JP5347734B2 - 内燃機関 - Google Patents

Description

本発明は、圧縮比を可変可能な内燃機関に関する。

内燃機関における理論的な熱効率は、オットーサイクルで表現され、理想気体のサイクルを前提とすると、圧縮比と比熱比の関数で表現される。ここで、圧縮比が高く、比熱比が大きいほど熱効率は高くなることが一般的に知られている。しかし、火花点火式内燃機関において高圧縮比化を行うと、圧縮端における温度と圧力が高まり、火炎が到達する前に未燃混合気が自着火を起こし、ノッキングが生じやすくなってしまう。ノッキングを回避するためには、点火時期を遅角するか、圧縮比を下げるかの選択があるが、両手段ともに熱効率の悪化は避けられない。

従来、圧縮比が変更可能な機構を備える火花点火式内燃機関における圧縮比の基本的な制御方法は、下記特許文献１に示すように、点火時期がＭＢＴとなるように、圧縮比を負荷に応じて変更するものが知られている。具体的に、低負荷においては最高の圧縮比を使用し、負荷の増大によりノッキングが生じる場合には、点火時期をＭＢＴに設定することが可能な圧縮比まで下げるというものである。

特開昭５６−８８９２６

しかしながら、発明者らの検討によれば、圧縮比を高圧縮比にしたまま点火時期をリタードすることにより熱効率が悪化し燃料消費量が増える度合いと、点火時期をＭＢＴにしたまま圧縮比を下げることで熱効率が悪化し燃料消費量が増える度合いとが、負荷によって異なることを発見した。

ここで、図１に検討の結果を示す。図１の上段は、圧縮比違いにおける負荷と燃料消費量との関係を示す。また、図１の下段は、圧縮比違いにおける負荷と点火時期（図１においては、「ＭＢＴからのリタード量」で表現）の関係を示す。図１に示す比較的高負荷の領域では、高圧縮比よりも低圧縮比にした方が燃料消費量としては低い値となることが分かる。一方、中間負荷領域では高圧縮比を保持したままで点火時期のＭＢＴからのリタード量が増大しても、低圧縮比にするよりも燃料消費量としては低い値となることが分かる。すなわち、燃費を好適にするためには、この２つの曲線の交点である負荷（以下、「所定の負荷」とする）を境に圧縮比と点火時期の制御を変化させることが必要であることが分かった。なお、図１に記載の中間遷移負荷領域については後述する。

そこで本発明は、上述した燃費を改善する、所定の負荷という新たな着眼点に注目してなされたものであり、圧縮比が変更可能な機構を備える内燃機関において、負荷に応じて燃費を改善することが可能となる内燃機関を提供することを目的とする。

上記目的を達成させるため、本発明における内燃機関においては、圧縮比を変更可能な機構と、火花点火を行う点火装置と、を備えている。また、所定の負荷よりも小さい低負荷領域における圧縮比は、所定の負荷より大きい高負荷領域の圧縮比よりも相対的に高く設定され、点火時期は、前記低負荷領域において負荷が高いときに低いときと比べてＭＢＴからの遅角量が大きくなるように設定され、前記高負荷領域においてＭＢＴからの遅角量が前記低負荷領域における最も大きなＭＢＴからの遅角量より少なくとも大きくならないように設定される。
そして、一つの態様では、本発明の内燃機関は、目標ＥＧＲ量に対して実際のＥＧＲ量がずれた場合には、前記所定の負荷を低負荷側に変更する。
また、他の一つの態様では、本発明の内燃機関は、さらに圧縮端温度相関パラメータ検出手段を備え、パラメータに応じて前記所定の負荷を変更する。
また、他の一つの態様では、本発明の内燃機関は、さらに加速度合いを検知する手段を備え、加速の度合いが大きいことにより機械圧縮比の変更が目標に対して遅れを生じると判断される場合においては、前記所定の負荷を低負荷側に変更する。

この発明によれば、所定の負荷の前後で燃料消費量がより小さくなるように圧縮比と点火時期を設定するため、圧縮比が変更可能な機構を備える内燃機関において、燃費に好適な内燃機関を提供することが可能となる。

圧縮比違いによる負荷と燃料消費量、点火時期の関係を示す。 実施例１における内燃機関のシステム構成概略図である。 実施例１における内燃機関本体の構成概略図である。 実施例１における負荷と内燃機関の圧縮比及び点火時期の関係を示す。 基本となる所定の負荷設定の模式図を示す。 機関回転速度や負荷に応じた目標ＥＧＲ量の違いを示す。 ＥＧＲ量が目標に対し少ない側にばらつくことにより所定の負荷設定が変更される模式図である。 ＥＧＲ量が目標に対し多い側にばらつくことにより所定の負荷設定が変更される模式図である。 吸入空気温度が変化することにより所定の負荷設定が変更される模式図である。 冷却水温度が変化することにより所定の負荷設定が変更される模式図である。 吸気量が変化することにより所定の負荷が変更される模式図である。 機械圧縮比がばらつくことにより所定の負荷設定が変更される模式図である。 可変動弁機構の概略図である。 吸気弁閉時期を下死点より遅角させた場合の所定の負荷設定が変更される模式図である。 吸気弁閉時期を下死点より進角させた場合の所定の負荷設定が変更される模式図である。

以下、添付した図面を参照しながら、本発明の実施形態を実施例１から３において説明する。なお、図面の説明において同一の要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。また、図面の寸法比率は、説明の都合上誇張されており、実際の比率とは異なる場合がある。

図２は、実施例１における内燃機関のシステム構成概略図である。実施例１における内燃機関のシステムは、吸気通路１、排気通路２、内燃機関本体３（図２においては「Ｅｎｇ．」と記載）、そして機関コントロールユニット４（図２においては「ＥＣＵ」と記載）とから構成されている。

吸気通路１において、図示せぬ外気導入ダクト及びエアクリーナを通過した吸入空気は、スロットル１１、コレクタ１２（図２においては「Ｃｏｌ」と記載）、インテークマニフォルド１３を通って内燃機関本体３に導かれる。ここで、スロットル１１は、運転者のアクセル操作に基づく吸入空気量を調節するための弁である。また、コレクタ１２は、吸入空気を集積する空間であり、吸入負圧検出手段である吸気圧センサ１４（図２においては「Ｐ１」と記載）を備えている。そして、インテークマニフォルド１３は、内燃機関本体３の各シリンダーへ吸気を分配するものであり、吸入空気温度検出手段である吸気温センサ１５（図２においては「Ｔ１」と記載）を備えて、吸入空気の温度を測定する。

排気通路２において、内燃機関３から排出された排気ガスは、エキゾーストマニフォルド２１を通って、図示せぬ３元触媒やマフラーを通って車外に放出される。エキゾーストマニフォルド２１には、排気圧力検出手段である排気圧センサ２２（図２においては「Ｐ２」と記載）を備えており、排気圧力の測定を行う。さらに、エキゾーストマニフォルド２１には、排気ガスを吸気通路に還流させるためのＥＧＲ配管２３が設置され、コレクタ１２へと接続されている。このＥＧＲ配管２３の途中には、電気駆動されるＥＧＲバルブ２４が備えられており、ＥＧＲガス量の調整を行う。実際のＥＧＲガス量は、例えば吸気圧と排気圧との差圧とＥＧＲバルブ２４の開度とから求めることができる。

内燃機関本体３は、図３を用いて詳説する。実施例１の内燃機関は、従来より周知の内燃機関に加えて、機械圧縮比を変更可能な機構を持つ。ここで、機械圧縮比とは、ピストンが下死点にあるときの燃焼室の容積とピストンストローク容積の和を、上死点にあるときの燃焼室の容積で割った値のことをいう。

図３は、実施例１における内燃機関本体の構成概略図である。図３に示すように、内燃機関本体３は、シリンダーヘッド３１とシリンダーブロック３２を備え、シリンダー内には上下に往復運動するピストン３３が設けられている。これらにより、燃焼室３４が形成される。シリンダーヘッド３１には、吸入空気を燃焼室３４に導く吸気ポート３５及び、燃焼済みの排気ガスを排気管へ送る排気ポート３６が設けられている。また、吸気ポート３５には吸気弁３７が、排気ポート３６には排気弁３８が配置されており、それらを作動させる吸気弁用カム３９と、排気弁用カム４０とが、弁略上部に配置されている。さらに、吸気弁３７と排気弁３８の間には、燃料噴射弁４１と、点火装置である点火プラグ４２が配置される。内燃機関に近接又は離れた位置に、内燃機関を電気的に制御するための機関コントロールユニット４と、電圧を高めるための点火コイル４３が配置される。

一方、機械圧縮比を変更可能な機構は、各気筒のピストン３３にピストンピン５０を介して一端が連結されたアッパーリンク５１と、このアッパーリンク５１の他端にアッパーリンクピン５２を介して揺動可能に連結されるとともに、クランク軸５３のクランクピンに連結されるロアーリンク５４と、クランク軸５３と略平行に延びるコントロールシャフト５５と、一端がコントロールシャフト５５に揺動可能に連結されるとともに、他端が制御リンクピン５６を介してロアーリンク５４に揺動可能に連結されるコントロールリンク５７と、を有している。ここで、コントロールシャフト５５の中心軸と、コントロールリンク５７の締結部の中心軸は互いに偏心しており、コントロールシャフト５５が回転することにより、コントロールリンク５７との締結部が移動し、ロアーリンク５４の傾きが変わることによって、アッパーリンク５１及びピストン３３の上死点位置が変わることになる。コントロールシャフト５５は、モータ付き機械圧縮比変更用アクチュエータ５８により回転させられる。このように、ピストン上死点位置が変更されることにより、機械圧縮比を可変にできるようになる。

さらに、図３におけるシリンダーブロック３２の冷却水経路には、冷却水温検出手段である水温センサ４４を備え、機関冷却水の温度を測定する。水温センサ４４は、シリンダーヘッド３１に配置されていても構わない。また、シリンダーブロック３２の外表面には、異常燃焼を検出する手段であるノックセンサ４５を備え、シリンダーブロック伝わる振動を測定している。なお、異常燃焼を検出する手段としては、ノックセンサー４５の代わりに、図示しないが、燃焼室内の圧力を直接測定可能な圧力センサである筒内圧センサをシリンダーヘッド３１に備えることもできる。

図２もしくは図３に記載の機関コントロールユニット４は、上述した各種センサの信号のほかにも、クランク角に基づいて内燃機関の回転速度を検出する内燃機関回転速度センサ７１、アクセルペダルの操作量を検出するアクセルストロークセンサ７２、車速を検出する車速センサ７３、そして吸入空気量を測定するエアフローメータ７４の信号などの各種センサからの信号が入力される。機関コントロールユニット４は、これらの信号を基に、機関負荷を判定し圧縮比変更信号を圧縮比変更用アクチュエータ５８に送ったり、点火時期を演算し、点火装置である点火プラグ４２により火花点火を行うタイミングを変更させている。

ところで、本実施例における圧縮比が変更可能な内燃機関においては、先に述べた特許文献１の内燃機関と違い、燃費を好適にするため、図４に示すような制御を行う。図４は、実施例１における負荷と内燃機関の圧縮比及び点火時期の関係を、２つの例を挙げて示している。この図において、横軸は負荷をとり、上段の縦軸は圧縮比を、下段の縦軸は点火時期（ＭＢＴからのリタード量）を示す。ここで、ＭＢＴ（Ｍｉｎｉｍｕｍ ａｄｖａｎｃｅ ｆｏｒ Ｂｅｓｔ Ｔｏｒｑｕｅ）とは、点火時期と内燃機関の軸トルクとの関係において、最大トルクを発生する最小点火進角のことをいう。一般に、負荷の上昇に伴い吸入空気量が増すため、燃焼速度が速くなることによってＭＢＴは遅角する。また、機関回転数上昇に対しては、クランク角変化（ピストン変位）に対する時間が短くなることによってＭＢＴは進角することが知られている。ただし、圧縮比が変わることによっては、ＭＢＴの変化はない。なお、本明細書において点火時期の遅角と点火時期のリタードは同義であるとする。

図４の左側の例において、所定の負荷を境に、低負荷側である低負荷領域と高負荷側である高負荷領域で、圧縮比と点火時期の関係を変更させる。ここで、所定の負荷とは、図１において発見した、低負荷領域における相対的に高い圧縮比での点火時期をＭＢＴから遅角した場合の燃料消費量が、前記高負荷領域における相対的に低い圧縮比での点火時期をＭＢＴにした場合の燃料消費量と等しくなる負荷のことをいう。どのような機関の負荷であっても、燃料消費量がより小さくなるように内燃機関を運転するのに重要な負荷である。

図４の左側の例における低負荷領域の中でも、より負荷が小さい極低負荷においては、高い圧縮比による良燃費効果を得るため、より高い圧縮比と点火時期がＭＢＴでの制御を行う。低負荷領域内でも比較的大きい負荷においては、高い圧縮比の下で点火時期をＭＢＴにするとノッキング等の異常燃焼が発生する場合やその恐れがある場合には、高い圧縮比を保ったまま点火時期をＭＢＴからリタードさせていく。この図では、低負荷領域において、負荷が上昇するほど点火時期は連続的にＭＢＴよりリタードさせているが、階段状にリタードさせても構わない。また、圧縮比に関しても、高い圧縮比を一定に保つものだけでなく、点火時期をリタードさせつつも、緩やかに圧縮比を低下させるものであっても良い。一方、図４の左側の例における高負荷領域は、圧縮比を低下させることで良燃費効果を得ることができる。この高負荷領域の中でも比較的負荷の低い、すなわち、低負荷領域に隣接した所定の負荷範囲では、ＭＢＴからの遅角量が低負荷領域の最も大きなＭＢＴからの遅角量に比べて少なくとも大きくならないような点火時期として、上記の所定の負荷を境に点火時期をＭＢＴに設定するとともに、圧縮比をノッキングを生じない圧縮比にまで低下させる。

図４の右側の例では、低負荷領域と高負荷領域の間に中間遷移負荷領域を設け、中間遷移負荷領域において、負荷が増えるにつれて圧縮比を低下させるとともに、点火時期のＭＢＴからの遅角量を低負荷領域の最も大きなＭＢＴからの遅角量に維持する。これによって、図１中の破線に示されるように、中間遷移負荷領域においてより良燃費効果が得られる圧縮比と点火時期の組合せとすることができる。また、負荷変化に応じた圧縮比の変化を緩やかにすることができる。

以上、図４を通して見てきたように、所定の負荷を境に、燃料消費量がより小さくなるように圧縮比と点火時期を設定するため、圧縮比が変更可能な機構を備える内燃機関において、燃費に好適な内燃機関を提供することが可能となる。

これまでは、負荷に対して良燃費運転をする際の圧縮比と点火時期の切替点である所定の負荷が一定の場合の実施例であったが、燃費優先の圧縮比と点火時期の設定を行うことで、種々の外乱によっては内燃機関が異常燃焼を起こしやすくなる。ここで、異常燃焼とは、ノッキングであったり、燃焼のサイクル間ばらつきのことをいう。そこで、燃焼状態を検出する手段であるノックセンサや筒内圧センサにより、燃焼状態が異常と判断された場合には、所定の負荷を変更することで、異常燃焼を回避させることとする。特に、燃焼が不安定な場合には、サイクル間ばらつきが大きくなり、運転性への支障が及んでしまうため、所定の負荷を低負荷側に変更させる。

具体的な外乱の例としては、ＥＧＲ量のばらつき、筒内残留ガスのばらつき、吸入空気温度の変動、冷却水温度の変動、吸気量の変動、そして機械圧縮比の変動などがある。また、機械圧縮比の変更の遅れなども異常燃焼を起こす原因となる。これらの中で、吸入空気温度、冷却水温度、吸気量、そして機械圧縮比は、燃焼室における圧縮端温度に影響を与えるため、圧縮端温度相関パラメータであるといえる。

まずはじめに、外乱が入らない場合の圧縮比と点火時期のＭＢＴからの遅角量の設定についてもう１度簡単に述べる。図５に基本となる設定の模式図を示す。内容は図４で示したものと基本的に同じで、外乱が入ったときの例との比較の基準となる。まず、低負荷領域においては、燃費を考慮して最高の圧縮比を設定するため、機械圧縮比はＡ点となる。負荷の増大に伴い、Ａ点から横軸（Ｘ軸）に沿って移動し、やがて燃費が最良となる上限圧縮比ラインと交わるＢ点に当たる。ここよりも高負荷側においては、燃費最良上限圧縮比ラインに沿って機械圧縮比を低下させる。これにより、各負荷において燃費を最小化することができる。

ここで、低負荷領域においては圧縮比を低下させない分、点火時期を遅角させてノッキングを生じさせないようにしているものの、外乱等によって点火時期の遅角が必ずしも十分でなくなり、ノッキングを生じたり、逆に点火時期が相対的に過剰となって、燃焼不安定を生じたりする恐れがある。そのため、低負荷領域では、例えばノックセンサ４５や筒内圧センサの検出値を用いてノッキングを検出し、あるいは内燃機関回転速度センサ７１の検出値を用いて回転変動を検出し、ノッキングや燃焼不安定が生じたときは境界となる所定の負荷を低下させ、より低い負荷で圧縮比を低下させる。続いて、外乱の具体的な例毎に、図５を基本とした図を用いて、所定の負荷を変更する様子を表すこととする。なお、以下の図７〜図１２においては、図５の基本的な設定を破線で表示している。

まず、ＥＧＲ量のばらつきについて述べる。図６は、機関回転速度や機関軸トルクに応じた目標ＥＧＲ率の違いを示す。低負荷ほどＥＧＲ率は高く、高負荷では０となる設定である。定常状態におけるＥＧＲ率のばらつきはそれほど大きくないが、過渡状態においては、ＥＧＲの応答遅れにより、目標値を下回ったり、逆に上回ったりすることもある。

図７は、ＥＧＲ量が目標に対し少ない側にばらつくことにより所定の負荷設定が変更される模式図である。実際のＥＧＲ量が目標値を下回る場合には、吸気側に供給される不活性ガスが減少するため、燃焼温度が上昇し、ノッキングが生じやすくなる。燃費最良上限圧縮比ラインを一定圧縮比分だけ低下するようにオフセットさせて、修正燃費最良上限圧縮比ラインとする。したがって、燃費最良上限圧縮比ラインが修正されることで、所定の負荷は、修正燃費最良上限圧縮比ラインと元の設定圧縮比との交点である、低負荷側のＢ点に変更される。

また、図８は、ＥＧＲ量が目標に対し多い側にばらつくことにより所定の負荷設定が変更される模式図である。実際のＥＧＲ量が目標値を上回る場合には、吸気側に供給される不活性ガスが増大するため、燃焼が不安定となりやすい。そこで、図８に示すように、燃焼が不安定となり易い低負荷側でより大きく低圧縮比側となるように、ノッキング−燃焼安定度ＮＧラインが下方に移動する。このとき、燃費最良上限圧縮比ラインより下方に移動し、燃費最良上限圧縮比ラインも下方へ移動させる必要が生じるため、所定の負荷は、修正燃費最良上限圧縮比ラインと元の設定圧縮比との交点である低負荷側のＢ点に変更される。

なお、ＥＧＲ量のばらつきは、図1の構成で示した外部ＥＧＲ（エキゾーストから配管を用いて排気ガスを吸気通路に還流させるもの）に限られず、排気ガスが排気行程において、オーバーラップが存在することにより発生する内部ＥＧＲも含まれる。内部ＥＧＲ量の変動は、筒内残留ガスのばらつきと捉えることもできる。筒内残留ガスは、図1の構成において示した、吸気圧センサ１４や排気圧センサ２２により、内燃機関本体３の空気の流れの前後差圧を測定することにより推定することが可能である。

次に、吸入空気温度の変動について述べる。図９は、吸入空気温度が変化することにより所定の負荷設定が変更される模式図である。吸入空気温度の変化は、筒内ガスがピストンによる断熱圧縮を受けた後の圧縮端温度に影響を及ぼす。吸入空気温度が高まると点火時期のリタードを開始する負荷（図中のｘ）が低負荷（図中のｙ）側に移動することになる。一方、吸入空気温度が低くなると、点火時期のリタードを開始する負荷が高負荷側に移動するため、所定の負荷は高い負荷側へ移動する。吸気温度が高い側に振れた場合には、燃費最良上限圧縮比ラインが修正され、所定の負荷は、圧縮比との交点であるＢ点に変更される。

さらに、冷却水温度の変動について述べる。図１０は、冷却水温度が変化することにより所定の負荷設定が変更される模式図である。冷却水温度の変化も吸入吸気温度の変化と同様に、筒内ガスがピストンによる断熱圧縮を受けた後の圧縮端温度に影響を及ぼす。冷却水温度の変動が燃焼室の温度変化に影響を及ぼすからである。ただし、冷却水温度の場合は、吸気行程中に吸入空気を暖めることにも影響するので、吸入空気温度の変化も加わって所定の負荷が移動することになる。図１０において、冷却水温度によって吸入空気温度が高まると点火時期のリタードを開始する負荷（図中のｘ）が低負荷（図中のｙ）側に移動することになる。さらに、燃焼室温度が高まることで更に低負荷（図中のｚ）側に移動することとなる。これにより、燃費最良上限圧縮比ラインが修正され、所定の負荷は、圧縮比との交点であるＢ点に変更される。一方、冷却水温度が低くなると、点火時期のリタードを開始する負荷が高負荷側に移動するため、所定の負荷は高い負荷側へ移動する。

吸気量の変動について述べる。図１１は、吸気量が変化することにより所定の負荷が変更される模式図である。吸気量の変動により燃焼室内の充填効率が変化することで、圧縮端温度及び圧力が変化する。これは、ノッキング等の異常燃焼に対し、圧縮比を変化させた場合と同様な効果が表れる。すなわち、図１１において、低負荷領域でＡ点であったものが、吸気量が多い側に振れた場合には、Ａ１点に圧縮比が移動することで、所定の負荷は低負荷側（Ｂ１点）へと移動する。一方、吸気量が少ない側に振れた場合には、Ａ２点に圧縮比が移動することで、所定の負荷は高負荷側（Ｂ２点）へと移動することになる。

最後に、機械圧縮比がばらつく場合について説明する。図１２は、機械圧縮比がばらつくことにより所定の負荷設定が変更される模式図である。機械圧縮比は目標機械圧縮比になるように通常制御されるが、加速時などの過渡応答時には、機械圧縮比変更用アクチュエータ５８の応答時間がかかる関係で、目標とする機械圧縮比に必ずしもなっていないケースが発生する。すなわち、図１２において、目標より高めの機械圧縮比である場合には、低負荷領域でＡ点であったものが、Ａ１点へと圧縮比が移動することで、所定の負荷は低負荷側（Ｂ１点）へと移動する。一方、目標より低めの機械圧縮比である場合には、Ａ２点に圧縮比が移動することで、所定の負荷は高負荷側（Ｂ２点）へと移動することになる。

以上は、圧縮比が変更可能な機構として、機械圧縮比を変更させる実施例を見てきたが、有効圧縮比を変更させることによっても図４における機械圧縮比の変更と同様な効果が得られる。ここで、有効圧縮比とは、吸気弁の閉時期における燃焼室の容積と、燃焼室の最小容積との比のことをいう。

図１３は、可変動弁機構６０の概略図である。この機構は、実施例１における内燃機関本体３の吸気弁上方に配置され、位相可変機構７０とリフト・作動角可変機構８０とから構成される。位相可変機構は、吸気弁の中心角を遅進させることで吸気弁の閉弁時期を遅進させることができる。また、リフト・作動角可変機構８０は、吸気弁のリフト量及び作動角を変化させることにより、位相可変機構同様、吸気弁の閉時期を遅進させることができる。これらの機構は、内燃機関の吸気弁のリフト量や作動角を変更、中心角を変更する機構として既知のものであるため、作動原理の説明は行わない。可変動弁機構６０により、吸気弁の閉弁時期を変化させることで、機関の有効圧縮比を変化させることができる。以下に具体的に詳説する。

上述したように、位相可変機構７０により、吸気弁の中心角の位相が可変となる。吸気カムとして広い作動角を有し、吸気弁を下死点よりも遅れて閉弁させることで、ポンプ損失低減を行い、ミラーサイクルを実現することができる。この場合、負荷の上昇による吸気量要求が増大する場合には、吸気弁の閉時期を進角させる必要が出てくる。吸気弁の閉時期がこのように可変となる場合、吸気弁の閉時期により、同一機械圧縮比であっても圧縮端温度及び圧力は変化する。そこで、実施例３では、実施例１において機械圧縮比として設定されていた燃費最良上限圧縮比ラインが、有効圧縮比として設定されることとなる。

図１４は、吸気弁閉時期を下死点より遅角させた場合の所定の負荷設定が変更される模式図である。図１４において、低負荷で最高の機械圧縮比に設定した場合に、Ｃ点が有効圧縮比となる。負荷の増大とともに、Ｘ軸と平行に移動することとなるが、吸気弁の閉時期を変えずに、スロットルバルブ１２を全開にした際の全負荷はＤ点となるので、これ以上負荷を上げるためには、吸気弁の閉時期を進角させ、有効圧縮比を増大させることとなる。そうすると、図中のＤ点からＥ点の経路を通過することになり、負荷の増大とともに有効圧縮比が増大する関係となる。本実施例では圧縮比は、機械圧縮比可変機構によるピストン上死点位置と、位相可変機構７０による吸気弁の閉時期とによって変化させられるが、低負荷側における位相可変機構７０による吸気弁の閉時期制御による有効圧縮比の変化は、吸気量を制御した結果付随して生じるものであり、低負荷領域において高負荷領域よりも相対的に高く設定される圧縮比とは、本実施例においては機械圧縮比可変機構による機械圧縮比に相当する。よって、所定の負荷は、Ｅ点に設定されることとなる。

一方、リフト・作動角可変機構８０により、吸気弁の閉時期はもとより開時期についても独立に制御可能となる。図１５は、吸気弁閉時期を下死点より進角させた場合の所定の負荷設定が変更される模式図である。低負荷においては、吸気弁の閉時期を早め、動弁のフリクションの低減により熱効率の向上を図ることができる。また、本実施例３の場合には、図２で示したスロットル１１を不要にすることもでき、この場合にはポンプ損失の低減による熱効率向上も図ることができる。図１５において、低負荷で最高圧縮比を設定すると、有効圧縮比としてはＭ点となる。スロットル１１が無い場合には、吸気量の制御を吸気弁の閉時期のみで行うため、負荷の増大とともに吸気弁の閉時期を遅角させる必要がある。これにより、有効圧縮比はＭ点からＮ点のように増大していく。そして、燃費最良上限有効圧縮比ラインと交わると、機械圧縮比を低下させる。本例でも圧縮比は、機械圧縮比可変機構によるピストン上死点位置と、位相可変機構７０による吸気弁の閉時期とによって変化させられるが、低負荷側における位相可変機構７０による吸気弁の閉時期制御による有効圧縮比の変化は、吸気量を制御した結果付随して生じるものであり、低負荷領域において高負荷領域よりも相対的に高く設定される圧縮比とは、本例においても機械圧縮比可変機構による機械圧縮比に相当し、所定の負荷はＮ点で示される。

なお、機械圧縮比を変更可能な機構は、上述した実施例に限られず、ピストンの上死点または下死点位置における燃焼室の容積を変化させることにより機械圧縮比が変更可能なものであれば、別の手段を用いても構わない。

１ 吸気通路
２ 排気通路
３ 内燃機関本体
４ 機関コントロールユニット
１１ スロットル
１２ コレクタ
１３ インテークマニフォルド
１４ 吸気圧センサ
１５ 吸気温センサ
２１ エキゾーストマニフォルド
２２ 排気圧センサ
２３ ＥＧＲ配管
３３ ピストン
４２ 点火プラグ
４３ 点火コイル
４４ 水温センサ
４５ ノックセンサ
５８ 機械圧縮比変更用アクチュエータ
６０ 可変動弁機構
７０ 位相可変機構
８０ リフト・作動角可変機構

Claims (9)

1. 圧縮比を変更可能な機構と、火花点火を行う点火装置と、を備える内燃機関において、所定の負荷よりも小さい低負荷領域における圧縮比は、所定の負荷より大きい高負荷領域の圧縮比よりも相対的に高く設定され、点火時期は、前記低負荷領域において負荷が高いときに低いときと比べてＭＢＴからの遅角量が大きくなるように設定され、前記高負荷領域においてＭＢＴからの遅角量が前記低負荷領域における最も大きなＭＢＴからの遅角量より少なくとも大きくならないように設定されるように構成されており、
   目標ＥＧＲ量に対して実際のＥＧＲ量がずれた場合には、前記所定の負荷を低負荷側に変更することを特徴とする内燃機関。
2. 圧縮比を変更可能な機構と、火花点火を行う点火装置と、を備える内燃機関において、所定の負荷よりも小さい低負荷領域における圧縮比は、所定の負荷より大きい高負荷領域の圧縮比よりも相対的に高く設定され、点火時期は、前記低負荷領域において負荷が高いときに低いときと比べてＭＢＴからの遅角量が大きくなるように設定され、前記高負荷領域においてＭＢＴからの遅角量が前記低負荷領域における最も大きなＭＢＴからの遅角量より少なくとも大きくならないように設定されるように構成されており、
   この内燃機関は、さらに圧縮端温度相関パラメータ検出手段を備え、パラメータに応じて前記所定の負荷を変更することを特徴とする内燃機関。
3. 圧縮比を変更可能な機構と、火花点火を行う点火装置と、を備える内燃機関において、所定の負荷よりも小さい低負荷領域における圧縮比は、所定の負荷より大きい高負荷領域の圧縮比よりも相対的に高く設定され、点火時期は、前記低負荷領域において負荷が高いときに低いときと比べてＭＢＴからの遅角量が大きくなるように設定され、前記高負荷領域においてＭＢＴからの遅角量が前記低負荷領域における最も大きなＭＢＴからの遅角量より少なくとも大きくならないように設定されるように構成されており、
   この内燃機関は、さらに加速度合いを検知する手段を備え、加速の度合いが大きいことにより機械圧縮比の変更が目標に対して遅れを生じると判断される場合においては、前記所定の負荷を低負荷側に変更することを特徴とする内燃機関。
4. 前記低負荷領域での点火時期は、負荷の増大に応じてＭＢＴからの遅角量が増大するように設定されることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関。
5. 前記低負荷領域では、圧縮比を一定に維持することを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関。
6. 前記低負荷領域と高負荷領域の間の中間遷移負荷領域では、負荷が増えるにつれて圧縮比を低下させるとともに、点火時期のＭＢＴからの遅角量を前記低負荷領域の最も大きなＭＢＴからの遅角量に維持することを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の内燃機関。
7. 前記所定の負荷は、前記相対的に高い圧縮比の下で点火時期をＭＢＴから遅角させたときの燃料消費率が、前記相対的に低い圧縮比の下で点火時期をＭＢＴとしたときの燃料消費率に対して逆転する負荷であることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の内燃機関。
8. 前記高負荷領域における低負荷領域に隣接した所定の負荷範囲の点火時期を、そのＭＢＴからの遅角量が隣接する低負荷領域の最も大きなＭＢＴからの遅角量に比べて少なくなるような点火時期にすることを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載の内燃機関。
9. 前記内燃機関は、さらに燃焼状態検出手段を備え、前記低負荷領域で燃焼状態が異常と判断された場合には、前記所定の負荷を低負荷側に変更することを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載の内燃機関。