JPWO2011080844A1 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

Abstract

内燃機関において、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）とを具備する。機関暖機完了後の予め定められた標準状態における実圧縮比および点火時期が夫々基準実圧縮比および基準点火時期として予め記憶されている。機関温度が低いとき又は吸入空気温が低いときには機関高回転時に実圧縮比が基準実圧縮比よりも増大され、機関低回転時に点火時期が基準点火時期よりも進角される。

Description

本発明は火花点火式内燃機関に関する。

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、機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比を増大すると共に吸気弁の閉弁時期を遅くするようにした火花点火式内燃機関が公知である（例えば特許文献１を参照）。この内燃機関では実圧縮比をノッキングの生じない範囲でできるだけ高くし、それによって熱効率を向上させるようにしている。

特開２００７−３０３４２３号

しかしながらこの内燃機関では機関始動時におけるように機関温度が低いときや冬季におけるように吸入空気温が低いときに熱効率を向上させることについて何ら考慮が払われていない。
本発明の目的は、機関温度が低いときや吸入空気温が低いときに熱効率を向上することのできる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、機関暖機完了後の予め定められた標準状態における実圧縮比および点火時期が夫々機関の運転状態に応じた基準実圧縮比および基準点火時期として予め記憶されており、機関温度を代表する温度が標準状態における温度よりも低いとき又は吸入空気温が標準状態における吸入空気温よりも低いときには、機関高回転時に実圧縮比を基準実圧縮比よりも増大させ、機関低回転時に点火時期を基準点火時期よりも進角させるようにした火花点火式内燃機関が提供される。

機関温度を代表する温度が標準状態における温度よりも低いとき又は吸入空気温が標準状態における吸入空気温よりも低いときにノッキングを生ずることなく熱効率を向上することができる。

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は要求トルクに応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
図１０は吸気弁の目標閉弁時期ＩＣ等のマップを示す図である。
図１１は機関の発生トルクと点火時期の関係等を示す図である。
図１２は実圧縮比の変化量ΔＡＣと点火時期の変化量ΔＩＧと熱効率との関係を説明するための図である。
図１３は基準実圧縮比ＡＣ等のマップを示す図である。
図１４は実圧縮比および点火時期の制御を説明するための図である。
図１５は実圧縮比および点火時期の制御を説明するための図である。
図１６は運転制御を行うためのフローチャートである。
図１７は運転制御を行うためのフローチャートである。

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。また、図１に示されるようにシリンダブロック２には機関冷却水温を検出するための温度センサ２２が取付けられており、サージタンク１２には吸入空気温を検出するための温度センサ２３が取付けられており、触媒コンバータ２０には三元触媒の温度を検出するための温度センサ２４が取付けられている。
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。
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および各温度センサ２２，２３，２４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５１内に回転可能に挿入される円形カム５６が固定されている。これらの円形カム５６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５６間には図３においてハッチングで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５８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５８は各円形カム５６間に配置されており、これら円形カム５８は対応する各カム挿入孔５３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５６を図３（Ａ）において実線の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が下方中央に向けて移動するために円形カム５８がカム挿入孔５３内において図３（Ａ）の破線の矢印に示すように円形カム５６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が下方中央まで移動すると円形カム５８の中心が偏心軸５７の下方へ移動する。
図３（Ａ）と図３（Ｂ）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５６の中心と円形カム５８の中心との距離によって定まり、円形カム５６の中心と円形カム５８の中心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。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ギア６１，６２が取付けられており、これらウォームギア６１，６２と噛合する歯車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。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高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膨張比ほ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さほど高くならない。
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。従って本発明による実施例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を参照しつつ機関の暖機完了後における運転制御全般について概略的に説明する。
図９には機関の暖機完了後であって機関回転数が或る回転数のときの機関の要求トルク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ＮＯ_Ｘ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、即ち要求トルクＴＱが高いときには図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。
一方、図９において実線で示されるように機関の要求トルクＴＱ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。またこのときには機関の要求トルクＴＱが低くなるにつれて実圧縮比が少しずつ増大するように機関の要求トルクＴＱが低くなるにつれて機械圧縮比が増大される。従ってこのとき機関の要求トルクＴＱ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。
機関の要求トルクＴＱが更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関の要求トルクＴＱが低負荷寄りのトルクＴＸまで低下すると機械圧縮比は最大機械圧縮比とされる。機械圧縮比が最大機械圧縮比とされたときのトルクＴＸよりも要求トルクＴＱの低い領域では機械圧縮比が最大機械圧縮比に保持される。従って機関低負荷運転時には機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。
一方、図９に示される実施例では機関の要求トルクＴＱがＴＸ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トルクＴＸよりも機関の要求トルクＴＱ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トルクＴＸよりも機関の要求トルクＴＱ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、機関の要求トルクＴＱ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の要求トルクＴＱ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、機関の要求トルクＴＱ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ＴＸ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。
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。従って本発明による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。
上述した如く本発明による実施例では燃焼室５内に供給される吸入空気量は基本的には吸気弁７の閉弁時期を制御することによって制御され、低負荷運転時に限って吸入空気量はスロットル弁１７により制御される。この場合、本発明による実施例では要求トルクＴＱを満たす吸入空気量を得るのに必要な吸気弁７の目標閉弁時期ＩＣが機関の要求トルクＴＱおよび機関回転数Ｎの関数として図１０（Ａ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。また、スロットル弁１７の目標開度θも機関の要求トルクＴＱおよび機関回転数Ｎの関数として図１０（Ｂ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。
一方、図１１（Ａ）は機関の要求トルクＴＱが或る要求トルクのときの機関の発生トルクと点火時期との関係を示している。なお、図１１（Ａ）において横軸はＭＢＴ（Ｍｉｎｉｍｕｍ ａｄｖａｎｃｅ ｆｏｒ Ｂｅｓｔ Ｔｏｒｑｕｅ）を基準としたクランク角を示している。即ち、図１１（Ａ）において横軸の−１５°はＭＢＴに対する点火時期の遅角量が１５°であることを示している。一方、図１１（Ｂ）はＭＢＴに対する点火時期の遅角量ΔＩＧと機関回転数の関係を示している。
図１１（Ａ）からわかるように点火時期がＭＢＴにされたときに最大の発生トルクが得られ、従って点火時期はＭＢＴとすることが好ましい。しかしながら機関低回転時には燃焼室５内に発生する乱れが小さいために着火火炎の伝播速度が遅く、このとき点火時期をＭＢＴにすると燃焼室５内の圧力上昇に伴ない燃焼室５周辺部の未燃ガスが自着火してノッキングを生ずることになる。従って機関低回転時には点火時期をＭＢＴとすることはできず、このときノッキングが発生しないように点火時期はＭＢＴに対して遅角せざるを得なくなる。
これに対し、機関高回転時には燃焼室５内に強力な乱れが発生するために点火時期をＭＢＴとしてもノッキングが発生せず、斯くして機関回転時には点火時期がＭＢＴとされる。従って図１１（Ｂ）に示されるように機関回転数が低くなるにつれてＭＢＴに対する点火時期の遅角量ΔＩＧが増大せしめられることになる。なお、図１１（Ａ）からわかるようにＭＢＴに対する遅角量ΔＩＧが増大せしめられると機関の発生トルクは低下する。
ところで実圧縮比を高くするとノッキングが発生しやすくなり、点火時期を進角するとノッキングが発生しやすくなる。従って実圧縮比を高くしたときには点火時期を遅角させればノッキングの発生を阻止することができ、逆に点火時期を進角させたときには実圧縮比を低くすればノッキングの発生を阻止することができる。図１２（Ａ）はノッキングの発生を阻止しうる実圧縮比の変化量ΔＡＣと点火時期の変化量ΔＩＧとの関係を示している。
図１２（Ａ）から、実圧縮比の増大量ΔＡＣが大きくなるにつれて点火時期の遅角量ΔＩＧを大きくすればノッキングの発生を阻止することができ、点火時期の進角量ΔＩＧが大きくなるにつれて実圧縮比の減少量ΔＡＣを大きくすればノッキングの発生を阻止することができることがわかる。なお、図１２（Ａ）は図１に示される内燃機関におけるΔＡＣとΔＩＧとの関係を示しており、図１に示される内燃機関ではΔＡＣ：ΔＩＧ＝１：６の関係がある。
一方、図１２（Ｂ）は図１に示される内燃機関における熱効率と点火時期の変化量ΔＩＧとの関係を示しており、図１２（Ｃ）は図１に示される内燃機関における熱効率と実圧縮比の変化量ΔＡＣとの関係を示している。図１２（Ｂ）からわかるように、ＭＢＴに対する点火時期の遅角量ΔＩＧが増大すると熱効率の低下量が次第に大きくなる。これに対し、図１２（Ｃ）からわかるように実圧縮比が増大すると熱効率は単調に増大する。
一方、図１２（Ｂ）および（Ｃ）には、点火時期がＭＢＴである場合にΔＡＣ１：ΔＩＧ１＝１：６の関係に従って実圧縮比および点火時期を変化させた場合の熱効率の変化と、点火時期がＭＢＴに対して１５°遅角されている場合にΔＡＣ２：ΔＩＧ２＝１：６の関係に従って点火時期および実圧縮比を変化させた場合の熱効率の変化とが示されている。
前述したように機関高回転時には点火時期がＭＢＴとされる。図１２（Ｂ）からわかるようにＭＢＴ近傍では点火時期が多少変化しても熱効率はあまり変化せず、従ってＭＢＴに対し点火時期をΔＩＧ１だけ遅角したときの熱効率の低下量Ｅ１に比べて実圧縮比をΔＡＣ１だけ増大したときの熱効率の増大量Ｆ１の方が大きくなる。従って機関高回転時には実圧縮比を増大させると共に点火時期を遅角させることによってノッキングの発生を阻止しつつ熱効率を向上させることができることになる。
この場合、実圧縮比を増大することによる熱効率の増大量Ｆ１と点火時期を遅角することによる熱効率と減少量Ｅ１との差（Ｆ１−Ｅ１）が最大となる実圧縮比および点火時期が存在し、機関暖機完了後の予め定められた標準状態において上述の差（Ｆ１−Ｅ１）が最大となる実圧縮比および点火時期が、即ち最大の熱効率の得られる実圧縮比および点火時期が機関高回転時における基準実圧縮比および基準点火時期とされる。なお、予め定められた標準状態とは例えば大気圧が標準大気圧（０．１ＭＰａ）で大気温、即ち吸入空気温が２０℃のときを言う。
一方、前述したように機関低回転時には点火時期がＭＢＴに対して大巾に遅角される。このときには図１２（Ｂ）からわかるように点火時期が変化すると熱効率が大きく変化し、従って実圧縮比をΔＡＣ２だけ低下させたときの熱効率の低下量Ｆ２に比べて点火時期をΔＩＧ２だけ進角させたときの熱効率の増加量Ｅ２の方が大きくなる。従って機関低回転時には点火時期を進角させると共に実圧縮比を低下させることによってノッキングの発生を阻止しつつ熱効率を向上させることができる。
この場合にも点火時期を進角させることによる熱効率の増大量Ｅ２と実圧縮比を低下させることによる熱効率の減少量Ｆ２との差（Ｅ２−Ｆ２）が最大となる点火時期および実圧縮比が存在し、機関暖機完了後の予め定められた標準状態において上述の差（Ｅ２−Ｆ２）が最大となる点火時期および実圧縮比が、即ち最大の熱効率の得られる点火時期および実圧縮比が機関低回転時における基準点火時期および基準実圧縮比とされる。
本発明による実施例では機関暖機完了後の予め定められた標準状態におけるこれら基準実圧縮比ＡＣおよび基準点火時期ＩＧは機関の要求トルクＴＱおよび機関回転数Ｎの関数として夫々図１３（Ａ）および（Ｂ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、機関暖機完了後はこれらのマップに基づいて実圧縮比および点火時期が算出される。
さて、機関始動時におけるように機関温度が低いときにはノッキングが生じずらくなり、従ってこのときには実圧縮比を高めるか或いは点火時期を進角させることによって熱効率を更に向上することができる。また、冬季におけるように吸入空気温が低いときにもノッキングが生じずらくなり、従ってこのときには実圧縮比を高めるか或いは点火時期を進角することによって熱効率を更に向上することができる。
この場合でも熱効率と点火時期の遅角量ΔＩＧとの関係は図１２（Ｂ）に示されるような関係となり、熱効率と実圧縮比の変化量ΔＡＣとの関係は図１２（Ｃ）に示されるような関係となる。即ち、前述したように機関高回転時には点火時期がＭＢＴ付近とされ、ＭＢＴ近傍では点火時期が多少変化しても熱効率はあまり変化しない。従って機関高回転時には点火時期を進角させるよりも実圧縮比を増大させた方が熱効率が向上する。従って本発明では機関温度が低いとき或いは吸入空気温が低いときの機関高回転時には実圧縮比を基準実圧縮比よりも増大させることによって熱効率を向上させるようにしている。
一方、機関低回転時には前述したように点火時期を変化させると熱効率が大きく変化する。従って機関低回転時には実圧縮比を増大させるよりも点火時期を進角させた方が熱効率が向上する。従って本発明では機関温度が低いとき或いは吸入空気温が低いときの機関低回転時には点火時期を基準点火時期よりも進角させることによって熱効率を向上させるようにしている。
即ち、本発明では機関暖機完了後の予め定められた標準状態における実圧縮比および点火時期が夫々機関の運転状態に応じた基準実圧縮比および基準点火時期として予め記憶されており、機関温度を代表する温度が標準状態における温度よりも低いとき又は吸入空気温が標準状態における吸入空気温よりも低いときには、機関高回転時に実圧縮比を基準実圧縮比よりも増大させ、機関低回転時に点火時期を基準点火時期よりも進角させるようにしている。
ところでこのように機関温度が低いとき或いは吸入空気温が低いときに実圧縮比を増大させるか或いは点火時期を進角させることによって熱効率を向上させると排気ガス温が低下してしまう。その結果、三元触媒、即ち排気浄化用触媒が活性化するまでに時間を要することになる。
そこで本発明による一実施例では、機関温度を代表する温度が標準状態における温度よりも低いとき又は吸入空気温が標準状態における吸入空気温よりも低いときであって排気浄化用触媒が活性化しているときに、機関高回転時には実圧縮比を基準実圧縮比よりも増大させ、機関低回転時には点火時期を基準点火時期よりも進角させるようにしている。
即ち、この実施例では排気浄化用触媒が活性化していないときには実圧縮比の増大や点火時期の進角による熱効率の向上作用を停止し、排気浄化用触媒が活性化しているときに実圧縮比の増大や点火時期の進角による熱効率の向上作用を行うようにしている。
なお、排気浄化用触媒が活性化していないときには熱効率を低下させて排気ガス温を上昇させることにより排気浄化用触媒を早期に活性化させることができる。この場合、実圧縮比が低いほど熱効率が低下し、点火時期が遅いほど熱効率が低下する。従ってこの実施例では機関温度を代表する温度が標準状態における温度よりも低いとき又は吸入空気温が標準状態における吸入空気温よりも低いときであっても排気浄化用触媒が活性化していないときには、実圧縮比を最小実圧縮比まで低下させると共に点火時期を最大遅角量まで遅角させるようにしている。
さて、前述したように本発明では機関温度が低いとき或いは吸入空気温が低いときには、機関高回転時に実圧縮比が増大され、機関低回転時に点火時期が進角される。ところがこのときにも既に説明した機関暖機完了後の標準状態における場合と同様に、機関高回転時に実圧縮比を増大することによる熱効率の増大量と点火時期を遅角することによる熱効率と減少量との差が最大となる実圧縮比および点火時期が存在し、機関低回転時に点火時期を進角させることによる熱効率の増大量と実圧縮比を低下させることによる熱効率の減少量との差が最大となる点火時期および実圧縮比が存在する。
従って本発明による別の実施例ではノッキングの発生を阻止しつつ更に熱効率を向上させるために図４（Ａ）に示されるように機関高回転時には実圧縮比を増大させると共に点火時期を遅角させ、機関低回転時には点火時期を進角させると共に実圧縮比を低下させるようにしている。
図１４（Ｂ）はこの別の実施例における異なる吸入空気温ａ，ｂ，ｃについての実圧縮比の増大量又は減少量ΔＡＣ１と機関回転数Ｎとの関係を示しており、図１４（Ｃ）はこの別の実施例における異なる吸入空気温ａ，ｂ，ｃについての点火時期の進角量又は遅角量ΔＩＧ１と機関回転数Ｎとの関係を示している。なお、図１４（Ｂ），（Ｃ）において吸入空気温はａ＞ｂ＞ｃなる関係にある。従って図１４（Ｂ），（Ｃ）から、機関回転数Ｎが高いほどおよび吸入空気温が低いほど実圧縮比の増大量ΔＡＣ１が増大せしめられると共に点火時期の遅角量ΔＩＧ１が増大せしめられ、機関回転数Ｎが低いほどおよび吸入空気温が低いほど実圧縮比の低下量ΔＡＣ１が増大せしめられると共に点火時期の進角量ΔＩＧ１が増大せしめられることがわかる。
また、図１５（Ａ），（Ｂ）はこの別の実施例において機関温度を代表する温度として機関冷却水温が用いられた場合の各関係を示している。即ち、図１５（Ａ）は異なる機関冷却水温ａ，ｂ，ｃについての実圧縮比の増大量又は減少量ΔＡＣ２と機関回転数Ｎとの関係を示しており、図１５（Ｂ）は異なる機関冷却水温ａ，ｂ，ｃについての点火時期の進角量又は遅角量ΔＩＧ２と機関回転数Ｎとの関係を示している。なお、図１５（Ａ），（Ｂ）において機関冷却水温はａ＞ｂ＞ｃなる関係にある。
従って図１５（Ａ），（Ｂ）から、機関回転数Ｎが高いほどおよび機関冷却水温が低いほど実圧縮比の増大量ΔＡＣ２が増大せしめられると共に点火時期の遅角量ΔＩＧ２が増大され、機関回転数Ｎが低いほどおよび機関冷却水温が低いほど実圧縮比の低下量ΔＡＣ２が増大せしめられると共に点火時期の進角量ΔＩＧ２が増大せしめられることがわかる。
代表的な運転制御ルーチンとしてこの別の実施例の運転制御ルーチンを図１６に示す。なお、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図１６を参照するとまず初めにステップ１００において図１０（Ａ）に示されるマップから吸気弁７の目標閉弁時期ＩＣが算出される。次いでステップ１０１では図１３（Ａ）に示されるマップから機関暖機完了後の標準状態における基準実圧縮比ＡＣが算出される。次いでステップ１０２では温度センサ２４により検出された触媒温度ＴＣが触媒活性化温度ＴＣ_０よりも高いか否かが判別される。ＴＣ≦ＴＣ_０のときにはステップ１０６に進んで目標実圧縮比ＡＣ０が最小実圧縮比ＡＣ_０とされる。次いでステップ１０７に進む。これに対し、ＴＣ＞ＴＣ_０のときにはステップ１０３に進む。
ステップ１０３では温度センサ２３により検出された吸入空気温および機関回転数Ｎに基づいて図１４（Ｂ）に示される関係から実圧縮比の増大量又は低下量ΔＡＣ１が算出される。次いでステップ１０４では温度センサ２２により検出された機関冷却水温および機関回転数Ｎに基づいて図１５（Ａ）に示される関係から実圧縮比の増大量又は低下量ΔＡＣ２が算出される。次いでステップ１０５では基準実圧縮比ＡＣにΔＡＣ１およびΔＡＣ２を加算することによって目標実圧縮比ＡＣ０（＝ＡＣ＋ΔＡＣ１＋ΔＡＣ２）が算出される。次いでステップ１０７に進む。
ステップ１０７では実圧縮比を目標実圧縮比ＡＣ０とするのに必要な目標機械圧縮比ＣＲが算出される。次いでステップ１０８では図１０（Ｂ）に示されるマップからスロットル弁１７の目標開度θが算出される。次いでステップ１０９では図１３（Ｂ）に示されるマップから機関暖機完了後の標準状態における基準点火時期ＩＧが算出される。次いでステップ１１０では再び温度センサ２４により検出された触媒温度ＴＣが触媒活性化温度ＴＣ_０よりも高いか否かが判別される。ＴＣ≦ＴＣ_０のときにはステップ１１４に進んで目標点火時期ＩＧ０が最大遅角量ＩＧ_０とされる。次いでステップ１１５に進む。これに対し、ＴＣ＞ＴＣ_０のときにはステップ１１１に進む。
ステップ１１１では温度センサ２３により検出された吸入空気温および機関回転数Ｎに基づいて図１４（Ｃ）に示される関係から点火時期の進角量又は遅角量ΔＩＧ１が算出される。次いでステップ１１２では温度センサ２２により検出された機関冷却水温および機関回転数Ｎに基づいて図１５（Ｂ）に示される関係から点火時期の進角量又は遅角量ΔＩＧ２が算出される。次いでステップ１１３では基準点火時期ＩＧにΔＩＧ１およびΔＩＧ２を加算することによって目標点火時期ＩＧ０（＝ＩＧ＋ΔＩＧ１＋ΔＩＧ２）が算出される。次いでステップ１１５に進む。ステップ１１５では機械圧縮比が目標機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期が目標閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、点火時期が目標点火時期ＩＧ０となるように点火栓６による点火作用が制御され、スロットル弁１７の開度が目標開度θとなるようにスロットル弁１７が制御される。

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
２２，２３，２４…温度センサ
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

【０００２】
にある。
課題を解決するための手段
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、機関暖機完了後の予め定められた標準状態における実圧縮比および点火時期が夫々機関の運転状態に応じた基準実圧縮比および基準点火時期として予め記憶されており、機関温度を代表する温度が標準状態における温度よりも低いとき又は吸入空気温が標準状態における吸入空気温よりも低いときには、機関高回転時であれば実圧縮比を基準実圧縮比よりも増大させることによって熱効率を向上させ、機関低回転時であれば点火時期を基準点火時期よりも進角させることによって熱効率を向上させるようにした火花点火式内燃機関が提供される。
発明の効果
機関温度を代表する温度が標準状態における温度よりも低いとき又は吸入空気温が標準状態における吸入空気温よりも低いときにノッキングを生ずることなく熱効率を向上することができる。
図面の簡単な説明
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。

【００２０】
低回転時に点火時期が進角される。ところがこのときにも既に説明した機関暖機完了後の標準状態における場合と同様に、機関高回転時に実圧縮比を増大することによる熱効率の増大量と点火時期を遅角することによる熱効率と減少量との差が最大となる実圧縮比および点火時期が存在し、機関低回転時に点火時期を進角させることによる熱効率の増大量と実圧縮比を低下させることによる熱効率の減少量との差が最大となる点火時期および実圧縮比が存在する。
従って本発明による別の実施例ではノッキングの発生を阻止しつつ更に熱効率を向上させるために図１４（Ａ）に示されるように機関高回転時には実圧縮比を増大させると共に点火時期を遅角させ、機関低回転時には点火時期を進角させると共に実圧縮比を低下させるようにしている。
図１４（Ｂ）はこの別の実施例における異なる吸入空気温ａ，ｂ，ｃについての実圧縮比の増大量又は減少量ΔＡＣ１と機関回転数Ｎとの関係を示しており、図１４（Ｃ）はこの別の実施例における異なる吸入空気温ａ，ｂ，ｃについての点火時期の進角量又は遅角量ΔＩＧ１と機関回転数Ｎとの関係を示している。なお、図１４（Ｂ），（Ｃ）において吸入空気温はａ＞ｂ＞ｃなる関係にある。従って図１４（Ｂ），（Ｃ）から、機関回転数Ｎが高いほどおよび吸入空気温が低いほど実圧縮比の増大量ΔＡＣ１が増大せしめられると共に点火時期の遅角量ΔＩＧ１が増大せしめられ、機関回転数Ｎが低いほどおよび吸入空気温が低いほど実圧縮比の低下量ΔＡＣ１が増大せしめられると共に点火時期の進角量ΔＩＧ１が増大せしめられることがわかる。
また、図１５（Ａ），（Ｂ）はこの別の実施例において機関温度を代表する温度として機関冷却水温が用いられた場合の各関係を示している。即ち、図１５（Ａ）は異なる機関冷却水温ａ，ｂ，ｃに

Claims (5)

1. 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、機関暖機完了後の予め定められた標準状態における実圧縮比および点火時期が夫々機関の運転状態に応じた基準実圧縮比および基準点火時期として予め記憶されており、機関温度を代表する温度が上記標準状態における温度よりも低いとき又は吸入空気温が上記標準状態における吸入空気温よりも低いときには、機関高回転時に実圧縮比を上記基準実圧縮比よりも増大させ、機関低回転時に点火時期を上記基準点火時期よりも進角させるようにした火花点火式内燃機関。
2. 機関温度を代表する温度が上記標準状態における温度よりも低いとき又は吸入空気温が上記標準状態における吸入空気温よりも低いときであって排気浄化用触媒が活性化しているときに、機関高回転時には実圧縮比を上記基準実圧縮比よりも増大させ、機関低回転時には点火時期を上記基準点火時期よりも進角させる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
3. 機関温度を代表する温度が上記標準状態における温度よりも低いとき又は吸入空気温が上記標準状態における吸入空気温よりも低いときであっても排気浄化用触媒が活性化していないときには実圧縮比を最小実圧縮比まで低下させると共に点火時期を最大遅角量まで遅角させる請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
4. 機関温度を代表する温度が上記標準状態における温度よりも低いとき又は吸入空気温が上記標準状態における吸入空気温よりも低いときには、機関高回転時には実圧縮比を上記基準実圧縮比よりも増大させると共に点火時期を上記基準点火時期よりも遅角させ、機関低回転時に点火時期を上記基準点火時期よりも進角させると共に実圧縮比を上記基準実圧縮比よりも低下させるようにした請求項１又は２に記載の火花点火式内燃機関。
5. 機関温度を代表する温度が上記標準状態における温度よりも低いほど又は吸入空気温が上記標準状態における吸入空気温よりも低いほど、機関高回転時に実圧縮比を増大させると共に点火時期を遅角させ、機関低回転時に点火時期を進角させると共に実圧縮比を低下させる請求項４に記載の火花点火式内燃機関。

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