JPWO2012150639A1 - 火花点火内燃機関 - Google Patents

Abstract

本火花点火内燃機関は、気筒内圧力と気筒内温度とにより着火遅れ時間を算出する算出式を使用し、等容燃焼が実現されたときの最高筒内圧力Ｐｍａｘ及び最高筒内温度Ｔｍａｘに対する最短着火遅れ時間τｍｉｎを算出し、算出された最短着火遅れ時間に基づきノック限界点火時期ＩＴＡが決定されるようになっている。

Description

本発明は、火花点火内燃機関に関する。

火花点火内燃機関において、ノッキングを発生させないことが要求されている。そのために、今回の燃焼においてノッキングが発生するか否かを予測して、必要ならば、点火時期を遅角することが提案されている（特許文献１参照）。
ノッキングが発生するか否かの予測には、気筒内の圧力と温度とを変数とする着火遅れ時間の算出式を使用し、時間経過と共に着火遅れ時間が変化することを考慮したＬｉｖｅｎｇｏｏｄ−Ｗｕ積分が採用される。すなわち、着火遅れ時間の逆数の時間積分値が１となる時刻に気筒内で自着火が発生するとして、時間積分値が１となる時刻以前に燃焼が完了すれば（気筒内の全燃料が燃焼していれば）ノッキングは発生せず、時間積分値が１となる時刻に燃焼が完了していなければノッキングが発生すると予測される。

特開２００４−３３２５８４ 特開２０１１−０２１５５２ 特開２０１０−２８５８７３ 特開２００７−１７０３４５ 特開２００８−０９５５５３

前述のようにして、ノッキングの発生を予測することができるが、気筒内の圧力と温度とを変数とする着火遅れ時間の算出式を使用するＬｉｖｅｎｇｏｏｄ−Ｗｕ積分においては、多大な計算時間が必要とされるだけでなく、点火により燃焼が開始してからの各時刻の筒内の圧力及び温度を正確に推定することは困難であり、その結果として、点火以降の各時刻の着火遅れ時間を正確に算出して、着火遅れ時間の逆数の時間積分値が１となる時刻を正確に算出することは難しい。それにより、Ｌｉｖｅｎｇｏｏｄ−Ｗｕ積分によっては、ノッキングを発生させない良好な点火時期制御は実現困難である。
従って、本発明の目的は、Ｌｉｖｅｎｇｏｏｄ−Ｗｕ積分を実施することなく、ノッキングを発生させない良好な点火時期制御を可能とする火花点火内燃機関を提供することである。

本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関は、気筒内圧力と気筒内温度とにより着火遅れ時間を算出する算出式を使用し、等容燃焼が実現されたときの最高筒内圧力及び最高筒内温度に対する最短着火遅れ時間を算出し、算出された前記最短着火遅れ時間に基づきノック限界点火時期が決定されるようになっていることを特徴とする。
本発明による請求項２に記載の火花点火内燃機関は、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、前記ノック限界点火時期を決定する前に、可変圧縮比機構により圧縮上死点の燃焼室容積が小さくされているほど、前記最短着火遅れ時間は長くなるように補正されることを特徴とする。

本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関によれば、気筒内圧力と気筒内温度とにより着火遅れ時間を算出する算出式を使用し、等容燃焼が実現されたときの最高筒内圧力及び最高筒内温度に対する最短着火遅れ時間を算出し、算出された前記最短着火遅れ時間に基づきノック限界点火時期が決定されるようになっている。等容燃焼が実現されたときの最高筒内圧力及び最高筒内温度に対する最短着火遅れ時間は、吸入空気量や実圧縮比などの全ての可変因子を含んだ今回の燃焼のノッキングの発生し易さを表す値であり、最短着火遅れ時間が短いほどノッキングが発生し易くなる。それにより、最短着火遅れ時間に基づきノック限界点火時期を決定することにより、着火遅れ時間の逆数の時間積分であるＬｉｖｅｎｇｏｏｄ−Ｗｕ積分を実施することなく、ノッキングを発生させない良好な点火時期制御が可能となる。
本発明による請求項２に記載の火花点火内燃機関によれば、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、可変圧縮比機構により圧縮上死点の燃焼室容積が小さくされているほど、膨張行程の単位時間当たりの燃焼室容積変化が大きくなるために、膨張行程において気筒内圧力及び気筒内温度が急激に低下してノッキングが発生し難くなるために、ノック限界点火時期を決定する前に、ノッキングの発生し易さを表す最短着火遅れ時間は長くなるように補正されるようになっている。それにより、今回の燃焼に対して、より適切なノック限界点火時期を決定することができる。

内燃機関の全体図である。 可変圧縮比機構の分解斜視図である。 図解的に表した内燃機関の側面断面図である。 可変バルブタイミング機構を示す図である。 吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。 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。 理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。 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。 機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。 点火時期制御のためのフローチャートである。 充填効率と爆発度との関係を示すマップである。 最短着火遅れ時間とノック限界点火時期との関係を示すマップである。

図１は本発明による火花点火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。
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。
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。
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。
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（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。
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。
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。
ところで、火花点火内燃機関において、ノッキングを発生させないことが要求されている。そのためには、点火を実施する以前に、今回の点火時期が今回の燃焼のノック限界点火時期（ノッキングが発生し始めるときの点火時期）より進角側となっていないことを確認したり、今回の点火時期が今回の燃焼のノック限界点火時期より進角側であれば、点火時期を遅角させたり、また、今回の燃焼のノック限界点火時期に基づいて今回の点火時期を設定したりするような点火時期制御を実施することが望ましい。
このようなノッキングを発生させない点火時期制御を実施するためには、今回の燃焼のノック限界点火時期を知ることが必要となる。ノック限界点火時期は、燃焼空燃比を理論空燃比とする一般的な運転においても、吸気弁の閉弁時期や機械圧縮比などの可変因子が一つでも変化すると、変化するものであり、全ての可変因子に対して適合試験により適合させてマップ化するには多大な工数が必要となり、また、非常に大きな多次元マップとなってしまう。
また、今回の燃焼においてノッキングが発生するか否かを予測して、必要ならば、点火時期を遅角するようにしてもノッキングを発生させない点火時期制御は可能である。ノッキングが発生するか否かの予測には、気筒内の圧力と温度とを変数とする着火遅れ時間τを算出する次式（１）を使用し、時間経過と共に着火遅れ時間τが変化することを考慮した次式（２）に示すＬｉｖｅｎｇｏｏｄ−Ｗｕ積分が採用されることがある。すなわち、着火遅れ時間τの逆数の時間積分値（例えば吸気弁閉弁時からの時間積分値）が１となる時刻に気筒内で自着火が発生するとして、時間積分値が１となる時刻以前に燃焼が完了すれば（気筒内の全燃料が燃焼すれば）ノッキングは発生せず、時間積分値が１となる時刻に燃焼が完了していなければノッキングが発生すると予測される。
τ＝Ａ・Ｐ^−ｎ・ｅｘｐ（Ｂ／Ｔ） ・・・（１）
∫ｄｔ／τ＝１ ・・・（２）
式（１）において、Ａ、Ｂ、ｎは内燃機関毎に定まる定数であり、Ｐは筒内圧力、Ｔは筒内温度である。式（２）では、吸気弁閉弁時からの各時刻の着火遅れ時間τ_（ｋ）の逆数が算出されて１となるまで積算され、この積算値が１となる以前に燃焼が完了するか否かによってノッキングの発生を予測することができる。
このような積算値の算出には多大な時間が必要とされるだけでなく、特に、点火以降の各時刻の筒内圧力及び筒内温度を正確に推定することは困難であるために、点火以降の各時刻の正確な着火遅れ時間τ_（ｋ）を算出することは難しい。それにより、正確な積算値を算出して良好な点火時期制御を実現することは困難である。
本実施例の火花点火内燃機関は、電子制御ユニット３０を使用して、図１０に示すフローチャートに従って点火時期制御を実施する。
先ず、ステップ１０１において、吸気弁閉弁時の筒内圧力Ｐと筒内温度Ｔを測定する。筒内圧力Ｐ及び筒内温度Ｔは、気筒内に圧力センサ及び温度センサを設けて、これらセンサにより吸気弁閉弁時に測定すれば良い。また、吸気弁閉弁時の筒内圧力Ｐ及び筒内温度Ｔはサージタンク１２内の吸気圧力及び吸気温度と同じであるとして、サージタンク１２に圧力センサ及び温度センサを設けて、これらセンサにより吸気弁閉弁時（又は例えば吸気弁開弁時のように吸気弁閉弁前でも良い）に測定するようにしても良い。また、筒内圧力Ｐは、サージタンク１２内の圧力として、スロットル弁１７の開度（及び機関回転数）に対してマップ化しておくことも可能である。筒内温度Ｔは外気温度としても良い。
次いで、ステップ１０２において、今回の燃焼として等容燃焼が実施されたと仮定した場合の燃焼直後の最高筒内温度Ｐｍａｘを次式（３）により算出する。等容燃焼とは、圧縮上死点において、全ての燃料が瞬間的に燃焼する理想的な燃焼である。
Ｐｍａｘ＝ρ・Ｐ−Ｅ^ｋ ・・・（３）
ここで、Ｅは実圧縮比であり、ｋは比熱比（例えば上死点の比熱比）であり、Ｐ・Ｅ^ｋは断熱圧縮されたときの圧縮上死点の筒内圧力（圧縮端圧力）を示している。ρは爆発度であり、図１１に示すように、充填効率に対して定められる。
次いで、ステップ１０３において、今回の燃焼として等容燃焼が実施されたと仮定した場合の燃焼直後の最高筒内温度Ｔｍａｘを次式（４）により算出する。
Ｔｍａｘ＝ρ・Ｔ・Ｅ^ｋ−１ ・・・（４）
ここで、Ｔ・Ｅ^ｋ−１は断熱圧縮されたときの圧縮上死点の筒内温度（圧縮端温度）を示している。このように、圧縮端圧力Ｐ・Ｅ^ｋに爆発度ρを乗算すれば、等容燃焼直後の最高筒内圧力Ｐｍａｘを算出することができ、圧縮端温度Ｔ・Ｅ^ｋ−１に爆発度ρを乗算すれば、等容燃焼直後の最高筒内温度Ｔｍａｘを算出することができる。
また、実圧縮比Ｅは、前述したように、現在の上死点の燃焼室容積と吸気弁閉弁時からの実際の行程容積とから算出することができる。しかしながら、厳密には、吸気弁閉弁直前においては吸気ポートの開口面積が小さくなって気筒内の吸気は吸気ポートへ吹き返されなくなり、実質的に圧縮が開始されることとなるために、吸気弁閉弁直前からの行程容積を実際の行程容積とすることが好ましい。
次いで、ステップ１０４において、最高筒内圧力Ｐｍａｘ及び最高筒内温度Ｔｍａｘに対する最短着火遅れ時間τｍｉｎを次式（５）により算出する。
τｍｉｎ＝Ａ・Ｐｍａｘ^−ｎ・ｅｘｐ（Ｂ／Ｔｍａｘ）・Ｃ ・・・（５）
ここで、Ａ、Ｂ、ｎは前述したように内燃機関毎に定まる定数である。Ｃに関しては後述する。
こうして算出される等容燃焼が実施されたときの最高筒内圧力Ｐｍａｘ及び最高筒内温度Ｔｍａｘに対する最短着火遅れ時間τｍｉｎは、吸入空気量や実圧縮比Ｅなどの全ての可変因子を含んだ今回の燃焼のノッキングの発生し易さを表す値であり、最短着火遅れ時間τｍｉｎが短いほどノッキングが発生し易くなる。それにより、最短着火遅れ時間τｍｉｎが長いほどノック限界点火時期ＩＴＡを進角させることができ、最短着火遅れ時間τｍｉｎに対してノック限界点火時期ＩＴＡを適合試験により図１２に示すように設定することができる。ＩＴＡは、圧縮上死点から前のクランク角度であり、０度は圧縮上死点を示している。
こうして、ステップ１０５において、算出された最短着火遅れ時間τｍｉｎに基づき図１２のマップを使用してノック限界点火時期ＩＴＡを決定する。
次いで、ステップ１０６では、今回の燃焼に際して設定されている最適点火時期ＭＢＴ（Ｍｉｎｉｍｕｍ Ｓｐａｒｋ Ａｄｖａｎｃｅ ｆｏｒ Ｂｅｓｔ Ｔｏｒｑｕｅ）がノック限界点火時期ＩＴＡより進角側であるか否かが判断され、この判断が否定されるときには、点火時期をＭＢＴとしてもノッキングが発生することはなく、ステップ１０８において、ＭＢＴでの点火を実施する。
一方、ステップ１０６の判断が肯定されるとき、すなわち、設定されたＭＢＴは、ノック限界点火時期より進角側であり、ＭＢＴでの点火ではノッキングが発生してしまうために、ステップ１０７において、ノック限界点火時期ＩＴＡより僅かに遅角側の点火時期ＩＴＡ’での点火を実施する。こうして、ノッキングを発生させない良好な点火時期制御が可能となる。
ところで、上式（５）におけるＣは、機械圧縮比を制御するために可変圧縮比機構Ａにより圧縮上死点の燃焼室容積が小さくされているほど、最短着火遅れ時間τｍｉｎを長くするための補正係数である。圧縮上死点の燃焼室容積が小さくされているほど、膨張行程の単位時間当たりの燃焼室容積変化が大きくなるために、膨張行程において気筒内圧力及び気筒内温度が急激に低下してノッキングが発生し難くなる。
それにより、例えば、機械圧縮比が最も低くされたとき（図３（Ａ）参照）の圧縮上死点の燃焼室容積（圧縮上死点の最大燃焼室容積）をＶｍａｘとし、現在の圧縮上死点の燃焼室容積をＶとすれば、補正係数Ｃ＝ｄ１・Ｖｍａｘ／Ｖとすることができる。ｄ１は、このような燃焼室容積変化の影響程度に対応する重み係数である。また、機関回転数が高くても、膨張行程の単位時間当たりの燃焼室容積変化が大きくなるために、アイドル回転数をＮｍｉｎとし、現在の機関回転数をＮとすれば、補正係数Ｃ＝ｄ２・（Ｖｍａｘ／Ｖ）・（Ｎ／Ｎｍｉｎ）としても良い。ｄ２は、このような燃焼室容積変化の影響程度に対応する重み係数である。
ステップ１０５において、ノック限界点火時期ＩＴＡを決定する前に、ノッキングの発生し易さを表す最短着火遅れ時間τｍｉｎを、このような補正係数Ｃにより補正すれば、今回の燃焼に対して、より適切なノック限界点火時期ＩＴＡを決定することができる。

Ａ 可変圧縮比機構
３０ 電子制御ユニット

【０００２】
特開２０１１−０２１５５２
特許文献３
特開２０１０−２８５８７３
特許文献４
特開２００７−１７０３４５
特許文献５
特開２００８−０９５５５３
発明の概要
発明が解決しようとする課題
前述のようにして、ノッキングの発生を予測することができるが、気筒内の圧力と温度とを変数とする着火遅れ時間の算出式を使用するＬｉｖｅｎｇｏｏｄ−Ｗｕ積分においては、多大な計算時間が必要とされるだけでなく、点火により燃焼が開始してからの各時刻の筒内の圧力及び温度を正確に推定することは困難であり、その結果として、点火以降の各時刻の着火遅れ時間を正確に算出して、着火遅れ時間の逆数の時間積分値が１となる時刻を正確に算出することは難しい。それにより、Ｌｉｖｅｎｇｏｏｄ−Ｗｕ積分によっては、ノッキングを発生させない良好な点火時期制御は実現困難である。
従って、本発明の目的は、Ｌｉｖｅｎｇｏｏｄ−Ｗｕ積分を実施することなく、ノッキングを発生させない良好な点火時期制御を可能とする火花点火内燃機関を提供することである。
課題を解決するための手段
本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関は、気筒内圧力と気筒内温度とにより着火遅れ時間を算出する算出式に、等容燃焼が実現されたときの最高筒内圧力及び最高筒内温度を代入して最短

【０００３】
着火遅れ時間を算出し、算出された前記最短着火遅れ時間に基づきノック限界点火時期が決定されるようになっていることを特徴とする。
本発明による請求項２に記載の火花点火内燃機関は、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、前記ノック限界点火時期を決定する前に、可変圧縮比機構により圧縮上死点の燃焼室容積が小さくされているほど、前記最短着火遅れ時間は長くなるように補正されることを特徴とする。
発明の効果
本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関によれば、気筒内圧力と気筒内温度とにより着火遅れ時間を算出する算出式を使用し、等容燃焼が実現されたときの最高筒内圧力及び最高筒内温度に対する最短着火遅れ時間を算出し、算出された前記最短着火遅れ時間に基づきノック限界点火時期が決定されるようになっている。等容燃焼が実現されたときの最高筒内圧力及び最高筒内温度に対する最短着火遅れ時間は、吸入空気量や実圧縮比などの全ての可変因子を含んだ今回の燃焼のノッキングの発生し易さを表す値であり、最短着火遅れ時間が短いほどノッキングが発生し易くなる。それにより、最短着火遅れ時間に基づきノック限界点火時期を決定することにより、着火遅れ時間の逆数の時間積分であるＬｉｖｅｎｇｏｏｄ−Ｗｕ積分を実施することなく、ノッキングを発生させない良好な点火時期制御が可能となる。
本発明による請求項２に記載の火花点火内燃機関によれば、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、可変圧縮比機構により圧縮上死点の燃焼室容積が小さくされているほど、膨張行程の単位時間当たりの燃焼室容積変化が大きくなるために、膨張行程において

Claims (2)

1. 気筒内圧力と気筒内温度とにより着火遅れ時間を算出する算出式を使用し、等容燃焼が実現されたときの最高筒内圧力及び最高筒内温度に対する最短着火遅れ時間を算出し、算出された前記最短着火遅れ時間に基づきノック限界点火時期が決定されるようになっていることを特徴とする火花点火内燃機関。
2. 前記ノック限界点火時期を決定する前に、可変圧縮比機構により圧縮上死点の燃焼室容積が小さくされているほど、前記最短着火遅れ時間は長くなるように補正されることを特徴とする請求項１に記載の火花点火内燃機関。

Images