KR20080113373A - 스파크 점화형 내연기관 - Google Patents

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Abstract

흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 제어할 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 와 기계 압축비를 변경할 수 있는 가변 압축비 기구 (A) 가 제공되고 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 제어하여서 연소실 (5) 안으로 공급되는 흡입 공기량을 제어하는 스파크 점화형 내연기관이 제공된다. 대기압이 변화하더라도 요구되는 토크에 따른 출력 토크가 얻기 위해서, 대기압이 떨어질 때, 흡입 밸브의 폐쇄 시기가 흡기 하사점에 근접하게 되고 기계 압축비가 감소된다.

Description

스파크 점화형 내연기관{SPARK IGNITION TYPE INTERNAL COMBUSTION ENGINE}
본 발명은 스파크 점화형 내연기관에 관한 것이다.
흡입 밸브 및 배기 밸브 외에 각 연소실의 정면에 제어 밸브를 배치하고, 압축 행정의 개시시에 이 제어 밸브를 개방하고 압축 행정의 도중에 제어 밸브를 폐쇄하기 위한 제어 수단이 제공된 디젤 기관이 공지되어 있다 (일본 특허 공보 (A) 제 4-863338 호 참조). 이러한 디젤 기관에서, 압축 행정이 개시되어도, 제어 밸브가 개방되어 있는 동안, 연소실 내의 흡입 공기가 제어 밸브를 통해 배출되기 때문에, 압축 작용이 실행되지 않는다. 제어 밸브가 폐쇄될 때 압축 작용이 개시된다. 따라서, 이 디젤 기관에서는, 제어 밸브의 폐쇄 시기가 압축비를 제어하도록 제어된다.
이 디젤 기관에서, 제어 밸브의 폐쇄 시기를 제어함으로써, 대기압이 낮을수록, 압축비가 높아지고, 대기 온도가 낮을수록, 압축비가 높아진다.
한편, 스파크 점화형 내연기관에서, 기관의 출력 토크는 흡입 공기량에 의해 정해진다. 이 경우에, 흡입 밸브의 폐쇄 시기를 제어함으로써, 제어 연소실 내의 흡입 공기량을 제어할 수 있다. 즉, 압축 행정이 개시되어도, 흡입 밸브가 개방되어 있는 동안에는, 연소실 내의 흡입 공기가 흡입 밸브를 통해 흡입 포트 내 에 배출되어서, 실제로 연소실 안으로 공급되는 흡입 공기량은 흡입 밸브가 폐쇄되었을 때의 연소실 내에 갇힌 흡입 공기량이 된다. 따라서, 흡입 밸브의 폐쇄 시기를 제어함으로써, 연소실의 흡입 공기량이 제어될 수 있다.
이와 관련하여, 내연기관에서, 대기압이 변하더라도 기관의 운전 상태에 따라 요구되는 출력 토크가 발생되는 것이 바람직하다. 그러기 위해서는, 대기압이 변화하더라도 연소실에 공급되는 흡입 공기의 질량이 동일하게 유지되어야 한다. 따라서, 예를 들어, 대기압이 떨어진다면, 흡입 공기의 밀도가 낮아져서, 연소실 안으로 공급되는 흡입 공기의 체적이 증가될 것이다. 따라서 흡기 하사점 후에 흡입 밸브를 폐쇄하고자 할 때, 흡입 밸브의 폐쇄 시기를 앞당기는 것이 필요하다.
이와 관련하여, 흡입 밸브의 폐쇄 시기를 앞당기면, 압축비가 높아져서, 예를 들어 대기 온도가 동일하다면, 압축 종료 온도가 매우 높아지게 된다. 한편, 이 경우에, 압축 종료 온도를 낮추기 위해서는, 흡입 밸브의 폐쇄 시기가 지연될 수도 있지만, 흡입 밸브의 폐쇄 시기를 지연시키면, 이때 흡입 공기량이 감소되어서 출력 토크가 요구되는 토크보다 낮아져 버린다.
상기에 언급된 공지된 디젤 기관에서는, 제어 밸브의 폐쇄 시기를 제어함으로써, 압축비가 대기압 및 대기 온도에 따른 목표 압축비로 제어된다. 즉, 압축 종료 압력 및 압축 종료 온도가 압축 점화 연소에 적절한 압축 종료 압력 및 압축 종료 온도로 제어된다. 그러나, 연소실에 공급되는 흡입 공기량을 제어하도록 흡입 밸브의 폐쇄 시기를 제어할 때, 압축 종료 온도가 매우 높아지더라도, 요 구되는 토크에 따른 출력 토크를 얻기 위해서 흡입 밸브의 폐쇄 시기가 지연될 수 없다. 압축 종료 온도를 제어하기 위해서는, 상기에 설명된 디젤 기관과는 상이한 더욱 다른 제어가 필요하다.
본 발명의 목적은 최적 온도까지 압축 종료 온도를 제어할 수 있는 스파크 점화형 내연기관을 제공하는 것이다.
본 발명에 따라, 흡입 밸브의 폐쇄 시기를 제어할 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구와 기계 압축비를 변경할 수 있는 가변 압축비기구가 제공되고 흡입 밸브의 폐쇄 시기를 제어하여서 연소실 안으로 공급되는 흡입 공기량을 제어하하는 스파크 점화형 내연기관이 제공되고, 대기압이 변화할 때에도 요구되는 토크에 따른 출력 토크가 얻어질 수 있도록, 대기압이 저하하거나 상승할 때 대기압이 떨어지고 기계 압축비가 감소될 때 흡입 밸브의 폐쇄 시기가 흡기 하사점에 접근하도록 유도된다.
도 1 은 스파크 점화형 내연기관의 전체도이다.
도 2 는 가변 압축비 기구의 분해 사시도이다.
도 3 은 도시된 내연기관의 측면 단면도이다.
도 4 는 가변 밸브 타이밍 기구의 도면이다.
도 5 는 흡입 밸브 및 배기 밸브의 리프트량을 도시하는 도면이다.
도 6 은 기관 압축비, 실제 압축비, 및 팽창비를 설명하는 도면이다.
도 7 은 이론적 열효율과 팽창비 사이의 관계를 도시하는 도면이다.
도 8 은 통상적인 사이클 및 초고팽창비 사이클을 설명하기 위한 도면이다.
도 9 는 요구되는 토크에 따른 기계 압축비 등의 변화를 도시하는 도면이다.
도 10 은 PV 선도를 도시하는 도면이다.
도 11 은 PV 선도를 도시하는 도면이다.
도 12 는 정상 연소가 실행될 수 있는 허용 한계치를 나타내는 도면이다.
도 13 은 기계 압축비와 흡입 밸브의 폐쇄 시기를 나타내는 도면이다.
도 14 는 기계 압축비와 흡입 밸브의 폐쇄 시기를 나타내는 도면이다.
도 15 는 흡입 밸브의 기준 폐쇄 시기 (IC) 의 맵 등을 나타내는 도면이다.
도 16 은 흡입 밸브의 폐쇄 시기에 대한 보정량 (Δθ) 을 나타내는 도면이다.
도 17 은 기계 압축비에 대한 보정량 (ΔCR) 을 나타내는 도면이다.
도 18 은 운전 제어용 흐름도이다.
도 1 은 스파크 점화형 내연기관의 측면 단면도를 도시한다.
도 1 을 참조하면, '1' 은 크랭크 케이스, '2' 는 실린더 블록, '3' 은 실린더 헤드, '4' 는 피스톤, '5' 는 연소실, '6' 은 연소실 (5) 의 정면 중앙에 배치된 스파크 플러그, '7' 은 흡입 밸브, '8' 은 흡입 포트, '9' 는 배기 밸브, '10' 은 배기 포트를 나타낸다. 흡입 포트 (8) 는 흡입 분지관 (11) 을 통해 서지 탱크 (12) 에 연결되고, 각 흡입 분지관 (11) 에는 대응하는 흡입 포트 (8) 를 향하여 연료를 분사하기 위한 연료 분사기 (13) 가 제공된다. 연료 분사기 (13) 는 각각의 흡입 분지관 (11) 에 부착되는 대신에 각 연소실 (5) 에 배치될 수 있다는 것을 주목해야 한다.
서지 탱크 (12) 는 흡입 덕트 (14) 를 통해 에어 클리너 (15) 에 연결되고, 흡입 덕트 (14) 내에는 액츄에이터 (16) 에 의해 구동되는 스로틀 밸브 (17), 예를 들어 열선을 이용하는 흡입 공기량 검출기 (18), 대기압을 검출하기 위한 대기압 센서 (19) 및 대기 온도를 검출하기 위한 대기 온도 센서 (20) 가 제공된다. 한편, 배기 포트 (10) 는 배기 매니폴드 (21) 를 통해 예를 들어 삼원 촉매를 내장한 촉매 컨버터 (22) 에 연결되고, 배기 매니폴드 (21) 내에는 공연비 센서 (23) 가 제공된다.
한편, 도 1 에 도시된 실시형태에서, 크랭크 케이스 (1) 및 실린더 블록 (2) 의 연결부에는 실린더 축선방향으로 크랭크 케이스 (1) 및 실린더 블록 (2) 의 상대 위치를 변화시켜서 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치할 때 연소실 (5) 의 용적을 변경할 수 있는 가변 압축비 기구 (A) 가 제공되고, 실제 압축 작용의 개시 시기를 변경할 수 있는 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구 (B) 가 또한 제공된다. 도 1 에 도시된 실시형태에서, 이 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구 (B) 는 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 제어할 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구로 이루어져 있다.
전자 제어 유닛 (30) 은 ROM (read only memory) (32), RAM (random access memory) (33), CPU (microprocessor) (34), 입력 포트 (35) 및 출력 포트 (36) 등의 양방향 버스 (31) 를 통해 서로 연결된 구성 요소가 제공된 디지털 컴퓨터로 구 성된다. 흡입 공기량 검출기 (18), 대기압 센서 (19), 대기 온도 센서 (20) 및 공연비 센서 (23) 의 출력 신호는 대응하는 AD 변환기 (37) 를 통해 입력 포트 (35) 에 입력된다. 또한, 가속 페달 (40) 에는 가속 페달 (40) 의 밟음량 (L) 에 비례하는 출력 전압을 발생시키는 부하 센서 (41) 가 연결되어 있다. 부하 센서 (41) 의 출력 전압은 대응하는 AD 변환기 (37) 를 통해 입력 포트 (35) 에 입력된다. 또한, 입력 포트 (35) 는 크랭크 샤프트가 예를 들어 30°회전할 때마다 출력 펄스를 발생시키는 크랭크각 센서 (42) 에 연결된다. 한편, 출력 포트 (36) 는 구동 회로 (38) 를 통해 스파크 플러그 (6), 연료 분사기 (13), 스로틀 밸브 구동용 액츄에이터 (16), 가변 압축비 기구 (A) 및 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 에 연결된다.
도 2 는 도 1 에 도시된 가변 압축비 기구 (A) 의 분해 사시도이고, 도 3 은 도시된 내연기관의 측면 단면도이다. 도 2 를 참조하면, 실린더 블록 (2) 의 양 측벽의 하방에는, 소정 거리로 서로 떨어져 있는 복수의 돌출부 (50) 가 형성된다. 각 돌출부 (50) 에는 원형 단면 캠 삽입 구멍 (51) 이 형성되어 있다. 한편, 크랭크 케이스 (1) 상면에는 소정 거리로 떨어져 있고 대응하는 돌출부 (50) 사이에 끼워맞춤되는 복수의 돌출부 (52) 가 형성되어 있다. 이들 각 돌출부 (52) 에는 원형 단면 캠 삽입 구멍 (53) 이 형성되어 있다.
도 2 에 도시된 바와 같이, 한 쌍의 캠 샤프트 (54, 55) 가 제공된다. 각각의 캠 샤프트 (54, 55) 는 매 다른 위치에서 캠 삽입 구멍 (51) 에 회전 가능하게 삽입될 수 있게 고정되어 있는 원형 캠 (56) 을 갖는다. 이들 원형 캠 (56) 은 캠 샤프트 (54, 55) 의 회전 축선과 동축이다. 한편, 원형 캠 (56) 사이에는, 도 3 의 해칭으로 도시된 바와 같이, 캠 샤프트 (54, 55) 의 회전 축선에 대해 편심 배치된 편심축 (57) 이 연장한다. 각각의 편심축 (57) 은 편심으로 회전가능하게 부착되어 있는 다른 원형 캠 (58) 을 갖는다. 도 2 에 도시된 바와 같이, 이들 원형 캠 (58) 은 원형 캠 (56) 의 사이에 배치되어 있다. 이들 원형 캠 (58) 은 대응하는 캠 삽입 구멍 (53) 에 회전가능하게 삽입되어 있다.
캠 샤프트 (54, 55) 에 고정된 원형 캠 (56) 이 도 3 의 (A) 에 도시된 상태로부터 도 3 의 (A) 의 실선 화살표에 의해 도시된 바와 같이 반대 방향으로 회전될 때, 편심 축 (57) 이 하방 중앙을 향해 이동하기 때문에, 원형 캠 (58) 이 도 3 의 (A) 의 파선에 의해 도시된 바와 같이 캠 삽입 구멍 (53) 의 원형 캠 (56) 과 반대 방향으로 회전한다. 도 3 의 (B) 에 도시된 바와 같이, 편심 축 (57) 이 하방 중앙을 향해 이동할 때, 원형 캠 (58) 의 중심이 편심 축 (57) 의 하방으로 이동한다.
도 3 의 (A) 및 도 3 의 (B) 의 비교로부터 알 수 있는 바와 같이, 크랭크 케이스 (1) 및 실린더 블록 (2) 의 상대 위치는 원형 캠 (56) 의 중심과 원형 캠 (58) 의 중심 사이의 거리에 의해 정해진다. 원형 캠 (56) 의 중심과 원형 캠 (58) 의 중심 사이의 거리가 커질수록, 실린더 블록 (2) 은 크랭크 케이스 (1) 로부터 더 멀어진다. 실린더 블록 (2) 이 크랭크 케이스 (1) 로부터 멀어지면, 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치될 때의 연소실 (5) 의 용적이 증가하고, 따라서 캠 샤프트 (54, 55) 를 회전시킴으로써, 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치할 때 연소실 (5) 의 용적이 변경될 수 있다.
도 2 에 도시된 바와 같이, 캠 샤프트 (54, 55) 를 반대 방향으로 회전시키기 위해서, 구동 모터 (59) 의 축에는 나사 방향이 서로 반대인 한 쌍의 웜 기어 (61, 62) 가 제공된다. 이들 웜 기어 (61, 62) 로 맞물리는 기어 (63, 64) 가 각각 캠 샤프트 (54, 55) 의 단부에 고정된다. 본 실시형태에서, 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치될 때 구동 모터 (59) 가 구동하여 연소실 (5) 의 용적을 넓은 범위로 변경할 수도 있다. 도 1 ~ 도 3 에 도시된 가변 압축비 기구 (A) 가 일례로서 도시된다. 어떠한 유형의 가변 압축비 기구도 사용될 수 있다.
한편, 도 4 는 도 1 의 흡입 밸브 (7) 를 구동하기 위한 캠 샤프트 (70) 의 단부에 부착된 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 를 도시한다. 도 4 를 참조하면, 이 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 에는, 타이밍 벨트를 통해 화살표 방향으로 기관의 크랭크 축으로 회전되는 타이밍 풀리 (71), 타이밍 풀리 (71) 와 함께 회전하는 원통형 하우징 (72), 흡입 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 와 함께 회전하고 원통형 하우징 (72) 에 대해 회전하는 축 (73), 원통형 하우징 (72) 의 내주면으로부터 축 (73) 의 외주면까지 연장하는 복수의 격벽 (74) 및 격벽 (74) 사이에서 축 (73) 의 외주면으로부터 원통형 하우징 (72) 의 내주면까지 연장하는 베인 (75) 이 제공되고, 베인 (75) 의 양측에는 진각용 유압실 (76) 및 지각용 유압실 (77) 이 형성되어 있다.
유압실 (76, 77) 에 대한 작동유의 공급은 작동유 공급 제어 밸브 (78) 에 의해 제어된다. 이 작동유 공급 제어 밸브 (78) 에는 유압실 (76, 77) 에 연결 된 유압 포트 (79, 80), 유압 펌프 (81) 로부터 배출된 작동유용 공급 포트 (82), 한 쌍의 드레인 포트 (83, 84), 및 포트 (79, 80, 82, 83, 84) 의 연결 및 차단을 제어하기 위한 스풀 밸브 (85) 가 제공된다.
도 4 에서, 흡입 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상을 진각하기 위해서, 스풀 밸브 (85) 가 우측으로 이동하게 되고, 공급 포트 (82) 로부터 공급된 작동유가 유압 포트 (79) 를 통해 진각용 유압실 (76) 에 공급되고, 지각용 유압실 (77) 내의 작동유가 드레인 포트 (84) 로부터 배출된다. 이때, 축 (73) 은 원통형 하우징 (72) 에 대해 화살표 방향으로 회전하게 된다.
이와 반대로, 흡입 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상을 지각시키기 위해서, 스풀 밸브 (85) 가 좌측으로 이동하게 되고, 공급 포트 (82) 로부터 공급된 작동유가 유압 포트 (80) 를 통해 지각용 유압실 (77) 에 공급되고, 진각용 유압실 (76) 내의 작동유가 드레인 포트 (83) 로부터 배출된다. 이때, 축 (73) 은 원통형 하우징 (72) 에 대해 화살표와 반대 방향으로 회전하게 된다.
축 (73) 이 원통형 하우징 (72) 에 대해 회전하게 될 때, 스풀 밸브 (85) 가 도 4 의 중립 위치로 되돌아가면, 축 (73) 의 상대 회전을 위한 작동이 끝나고, 축 (73) 은 그때의 상대 회전 위치에서 유지된다. 따라서, 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 를 사용하여 흡입 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상을 정확히 원하는 양으로 진각시키거나 지각시킬 수 있게 된다.
도 5 에서, 실선은, 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 가 사용되어 흡입 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상을 최대로 진각시킬 때를 나타내고, 파선은 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 가 사용되어 흡입 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상을 최대로 지각시킬 때를 나타낸다. 따라서, 흡입 밸브 (7) 의 개방 시기는 도 5 에서 실선으로 도시된 범위와 파선으로 도시된 범위 사이에서 자유롭게 설정될 수 있고, 따라서 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기도 도 5 에서 화살표 (C) 로 도시된 범위의 임의의 크랭크각으로 설정될 수 있다.
도 1 및 도 4 에 도시된 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 는 일례이다. 예를 들어, 흡입 밸브의 개방 시기를 일정하게 유지하면서 흡입 밸브의 폐쇄 시기만을 바꿀 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구 또는 다른 여러 유형의 가변 밸브 타이밍 기구가 사용될 수 있다.
다음으로, 본 발명에 사용된 용어의 의미가 도 6 을 참조하여 설명된다. 도 6 의 (A), (B) 및 (C) 는 설명을 위해 연소실 용적이 50 ㎖ 이고 피스톤의 행정 용적이 500 ㎖ 인 엔진을 도시한다. 이들 도 6 의 (A), (B) 및 (C) 에서, 연소실 용적은 피스톤이 압축 상사점에 위치할 때의 연소실의 용적을 나타낸다.
도 6 의 (A) 는 기계 압축비를 설명한다. 기계 압축비는 압축 행정시의 피스톤의 행정 용적과 연소실 용적으로부터 기계적으로 정해지는 값이다. 이 기계 압축비는 (연소실 용적 ＋ 행정 용적)/연소실 용적으로 표현된다. 도 6 의 (A) 에 도시된 예에서, 이 기계 압축비는 (50 ㎖ ＋ 500 ㎖)/50 ㎖ = 11 이 된다.
도 6 의 (B) 는 실제 압축비를 설명한다. 이 실제 압축비는 압축 작용이 실제로 개시된 때로부터 피스톤이 상사점에 이를 때까지의 실제 피스톤 행정 용적 과 연소실 용적으로부터 정해지는 값이다. 이 실제 압축비는 (연소실 용적＋실제의 행정 용적)/연소실 용적으로 표현된다. 즉, 도 6 의 (B) 에 도시된 바와 같이, 피스톤이 압축 행정시에 상승을 개시하더라도, 흡입 밸브가 개방되어 있는 동안은 압축 작용이 실행되지는 않는다. 흡입 밸브가 폐쇄한 후에 실제 압축 작용이 개시된다. 따라서, 실제 압축비는 실제 행정 용적을 이용하여 다음과 같이 표현된다. 도 6 의 (B) 에 도시된 예에서, 실제 압축비는 (50 ㎖＋450 ㎖)/50 ㎖ = 10 이 된다.
도 6 의 (C) 는 팽창비를 설명한다. 팽창비는 팽창 행정시의 피스톤의 행정 용적과 연소실 용적으로부터 정해지는 값이다. 이 팽창비는 (연소실 용적＋행정 용적)/연소실 용적으로 표현된다. 도 6 의 (C) 에 도시된 예에서, 이 팽창비는 (50 ㎖ ＋ 500 ㎖)/50 ㎖ = 11 이 된다.
다음으로, 본 발명에서 이용되는 초고팽창비 사이클이 도 7 및 도 8 을 참조하여 설명된다. 도 7 은 이론적 열효율과 팽창비 사이의 관계를 나타내고, 도 8 은 부하에 따라 선택적으로 사용될 수 있는 통상적인 사이클과 초고팽창비 사이클 사이의 비교를 나타낸다.
도 8 의 (A) 는 흡입 밸브가 하사점 근방에서 폐쇄되고 피스톤에 의한 압축 작용이 실질적으로 압축 하사점 중앙 근방에서 개시될 때의 통상적인 사이클을 나타낸다. 이 도 8 의 (A) 에 도시된 예에서도, 도 6 의 (A), (B) 및 (C) 에 도시된 예와 동일하게, 연소실 용적이 50 ㎖ 가 되고, 피스톤의 행정 용적이 500 ㎖ 가 된다. 도 8 의 (A) 로부터 알 수 있듯이, 통상적인 사이클에서는, 기계 압 축비는 (50 ㎖ ＋ 500 ㎖)/50 ㎖ = 11 이고, 실제 압축비도 거의 11 이며, 팽창비도 (50 ㎖ ＋ 500 ㎖)/50 ㎖ = 11 가 된다. 즉, 통상적인 내연기관에서는, 기계 압축비와 실제 압축비와 팽창비가 거의 동일해진다.
도 7 의 실선은 실제 압축비와 팽창비가 거의 동일한 경우, 즉 통상적인 사이클에서의 이론적 열효율의 변화를 나타낸다. 이 경우에, 팽창비가 커질수록, 즉, 실제 압축비가 높아질수록, 이론적 열효율이 높아진다는 것을 알 수 있다. 따라서, 통상적인 사이클에서, 이론적 열효율을 높이기 위해선, 실제 압축비가 높아져야만 한다. 그러나, 기관이 고부하 작동할 때 노킹의 발생이 제약되기 때문에, 실제 압축비는 최대에서도 12 정도까지만 상승하고, 따라서 통상적인 사이클 에 있어서는, 이론적 열효율은 충분히 높아질 수 없다.
한편, 이 상황 하에서, 본 발명자는 기계 압축비와 실제 압축비를 엄밀하게 구분하여 이론적 열효율을 연구하였고, 그 결과 이론적 열효율에서, 팽창비가 지배적이고, 이론적 열효율은 실제 압축비에 의해 거의 영향을 받지 않는다는 것을 발견했다. 즉, 실제 압축비를 높이면, 폭발력은 높아지지만, 압축이 큰 에너지를 필요로 하고, 따라서 실제 압축비를 높여도, 이론적 열효율은 거의 높아지지 않는다.
이와 반대로, 팽창비가 증가하면, 팽창 행정시에 피스톤에 압하력이 작용하는 기간이 길어지고, 피스톤이 크랭크 샤프트에 회전력을 주는 기간이 길어진다. 따라서, 팽창비가 크게 되면, 이론적 열효율이 높아진다. 도 7 의 파선은 실제 압축비를 10 에 고정하고 그 상태에서 팽창비를 높인 경우에 이론적 열효율을 나타낸다. 이 방식으로, 실제 압축비가 낮은 값으로 유지되는 상태로 팽창비를 높게 했을 때의 이론적 열효율의 상승량과 도 7의 실선으로 도시된 바와 같이 실제 압축비가 팽창비와 함께 증가되는 경우의 이론적 열효율의 상승량과는 큰 차이가 없다는 것을 알았다.
실제 압축비가 이와 같이 낮은 값에서 유지되면, 노킹이 발생하지 않을 것이고, 따라서 실제 압축비가 낮은 값에서 유지되는 상태에서 팽창비를 높이면, 노킹의 발생이 방지되고 이론적 열효율이 크게 높아질 수 있다. 도 8 의 (B) 는 가변 압축비 기구 (A) 및 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 를 이용하여 실제 압축비를 낮은 값에서 유지하면서 팽창비를 높이는 경우의 일례를 나타낸다.
도 8 의 (B) 를 참조하면, 이 예에서는, 가변 압축비 기구 (A) 가 연소실 용적을 50 ㎖ 에서 20 ㎖ 로 감소시키는데 이용된다. 한편, 피스톤의 실제 행정 용적이 500 ㎖ 에서 200 ㎖ 이 될 때까지 흡입 밸브의 폐쇄 시기를 늦추는데 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 가 이용된다. 그 결과, 이 예에서는, 실제 압축비는 (20 ㎖ ＋ 200 ㎖)/20 ㎖ = 11 이 되고 팽창비는 (20 ㎖ ＋ 500 ㎖)/20 ㎖ = 26 이 된다. 도 8 의 (A) 에 도시된 통상적인 사이클에서는, 상기에 설명된 바와 같이, 실제 압축비가 거의 11 이고 팽창비가 11 이다. 이 경우와 비교하면, 도 8 의 (B) 에 도시된 경우에는, 팽창비만이 26 까지 높아진다는 것을 알 수 있다. 이것이 "초고팽창비 사이클" 이라고 불리는 이유이다.
상기에 설명된 바와 같이, 일반적으로 말해, 내연기관에서는, 기관 부하가 낮을수록, 열효율이 나빠지고, 따라서 차량 주행시에 열효율을 향상시키기 위해서, 즉, 연비를 향상시키기 위해서는, 기관 저부하 운전시에 열효율을 향상시키는 것이 필요하다. 한편, 도 8 의 (B) 에 도시된 초고팽창비 사이클에서는, 압축 행정시의 피스톤의 실제 행정 용적이 작게 되어서, 연소실 (5) 안으로 흡입될 수 있는 흡입 공기량이 작아지고, 따라서 이 초고팽창비 사이클은 기관 부하가 비교적 낮을 때에만 채용될 수 있다. 따라서, 본 발명에서는, 기관 저부하 운전시에는, 도 8 의 (B) 에 도시된 초고팽창비 사이클이 설정되고, 기관 고부하 운전시에는, 도 8 의 (A) 에 도시된 통상적인 사이클이 설정된다.
다음으로, 도 9 를 참조하여 운전 제어 전반에 대해 개략적으로 설명된다.
도 9 는 요구되는 토크에 따른 기계 압축비, 팽창비, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기, 실제 압축비, 흡입 공기량, 스로틀 밸브 (17) 의 개도 및 펌핑 손실의 변화를 도시한다. 도 9 는 대기압이 표준 대기압, 예를 들어 980 mbar 이고 대기 온도가 표준 대기 온도, 예를 들어 0℃ 인 경우를 나타낸다. 또한, 본 발명에 따른 실시예에서, 촉매 컨버터 (22) 내의 삼원 촉매가 배기 가스 중의 미연소 HC, CO 및 NOx 를 동시에 감소시킬 수 있도록 통상 연소실 (5) 내의 평균 공연비가 공연비 센서 (23)의 출력 신호에 기초하여 화학양론적 공연비로 피드백 제어된다.
그런데, 상기에 설명된 바와 같이, 기관 고부하 운전시에는, 즉, 요구되는 토크가 높을 때에는, 도 8 의 (A) 에 도시된 통상적인 사이클이 실행된다. 따라서, 도 9 에 도시된 바와 같이, 이때에는, 기계 압축비가 낮아지기 때문에, 팽창비가 낮아지고, 도 9 에 실선으로 도시된 바와 같이, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기 가 도 5 에 실선으로 도시된 바와 같이 진각된다. 또한, 이때에는, 흡입 공기량이 많아진다. 이때, 스로틀 밸브 (17) 의 개도가 완전하게 개방되거나 거의 완전하게 개방되어 유지되기 때문에, 펌핑 손실이 0 이 된다.
한편, 도 9 에 도시된 바와 같이, 기관 부하의 감소에 따라, 기계 압축비가 증대되고, 따라서 팽창비도 증가된다. 또한, 이때에는, 실제 압축비가 거의 일정하게 유지되도록 도 9 에 실선으로 도시된 바와 같이 요구되는 토크가 낮아짐에 따라 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 늦춰진다. 또한, 이때에도, 스로틀 밸브 (17) 가 완전하게 개방되거나 거의 완전하게 개방된 상태로 유지된다. 따라서, 연소실 (5) 안으로 공급되는 흡입 공기량이 스로틀 밸브 (17) 에 의해 제어되지 않고, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 변경함으로써 제어된다. 이때에도, 펌핑 손실은 0 이 된다.
이와 같이 기관 고부하 운전 상태로부터 요구되는 토크가 낮아질 때는, 거의 일정한 실제 압축비 하에서 흡입 공기량의 감소에 따라 기계 압축비가 증가된다. 즉, 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 이르렀을 때의 연소실 (5) 의 용적이 흡입 공기량의 감소에 비례하여 감소된다. 따라서 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 이르렀을 때의 연소실 (5) 의 용적은 흡입 공기량에 비례하여 변화한다. 이때, 연소실 (5) 내의 공연비는 화학양론적 공연비가 되기 때문에, 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 이르렀을 때의 연소실 (5) 의 용적은 연료량에 비례하여 변화하게 된다.
요구되는 토크가 더욱 낮아지면, 기계 압축비는 더욱 증가된다. 기계 압축비가 연소실 (5) 의 구조상 한계를 형성하는 한계 기계 압축비에 이를 때, 기계 압축비가 한계 기계 압축비에 이르렀을 때의 기관 부하 (L1) 보다 부하가 낮은 영역에서는, 기계 압축비가 한계 기계 압축비에서 유지된다. 따라서 요구되는 토크가 낮을 때에는, 즉, 기관 저부하 운전시에는, 기계 압축비가 최대가 되고, 팽창비도 최대가 된다. 달리 말하면, 기관 저부하 운전시에 최대 팽창비를 얻기 위해서, 기계 압축비가 최대로 된다. 또한, 이때, 실제 압축비는 기관 중 및 고부하 운전시와 거의 동일한 실제 압축비에서 유지된다.
한편, 도 9 의 실선으로 도시된 바와 같이, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기는 요구되는 토크가 낮아지는 것에 따라 연소실 (5) 에 공급되는 흡입 공기량을 제어할 수 있는 한계 폐쇄 시기까지 늦추어진다. 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 요구되는 토크 (L2) 보다 요구되는 토크가 낮은 영역에서는, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 폐쇄 시기에서 유지된다. 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 폐쇄 시기에서 유지되면, 흡입 공기량은 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기의 변화에 의해 더 이상 제어될 수 없다. 따라서, 흡입 공기량은 다른 어떠한 방법에 의해 제어될 필요가 있다.
도 9 에 도시된 실시예에서, 이때, 즉, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때 요구되는 토크 (L2) 보다 요구되는 토크가 낮은 영역에서는, 스로틀 밸브 (17) 가 연소실 (5) 에 공급되는 흡입 공기량을 제어하는데 사용된다. 그러나, 흡입 공기량을 제어하기 위해 스로틀 밸브 (17) 를 사용하면, 도 9 에 도시된 바와 같이, 펌핑 손실이 증가한다.
이 펌핑 손실을 방지하기 위해서, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때 요구되는 토크 (L2) 보다 요구되는 토크가 낮은 영역에서는, 스로틀 밸브 (17) 가 완전히 개방되거나 거의 완전히 개방되어 유지된다는 것을 주목해야 한다. 이 상태에서는, 기관 부하가 낮아질수록, 공연비가 커지게 될 수도 있다. 이때, 연료 분사기 (13) 는 연소실 (5) 내에 배치되어 성층 연소를 실시하는 것이 바람직하다.
한편, 상기에 설명된 바와 같이, 도 8 의 (B) 에 도시된 초고팽창비 사이클에서는, 팽창비가 26 이 된다. 이 팽창비가 높아질수록 바람직하지만, 20 이상이면, 꽤 높은 이론적 열효율이 얻어질 수 있다. 따라서, 본 발명에서, 팽창비가 20 이상이 되도록 가변 압축비 기구 (A) 가 형성된다. 또한, 도 9 에 도시된 예에서, 기계 압축비는 요구되는 토크에 따라 연속적으로 변화된다. 그러나, 기계 압축비는 요구되는 토크에 따라 단계적으로 변화될 수도 있다.
한편, 도 9 에 파선으로 도시된 바와 같이, 요구되는 토크가 낮아짐에 따라, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 앞당기는 것에 의해서도, 스로틀 밸브 (17) 에 의하지 않고 흡입 공기량이 제어될 수 있다. 따라서, 도 9 에서, 실선으로 도시된 경우와 파선으로 도시된 경우를 모두를 포괄적으로 표현하면, 본 발명에 따른 실시형태에서는, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기는 요구되는 토크가 낮아짐에 따라 연소실안으로 공급되는 흡입 공기량을 제어할 수 있는 한계 폐쇄 시기 (L2) 까지 압축 하사점 (BDC) 로부터 멀어지는 방향으로 이동된다.
그런데, 본 발명에 따른 실시형태에에서, 기관의 출력 토크의 요구치, 즉, 요구되는 토크가 가속 페달 (40) 의 밟음량, 기관 속도 등에 의해 정해지는 기관의 운전 상태에 따라 미리 정해진다. 대기압이 표준 대기압으로부터 변화했다고 하더라도 기관은 기관의 운전 상태에 따라 요구되는 출력 토크가 발생하도록 제어된다.
이와 관련하여, 본 발명에 따른 실시형태에서는, 상기에 설명된 바와 같이, 출력 토크가 연소실 (5) 안으로 공급되는 흡입 공기의 질량에 의해 정해진다. 따라서, 본 발명에 따른 실시형태에 있어서, 대기압이 표준 대기압으로부터 변화하더라도 연소실 (5) 안으로 공급되는 흡입 공기의 질량이 표준 대기압 때의 흡입 공기의 질량과 동일하게 되도록 기관이 제어된다. 따라서, 예를 들어, 대기압이떨어질 때, 흡입 공기의 밀도가 작아져서, 연소실 (5) 안으로 공급되는 흡입 공기의 체적이 증가되어야만 한다. 따라서, 도 9 에 실선으로 도시된 바와 같이, 흡입 밸브 (7) 가 압축 하사점 후에 폐쇄될 때, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 앞당겨진다.
그러나, 이와 같이 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 앞당기면, 압축비가 높아지기 때문에, 예를 들어 대기 온도가 동일하고 가정하면, 압축 종료 온도가 매우 높아지게 된다. 따라서, 본 발명에 있어서, 이때, 압축 종료 온도가 과도하게 높아지지 않도록 기계 압축비가 낮아진다. 다음으로, 이에 대해 도 10 ~ 도 12 를 참조하여 설명된다.
도 10 의 (A) 은 대기압이 표준 대기압이고 대기 온도가 표준 대기 온도일 때, 연소실 (5) 의 용적 (V) 과 연소실 (5) 내의 압력 (P) 사이의 관계를 나타낸다. 도 10 의 (A) 에서, 세로축의 압력 (P) 및 가로축의 용적 (V) 모두가 로그로 표시된다. 이것은 도 10 의 (B) 및 도 11 의 (A), (B) 에 대해서 동일하다.
도 10 의 (A) 에서, 점 (a) 은 배기 하사점 및 흡기 하사점을 나타내고 점 (b) 는 흡기 하사점 후에 흡입 밸브 (7) 가 폐쇄되는 경우의 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 나타낸다. 배기 하사점 (a) 으로부터 흡기 하사점 (a) 까지의 간격 및 흡기 하사점 (a) 으로부터 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기 (b) 까지의 간격에서, 연소실 (5) 의 압력 (P) 은 표준 대기압 (Po) 이 된다. 다음으로, 압축 행정이 진행할때, 연소실 (5) 의 압력 (P) 이 상승한다. 피스톤 (4) 이 상사점 (c) 에 이를 때, 연소실 (5) 의 압력 (P) 이 압축 종료 압력 (Pe) 이 된다. 그 다음에, 연소가 실시될 때, 연소실 (5) 내의 압력 (P) 이 점 (d) 까지 상승한다. 그 다음에, 피스톤 (4) 이 하강할 때, 배기 작용이 개시될 때까지 연소실 (5) 의 압력 (P) 이 서서히 떨어진다.
그런데, 예를 들어, 차량이 고지에서 사용되면, 대기압 (P) 이 표준 대기압 (Po) 으로부터 대기압 (Pa) 까지 정확히 ΔP 만큼 떨어진다. 이때, 도 10 의 (A) 에서와 같은 시기에 흡입 밸브 (7) 가 폐쇄된다면, 연소실 (5) 의 용적 (V) 및 연소실 (5) 의 압력 (P) 은 도 10 의 (B) 에서 보는 바와 같이 변화한다. 도 10 의 (B) 로부터 보는 바와 같이, 이때, 압축 종료 압력은 도 10 의 (A) 에 도시된 Pe 로부터 Pf 까지 떨어진다. 이는 연소실 (5) 안으로 공급된 흡입 공기의 질량이 작아진 것을 의미한다.
이 경우에, 연소실 (5) 안으로 공급된 흡입 공기의 질량을 도 10 의 (A) 에 도시된 경우와 동일하게 하기 위해서, 압축 종료 압력이 Pe 가 되어야만 한다. 따라서, 도 11 의 (A) 에 도시된 바와 같이, 흡입 밸브 (7) 가 개방될 때 연소실 (5) 의 용적 (V) 이 Vs 로부터 Vt 가 되도록 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 Δθ만큼 앞당겨져야 한다. 이와 관련하여, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 앞당기면, 압축 개시 시기가 앞당겨져서, 실제 압축비가 증가하게 된다. 따라서, 이때, 대기 온도가 표준 대기 온도였다면, 압축 종료 온도가 극도로 높아지게 될 것이다.
따라서, 본 발명에 있어서, 압축 종료 온도가 극도로 높아지는 것을 방지하기 위해서, 도 11 의 (B) 에 도시된 바와 같이, 압축 상사점에 있어서의 연소실 (5) 의 용적 (V) 이 Ve 로부터 Vg 로 감소하도록 기계 압축비가 ΔCR 만큼 감소된다. 기계 압축비가 감소되면, 실제 압축비가 떨어져서, 압축 종료 온도가 떨어지게 된다. 한편, 기계 압축비가 감소되면, 도 11 의 (B) 에 도시된 바와 같이, 압축 종료 압력이 도 10 의 (A) 에 도시된 Pe 에 비해 약간 떨어지지만, 연소실 (5) 안으로 공급된 흡입 공기의 질량이 도 10 의 (A) 에 도시된 경우와 동일하여서, 출력 토크가 도 10 의 (A) 에 도시된 경우의 출력 토크와 거의 동일하게 된다.
다음으로, 상기 사항이 다른 관점으로부터 설명된다.
도 12 는 연소실 (5) 내의 압축 종료 압력과 압축 종료 온도와 정상적인 연소가 시행될 수 있는 허용 한계치 (KO) 와의 관계를 나타낸다. 도 12 에서 해칭으로 도시된 영역은 노킹 및 다른 비정상 연소가 발생하는 영역을 나타낸다. 다른 영역은 정상 연소가 실행되는 영역을 나타낸다. 허용 한계치 (KO) 는 비정상 연소가 실시되는 영역과 극히 가까운 정상 연소 영역 내에 위치된다. 이 허용 한계치 (KO) 에서, 가장 높은 열효율이 얻어진다. 따라서, 본 발명에 따른 실시형태에 있어서, 압축 종료 압력 및 압축 종료 온도가 이 허용 한계치가 되도록 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기 및 기계 압축비가 정해진다.
즉, 도 10 의 (A) 에 도시된 바와 같이, 대기압이 표준 대기압이고 대기 온도가 표준 대기 온도일 때 압축 종료 압력 (Pe) 및 압축 종료 온도가 도 12 의 점 (a) 으로 도시된다. 대기 온도가 동일하고, 도 10 의 (B) 에 도시된 바와 같이, 대기압이 떨어지면, 이때의 압축 종료 압력 (Pf) 및 압축 종료 온도는 도 12 의 점 (b) 이 된다. 한편, 대기압이 떨어질 때, 도 11 의 (A) 에 도시된 바와 같이, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 Δθ 만큼 앞당겨지고 압축 종료 압력이 Pe 가 되면, 이때의 압축 종료 압력 (Pe) 및 압축 종료 온도는 도 12 의 점 (c) 가 된다. 즉, 압축 종료 온도 및 압축 종료 압력이 정상적인 연소가 실행될 수 있는 허용 한계치 (KO) 를 초과하게 될 것이다.
따라서, 본 발명에 있어서, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 흡기 하사점에 근접하고 압축 종료 온도 및 압축 종료 압력이 정상적인 연소를 실행될 수 있는 허용 한계치 (KO) 를 초과할 때에는, 압축 종료 온도 및 압축 종료 압력이 허용 한계치 (KO) 가 되는 기계 압축비까지 기계 압축비가 감소된다. 이때의 압축 종료 압력과 압축 종료 온도가 도 12 에서 점 (d) 으로 도시된다. 즉, 도 12 로부터 알 수 있는 바와 같이, 기계 압축비가 감소되면, 압축 종료 압력은 약간 감소하겠 지만, 압축 종료 온도는 크게 떨어질 것이다.
다음으로, 도 13 ~ 도 18 을 참조하면서, 본 발명에 따른 실시형태가 상세하게 설명될 것이다. 도 13 의 각 실선은 도 9 에 도시된 기계 압축비와 요구되는 토크의 관계 및 도 9 에서 실선으로 도시된 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기와 요구되는 토크의 관계, 즉 대기압이 표준 대기압이고 대기 온도가 표준 대기 온도일 때의 기준 기계 압축비와 요구되는 토크의 관계 및 흡입 밸브 (7) 의 기준 폐쇄 시기와 요구되는 토크의 관계를 나타낸다.
이와 관련하여, 요구되는 토크를 줄 수 있는 양의 흡입 공기를 연소실 (5) 의 내부에 공급하는데 필요한 흡입 밸브 (7) 의 기준 폐쇄 시기 (IC) 가 요구되는 토크 및 기관 속도의 함수가 된다. 따라서, 본 발명에 따른 실시예에서는, 흡입 밸브 (7) 의 기준 폐쇄 시기 (IC) 가 요구되는 토크 (TQ) 및 기관 회전수 (N) 의 함수로서 도 15 의 (A) 에 도시된 바와 같은 맵의 형태로 미리 ROM (32) 에 저장되어 있다. 이 맵으로부터, 도 13 에서 실선으로 도시된 흡입 밸브 (7) 의 기준 폐쇄 시기가 산출된다.
한편, 이전에 설명된 바와 같이, 본 발명에 따른 실시형태에 있어서, 기관의 저속 작동시에는, 요구되는 토크에 관계없이, 실제 압축비가 거의 일정하게 유지된다. 그러나, 기관 속도가 증가하면, 연소실 (5) 내의 혼합기에서 난류가 발생하여서, 노킹이 쉽게 발생하지 않을 것이다. 따라서, 본 발명에 따른 실시형태에 있어서, 도 15 의 (B) 에 도시된 바와 같이, 기관 속도 (N) 가 높아질수록, 목표 실제 압축비가 높아진다. 한편, 실제 압축비를 이 목표 실제 압축비로 만들 기 위해 필요한 기계 압축비는 요구되는 토크 및 기관 속도의 함수가 된다. 따라서, 본 발명에 따른 실시예에서는, 실제 압축비를 목표 실제 압축비로 만들기 위해 필요한 기준 기계 압축비 (CR) 가 요구되는 토크 (TQ) 및 기관 속도 (N) 의 함수로서 도 15 의 (C) 에 도시된 바와 같은 맵의 형태로 미리 ROM (32) 에 저장되어 있다. 도 13 에서 실선으로 도시된 기준 기계 압축비가 산출된다.
그런데, 상기에 설명된 바와 같이, 본 발명에 따른 실시형태에서, 대기압이 낮아지면, 도 11 의 (A) 에 도시된 바와 같이, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 정확히 Δθ 만큼 앞당겨지고, 도 11 의 (B) 에 도시된 바와 같이, 기계 압축비가 정확히 ΔCR만큼 낮아진다. 즉, 대기압이 표준 대기압으로부터 떨어질 때, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 도 13 에서 실선으로 도시된 기준 폐쇄 시기로부터 파선으로 도시된 폐쇄 시기까지의 정확한 보정량 (Δθ) 만큼 흡기 하사점에 접근하도록 되어서 기계 압축비가 도 13 에서 실선으로 도시된 기준 기계 압축비로부터 파선으로 도시된 기계 압축비까지 정확히 보정량 (ΔCR) 만큼 감소된다.
도 16 의 (A) 은 도 13 에 도시된 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기에 대한 보정량 (Δθ) 과 대기압 (Pa) 과의 관계를 나타낸다. 도 16 (A) 에서, Po 는 표준 대기압을 나타낸다는 것을 알아야 한다. 도 16 의 (A) 으로부터 이해되는 바와 같이, 보정량 (Δθ) 은 대기압 (Pa) 이 표준 대기압 (Po) 으로부터 떨어질수록 증가하고, 대기압 (Pa) 이 표준 대기압 (Po) 으로부터 상승할수록 네거티브가 되어서 떨어진다. 즉, 대기압 (Pa) 이 표준 대기압 (Po) 으로부터 떨어지면, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 흡기 상사점에 접근하게 되고, 대기압 (Pa) 이 표준 대기압 (Po) 으로부터 상승하면, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 흡기 하사점으로부터 멀어지게 된다.
한편, 도 17 의 (A) 는 도 13 에 도시된 기계 압축비에 대한 보정량 (ΔCR) 과 대기압 (Pa) 과의 관계를 나타낸다. 또한 도 17 의 (A) 에 있어서, Po 는 표준 대기압을 나타내고 있음을 유념해야 한다. 도 17 의 (A) 로부터 이해될 수 있는 바와 같이, 보정량 (ΔCR) 은 대기압 (Pa) 이 표준 대기압 (Po) 으로부터 낮아질수록 네거브가 되어 떨어지고, 대기압 (Pa) 이 표준 대기압 (Po) 으로부터 높아질수록 증가한다. 즉, 대기압 (Pa) 이 표준 대기압 (Po) 으로부터 떨어지면, 기계 압축비가 감소되고, 대기압 (Pa) 이 표준 대기압 (Po) 으로부터 상승하면, 기계 압축비가 증가된다.
한편, 대기 온도가 높아지면, 거기에 따라 압축 종료 온도가 높아져서, 대기 온도가 높아질 때에는, 기계 압축비가 감소되는 것이 바람직하다. 이와 같은 경우를 고려했을 때 도 17 의 (B) 는 기계 압축비에 대한 보정량 (ΔCR) 과 대기 온도 (Ta) 와의 관계를 나타낸다. 도 17 의 (B) 에서, To 는 표준 대기 온도를 나타낸다는 것을 유념해야 한다. 도 17 의 (B) 로부터 이해되는 바와 같이, 보정량 (ΔCR) 은 대기 온도 (Ta) 가 표준 대기 온도 (To) 로부터 높아질수록 네거티브가 되어 떨어지고, 대기 온도(Ta) 가 표준 대기 온도(To) 로부터 낮아질수록 증가한다. 즉, 대기 온도(Ta) 가 표준 대기 온도(To) 보다 높아지면, 기계 압축비가 낮아지고, 대기 온도(Ta) 가 표준 대기 온도 (To) 아래로 떨어지면, 기계 압축비가 상승된다.
이와 같이, 본 발명에 따라, 대기압 (Pa) 이 낮을수록, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 흡기 하사점에 접근하게 되고, 대기압 (Pa) 이 낮을수록 또는 대기 온도 (Ta) 가 높을수록, 기계 압축비가 더 낮아진다. 기계 압축비에 대한 보정량 (ΔCR) 은 대기압 (Pa) 및 대기 온도(Ta) 의 함수로서 도 17 의 (C) 에 도시된 바와 같이 맵의 형태로 미리 ROM (32) 내에 저장된다.
도 14 는, 도 9 에서 파선으로 도시된 바와 같이, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 흡기 하사점 전이 되는 경우를 나타낸다. 이 경우에, 대기압이 떨어지면, 도 14 에 도시된 바와 같이, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 정확히 보정량 (Δθ) 만큼 지연되고 기계 압축비가 정확히 보정량 (ΔCR) 만큼 떨어지게 될 수 있다. 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기에 대한 보정량 (Δθ) 은 도 16 의 (B) 에 도시된 바와 같이 대기압 (Pa) 이 낮아질수록 떨어진다. 즉, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기는 대기압 (Pa) 이 떨어질수록 지연된다.
도 18 은 운전 제어 루틴을 도시한다.
도 18 을 참조하면, 먼저, 단계 100 에서, 흡입 밸브 (7) 의 기준 폐쇄 시기 (IC) 가 도 15 의 (A) 에 도시된 맵으로부터 산출된다. 그 다음에, 단계 101 에서, 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기에 대한 보정량 (Δθ) 이 도 16 의 (A) 또는 도 16 의 (B) 에 도시된 관계로부터 산출된다. 그 다음에, 단계 102 에서, 기준 폐쇄 시기 (IC) 에 보정치 (Δθ) 를 가산함으로써 최종 폐쇄 시기 ICO (=IC＋Δθ) 가 산출되고 흡입 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 이 폐쇄 시기 (ICO) 로 된다. 그 다음에, 단계 103 에서, 기준 기계 압축비 (CR) 가 도 15 의 (C) 에 도시된 맵 으로부터 산출된다. 그 다음에, 단계 104 에서, 기계 압축비에 대한 보정치 (ΔCR) 가 도 17 의 (C) 에 도시된 맵으로부터 산출된다. 그 다음에, 단계 105 에서는, 기준 기계 압축비 (CR) 에 보정치 (ΔCR) 를 가산함으로써 최종 기계 압축비 CRO (=CR＋ΔCR) 가 산출되고 기계 압축비가 이 기계 압축비 (CRO) 로 된다.

Claims (19)

  1. 흡입 밸브의 폐쇄 시기를 제어할 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구와 기계 압축비를 변경할 수 있는 가변 압축비 기구가 제공되고 흡입 밸브의 폐쇄 시기를 제어하여서 연소실 안으로 공급되는 흡입 공기량을 제어하는 스파크 점화형 내연기관에 있어서, 대기압이 변화하더라도 요구되는 토크에 따른 출력 토크가 얻어질 수 있도록, 대기압이 떨어질 때 흡입 밸브의 폐쇄 시기가 흡기 하사점에 근접하게 되고 대기압이 떨어질 때 또는 대기 온도가 상승할 때에는 기계 압축비가 감소되는 스파크 점화형 내연기관.
  2. 제 1 항에 있어서, 대기압이 변화하더라도 요구되는 토크에 따른 출력 토크 가 얻어질 수 있도록 대기압이 낮을수록 흡입 밸브의 폐쇄 시기가 흡기 하사점에 근접하게 되고 대기압이 낮을수록 또는 대기 온도가 높을수록 기계 압축비가 감소되는 스파크 점화형 내연기관.
  3. 제 1 항에 있어서, 대기압이 미리 정해진 표준 대기압일 때 요구되는 토크에 따른 출력 토크가 얻어지는 흡입 밸브의 기준 폐쇄 시기가 미리 저장되고, 또한, 대기압이 상기 표준 대기압 미만으로 떨어질 때에는, 흡입 밸브의 폐쇄 시기가 정확히 미리 정해진 보정량만큼 상기 기준 폐쇄 시기로부터 흡기 하사점에 근접하도록 되는 스파크 점화형 내연기관.
  4. 제 3 항에 있어서, 대기압이 상기 표준 대기압으로부터 떨어질수록, 흡입 밸브의 폐쇄 시기에 대한 상기 보정량이 증가되는 스파크 점화형 내연 기관.
  5. 제 1 항에 있어서, 대기압이 미리 정해진 표준 대기압일 때 요구되는 토크에 따른 출력 토크가 얻어지는 흡입 밸브의 기준 폐쇄 시기가 미리 저장되고, 또한, 대기압이 상기 표준 대기압보다 상승할 때에는, 흡입 밸브의 폐쇄 시기가 상기 기준 폐쇄 시기에 대해 정확히 미리 정해진 보정량만큼 흡기 하사점으로부터 멀어지게 되는 스파크 점화형 내연기관.
  6. 제 5 항에 있어서, 대기압이 상기 표준 대기압으로부터 높아질수록, 흡입 밸브의 폐쇄 시기에 대한 상기 보정량이 증가되는 스파크 점화형 내연기관.
  7. 제 1 항에 있어서, 대기압이 미리 정해진 표준 대기압 미만으로 떨어질 때, 기계 압축비가 상기 표준 대기압 하에서 기준 기계 압축비로부터 정확히 미리 정해진 보정량만큼 감소되는 스파크 점화형 내연기관.
  8. 제 7 항에 있어서, 대기압이 상기 표준 대기압으로부터 떨어질수록, 기계 압축비에 대한 상기 보정량이 증가되는 스파크 점화형 내연기관.
  9. 제 1 항에 있어서, 대기압이 미리 정해진 표준 대기압보다 상승했을 때에는, 기계 압축비가 상기 표준 대기압 하에서 기준 기계 압축비로부터 정확히 미리 정해진 보정량만큼 증가되는 스파크 점화형 내연기관.
  10. 제 9 항에 있어서, 대기압이 상기 표준 대기압으로부터 상승할수록, 기계 압축비에 대한 상기 보정량이 증가되는 스파크 점화형 내연기관.
  11. 제 1 항에 있어서, 대기 온도가 미리 정해진 표준 대기 온도로부터 상승할 때, 기계 압축비가 상기 표준 대기 온도 하에서 기준 기계 압축비로부터 정확히 미리 정해진 보정량만큼 감소되는 스파크 점화형 내연기관.
  12. 제 11 항에 있어서, 대기 온도가 상기 표준 대기 온도로부터 상승할수록, 기계 압축비에 대한 상기 보정량이 증가되는 스파크 점화형 내연기관.
  13. 제 1 항에 있어서, 대기 온도가 미리 정해진 표준 대기 온도로부터 떨어질 때, 기계 압축비가 상기 표준 대기압 하에서 기준 기계 압축비로부터 정확히 미리 정해진 보정량만큼 증가되는 스파크 점화형 내연기관.
  14. 제 13 항에 있어서, 대기 온도가 상기 표준 대기 온도로부터 떨어질수록, 기계 압축비에 대한 상기 보정량이 증가되는 스파크 점화형 내연기관.
  15. 제 1 항에 있어서, 대기압이 떨어지더라도 요구되는 토크에 따른 출력 토크 가 얻어질 수 있도록 흡입 밸브의 폐쇄 시기가 흡기 하사점에 근접하게 될 때 압축 종료 온도를 감소시키도록 기계 압축비가 감소되어 압축 종료 압력을 감소시키는 스파크 점화형 내연기관.
  16. 제 15 항에 있어서, 흡입 밸브의 폐쇄 시기가 흡기 하사점에 근접할 때, 압축 종료 온도 및 압축 종료 압력이 정상적인 연소가 실행될 수 있는 허용 한계치를 초과한다면, 압축 종료 온도 및 압축 종료 압력이 상기 허용 한계치가 되는 기계 압축비까지 기계 압축비가 감소되는 스파크 점화형 내연기관.
  17. 제 1 항에 있어서, 흡입 밸브의 폐쇄 시기가 요구되는 토크가 낮아짐에 따라 연소실 안으로 공급되는 흡입 공기량을 제어할 수 있는 한계 폐쇄 시기까지 흡기 하사점으로부터 멀어지는 방향으로 이동하도록 되는 스파크 점화형 내연기관.
  18. 제 17 항에 있어서, 요구되는 토크가 흡입 밸브의 폐쇄 시기가 상기 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 요구 토크보다 낮은 영역에서, 기관 흡기 통로에 배치된 스로틀 밸브가 연소실 안으로 공급되는 흡입 공기량을 제어하는데 사용되는 스파크 점화형 내연기관.
  19. 제 17 항에 있어서, 요구되는 토크가 흡입 밸브의 폐쇄 시기가 상기 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 요구되는 토크보다 낮은 영역에서, 요구되는 토크가 낮을수록, 공연비가 커지는 스파크 점화형 내연기관.
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