JP5754369B2 - Internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism - Google Patents
Internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism Download PDFInfo
- Publication number
- JP5754369B2 JP5754369B2 JP2011283802A JP2011283802A JP5754369B2 JP 5754369 B2 JP5754369 B2 JP 5754369B2 JP 2011283802 A JP2011283802 A JP 2011283802A JP 2011283802 A JP2011283802 A JP 2011283802A JP 5754369 B2 JP5754369 B2 JP 5754369B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- intake
- compression ratio
- gasoline vapor
- valve
- gasoline
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Images
Landscapes
- Control Of Throttle Valves Provided In The Intake System Or In The Exhaust System (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
- Supplying Secondary Fuel Or The Like To Fuel, Air Or Fuel-Air Mixtures (AREA)
Description
本発明は、可変圧縮比機構を備える内燃機関に関する。 The present invention relates to an internal combustion engine including a variable compression ratio mechanism.
機関低負荷時の熱効率を改善するために機械圧縮比を高めて膨張比を高くすることが可能な可変圧縮比機構を備える内燃機関が公知である(特許文献1参照)。この内燃機関において、膨張比と同時に実圧縮比も高くするとノッキングが発生し易くなるために、機械圧縮比を高くしても実圧縮比が一定となるように吸気弁の閉弁時期を遅角するように制御される。 An internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism capable of increasing a mechanical compression ratio and increasing an expansion ratio in order to improve thermal efficiency at the time of engine low load is known (see Patent Document 1). In this internal combustion engine, if the actual compression ratio is increased at the same time as the expansion ratio, knocking is likely to occur. Therefore, the closing timing of the intake valve is retarded so that the actual compression ratio remains constant even if the mechanical compression ratio is increased. To be controlled.
機関負荷が低くなるほど熱効率が悪化するために、機械圧縮比は機関負荷が低くなるほど高くされ、それにより、機関負荷が低いほど吸気弁の閉弁時期が遅角されるために、スロットル弁を全開としても吸入空気量の制御が可能となる。こうしてスロットル弁を全開とすることによって、ポンピング損失の低減が可能となる。 Since the thermal efficiency deteriorates as the engine load decreases, the mechanical compression ratio increases as the engine load decreases. As a result, the intake valve closing timing is delayed as the engine load decreases, so that the throttle valve is fully opened. However, the intake air amount can be controlled. Thus, the pumping loss can be reduced by fully opening the throttle valve.
ところで、内燃機関には、一般的に、燃料タンクから発生するガソリン蒸気の大気放出を抑制するために、ガソリン蒸気吸着装置が設けられている。このようなガソリン蒸気吸着装置は、無制限にガソリン蒸気を吸着させることはできず、限界量を超える以前に吸着したガソリンを吸気系へ放出することが必要とされる。 Incidentally, in general, an internal combustion engine is provided with a gasoline vapor adsorption device in order to suppress release of gasoline vapor generated from a fuel tank to the atmosphere. Such a gasoline vapor adsorbing device cannot adsorb gasoline vapor indefinitely, and it is necessary to discharge gasoline adsorbed before exceeding the limit amount to the intake system.
一般的には、ポンプ等の装置を必要とせずに、ガソリン蒸気吸着装置からガソリンを吸気系へ放出することを可能とするために、吸気系のスロットル弁下流側に発生する吸気管負圧が利用される。しかしながら、スロットル弁が全開とされていると吸気管負圧を発生させることができない。それにより、前述の内燃機関のように、スロットル弁が全開とされている期間が長くなると、ガソリン蒸気吸着装置からガソリンを吸気系へ放出させることができずに、吸着ガソリンが限界量となってガソリン蒸気吸着装置にガソリン蒸気を吸着させることができなくなってしまうことがある。 In general, in order to allow gasoline to be discharged from the gasoline vapor adsorption device to the intake system without requiring a pump or other device, the intake pipe negative pressure generated on the downstream side of the throttle valve of the intake system is reduced. Used. However, if the throttle valve is fully open, intake pipe negative pressure cannot be generated. As a result, as in the above-described internal combustion engine, if the period during which the throttle valve is fully opened becomes long, the gasoline cannot be discharged from the gasoline vapor adsorption device to the intake system, and the adsorbed gasoline becomes the limit amount. It may become impossible to adsorb gasoline vapor to the gasoline vapor adsorption device.
従って、本発明の目的は、機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関において、スロットル弁の開度が設定開度より大きく吸気管負圧を発生させることができないときにおいても、電動ポンプなどを使用することなく、ガソリン蒸気吸着装置から吸気系へガソリンを放出可能とすることである。 Therefore, an object of the present invention is to provide an internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism that makes the mechanical compression ratio variable, even when the throttle valve opening is larger than the set opening and the intake pipe negative pressure cannot be generated. This means that gasoline can be discharged from the gasoline vapor adsorption device to the intake system without using an electric pump or the like.
本発明による請求項1に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、ガソリン蒸気吸着装置が吸気系のサージタンクより下流側の吸気通路に接続されており、スロットル弁の開度が設定開度より大きいときに前記ガソリン蒸気吸着装置からガソリンを前記吸気通路へ放出させようとするときには、前記可変圧縮比機構により機械圧縮比を変化させて吸気上死点のピストン頂面から前記サージタンクまでの吸気流路の長さを変化させることにより、前記吸気流路において吸気脈動の定常波を発生させ、前記吸気脈動の定常波によって前記吸気系の前記ガソリン蒸気吸着装置の接続位置が負圧となるときに前記ガソリン蒸気吸着装置からガソリンを前記吸気系へ放出させることを特徴とする。 In the internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to the first aspect of the present invention, the gasoline vapor adsorbing device is connected to the intake passage downstream of the surge tank of the intake system, and the opening degree of the throttle valve is set to the set opening degree. When the gasoline vapor adsorbing device is to release the gasoline into the intake passage when it is larger, the mechanical compression ratio is changed by the variable compression ratio mechanism so that the piston top surface of the intake top dead center to the surge tank is changed. By changing the length of the intake flow path, a stationary wave of the intake pulsation is generated in the intake flow path, and the connection position of the gasoline vapor adsorption device of the intake system becomes negative pressure due to the stationary wave of the intake pulsation Gasoline is discharged from the gasoline vapor adsorption device to the intake system.
本発明による請求項2に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項1に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記吸気流路において吸気脈動の定常波を発生させるために、現在の機関回転数に応じて、前記可変圧縮比機構により機械圧縮比を変化させて前記吸気流路の長さを変化させることを特徴とする。
An internal combustion engine comprising the variable compression ratio mechanism according to
本発明による請求項1に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、ガソリン蒸気吸着装置が吸気系のサージタンクより下流側の吸気通路に接続されており、スロットル弁の開度が設定開度より大きいときにガソリン蒸気吸着装置からガソリンを吸気通路へ放出させようとするときには、可変圧縮比機構により機械圧縮比を変化させて吸気上死点のピストン頂面からサージタンクまでの吸気流路の長さを変化させることにより、吸気流路において吸気脈動の定常波を発生させ、吸気脈動の定常波によって吸気系のガソリン蒸気吸着装置の接続位置が負圧となるときにガソリン蒸気吸着装置からガソリンを吸気系へ放出させるようになっており、スロットル弁の開度が設定開度より大きくて、そのままでは吸気管負圧が発生しないときにおいても、電動ポンプなどを使用することなく、ガソリン蒸気吸着装置から吸気系へガソリンを放出させることができる。 According to the internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to the first aspect of the present invention, the gasoline vapor adsorption device is connected to the intake passage on the downstream side of the surge tank of the intake system, and the opening degree of the throttle valve is set. When attempting to release gasoline from the gasoline vapor adsorption device to the intake passage when the opening is larger, the mechanical compression ratio is changed by the variable compression ratio mechanism, and the intake flow from the piston top surface of the intake top dead center to the surge tank By changing the length of the path, a stationary wave of intake pulsation is generated in the intake flow path, and when the connection position of the intake system gasoline vapor adsorber becomes negative pressure due to the stationary wave of intake pulsation, the gasoline vapor adsorber When the throttle valve opening is larger than the set opening and intake pipe negative pressure does not occur as it is Can have, without the use of such as an electric pump, gasoline can be released from the gasoline vapor adsorption device to the intake system.
本発明による請求項2に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項1に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、吸気流路において吸気脈動の定常波を発生させるために、現在の機関回転数に応じて、可変圧縮比機構により機械圧縮比を変化させて吸気流路の長さを変化させるようになっており、ガソリン蒸気吸着装置から吸気系へガソリンを放出させるために、機関回転数毎に吸気流路において吸気脈動の定常波を発生させることができる。
According to the internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to
図1は本発明による可変圧縮比機構を備える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。また、サージタンク12の下流側の吸気枝管11には、ガソリン蒸気吸着装置90がガソリン蒸気放出通路91を介して接続されている。ガソリン蒸気放出通路91には制御弁92が配置されている。
FIG. 1 is a side sectional view of an internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism according to the present invention. Referring to FIG. 1, 1 is a crankcase, 2 is a cylinder block, 3 is a cylinder head, 4 is a piston, 5 is a combustion chamber, 6 is a spark plug disposed at the center of the top surface of the
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装置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。
The
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。
On the other hand, in the embodiment shown in FIG. 1, the
図1に示されるようにクランクケース1とシリンダブロック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。
As shown in FIG. 1, a
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、ガソリン蒸気放出通路91の制御弁92、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。
The
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。
2 is an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A shown in FIG. 1, and FIG. 3 is a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown. Referring to FIG. 2, a plurality of
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。
As shown in FIG. 2, a pair of
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。
When the
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。
3A, 3B, and 3C show the positional relationship among the center a of the
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から離間側に移動する。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。
3A to 3C, the relative positions of the crankcase 1 and the
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。この実施例では駆動モータ59を駆動することによってピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積を広い範囲に亘って変更することができる。
As shown in FIG. 2, in order to rotate the
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。
On the other hand, FIG. 4 shows the variable valve timing mechanism B attached to the end of the
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。
The hydraulic oil supply control to the
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。
When the cam phase of the intake
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。
On the other hand, when the cam phase of the intake
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。
If the
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。
In FIG. 5, the solid line shows the time when the cam phase of the intake
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。 The variable valve timing mechanism B shown in FIG. 1 and FIG. 4 shows an example. For example, the variable valve timing that can change only the closing timing of the intake valve while keeping the opening timing of the intake valve constant. Various types of variable valve timing mechanisms, such as mechanisms, can be used.
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。 Next, the meanings of terms used in the present application will be described with reference to FIG. 6 (A), (B), and (C) show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for the sake of explanation. , (B), (C), the combustion chamber volume represents the volume of the combustion chamber when the piston is located at the compression top dead center.
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。 FIG. 6A explains the mechanical compression ratio. The mechanical compression ratio is a value mechanically determined only from the stroke volume of the piston and the combustion chamber volume during the compression stroke, and this mechanical compression ratio is expressed by (combustion chamber volume + stroke volume) / combustion chamber volume. In the example shown in FIG. 6A, this mechanical compression ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11.
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。 FIG. 6B describes the actual compression ratio. This actual compression ratio is a value determined from the actual piston stroke volume and the combustion chamber volume from when the compression action is actually started until the piston reaches top dead center, and this actual compression ratio is (combustion chamber volume + actual (Stroke volume) / combustion chamber volume. That is, as shown in FIG. 6B, even if the piston starts to rise in the compression stroke, the compression operation is not performed while the intake valve is open, and the actual compression is performed from the time when the intake valve is closed. The action begins. Therefore, the actual compression ratio is expressed as described above using the actual stroke volume. In the example shown in FIG. 6B, the actual compression ratio is (50 ml + 450 ml) / 50 ml = 10.
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。 FIG. 6C illustrates the expansion ratio. The expansion ratio is a value determined from the stroke volume of the piston and the combustion chamber volume during the expansion stroke, and this expansion ratio is expressed by (combustion chamber volume + stroke volume) / combustion chamber volume. In the example shown in FIG. 6C, this expansion ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11.
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。 Next, the super expansion ratio cycle used in the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio, and FIG. 8 shows a comparison between a normal cycle and an ultrahigh expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention.
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。 FIG. 8A shows a normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action by the piston is started from the vicinity of the intake bottom dead center. In the example shown in FIG. 8A as well, the combustion chamber volume is set to 50 ml, and the stroke volume of the piston is set to 500 ml, similarly to the example shown in FIGS. 6A, 6B, and 6C. As can be seen from FIG. 8A, in a normal cycle, the mechanical compression ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11, the actual compression ratio is almost 11, and the expansion ratio is also (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11. That is, in a normal internal combustion engine, the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, and the expansion ratio are substantially equal.
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。 The solid line in FIG. 7 shows the change in the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio and the expansion ratio are substantially equal, that is, in a normal cycle. In this case, it can be seen that the theoretical thermal efficiency increases as the expansion ratio increases, that is, as the actual compression ratio increases. Therefore, in order to increase the theoretical thermal efficiency in a normal cycle, it is only necessary to increase the actual compression ratio. However, the actual compression ratio can only be increased to a maximum of about 12 due to the restriction of the occurrence of knocking at the time of engine high load operation, and thus the theoretical thermal efficiency cannot be sufficiently increased in a normal cycle.
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。 On the other hand, under such circumstances, it is considered to increase the theoretical thermal efficiency while strictly dividing the mechanical compression ratio and the actual compression ratio. As a result, the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio, and the actual compression ratio is compared to the theoretical thermal efficiency. Was found to have little effect. That is, if the actual compression ratio is increased, the explosive force is increased, but a large amount of energy is required for compression. Thus, even if the actual compression ratio is increased, the theoretical thermal efficiency is hardly increased.
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。 On the other hand, when the expansion ratio is increased, the period during which the pressing force acts on the piston during the expansion stroke becomes longer, and thus the period during which the piston applies the rotational force to the crankshaft becomes longer. Therefore, the larger the expansion ratio, the higher the theoretical thermal efficiency. The broken line ε = 10 in FIG. 7 indicates the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased with the actual compression ratio fixed at 10. Thus, the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased while the actual compression ratio ε is maintained at a low value, and the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio is increased with the expansion ratio as shown by the solid line in FIG. It can be seen that there is no significant difference from the amount of increase.
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。 Thus, if the actual compression ratio is maintained at a low value, knocking does not occur. Therefore, if the expansion ratio is increased while the actual compression ratio is maintained at a low value, the theoretical thermal efficiency is reduced while preventing the occurrence of knocking. Can be greatly increased. FIG. 8B shows an example where the variable compression ratio mechanism A and variable valve timing mechanism B are used to increase the expansion ratio while maintaining the actual compression ratio at a low value.
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。 Referring to FIG. 8B, in this example, the variable compression ratio mechanism A reduces the combustion chamber volume from 50 ml to 20 ml. On the other hand, the variable valve timing mechanism B delays the closing timing of the intake valve until the actual piston stroke volume is reduced from 500 ml to 200 ml. As a result, in this example, the actual compression ratio is (20 ml + 200 ml) / 20 ml = 11, and the expansion ratio is (20 ml + 500 ml) / 20 ml = 26. In the normal cycle shown in FIG. 8A, the actual compression ratio is almost 11 and the expansion ratio is 11, as described above. Compared with this case, only the expansion ratio is shown in FIG. 8B. It can be seen that it has been increased to 26. This is why it is called an ultra-high expansion ratio cycle.
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。
Generally speaking, in an internal combustion engine, the lower the engine load, the worse the thermal efficiency. Therefore, in order to improve the thermal efficiency during engine operation, that is, to improve fuel efficiency, it is necessary to improve the thermal efficiency when the engine load is low. Necessary. On the other hand, in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. 8B, since the actual piston stroke volume during the compression stroke is reduced, the amount of intake air that can be sucked into the
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、触媒装置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。
Next, the overall operation control will be schematically described with reference to FIG. FIG. 9 shows changes in the intake air amount, the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, the expansion ratio, the actual compression ratio, and the opening degree of the throttle valve 17 according to the engine load at a certain engine speed. . 9 shows that the average air-fuel ratio in the
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。
As described above, the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is executed during engine high load operation. Accordingly, as shown in FIG. 9, the expansion ratio is low because the mechanical compression ratio is lowered at this time, and the valve closing timing of the
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。
On the other hand, as shown by the solid line in FIG. 9, when the engine load becomes low, the closing timing of the
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。
As described above, when the engine load is reduced from the engine high load operation state, the mechanical compression ratio is increased as the intake air amount is decreased while the actual compression ratio is substantially constant. That is, the volume of the
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(上限機械圧縮比)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。
When the engine load is further reduced, the mechanical compression ratio is further increased, and when the engine load is lowered to the medium load L1 slightly close to the low load, the mechanical compression ratio becomes a limit mechanical compression ratio (upper limit mechanical compression) that becomes the structural limit of the
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。
On the other hand, in the embodiment shown in FIG. 9, when the engine load decreases to L1, the closing timing of the
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。
When the closing timing of the
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。
On the other hand, as shown by the broken line in FIG. 9, the intake air amount can be controlled without depending on the throttle valve 17 by advancing the closing timing of the
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。従って本実施例では膨張比が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。 As described above, the expansion ratio is 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. The higher the expansion ratio, the better. However, as can be seen from FIG. 7, a considerably high theoretical thermal efficiency can be obtained if it is 20 or more with respect to the practically usable lower limit actual compression ratio ε = 5. Therefore, in this embodiment, the variable compression ratio mechanism A is formed so that the expansion ratio is 20 or more.
図9を使用して説明したように、機関負荷が低くなるほど、可変圧縮比機構Aにより膨張比を高めるために機械圧縮比は高くされるが、実圧縮比が高くなり過ぎてノッキングやプレイグニッションを発生させないために、実圧縮比を一定とするように、可変バルブタイミング機構Bにより吸気弁の閉弁時期は遅角されるようになっている。吸気弁の閉弁時期が最も遅角されるまでは(機関負荷L1以上)、スロットル弁は全開とされて、吸気弁の閉弁時期の遅角によって吸気量が制御される。 As described with reference to FIG. 9, the mechanical compression ratio is increased in order to increase the expansion ratio by the variable compression ratio mechanism A as the engine load decreases, but the actual compression ratio becomes too high and knocking or pre-ignition is caused. In order not to generate this, the valve closing timing of the intake valve is retarded by the variable valve timing mechanism B so that the actual compression ratio is constant. Until the closing timing of the intake valve is most retarded (more than the engine load L1), the throttle valve is fully opened, and the intake air amount is controlled by the retardation of the closing timing of the intake valve.
ところで、前述したガソリン蒸気吸着装置90は、燃料タンク(図示せず)にも連通されており、燃料タンクにおいて発生するガソリン蒸気を活性炭等により吸着して大気へ放出されないようにするものである。しかしながら、無制限にガソリン蒸気を吸着することはできず、限界量を超える以前に吸着したガソリン蒸気を吸気系へ放出することが必要とされる。
By the way, the gasoline
本実施例では、ガソリン蒸気吸着装置90は、ガソリン蒸気放出通路91によって吸気枝管11のサージタンク12の下流側に接続されており、スロットル弁17の開度が比較的小さいときには、吸気枝管11に発生する吸気負圧を利用して、ガソリン蒸気吸着装置90吸気枝管11へガソリン蒸気を放出させることができる。しかしながら、スロットル弁17が全開とされていると、何もしなければ、吸気枝管11には吸気負圧は発生しないために、ガソリン蒸気吸着装置90からガソリン蒸気を放出させることができない。
In this embodiment, the gasoline
本実施例の内燃機関は、図9において説明したように、機関負荷がL1以上であるときには、スロットル弁17は全開とされており、このように、スロットル弁が全開とされている期間が長くなると、ガソリン蒸気吸着装置90において吸着ガソリンが限界量となってガソリン蒸気吸着装置90にガソリン蒸気を吸着させることができなくなってしまうことがある。
In the internal combustion engine of the present embodiment, as explained in FIG. 9, when the engine load is L1 or more, the throttle valve 17 is fully opened, and thus the period during which the throttle valve is fully opened is long. As a result, the gasoline
本実施例の内燃機関では、図10に示すフローチャートに従って可変圧縮比機構A及びガソリン蒸気放出通路91の制御弁92が制御され、スロットル弁17が全開であっても、ガソリン蒸気吸着装置90からのガソリン蒸気の放出を可能としている。本フローチャートは、機関始動と同時に電子制御ユニット30により実施される。
In the internal combustion engine of the present embodiment, the variable compression ratio mechanism A and the
先ず、ステップ101において、ガソリン蒸気吸着装置90の現在のガソリン蒸気吸着量Aが限界量より僅かに少ない設定量A’となったか否かが判断される。この判断が否定されるときには、ガソリン蒸気吸着装置90には、まだガソリン蒸気を吸着する余裕があるために、そのまま終了する。ステップ101の判断において、前回のガソリン蒸気の放出完了からの経過時間が長いほど、ガソリン蒸気吸着装置90の現在のガソリン蒸気吸着量Aが多くなること等を利用することができる。
First, in
一方、ステップ101の判断が肯定されるときには、ガソリン蒸気吸着装置90には、それほどガソリン蒸気を吸着する余裕はなく、吸気系へガソリン蒸気を放出することが望まれる。このときにはステップ102へ進む。ステップ102では、スロットル開度センサ24の出力に基づいて、スロットル弁17の開度TAが全開近傍の設定開度A’以上であるか否かが判断される。この判断が否定されるときには、吸気枝管11には比較的大きな吸気管負圧が発生するために、ステップ103において、制御弁92を開弁して、ガソリン蒸気放出通路91を開放することにより、ガソリン蒸気吸着装置90からガソリン蒸気を吸気系へ放出させることができる。
On the other hand, when the determination in
次いで、ステップ104において、ガソリン蒸気吸着装置90からのガソリン蒸気の放出を開始してからの経過時間Tが第一設定時間T1に達したか否かが判断され、この判断が否定されるときには、ガソリン蒸気吸着装置90からは十分にガソリン蒸気が放出されていないとして、ステップ103へ戻り、制御弁92を開弁し続ける。一方、ステップ104の判断が肯定されるときには、ガソリン蒸気吸着装置90に吸着されている全てのガソリン蒸気が放出されたとして、ステップ108において制御弁92を閉弁して終了する。
Next, in
また、スロットル弁17の開度TAが設定開度TA’以上であってステップ102の判断が肯定されるときには、そのままでは、吸気枝管11内には吸気管負圧は発生しない。本フローチャートでは、ステップ105において、可変機械圧縮比機構Aにより機械圧縮比Eを変化させて、吸気流路において気柱固有振動によって吸気脈動の定常波を発生させるようにしている。
Further, when the opening degree TA of the throttle valve 17 is equal to or larger than the set opening degree TA ′ and the determination in
ここで、吸気流路とは、図11に示すように、吸気枝管11と吸気ポート8とを含む吸気上死点のピストン4の頂面からサージタンク12までであり、機械圧縮比Eを変化させて上死点のピストン頂面から吸気ポート8までの気筒内距離を変化させて吸気流路の長さLEを変化させることにより、吸気行程毎に吸気上死点において気筒内で発生する負圧波が開放端であるサージタンク12において正圧波として反射する吸気脈動を定常波とすることができる。
Here, as shown in FIG. 11, the intake flow path is from the top surface of the
図12に示すように、現在の機関回転数NEが低いほど、機械圧縮比Eを低くして、吸気流路の長さLEを長くするようにして、吸気脈動の定常波を発生させるようになっている。本実施例において、高回転時(例えば5000rmp)には、吸気流路の長さLEが最も短くなる上限機械圧縮比において、吸気流路に吸気脈動の定常波が発生するように、吸気枝管11及び吸気ポート8の長さが設計されている。
As shown in FIG. 12, the lower the current engine speed NE, the lower the mechanical compression ratio E and the longer the length LE of the intake passage, thereby generating a stationary wave of intake pulsation. ing. In this embodiment, at the time of high rotation (for example, 5000 rpm), the intake branch pipe 11 is set so that a stationary wave of intake pulsation is generated in the intake flow path at the upper limit mechanical compression ratio at which the length LE of the intake flow path is the shortest. And the length of the
こうして、現在の機関回転数に基づいて吸気経路において吸気脈動の定常波を発生させるように機械圧縮比Eを変化させると、ステップ106において、ガソリン蒸気放出通路91の制御弁92の開閉制御が実施される。図13は、吸気脈動の定常波が発生しているときに、吸気枝管11のガソリン蒸気放出通路91の接続位置、すなわち、吸気経路のサージタンク12の下流側において発生する圧力変化を示すタイムチャートである。ガソリン蒸気放出通路91の接続位置は、発生させる定常波の節近傍とすることが好ましく、それにより、接続位置において大きく圧力が変化し、図13に示すように、時刻t1からt2の間、時刻t3からt4の間、時刻t5からt6の間は、負圧となる。このように、ガソリン蒸気放出通路91の接続位置は、定期的に負圧となるために、負圧となっている間だけガソリン蒸気放出通路91が開放されるように制御弁92を開閉制御する。
Thus, when the mechanical compression ratio E is changed so as to generate a stationary wave of the intake pulsation in the intake path based on the current engine speed, in
それにより、スロットル弁17の開度TAが設定開度TA’以上であってそのままでは吸気管負圧を発生させることができないときにも、ガソリン蒸気吸着装置90から吸気系へガソリン蒸気を放出させることができる。
Thereby, even when the opening degree TA of the throttle valve 17 is equal to or larger than the set opening degree TA ′ and the intake pipe negative pressure cannot be generated as it is, the gasoline vapor is released from the gasoline
次いで、ステップ107において、ガソリン蒸気吸着装置90からのガソリン蒸気の放出を開始してからの経過時間Tが第二設定時間T2に達したか否かが判断され、この判断が否定されるときには、ガソリン蒸気吸着装置90からは十分にガソリン蒸気が放出されていないとして、ステップ106へ戻り、制御弁92を開閉制御し続ける。一方、ステップ107の判断が肯定されるときには、ガソリン蒸気吸着装置90に吸着されている全てのガソリン蒸気が放出されたとして、ステップ108において制御弁92を閉弁して終了する。このように、吸気脈動の定常波を発生させてガソリン蒸気吸着装置90からガソリン蒸気を放出させる場合は、スロットル弁開度が比較的小さいときに発生する吸気管負圧を利用する場合に比較して、ガソリン蒸気を放出させ難いために、第二設定時間T2は、第一設定時間T1より長くされる。
Next, in
ガソリン蒸気が吸気系へ放出されているときには、空燃比センサ21を使用する空燃比制御によって燃料噴射弁13から噴射される燃料量が少なくされることとなる。本実施例において、ガソリン蒸気放出通路91は、特定気筒の吸気枝管11に接続されているために、ガソリン蒸気が放出されているときには、特定気筒の燃料噴射弁13の燃料量を制御することが必要となる。空燃比センサ21が各気筒の排気集合部の下流側に配置されている場合には、特定気筒の排気ガスの空燃比を検出するには、特定気筒の排気行程直後の排気ガスの空燃比を検出すれば良い。もちろん、特定気筒用の空燃比センサを各気筒の排気集合部の上流側の特定気筒の排気通路に配置するようにしても良い。
When gasoline vapor is released to the intake system, the amount of fuel injected from the
1 クランクケース
2 シリンダブロック
4 ピストン
12 サージタンク
17 スロットル弁
90 ガソリン蒸気吸着装置
91 ガソリン蒸気放出通路
92 制御弁
A 可変圧縮比機構
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1
Claims (2)
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2011283802A JP5754369B2 (en) | 2011-12-26 | 2011-12-26 | Internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2011283802A JP5754369B2 (en) | 2011-12-26 | 2011-12-26 | Internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2013133730A JP2013133730A (en) | 2013-07-08 |
JP5754369B2 true JP5754369B2 (en) | 2015-07-29 |
Family
ID=48910608
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2011283802A Expired - Fee Related JP5754369B2 (en) | 2011-12-26 | 2011-12-26 | Internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP5754369B2 (en) |
Family Cites Families (10)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH06117299A (en) * | 1992-10-05 | 1994-04-26 | Toyota Motor Corp | Starting time fuel injection control device for internal combustion engine |
JP3967536B2 (en) * | 1999-11-25 | 2007-08-29 | トヨタ自動車株式会社 | Internal combustion engine having variable valve mechanism |
US6557534B2 (en) * | 2001-01-03 | 2003-05-06 | Ford Global Technologies, Inc. | Canister purge strategy for a hybrid electric vehicle |
JP2007303423A (en) * | 2006-05-12 | 2007-11-22 | Toyota Motor Corp | Spark ignition internal combustion engine |
JP2008002437A (en) * | 2006-06-26 | 2008-01-10 | Toyota Motor Corp | Purge control for variable compression ratio internal combustion engine |
JP5013097B2 (en) * | 2007-12-05 | 2012-08-29 | トヨタ自動車株式会社 | Engine control apparatus, engine fuel supply system abnormality diagnosis method, computer program, and recording medium |
JP2009167962A (en) * | 2008-01-18 | 2009-07-30 | Toyota Motor Corp | Evaporated fuel treatment device for internal combustion engine |
JP5146704B2 (en) * | 2008-12-03 | 2013-02-20 | トヨタ自動車株式会社 | Engine system controller |
JP2011117418A (en) * | 2009-12-07 | 2011-06-16 | Toyota Motor Corp | Spark ignition internal combustion engine |
JP2011231735A (en) * | 2010-04-30 | 2011-11-17 | Nippon Soken Inc | Evaporation fuel supply device |
-
2011
- 2011-12-26 JP JP2011283802A patent/JP5754369B2/en not_active Expired - Fee Related
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP2013133730A (en) | 2013-07-08 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP2007303423A (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
JP4450025B2 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
JP4816618B2 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
JP2009019586A (en) | Spark ignition type internal combustion engine | |
JP4367549B2 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
JP4631848B2 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
WO2009060921A1 (en) | Spark-ignited internal combustion engine | |
JP4367548B2 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
JP4367551B2 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
JP4450026B2 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
JP4725561B2 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
JP5472195B2 (en) | Internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism | |
JP2008196407A (en) | Internal combustion engine | |
JP2009008016A (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
JP4930337B2 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
JP4367547B2 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
JP2012197770A (en) | Internal combustion engine with variable compression ratio mechanism | |
JP5754369B2 (en) | Internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism | |
JP4911144B2 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
JP2013238124A (en) | Internal combustion engine including variable compression ratio mechanism | |
JP5516461B2 (en) | Internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism | |
JP5472130B2 (en) | Internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism | |
JP2011169226A (en) | Spark-ignited internal combustion engine | |
JP4420105B2 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
JP2009185759A (en) | Control device of internal combustion engine |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20140124 |
|
A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20141009 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20141021 |
|
TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20150428 |
|
A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20150511 |
|
R151 | Written notification of patent or utility model registration |
Ref document number: 5754369 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151 |
|
LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |