以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。
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プラグ、7は吸気弁、8は吸気ポート、9は排気弁、10は排気ポートをそれぞれ示す。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にはそれぞれ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エアフロメータ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を介して排気浄化触媒20を内蔵した触媒コンバータ21に連結され、排気マニホルド19内には空燃比センサ22が配置される。排気浄化触媒20としては排気ガス中の未燃HC、COおよびNOxを浄化することができれば、三元触媒、NOX吸蔵還元触媒、NOX選択還元触媒等、いかなる触媒を用いても良い。
一方、図1に示した実施形態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、さら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に示した実施形態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。
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。エアフロメータ18及び空燃比センサ22の出力信号はそれぞれ対応する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。さらに入力ポート35にはクランクシャフトが例えば15°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を介して点火プラグ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内にはそれぞれ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それぞれ対応する突出部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内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔53が形成されている。
図2に示した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に示した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。
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)において矢印で示したように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)に示したように偏心軸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を矢印で示した方向に回転させると図3(C)に示したように偏心軸57は最も低い位置となる。
なお、図3(A)、図3(B)、図3(C)にはそれぞれ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。すなわち、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、したが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に示したように各カムシャフト54、55をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ59の回転軸にはそれぞれ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がそれぞれ各カムシャフト54、55の端部に固定されている。この実施形態では駆動モータ59を駆動することによってピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積を広い範囲に亘って変更することができる。なお、図1から図3に示される可変圧縮比機構Aは一例を示すものであっていかなる形式の可変圧縮比機構でも用いることができる。
一方、図4は図1において吸気弁7を駆動するためのカムシャフト70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と一緒に回転し且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の両側にはそれぞれ進角用油圧室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にそれぞれ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に示した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。したが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。したがって吸気弁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、したがって吸気弁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に示した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)に示した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。すなわち、図6(B)に示した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。したが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)に示した例では実圧縮比は(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)に示した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。すなわち、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、すなわ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高くなるほど、すなわ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。したが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出されたのである。すなわち、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、膨張比を高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。したがって膨張比は高くすれば高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、したが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幅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)に示した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)に示した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。そこで、斯かるサイクルを超高膨張比サイクルと称する。
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、したがって機関運転時における熱効率を向上させるためには、すなわ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)に示した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、したが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。したが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21内の排気浄化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22の出力信号に基づ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)に示した通常のサイクルが実行される。したがって図9に示した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において実線で示したように吸気弁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において実線で示した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、したが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、したがって燃焼室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。すなわち、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。したがってピストン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に示した例では燃焼室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吸気弁7の閉弁時期が更に遅くされ、機関負荷が所定の負荷L1まで低下すると、吸気弁7の閉弁時期によって燃焼室5内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。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に示した実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁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に示したように、機関負荷がL1に到達するまでは、機械圧縮比は実圧縮比がほぼ一定に保持されるように機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。また、機関負荷がL1よりも低い領域においてもそのまま機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。上述したように機関負荷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一定に保持されることから、機関負荷がL1よりも低い領域では機関負荷が低くなるにつれて実圧縮比が増大することになる。
なお、上記実施形態では、機関負荷がL1よりも高い領域では、実圧縮比がほぼ一定に維持されているが、必ずしも一定である必要はない。いずれにせよ、実圧縮比はノッキングが発生することのない範囲でできるだけ高い値とされるのが好ましい。また、上記実施形態では、機関負荷がL1よりも高い領域では、燃焼室5内に供給される吸入空気量が吸気弁7の閉弁時期のみによって制御されているが、斯かる領域において必ずしも吸気弁7の閉弁時期のみによって制御される必要はなく、吸気弁7の閉弁時期に加えてスロットル弁17の開度によって制御されてもよい。ただし、この場合においても、燃焼室5内に供給される吸入空気量は主に吸気弁7の閉弁時期によって制御され、スロットル弁17の開度は燃焼室5内に供給される吸入空気量の微調整に用いられるのが好ましい。
また、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。したがって、図9において実線で示した場合と破線で示した場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施形態では吸気弁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。したが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。
ところで、多くの内燃機関では燃費向上等を目的として機関運転状態に応じて燃焼室5への燃料供給を停止する燃料カット制御が行われる。燃料カット制御は、例えば機関負荷の急激な低下に伴って減速運転を行う際に行われる。
図10は、燃料カット制御が行われる際の機関負荷、機械圧縮比、膨張比、吸気弁7の閉弁時期及び排気浄化触媒20の温度のタイムチャートである。まず、図10を参照して、燃料カット制御が行われる際に、機械圧縮比、吸気弁7の閉弁時期及びスロットル弁17の開度等を図9に示したように機関負荷に基づいて制御する場合、すなわちこれらパラメータを通常運転時と同様に制御する場合について説明する。
図10に示した例では、時刻t0よりも前の期間においてはアクセルペダル40の踏込み量が大きく、よって機関負荷が高い。このため、時刻t0以前には機械圧縮比及び膨張比は低くされており、吸気弁7の閉弁時期は吸気下死点付近まで進角されている。
その後、図10に示した例では、時刻t0からアクセルペダル40の踏込み量が急激に小さくされ、これに伴って機関負荷も急激に低下する。このように機関負荷が低下すると、これに伴って機械圧縮比及び膨張比が高くされ、吸気弁7の閉弁時期が圧縮上死点に向けて遅角せしめられる。
機関負荷が低下すると、やがて時刻t1において機関負荷は基準負荷Lr以下となり、燃料カット制御の実行条件が成立する。しかしながら、燃料カット制御の実行条件が成立しても直ぐには燃料カット制御は実行されず、燃料カット制御の実行条件が成立してから所定時間が経過してから燃料カット制御が実行される(時刻t2)。このように、燃料カット制御の実行条件成立後に直ぐに燃料カット制御が実行されないのは、比較的高い機関負荷で運転されていた状態からいきなり燃料カット制御を実行すると、トルクショックが大きくなってしまうためである。すなわち、比較的高い機関負荷で運転されていた状態と燃料カット制御との間において低い機関負荷で内燃機関を運転することで、トルクショックが低減せしめられる。
機械圧縮比、吸気弁7の閉弁時期及びスロットル弁17の開度等を通常運転時と同様に制御する場合には、この時刻t1と時刻t2との間の期間において、機械圧縮比、吸気弁7の閉弁時期及びスロットル弁17の開度はこの期間中の機関負荷に基づいて図9に示したような値となるように設定される。この様子を、図10に破線で示す。
その後、燃料カット制御の実行条件が成立してから所定時間が経過すると、燃料カット制御が開始され、燃料噴射弁13からの燃料噴射が停止せしめられる(時刻t2)。燃料カット制御中には、燃焼室5内において混合気の燃焼が行われていないため、機械圧縮比、吸気弁7の閉弁時期及びスロットル弁17の開度を如何なる値としてもよい。図10に示した例では、燃料カット制御の実行中における仮想的な機関負荷(すなわち、アクセルペダル40の踏込み量から計算上求まる機関負荷。図10中の破線)に対応した機械圧縮比、吸気弁7の閉弁時期及びスロットル弁17の開度とされる。
その後、時刻t3において燃料カット制御の終了条件が成立すると、燃料カット制御が終了せしめられ、燃料噴射弁13からの燃料噴射が再開される。燃料カット制御終了後の機械圧縮比、吸気弁7の閉弁時期及びスロットル弁17の開度は燃料カット制御終了後の機関負荷に基づいて図9に示したような値となるように設定される。
ところで、上述したように、トルクショックの低減という観点から、燃料カット制御の実行開始前には必ず吸気弁7の閉弁時期が、低い機関負荷に対応した閉弁時期とされる。すなわち、燃料カット制御の実行開始前には吸気弁7の閉弁時期が圧縮上死点付近まで遅角せしめられる。このように吸気弁7の閉弁時期が圧縮上死点付近まで遅角せしめられると、一旦燃焼室5内に流入した吸気ガスの多くが吸気ポート8内へ吹き戻される。一方、燃焼室5内に流入する吸気ガスには燃料噴射弁13からの燃料噴射が行われている。このため、一旦燃焼室5内に流入した後に吸気ポート8内へ吹き戻された吸気ガスは多量の燃料を含んでいる。このように吸気ポート8内へ吹き戻された吸気ガス中に含まれている燃料は吸気ポート8の内壁面に付着する。したがって、燃料カット制御の実行開始時には、吸気ポート8の内壁面に多量の燃料が付着していることになる。
その後、燃料カット制御が実行されると、燃料噴射弁13からの燃料噴射は行われないが、ピストン4の往復運動に伴って吸気ガスは吸気ポート8から燃焼室5を通って排気通路へと流れる。このとき、吸気ガスには吸気ポート8の内壁面に付着していた燃料が混入するため、燃焼室5からは燃料、すなわち未燃HCを含んだ排気ガスが排出されることになる。吸気ポート8の内壁面への燃料の付着度合いや吸気ポート8の内壁面の壁面温度にもよるが、場合によっては燃焼室5から排気浄化触媒20へ向かって流れる排気ガスの空燃比がリッチになっていることもある。
ところで、上述したように排気浄化触媒20としては三元触媒、NOX吸蔵還元触媒又はNOX選択還元触媒が用いられるが、斯かる排気浄化触媒20では排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度以上の高温であって且つ排気浄化触媒20に流入する排気ガスの空燃比がリッチであると、或いは排気浄化触媒20に流入する排気ガス中に多量の未燃HCが含まれていると、排気浄化触媒20においてH2Sが発生し、よって排気浄化触媒20から排出される排気ガスが排気臭をおびてしまう。
ここで、上述したように燃料カット制御実行中には、燃焼室5からは未燃HCを含んだ排気ガスが排出され、場合によっては空燃比がリッチである排気ガスが排出される。したがって、排気浄化触媒の温度がH2S発生温度以上の高温となっている場合、燃料カット制御の実行中に排気臭が発生してしまうことになる。特に、燃料カット制御の実行前においては、機関負荷が高い状態での内燃機関の運転が長時間に亘って行われている場合も少なくなく、よって燃料カット制御実行時には未だ排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度以上となっていることもある。
そこで、本実施形態では、燃料カット制御の実行条件が成立した時に排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度以上となっている場合には、燃料カット制御の実行開始前に排気浄化触媒20の温度を低下させることとしている。
図10の実線は、燃料カット制御の実行条件が成立した時(すなわち、時刻t1)に排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度以上である場合における、機関負荷等のタイムチャートを示している。
図10に実線で示した例では、時刻t1において機関負荷が基準負荷Lr以下となり、燃料カット制御の実行条件が成立する。このときの排気浄化触媒20の温度は図10に実線で示したようにH2S発生温度TH2S以上となっている。本実施形態では、このように燃料カット制御の実行条件成立時(時刻t1)に排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度TH2S以上である場合、このときの排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度よりも低い場合に比べて、或いは機械圧縮比、吸気弁7の閉弁時期及びスロットル弁17の開度等を図9に示したように機関負荷に基づいて制御する通常運転時に比べて、機械圧縮比及び膨張比が高くされる。
このように、機械圧縮比及び膨張比を高くすると、上述したように膨張行程時にピストンに対して押下げ力が作用する期間が長くなる。すなわち、燃焼室5における混合気の燃焼によって得られた熱エネルギの多くが運動エネルギとしてピストン4に伝達されることになる。このため、膨張行程後の燃焼室5内の燃焼ガスの温度は低くなる。したがって、特に膨張比を高くするほど、燃焼室5から排出される排気ガスの温度が低くなる。
上述したように、本実施形態では、排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度TH2S以上である場合には、機械圧縮比及び膨張比が高くされる。このため、燃焼室5から排出される排気ガスの温度が低くなり、その結果、図10に実線で示したように排気浄化触媒20の温度が急速に低下せしめられる。特に、図示した例では、燃料カット制御の実行開始前(時刻t2よりも前)に排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度TH2Sよりも低くなる。このため、時刻t2から燃料カット制御を開始して吸気ポート8に付着していた燃料が未燃HCとして排気浄化触媒20に流入しても、排気浄化触媒20ではH2Sはほとんど発生せず、よって排気臭を抑制することができる。
図10に実線で示した例では、燃料カット制御の実行条件が成立してから所定時間が経過すると、燃料カット制御が開始され、燃料噴射弁13からの燃料噴射が停止せしめられる(時刻t2)。図10に実線で示した場合においても、燃料カット制御中には燃焼室5内において混合気の燃焼が行われていないため、機械圧縮比等を如何なる値としてもよい。図10に実線で示した例では、燃料カット制御の実行中における仮想的な機関負荷(すなわち、アクセルペダル40の踏込み量から計算上求まる機関負荷。図10中の破線)に対応した機械圧縮比等とされる。
なお、上記実施形態では、燃料カット制御の実行条件が成立した時に排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度TH2S以上である場合には、H2S発生温度TH2Sよりも低い場合に比べて、或いは通常運転時に比べて機械圧縮比及び膨張比が高くされる。しかしながら、この場合、膨張比さえ高くすれば必ずしも機械圧縮比を高くする必要はない。ここで、膨張比は、例えば排気弁9の開弁時期を変更可能な排気可変バルブタイミング機構を採用している場合、排気弁9の開弁時期を膨張下死点に向けて遅角するほど高くすることができる。
また、上記実施形態では、燃料カット制御の実行条件成立時に排気浄化触媒の温度がH2S発生温度TH2S以上である場合には、燃料カット制御の実行条件成立から燃料カット制御の実行開始までの間の期間(すなわち、時刻t1から時刻t2)に亘って機械圧縮比及び膨張比が高くされている。しかしながら、斯かる期間の途中で排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度TH2Sよりも低くなった場合には、その時点で機械圧縮比及び膨張比を排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度TH2Sよりも低い場合の機械圧縮比及び膨張比、すなわち通常運転時の機械圧縮比及び膨張比に低下させるようにしてもよい。
さらに、上記実施形態では、燃料カット制御の実行条件成立から燃料カット制御の実行開始までの時間はトルクショックの低減のみを考慮して設定されている。したがって、燃料カット制御の実行条件成立時に排気浄化触媒20の温度が極めて高いような場合には、燃料カット制御の実行開始までに排気浄化触媒20の温度をH2S発生温度よりも低い温度まで低下させることができない場合がある。そこで、燃料カット制御の実行条件成立からトルクショックの低減のみを考慮して設定された時間が経過しても排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度以上である場合には、排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度よりも低くなるのを待ってから燃料カット制御の実行を開始するようにしてもよい。
図11は、燃料カット制御の実行開始時における機械圧縮比等の制御ルーチンを示すフローチャートである。図示した制御ルーチンは一定時間間隔の割込によって行われる。
図11に示したように、まずステップS11では、燃料カット制御(FC)の実行条件が成立しているか否かが判定される。燃料カット制御の実行条件の成否は例えば機関回転数及び機関負荷に基づいて判断される。燃料カット制御の実行条件は、例えば、機関回転数が基準回転数以上であって且つ機関負荷が基準負荷Lr以下である場合に成立する。これら基準回転数及び基準負荷は必ずしも一定である必要はなく、例えば基準回転数に応じて基準負荷が変化するように設定してもよい。
ステップS11において燃料カット制御の実行条件が成立していないと判定された場合にはステップS12へと進み、機械圧縮比、吸気弁7の閉弁時期及びスロットル弁17の開度等を機関負荷に基づいて図9に示したように制御する通常運転制御が行われる。一方、ステップS11において燃料カット制御の実行条件が成立していると判定された場合にはステップS13へと進む。
ステップS13では、燃料カット制御の実行が開始されたか否かが判定される。燃料カット制御の実行は例えば燃料カット制御の実行条件が成立してから所定時間が経過したとき、或いは機関負荷の低い運転状態になってから所定時間が経過したときに開始される。ステップS13において、燃料カット制御の実行が未だ開始されていないと判定された場合には、ステップS14へと進む。
ステップS14では、排気浄化触媒20の温度TcatがH2S発生温度以上TH2Sであるか否かが判定される。排気浄化触媒20の温度Tcatは、排気浄化触媒20の温度を検出又は推定する温度センサ(図示せず)によって検出されてもよいし、燃料カット制御の実行条件が成立する前の内燃機関の運転状態から推定してもよい。燃料カット制御の実行条件が成立する前の内燃機関の運転状態から推定する場合には、例えば燃料カット制御の実行条件が成立する前の機関高負荷運転状態の継続時間が長いほど排気浄化触媒20の温度が高いものとして推定される。
ステップS14において、排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度以上であると判定された場合にはステップS15へと進む。ステップS15では、通常運転制御時よりも機械圧縮比及び膨張比を高くする過膨張制御が行われ、制御ルーチンが終了する。一方、ステップS14において、排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度よりも低いと判定された場合にはステップS12へと進み、上述したような通常運転制御が行われる。
その後、例えば燃料カット制御の実行条件が成立してから所定時間が経過すると燃料カット制御の実行が開始され、次の制御ルーチンにおいてステップS13で燃料カット制御の実行が開始されたと判定され、ステップS12へと進む。
ところで、図10に示した例では、時刻t3において燃料カット制御が終了した後、機械圧縮比、吸気弁7の閉弁時期及びスロットル弁17の開度は、機関負荷に基づいて図9に示した値となるように、すなわち通常運転時と同様に制御されている。一般に、燃料カット制御終了後における機関負荷は低くなっていることが多く、このため機械圧縮比が高いものとされている。
ここで、機械圧縮比が高い場合、燃焼室5内のシリンダ壁面に近い領域では、ピストン4が圧縮上死点にあるときにピストン4上面とシリンダヘッド3下面との間の間隔が短いため、斯かる領域では混合気の燃焼が適切に行われにくい。すなわち、機械圧縮比が高いと消炎領域(クエンチゾーン)が拡大する。このため、機械圧縮比が高い場合には燃焼室5から排出された排気ガス中に含まれる未燃HCの量が多くなり易い。したがって、燃料カット制御が終了した後、機械圧縮比を通常運転時と同様に制御すると、排気浄化触媒20に流入する排気ガス中の未燃HCの量が増大する。
上述したように、燃料カット制御の開始時には吸気ポート8の内壁面に燃料が多量に付着しているため、燃料カット制御の開始後には燃焼室5から排出される排気ガス中には未燃HCが多く含まれる。燃料カット制御の実行継続時間が長くなるほど吸気ポート8の内壁面への燃料の付着量は徐々に減少していき、よって燃焼室5から排出される排気ガス中に含まれる未燃HCも徐々に少なくなる。この結果、燃料カット制御の開始時には排気浄化触媒20上に多量の未燃HCが残存することになるが、燃料カット制御の実行継続時間が長くなるにつれて、排気浄化触媒20上に残存する未燃HCも徐々に少なくなる。
ここで、燃料カット制御の実行開始後、比較的長い時間が経過した後に燃料カット制御を終了させた場合、燃料カット制御終了時点において排気浄化触媒20上に残存する未燃HCは少ない。したがって、燃料カット制御の終了後に通常運転を行って、すなわち機械圧縮比を高い圧縮比にして、排気浄化触媒20に流入する排気ガス中の未燃HCの量が増大しても、未燃HCは排気浄化触媒20で浄化され、その結果、排気浄化触媒においてH2Sはほとんど発生せず、よって排気臭を抑制することができる。
ところが、燃料カット制御の実行開始後、比較的短い時間が経過した後に燃料カット制御を終了させた場合、燃料カット制御終了時点において排気浄化触媒20上に残存する未燃HCは多い。したがって、燃料カット制御の終了後に通常運転を行って、すなわち機械圧縮比を高い圧縮比にして、排気浄化触媒20に流入する排気ガス中の未燃HCの量が増大すると、未燃HCが排気浄化触媒20において十分浄化されず、その結果、排気浄化触媒20においてH2Sが発生してしまい、よって排気臭の発生を招いてしまう。
そこで、本発明の実施形態では、図12に示したように、燃料カット制御の実行時間に応じて燃料カット制御終了直後の機械圧縮比を変更するようにしている。図12から分かるように、燃料カット制御の実行時間が長くなると燃料カット制御終了直後の機械圧縮比が高くされ、燃料カット制御の実行時間が短くなると燃料カット制御終了直後の機械圧縮比が低くされる。
図12中の破線は、機関負荷に基づいて図9に示したような制御を行った場合の機械圧縮比、すなわち通常運転時の機械圧縮比を示している。したがって、本実施形態では、燃料カット制御終了直後において機械圧縮比の低減補正を行うと共に、この低減補正量を燃料カット制御の実行時間が長くなるにつれて小さくするようにしていると言える。
なお、上述したように、排気浄化触媒20において排気臭が発生する条件としては、排気浄化触媒20に流入する排気ガス中に多量の未燃HCが含まれていることに加えて、排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度以上の高温であることが挙げられる。したがって、上述したような燃料カット制御の実行時間に応じた機械圧縮比の補正は、燃料カット制御終了直後の排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度以上である場合にのみ行われ、排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度よりも低い場合には通常運転制御が行われる。
図13は、燃料カット制御の終了時における機械圧縮比等の制御ルーチンを示すフローチャートである。図示した制御ルーチンは一定時間間隔の割込によって行われる。
図13に示したように、まずステップS21では、燃料カット制御が終了しているか否かが判定される。ステップS21において燃料カット制御が終了していないと判定された場合にはステップS22へと進む。ステップS22では、機械圧縮比、吸気弁7の閉弁時期及びスロットル弁17の開度等を機関負荷に基づいて図9に示したように制御する通常運転制御が行われる。一方、ステップS21において、燃料カット制御が終了したと判定された場合にはステップS23へと進む。
ステップS23では、排気浄化触媒20の温度TcatがH2S発生温度TH2S以上であるか否かが判定される。排気浄化触媒20の温度Tcatは、排気浄化触媒20の温度を検出又は推定する温度センサ(図示せず)によって検出されてもよいし、燃料カット制御の実行条件が成立する前の内燃機関の運転状態及び燃料カット制御の実行時間等から推定されてもよい。ステップS23において、排気浄化触媒20の温度TcatがH2S発生温度TH2Sよりも低いと判定された場合にはステップS22へと進み、通常運転制御が行われる。
一方、ステップS23において排気浄化触媒20の温度TcatがH2S発生温度TH2S以上であると判定された場合にはステップS24へと進む。ステップS24では、図12に示したようなマップを用いて燃料カット制御の実行時間に基づいて目標機械圧縮比が算出される。次いで、ステップS25では、機械圧縮比がステップS24で算出された目標機械圧縮比となるように機械圧縮比等を制御する機械圧縮比変更制御が行われる。その後、排気浄化触媒20の温度がH2S発生温度TH2Sよりも低くなると、次の制御ルーチンではステップS23からステップS22へと進み、通常運転制御が行われるようになる。
なお、上記フローチャートでは、燃料カット制御終了後に、機械圧縮比を燃料カット制御実行時間に応じた機械圧縮比に変更する制御を行っている。しかしながら、燃料カット制御終了時の機械圧縮比が燃料カット制御時間に応じた機械圧縮比になるように、燃料カット制御中から機械圧縮比を制御するようにしてもよい。この場合、具体的には、燃料カット制御開始直後には機械圧縮比が燃料カット制御中の仮想的な機関負荷に対応する機械圧縮比よりも大幅に低くされ、燃料カット制御の実行継続時間が長くなるにつれて機械圧縮比が燃料カット制御中の仮想的な機関負荷に対応する機械圧縮比に向けて徐々に高くさえる。