧縮比を低下させる方向に作用するので機械圧縮比を低下させる場合には機械圧縮比は容易に低下し、従ってこの場合には圧縮比変更可能量は大きくなる。図22において実線F1はこの場合の圧縮比変更可能量を示しており、この場合の圧縮比変更可能量は機関負荷が高くなるほど大きくなる。これに対し、このトルクは機械圧縮比の増大に対して抵抗するので機械圧縮比を増大させる場合には機械圧縮比を低下させる場合に比べて圧縮比変更可能量は小さくなる。図22において実線F2は機械圧縮比を増大させる場合の圧縮比変更可能量を示しており、この場合の圧縮比変更可能量は機関負荷が高くなるほど小さくなる。
本発明による一実施例では図22においてF0で示すような基準となる圧縮比変更可能量が予め記憶されており、この基準圧縮比変更可能量を図22においてF1およびF2で示す関係により補正することによって機関負荷に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。即ち、この実施例では要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値を機関負荷に応じて変えるようにしている。
図23はトルクおよび一定時間における機械圧縮比の変更可能量とカムシャフト54,55の回転角度、即ち円形カム58の回転角度との関係を示している。なお、図23において横軸の左端は図3(A)に示される機械圧縮比の最も低い状態のときを示しており、図23において横軸の右端は図3(C)に示される機械圧縮比の最も高い状態のときを示している。また、図23は機関負荷が或る負荷とされているときの圧縮比変更可能量を示しており、図23において破線Taは燃焼圧によって可変圧縮比機構Aに加わるトルクを示している。
さて、図23において一点鎖線G0は機関の運転が停止されているときの圧縮比変更可能量を示している。図3(A),(B),(C)からわかるように機械圧縮比が中間のとき、即ち図3(B)に示されるときにカムシャフト54,55の単位回転角度当りの圧縮比変化量が最も大きくなり、従って図23の一点鎖線G0で示されるように機械圧縮比が中間のときに圧縮比変更可能量は最も大きくなる。
また、図23において破線Taで示されるように燃焼圧によって可変圧縮比機構Aに加わるトルクは図3(B)に示されるとき、即ち機械圧縮比が中間のときに最も高くなる。一方、図23において実線G1は機械圧縮比を低下させる場合を示しており、実線G2は機械圧縮比を増大させる場合を示している。図23に示されるように機械圧縮比を低下させるときの圧縮比変更可能量G1は機械圧縮比を増大させるときの圧縮比変更可能量G2よりも大きくなる。また、機械圧縮比が中間のときに燃焼圧に基づくトルクが最も高くなるのでこのとき圧縮比変更可能量G1は高くなり、圧縮比変更可能量G2は低下する。
本発明による一実施例では図23においてG0で示すような基準となる圧縮比変更可能量が予め記憶されており、この基準圧縮比変更可能量を図23においてG1およびG2で示す関係により補正することによってカムシャフト54,55の回転角度に応じた圧縮比変更可能量が算出される。更にこの圧縮比変更可能量を図22においてF1およびF2で示す関係により補正することによってカムシャフト54,55の回転角度および機関負荷に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。
即ち、この実施例では要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が回転するカム58の回転角度および機関負荷に応じて変化せしめられる。
なお、図23には更に、駆動モータ59への電力の供給を停止したときの一定時間における低圧縮比側への圧縮比変更量が破線Grで示されている。この圧縮比変更量Grは図23に示されるようにトルクTaが高くなるにつれて高くなる。即ち、この圧縮比変更量Grは図3(B)に示されるとき、即ち機械圧縮比が中間のときに最も高くなる。更にこの圧縮比変更量Grは機関負荷が高くなるほど大きくなる。本発明による実施例ではこの圧縮比変更量Grが機関負荷およびカムシャフト54,55の回転角度の関数として予めROM32内に記憶されており、この記憶されている圧縮比変更量Grから一定時間後に到達する機械圧縮比の到達値が算出される。
次に図24から図39を参照しつつ要求吸入空気量が減少せしめられた場合について説明する。なお、図24から図39のうちで図24および図25は要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合を示しており、図26から図33は要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合を示しており、図34から図39は要求吸入空気量が急激に減少せしめられた場合を示している。なお、図24から図39は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が基準動作線W上のn点にあるときに要求吸入空気量の減少作用が開始された場合を示している。
まず初めに図24および図25を参照しつつ要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合について説明する。なお、図25は図20と同様なスロットル全開面Q6を示している。
図25はこの場合における現在の動作点と要求動作点との関係を示している。即ち、図25には現在の動作点がeiであるときの要求動作点がdiで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がRiで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がSiで示されている。更に図25には現在の動作点がejであるときの要求動作点がdjで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がRjで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がSjで示されている。
この場合には要求動作点diは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点diが目標動作点となる。同様に要求動作点djは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点djが目標動作点となる。従ってこの場合には動作点は基準動作線Wに沿って移動する。即ち、要求吸入空気量がゆっくりと減少するときにはスロットル弁17が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が徐々に遅角され、実圧縮比が一定となるように機械圧縮比が徐々に増大される。
次に図26から図33を参照しつつ要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線W上の要求動作点が図26においてd1,d2,d3,d4,d5で示されている。
なお、本発明による制御を容易に理解しうるように図26は要求動作点d1における要求吸入空気量がQ5であり、要求動作点d2における要求吸入空気量がQ5とQ4の中間値であり、要求動作点d3における要求吸入空気量がQ4であり、要求動作点d4における要求吸入空気量がQ4とQ3との中間値であり、要求動作点d5における要求吸入空気量がQ3であった場合を示している。即ち、順次算出された要求吸入空気量がQ6(n点)から、Q5、Q5とQ4の中間値、Q4、Q4とQ3の中間値、Q3に変化した場合を示している。
また図27はスロットル全開面Q6を示しており、図28は吸入空気量がQ5の同一吸入空気量面を示しており、図29は吸入空気量がQ5とQ4の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図30は吸入空気量がQ4の同一吸入空気量面を示しており、図31は吸入空気量がQ4とQ3の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図32は吸入空気量がQ3の同一吸入空気量面を示している。
さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図26に示される動作点nに保持されているときに要求吸入空気量がQ6からQ5に変化し、その結果要求動作点がd1になったとすると、まず初めに図27に示されるようにスロットル全開面Q6上において目標動作点e1が算出される。この目標動作点e1の算出方法はこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点d1に最も近い目標動作点e1が算出される。図27に示される例ではこの目標動作点e1は基準動作線W上に位置している。
ところでこの目標動作点e1における吸入空気量はQ6とQ5の中間値であって要求吸入空気量Q5よりも大きい状態にある。しかしながら吸入空気量はできる限り要求吸入空気量に一致させることが好ましい。ところが要求吸入空気量が減少せしめられる場合にはスロットル弁17の開度を変化させることによって吸入空気量を調整することができる。そこで目標動作点e1における吸入空気量が要求吸入空気量Q5よりも大きい状態にある場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Q5とするのに必要な目標開度までスロットル弁17を閉弁させるようにしている。
即ち、図26において、図27に示されるスロットル全開面Q6上の目標動作点e1の真下に位置する同一吸入空気量面Q5上の点が最終的な目標動作点e1とされる。この同一吸入空気量面Q5上の最終的な目標動作点e1が図26および図28に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はこの最終的な目標動作点e1に向けて変化せしめられることになる。即ち、このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は全開状態から小さくされる。
次いで要求吸入空気量がQ5とQ4の中間値になって要求動作点がd2になると、今度は図28に示されるように現在の吸入空気量Q5における同一吸入空気量面上において目標動作点e2が算出される。この目標動作点e2の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点d2に最も近い目標動作点e2が算出される。図28に示される例ではこの目標動作点e2は同一吸入空気量面Q5内における基準動作線W上に位置している。
ところでこの場合にも目標動作点e2における吸入空気量は要求吸入空気量よりも大きい状態にある。従ってこの場合にも、図26において、図28に示される同一吸入空気量面Q5上の目標動作点e2の真下に位置する同一吸入空気量面(Q5とQ4の中間値)上の点が最終的な目標動作点e2とされる。この同一吸入空気量面(Q5とQ4の中間値)上の最終的な目標動作点e2が図26および図29に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はこの最終的な目標動作点e2に向けて変化せしめられることになる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は全開状態から小さくされる。
次いで要求吸入空気量がQ4となり、次いでQ4とQ3の中間値となり、次いでQ3になると同様なことが順次繰返される。即ち、要求吸入空気量がQ4になると図30に示されるように同一吸入空気量面Q4上における最終的な目標動作点e3が算出され、要求吸入空気量がQ4とQ3の中間値になると図31に示されるように同一吸入空気量面(Q4とQ3との中間値)上における最終的な目標動作点e4が算出され、次いで要求吸入空気量がQ3になると図32に示されるように同一吸入空気量面Q3上における最終的な目標動作点e5が算出される。
この間、即ち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度が順次最終的な目標動作点e3,e4,e5に向けて変化せしめられている間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は小さくされる。
要求吸入空気量がQ3になると図32に示されるように同一吸入空気量面Q3上において順次最終的な目標動作点e6,e7,e8,e9,e10が算出され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度は順次これら最終的な目標動作点e6,e7,e8,e9,e10を経て要求動作点d5まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はe8に達するまで遅角され、スロットル弁17の開度は徐々に大きくされてe8に達すると全開せしめられる。
図33は図26に示されるように目標吸入空気量がQ6(n点)からQ3(目標動作点d5)まで比較的速く減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図33からこの場合には要求吸入空気量が目標値となった後(動作点e4)、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し(動作点e8)、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する(目標動作点d5)ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで(動作点d8)徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Q3上の動作点e5となるまで全開状態から徐々に低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで(動作点e8)まで全開状態まで徐々に開弁せしめられる。
図26から図33に示されるように要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられたときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の制御に加えてスロットル開度も制御される。本発明ではこのときには機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対し3次元的侵入禁止領域X1,X2が設定されており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点がこの3次元的侵入禁止領域X1,X2内に侵入するのが禁止される。
次に図34から図39を参照しつつ要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量Q1まで減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線W上の要求動作点が図34においてd1,d2,d3で示されている。
なお、この場合にも本発明による制御を容易に理解しうるように図34は要求動作点d1における要求吸入空気量がQ4であり、要求動作点d2における要求吸入空気量がQ2とQ3の中間値であり、要求動作点d3における要求吸入空気量がQ1であった場合を示している。即ち、順次算出された要求吸入空気量がQ6(n点)から、Q4、Q3とQ2の中間値、Q1に変化した場合を示している。
また図35はスロットル全開面Q6を示しており、図36は吸入空気量がQ4の同一吸入空気量面を示しており、図37は吸入空気量がQ3とQ2の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図38は吸入空気量がQ1の同一吸入空気量面を示している。
さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図34に示される動作点nに保持されているときに要求吸入空気量がQ6からQ4に変化し、その結果要求動作点がd1になったとすると、まず初めに図32に示されるようにスロットル全開面Q6上において目標動作点e1が算出される。この目標動作点e1の算出方法は図27に示される算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点d1に最も近い目標動作点e1が算出される。図35に示される例ではこの目標動作点e1は基準動作線W上に位置している。
一方、このとき図26に示される場合と同様に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Q4とするのに必要な目標開度までスロットル弁17が閉弁せしめられる。
即ち、図34において、図35に示されるスロットル全開面Q6上の目標動作点e1の真下に位置する同一吸入空気量面Q4上の点が最終的な目標動作点e1とされる。この同一吸入空気量面Q4上の最終的な目標動作点e1が図34および図36に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はこの最終的な目標動作点e1に向けて変化せしめられることになる。このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は全開状態から小さくされる。
次いで要求吸入空気量がQ3とQ2の中間値になって要求動作点がd2になると、今度は図36に示されるように現在の吸入空気量Q4における同一吸入空気量面上において目標動作点e2が算出される。この目標動作点e2の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点d2に最も近い目標動作点e2が算出される。この場合にも、図34において、図36に示される同一吸入空気量面Q4上の目標動作点e2の真下に位置する同一吸入空気量面(Q3とQ2の中間値)上の点が最終的な目標動作点e2とされる。この同一吸入空気量面(Q3とQ2の中間値)上の最終的な目標動作点e2が図34および図37に示されている。
次いで要求吸入空気量がQ1になって要求動作点がd3になると図37に示されるように同一吸入空気量面(Q3とQ2の中間値)上において目標動作点e3が算出され、次いで図38に示されるように同一吸入空気量面Q1上における最終的な目標動作点e3が算出される。最終的な目標動作点e3が算出されると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はこの最終的な目標動作点e3に向けて変化せしめられる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は全開状態から小さくされる。
ところでこのように要求吸入空気量が小さくなると同一吸入空気量面内に低負荷側侵入禁止領域X2が現われてくる。この同一吸入空気量面内に現われる低負荷側侵入禁止領域X2は吸入空気量が小さくなるほど大きくなり、この同一吸入空気量面に現われる低負荷側侵入禁止領域X2は図38に示されるように要求吸入空気量が最小Q1になったときに最大となる。なお、本発明による実施例ではこの低負荷側侵入禁止領域X2の周りには低負荷側侵入禁止領域X2からわずかな間隔を隔てて、低負荷侵入禁止領域X2内への動作点の侵入を防止するための侵入阻止面が予め設定されており、この侵入阻止面と同一吸入空気量面との交線である侵入阻止線が図34においてWXで示されている。
さて、本発明による実施例では吸入空気量が要求吸入空気量Q1になると図38に示されるように同一吸入空気量面Q1上において機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から要求動作点d3に最も近い各目標動作点e4,e5,e6,e7,e8,e9,e10,e11,e12が順次算出される。この場合、目標動作点e4のように要求動作点d3に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線WXに対し侵入禁止領域X2と反対側に位置するときには算出された目標動作点が目標動作点e4とされる。これに対し、要求動作点d3に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線WXよりも侵入禁止領域X2に近い側にあるときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のいずれかの到達限界となる侵入阻止線WX上の点が目標動作点e5,e6,e7,e8,e9とされる。
即ち、要求吸入空気量がQ1になると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度は同一吸入空気量面Q1上において順次最終的な目標動作点e4,e5,e6,e7,e8,e9,e10,e11,e12を経て要求動作点d3まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はe10に達するまで遅角され、スロットル弁17の開度は徐々に大きくされる。
図39は図34に示されるように目標吸入空気量がQ6(n点)からQ1(目標動作点d3)まで急激に減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図39からこの場合には要求吸入空気量が目標値となった後(動作点e2)、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し(動作点e10)、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する(目標動作点d3)ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで(動作点e10)徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Q1上の動作点e3となるまで全開状態から低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで(動作点e10)まで徐々に開弁せしめられる。
なお、要求吸入空気量が変化したときに要求吸入空気量を満たすスロットル弁17の開度が3次元侵入禁止領域内、即ち低負荷側侵入禁止領域X2内となる場合がある。この場合にはスロットル弁17の開度は前述した侵入阻止面まで、即ち3次元侵入禁止領域内に侵入する手前まで変化せしめられ、次いで機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点は要求吸入空気量を満たす動作点に向けて3次元侵入禁止領域内に侵入することなく変化せしめられる。
次に図40から図44を参照しつつ駆動モータ59が故障し、駆動モータ59への電力の供給が停止された場合について説明する。図40には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点W1および点W2にあるときに駆動モータ59が故障し、駆動モータ59への電力の供給が停止された場合を示している。この場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が夫々点W1,W2から矢印Z1,Z2で示されるように要求動作点dXに向けて変化せしめられる。要求動作点dXは図8(B)に示される通常のサイクルにおける機械圧縮比および吸気弁閉弁時期であり、図40に示される例では機械圧縮比が10であって吸気弁閉弁時期がABDC55°とされている。
図41は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点W1にあるときに駆動モータ59への電力の供給が停止されたときの各目標動作点e1,e2,e3,e4,e5,e6,e7,e8,e9,e10,e11,e12,e13を示しており、図42は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点W2にあるときに駆動モータ59への電力の供給が停止されたときの各目標動作点e1,e2,e3,e4,e5,e6,e7,e8,e9,e10,e11,e12,e13を示している。なお、図41および図42のいずれに示す場合も目標動作点が同一吸入空気量面内で変化する場合を例にとって示している。
図41および図42に示される場合も各目標動作点の算出方法はこれまで述べてきた算出方法と同様であって、機械圧縮比の一定時間における圧縮比変更量Grと吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく要求動作点dXに最も近い次の目標動作点が算出される。因みに図41および図42に示される例では目標動作点e2は目標動作点e1に対し、機械圧縮比の減少量は一定時間における圧縮比変更量Grとされ、吸気弁閉弁時期は吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量とされている。同様に目標動作点e3は目標動作点e2に対し、機械圧縮比の減少量は一定時間における圧縮比変更量Grとされ、吸気弁閉弁時期は吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量とされている。なお、この場合、機械圧縮比の減少量は制御できないので制御されるのは吸気弁閉弁時期だけである。
一方、図43は図41に示される場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示しており、図44は図42に示される場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図43および図44のいずれに示す場合でも駆動モータ59が故障すると吸気弁閉弁時期が進角され、機械圧縮比が低下せしめられ、スロットル開度が小さくされることがわかる。なお、この場合、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点dXに到達すると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は要求動作点dXに保持され、このとき吸入空気量はスロットル弁17によって制御される。
このように本発明による実施例では駆動モータ59が故障したとき、即ち可変圧縮比機構Aが故障したときには現在の動作点から要求動作点dXに向けて侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出され、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が目標動作点に向けて変化せしめられる。この場合、この目標動作点は、好ましくは現在の動作点から要求動作点dXに向けて侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点から最も離れた動作点とされる。更に本発明による実施例では可変圧縮比機構Aが故障して機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点dXに達した後は吸入空気量がスロットル弁によって制御される。
図45は駆動モータ59の故障診断を行うためのルーチンを示しており、このルーチンは一定時間の割込みによって実行される。
図45を参照するとまず初めにステップ100において駆動モータ59が故障したことを示す故障フラグがセットされているか否かが判別される。故障フラグがセットされていないときにはステップ101に進んで前回の割込み時から今回の割込み時までの駆動モータ59への電力の供給量の変化量ΔE2が算出される。次いでステップ102では前回の割込み時から今回の割込み時までのカムシャフト55の回転角度の変化量ΔSθが算出される。次いでステップ103では駆動モータ59が故障したか否かが判別される。ΔE2が予め定められた基準量よりも大きいのにΔSθが予め定められた基準量よりも小さいときには駆動モータ59が故障したと判断され、このときにはステップ104に進む。ステップ104では故障フラグがセットされ、ステップ105では駆動モータ59への電力の供給が停止される。
図46および47は現在の動作点から予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点を算出するための、即ち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度の目標値を算出するためのルーチンを示している。
このルーチンでは予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点がこの予め定められた一定時間毎に算出される。従って図46に示されるルーチンはこの予め定められた時間毎の割込みによって実行される。この予め定められた時間は任意に定めることができるが本発明による実施例ではこの予め定められた一定時間は8msecとされている。従って本発明による実施例では図46に示される目標値の算出ルーチンは8msec毎に実行され、現在の動作点から8msec後に到達可能な目標動作点が8msec毎に算出されることになる。
図46を参照するとまず初めにステップ150において要求吸入空気量GXが算出される。この要求吸入空気量GXは例えばアクセルペダル40の踏込み量および機関回転数の関数として予めROM32内に記憶されている。次いでステップ151では故障フラグがセットされているか否かが判別される。故障フラグがセットされていないときにはステップ152に進んで要求吸入空気量GXに応じた基準動作線W上の要求動作点が算出される。次いでステップ153では現在の動作点が要求動作点であるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点であるときには処理サイクルを完了する。これに対し、現在の動作点が要求動作点でないときにはステップ154に進んで要求吸入空気量GXが現在の動作点における吸入空気量GAよりも大きいか否かが判別される。
GX>GAのとき、即ち吸入空気量を増大すべきときにはステップ155に進み、図19から図21に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。即ち、ステップ155では要求吸入空気量GXに応じた目標スロットル開度が算出される。この目標スロットル開度は要求動作点がスロットル全開面Q6上に位置すると通常は全開となる。次いでステップ156では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ157では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。このとき図22および図23を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れて一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。
次いでステップ158では図20に基づき説明した方法でもって目標動作点が決定される。次いでステップ159では決定した目標動作点から機械圧縮比の目標値および吸気弁閉弁時期の目標値が算出される。スロットル開度の目標値はステップ155において既に目標スロットル開度として算出されている。
一方、ステップ154においてGX≦GAであると判別されたとき、即ち吸入空気量を減少すべきか又は吸入空気量が要求吸入空気量となっているときにはステップ160に進み、図24から図39に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。即ち、ステップ160では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ161では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。このときにも図22および図23を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れて一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。次いでステップ162では目標動作点が決定される。
次いでステップ163では要求吸入空気量を満たす目標スロットル開度が算出され、この目標スロットル開度がスロットル開度の目標値とされる。ただし、要求吸入空気量GXを満たすスロットル開度が侵入禁止領域内となるときには目標スロットル開度は前述した侵入阻止面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくに従って目標スロットル開度は侵入阻止面に沿って変化せしめられる。
なおこれまで説明していなかったが要求吸入空気量が増大する場合にも同様なことが生じうる。例えば、動作点が図19において高負荷側侵入禁止領域X1の下方領域に位置するときに要求吸入空気量が増大すると目標スロットル開度が高負荷側侵入禁止領域X1内になる場合がある。このときには目標スロットル開度は各同一吸入空気量面に対し予め設定されている各基準動作線Wを含む基準動作面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくに従って目標スロットル開度はこの基準動作面に沿って変化せしめられる。
一方、ステップ151において故障フラグがセットされていると判断されたときにはステップ164に進んで要求動作点dXが算出される。次いでステップ165では現在の動作点が要求動作点dXであるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点dXでないときにはステップ166に進み、図41および図42に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。即ち、ステップ166では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ167では記憶されている機械圧縮比の圧縮比変更量Grを用いて一定時間後に到達する機械圧縮比が算出される。
次いでステップ168では目標動作点が算出され、次いでステップ169では目標スロットル開度が算出される。一方、ステップ165において現在の動作点が要求動作点dXであると判別されたときにはステップ169に進み、要求吸入空気量に応じた目標スロットル開度が算出される。
図48はPID制御を用いて機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度が図46および47に示されるルーチンにおいて算出された目標値になるように可変圧縮比機構A、可変バルブタイミング機構Bおよびスロットル弁17を駆動するための駆動ルーチンを示している。このルーチンは機関の運転が開始されると繰返し実行される。
図48を参照するとステップ200では吸気弁閉弁時期の目標値IT0と現在の吸気弁閉弁時期ITとの差ΔIT(=IT0−IT)が算出され、機械圧縮比の目標値CR0と現在の機械圧縮比CRとの差ΔCR(=CR0−CR)が算出され、スロットル開度の目標値θ0と現在のスロットル開度θとの差Δθ(θ0−θ)が算出される。
次いでステップ201ではΔITに比例定数Kp1を乗算することによって可変バルブタイミング機構Bに対する駆動電圧の比例項Ep1が算出され、ΔCRに比例定数Kp2を乗算することによって可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧の比例項Ep2が算出され、Δθに比例定数Kp3を乗算することによってスロットル弁17に対する駆動電圧の比例項Ep3が算出される。
次いでステップ202ではΔITに積分定数Ki1を乗算してこの乗算結果(Ki1・ΔIT)を積算することにより可変バルブタイミング機構Bに対する駆動電圧の積分項Ei1が算出され、ΔCRに積分定数Ki2を乗算してこの乗算結果(Ki2・ΔCR)を積算することにより可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧の積分項Ei2が算出され、Δθに積分定数Ki3を乗算してこの乗算結果(Ki3・Δθ)を積算することによりスロットル弁17に対する駆動電圧の積分項Ei3が算出される。
次いでステップ203では現在のΔITと前回算出されたΔIT1との差(ΔIT−ΔIT1)に微分定数Kd1を乗算することにより可変バルブタイミング機構Bに対する駆動電圧の微分項Ed1が算出され、現在のΔCRと前回算出されたΔCR1との差(ΔCR−ΔCR1)に微分定数Kd2を乗算することにより可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧の微分項Ed2が算出され、現在のΔθと前回算出されたΔθ1との差(Δθ−Δθ1)に微分定数Kd3を乗算することによりスロットル弁17に対する駆動電圧の微分項Ed3が算出される。
次いでステップ204では比例項Ep1と積分項Ei1と微分項Ed1とを加算することにより可変バルブタイミング機構Bに対する駆動電圧E1が算出され、比例項Ep2と積分項Ei2と微分項Ed2とを加算することにより可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧E2が算出され、比例項Ep3と積分項Ei3と微分項Ed3とを加算することによりスロットル弁17に対する駆動電圧E3が算出される。
これら駆動電圧E1,E2,E3に従って夫々可変バルブタイミング機構B、可変圧縮比機構Aおよびスロットル弁17が駆動されると吸気弁閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル開度は夫々順次変化する目標値に向けて変化することになる。なお、故障フラグがセットされているときには可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧E2の印加は停止される。
図49に変形例を示す。図40から図42に示すようにこれまで説明した実施例では駆動モータ59への電力の供給が停止されたときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は要求動作点dXに向けて変化せしめられる。しかしながら機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が図49においてハッチングSで示す領域にあるときに、即ち機械圧縮比が低く、吸気弁閉弁時期が進角側にあるときに駆動モータ59が故障した場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点を駆動モータ59の故障時の動作点に維持しておいても問題は生じない。
従って図49に示される変形例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が図49においてハッチングSで示す領域にあるときに駆動モータ59が故障した場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点を駆動モータ59の故障時の動作点に維持するようにしている。更に、図49に示す変形例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が図49においてハッチングSで示す領域外にあるときに駆動モータ59が故障した場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する要求動作点dXをハッチングSで示す領域内の任意の位置とすることができる。
図50に別の実施例を示す。前述したように本発明では可逆式の伝達機構65,66が用いられており、従って機関が停止したときにはシリンダブロック2が重力により下降して高圧縮比状態となる。その結果、機関を再始動するときに異常燃焼を生ずる危険性がある。そこで図50に示される実施例では機関停止時にシリンダブロック2が重力により下降するのを阻止するためにクランクケース1とシリンダブロック2間に弾性部材、例えば圧縮ばね67を配置するようにしている。
一方、図50に示されるような構造にすると可逆式の伝達機構65,66を用いているために機関が停止したときにシリンダブロック2が持ち上がり、低圧縮比状態となる。従って機関の再始動時には低圧縮比状態になる。しかしながら機関の再始動時に極度に低圧縮比状態になっていると機関の始動が困難となる。
そこで図51に示す実施例ではウォーム歯車63に切欠き部68を形成すると共に切欠き部68の両端部68a,68bと係合可能なストッパ69を取付け、このストッパ69によって圧縮比が極度に低くならないようにウォーム歯車63の回転角度範囲を規制するようにしている。即ち、この実施例では機関停止時に機械圧縮比が過度に低下するのを阻止するために伝達機構65,66によりカムシャフト65,66の回転角度が制限されている。
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
17…スロットル弁
65,66…伝達機構
70…吸気弁駆動用カムシャフト
A…可変圧縮比機構
B…可変バルブタイミング機構
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
17…スロットル弁
65,66…伝達機構
70…吸気弁駆動用カムシャフト
A…可変圧縮比機構
B…可変バルブタイミング機構
Claims (11)
- 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を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、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対し侵入禁止領域を設定して機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が該侵入禁止領域内に侵入するのを禁止し、可変圧縮比機構が故障したときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を現在の動作点から低機械圧縮比側の要求動作点に向けて該侵入禁止領域内に侵入することなく変化させるようにした火花点火式内燃機関。
- 上記可変圧縮比機構は、該可変圧縮比機構が故障すると燃焼圧によって機械圧縮比が徐々に低下するように構成されており、該可変圧縮比機構が故障して機械圧縮比が徐々に低下するときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が現在の動作点から要求動作点に向けて該侵入禁止領域内に侵入することなく変化せしめられる請求項1に記載の火花点火式内燃機関。
- 上記可変圧縮比機構が故障したときには現在の動作点から要求動作点に向けて該侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出され、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が目標動作点に向けて変化せしめられる請求項2に記載の火花点火式内燃機関。
- 上記目標動作点は、一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期と記憶されている機械圧縮比の圧縮比変更量から算出される請求項3に記載の火花点火式内燃機関。
- 上記目標動作点は、現在の動作点から要求動作点に向けて上記侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点から最も離れた動作点とされる請求項4に記載の火花点火式内燃機関。
- 吸入空気量を制御するためのスロットル弁を具備しており、上記可変圧縮比機構が故障して機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達した後は吸入空気量がスロットル弁によって制御される請求項2に記載の火花点火式内燃機関。
- 上記可変圧縮比機構は伝達機構を介して電動式アクチュエータの出力により駆動されており、上記可変圧縮比機構は電動式アクチュエータへの電力の供給が停止されたときに機械圧縮比が徐々に低下するように燃焼圧によって上記伝達機構が作動せしめられる構造を有している請求項2に記載の火花点火式内燃機関。
- 上記伝達機構は、燃焼圧によって該伝達機構が作動せしめられるときの伝達効率が10パーセントから50パーセントである請求項7に記載の火花点火式内燃機関。
- 上記可変圧縮比機構は、クランクケースと、クランクケースの上方に配置されたシリンダブロックの相対位置をカムシャフトの回転により変化させて機械圧縮比を変化させ、上記伝達機構は該カムシャフトに取付けられたウォームホイールと、該ウォームホイールと噛合しかつ上記アクチュエータによって回転せしめられるウォームからなる請求項7に記載の火花点火式内燃機関。
- 機関停止時にシリンダブロックが重力により下降するのを阻止するためにクランクケースとシリンダブロック間に弾性部材を配置した請求項7に記載の火花点火式内燃機関。
- 機関停止時に機械圧縮比が過度に低下するのを阻止するために上記伝達機構によりカムシャフトの回転角度が制限されている請求項10に記載の火花点火式内燃機関。
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