KR20090019008A - 불꽃 점화식 내연기관 - Google Patents

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Abstract

불꽃 점화식 내연기관이 기계 압축비를 변경할 수 있는 가변 압축비 기구, 실제 압축 작용의 개시 시기를 변경할 수 있는 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구, 및 배기 밸브를 포함한다. 기관 저부하 운전시에 최대의 팽창비를 얻기 위해 기계 압축비는 최대로 되고 실제 압축비는 노킹이 발생하지 않도록 설정된다. 상기 최대의 팽창비는 20 이상이다. 기관 저부하 운전시에 배기 밸브의 폐쇄 시기는 실질적으로 흡기 상사점이 된다. 이에 의해, 큰 팽창비의 상태에서 내연기관이 작동하더라도, 배기 정화 촉매의 온도는 비교적 높은 온도로 유지될 수 있다.

Description

불꽃 점화식 내연기관{SPARK IGNITION TYPE INTERNAL COMBUSTION ENGINE}
본 발명은 불꽃 점화식 내연기관에 관한 것이다.
기계 압축비를 변경할 수 있는 가변 압축비 기구와 흡기 밸브의 개방 시기를 제어할 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구를 갖고, 기관 중간부하 운전시 및 기관 고부하 운전시에 과급기에 의한 과급 작용을 실시하고, 또한 이들 기관 중간부하 및 고부하 운전시에 있어서는 실제 압축비를 일정하게 유지한 상태로, 기관 부하가 낮아지는 것에 따라 기계 압축비를 증대하고 흡기 밸브의 개방 시기를 늦게 하는 불꽃 점화식 내연기관이 알려져 있다 (예컨대, 일본 공개특허공보 제 2004－218522 호 참조).
하지만, 일반적으로 내연기관에서, 팽창비가 커지면 팽창 행정시에 피스톤 에 대해 압하력이 작용하는 기간이 길어지고, 따라서 팽창비가 커질수록 열효율이 더 개선된다. 따라서, 기관 운전시에 열효율을 향상시키기 위해, 기계 압축비를 가능한 한 높게 하여 팽창비를 크게 하는 것이 바람직하다.
하지만, 이와 같이 팽창비를 증가시키면, 연소실에서 발생된 열에너지의 대부분이 운동에너지로 변환되어, 배기가스의 온도가 낮아진다. 또한, 이에 수반하여, 팽창 행정 말기의 연소실 내의 배기가스 압력도 낮아지고, 따라서 배기가스 는 연소실로부터 배출되기 어려워진다. 이러한 경향은, 팽창비가 20 이상이 된 경우에 특히 현저하게 나타난다.
한편, 기관 배기 통로에 제공된 기관 배기 정화 촉매가 특정 온도 이상으로 상승되지 않는다면, 일반적으로 그의 우수한 배기 정화 작용을 발휘할 수 없다. 이 때문에, 대부분의 내연기관에서는 기관 본체로부터 배출된 배기가스의 열이 배기 정화 촉매를 고온으로 유지하는데 사용된다.
하지만, 상기 설명한 것과 같이, 팽창비를 크게 하면 배기가스의 온도가 낮아지기 때문에, 단위 유량 당 배기 정화 촉매가 상승되는 온도는 낮아진다. 또한, 팽창비를 크게 하면 배기가스가 연소실로부터 배출 되기 어려워지기 때문에, 배기 정화 촉매에 유입되는 배기가스의 유량은 작아지게 된다. 이 때문에, 팽창비가 큰 상태로 내연기관을 운전시키면, 배기 정화 촉매의 온도를 고온으로 유지하는 것이 어려워지게 된다.
따라서, 본 발명의 목적은, 팽창비가 큰 상태로 내연기관을 운전시키더라도, 배기 정화 촉매의 온도를 비교적 고온으로 유지 할 수 있는 불꽃 점화식 내연기관을 제공하는 것이다.
본 발명은 상기 목적을 실현하기 위한 수단으로서 청구항에 기재된 불꽃 점화식 내연기관을 제공한다.
본 발명의 한 양태에 있어서, 기계 압축비를 변경할 수 있는 가변 압축비 기구, 실제 압축 작용의 개시 시기를 변경할 수 있는 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구와 배기 밸브를 포함하며, 기관 저부하 운전시에 최대 팽창비를 얻도록 기계 압축비는 최대가 되고 실제 압축비는 노킹이 생기지 않도록 설정되며, 최대 팽창비는 20 이상이며, 기관 저부하 운전시에 배기 밸브의 폐쇄 시기는 실질적으로 흡기 상사점이 되는 불꽃 점화식 내연기관이 제공된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 기계 압축비를 변경할 수 있는 가변 압축비기구, 실제 압축 작용의 개시 시기를 변경할 수 있는 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구 및 배기 밸브의 개방 시기를 변경할 수 있는 배기 가변 밸브 타이밍 기구를 포함하고, 기관 저부하 운전시에 최대 팽창비를 얻도록 기계 압축비를 최대로 하고 실제 압축비는 노킹이 생기지 않도록 설정되며, 최대 팽창비는 20 이상이며, 기관 저부하 운전시에 배기 밸브의 폐쇄 시기가 설정될 수 있는 영역이 기관 고부하 운전시보다 흡기 상사점 측으로 더 제한되는 불꽃 점화식 내연기관이 제공된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 기관 저부하 운전시에, 배기 밸브의 폐쇄 시기는 실질적으로 흡기 상사점이 된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 기관은 흡기 밸브의 개방 시기를 변경할 수 있는 흡기 가변 밸브 타이밍 기구를 더 포함하고, 기관 저부하 운전시에 흡기 밸브의 개방과 배기 밸브의 개방이 겹치는 기간이 최소가 되도록 배기 밸브의 폐쇄 시기와 흡기 밸브의 개방 시기는 제어된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 기관은 흡기 밸브의 개방 시기를 변경할 수 있는 흡기 가변 밸브 타이밍 기구를 더 포함하고, 기관 저부하 운전시에 흡기 밸브의 개방과 배기 밸브의 개방이 겹치는 기간이 제로가 되도록 배기 밸브의 폐쇄 시기 및 흡기 밸브의 개방 시기는 제어된다.
발명의 다른 양태에 있어서, 기관은 흡기 밸브의 개방 시기를 변경할 수 있는 흡기 밸브 개방 시기 변경 기구를 더 포함하고, 기관 저부하 운전시에, 흡기 밸브의 개방 시기는 실질적으로 흡기 상사점이 된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 기관 저부하 운전시에 실제 압축비는 기관 중간 및 고부하 운전시와 실질적으로 동일한 실제 압축비가 된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 기관 저속시에 기관 부하와 상관없이, 실제 압축비는 9 ~ 11 내로 낮아진다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 기관 속도가 높아질수록, 실제 압축비는 더 높아진다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구는 흡기 밸브의 폐쇄 시기를 변경할 수 있는 흡기 가변 밸브 타이밍 기구로 이루어진다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 연소실 내에 공급되는 흡입 공기량은 흡기 밸브의 폐쇄 시기를 바꾸는 것에 의해 제어된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 흡기 밸브의 폐쇄 시기는 기관 부하가 낮아짐에 따라, 연소실에 공급되는 흡입 공기량을 제어 할 수 있는 한계 폐쇄 시기까지 흡기 하사점으로부터 멀어지는 방향으로 이동된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 흡기 밸브의 폐쇄 시기가 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 더 높은 부하의 영역에서, 연소실 내에 공급되는 흡입 공기량은 기관 흡기 통로 내에 배치된 스로틀 밸브에 의하지 않고 흡기 밸브의 폐쇄 시기를 바꾸는 것에 의해 제어된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 흡기 밸브의 개방 시기가 한계 개방 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 더 높은 부하의 영역에서, 스로틀 밸브는 완전히 개방된 상태로 유지된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 흡기 밸브의 폐쇄 시기가 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 더 낮은 부하의 영역에서, 기관 흡기 통로 내에 배치된 스로틀 밸브가 연소실 내에 공급되는 흡입 공기량을 제어하는데 사용된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 흡기 밸브의 폐쇄 시기가 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 더 낮은 부하의 영역에서, 부하가 낮아질수록 공연비는 더 크게 된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 흡기 밸브의 폐쇄 시기가 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 더 낮은 부하의 영역에서, 흡기 밸브의 폐쇄 시기는 한계 폐쇄 시기로 유지된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 기계 압축비는 기관 부하가 낮아지는 것에 따라 한계 기계 압축비까지 증가된다.
본 발명의 다른 양태에 있어서, 기계 압축비가 한계 기계 압축비에 이르렀을 때의 기관 부하보다 더 낮은 부하의 영역에서, 기계 압축비는 한계 기계 압축비로 유지된다.
본 발명에 따르면, 가능한 한 많은 배기가스가 연소실로부터 배기 정화 촉매에 배출되기 때문에, 팽창비가 큰 상태로 내연기관을 운전시켜도, 배기 정화 촉매는 비교적 고온으로 유지 될 수 있다.
본 발명은 이하의 첨부된 도면을 참조한 상세한 설명으로부터 더 명백하게 이해될 것이다.
도 1 은 불꽃 점화식 내연기관의 전체도이다.
도 2 는 가변 압축비 기구의 분해 사시도이다.
도 3a 및 3b 는 도시된 내연기관의 측면 단면도이다.
도 4 는 가변 밸브 타이밍 기구를 나타내는 도면이다.
도 5a 및 5b 는 흡기 밸브 및 배기 밸브의 리프트량을 나타내는 도면이다.
도 6a, 6b 및 6c 는 기계 압축비, 실제 압축비, 및 팽창비를 설명하기 위한 도면이다.
도 7 은 이론적인 열 효율과 팽창비 사이의 관계를 나타내는 도면이다.
도 8a 및 8b 는 정상 사이클 및 초고 팽창비 사이클을 설명하기 위한 도면이다.
도 9 는 기관 부하에 따른 기계 압축비 등의 변화를 나타내는 도면이다.
도 10a, 10b 및 10c 는 흡기 밸브와 배기 밸브의 리프트 변화를 나타내는 도면이다.
도 11 은 기계 압축비에 따른 배기 밸브의 폐쇄 시기가 설정될 수 있는 영역을 나타내는 도면이다.
도 12a 및 12b 는 흡기 밸브와 배기 밸브의 리프트 변화를 나타내는 도면이 다.
도 13 은 운전 제어를 위한 흐름도이다.
도 14a, 14b 및 14c 는 목표 실제 압축비 등을 나타내는 도면이다.
도 15a 및 15b 는 배기 밸브 등의 폐쇄 시기의 맵을 나타내는 도면이다.
<도면의 주요 부분에 대한 부호의 설명>
1 : 크랭크 케이스 2 : 실린더 블록
3 : 실린더 헤드 4 : 피스톤
5 : 연소실 7 : 흡기 밸브
9 : 배기 밸브 A : 가변 압축비 기구
B : 흡기 가변 밸브 타이밍 기구 C : 배기 가변 밸브 타이밍 기구
도 1 은 불꽃 점화식 내연기관의 측면 단면도를 나타낸다.
도 1 을 참조하면, 도면번호 1 은 크랭크 케이스, 2 는 실린더 블록, 3 은 실린더 헤드, 4 는 피스톤, 5 는 연소실, 6 은 연소실 (5) 의 정상 중앙부에 배치된 점화 플러그, 7 은 흡기 밸브, 8 은 흡기 포트, 9 는 배기 밸브, 10 은 배기 포트를 나타낸다. 흡기 포트 (8) 는 흡기관 (11) 을 통하여 서지 탱크 (12) 에 연결되며, 각 흡기관 (11) 에는 대응하는 흡기 포트 (8) 를 향하여 연료를 분사하기 위한 연료 분사기 (13) 가 제공된다. 각 연료 분사기 (13) 는 각 흡기관 (11) 에 부착되는 대신 각 연소실 (5) 내에 배치될 수 있다.
서지 탱크 (12) 는 흡기 덕트 (14) 를 통하여 배기 터보차저 (turbocharger) (15) 의 압축기 (15a) 의 출구에 연결되고, 압축기 (15a) 의 입구는 예컨대 열선을 사용하는 흡입 공기량 검출기 (16) 를 통하여 에어 클리너 (17) 에 연결된다. 흡기 덕트 (14) 내에는 액츄에이터 (18) 에 의해 구동되는 스로틀 밸브 (19) 가 제공된다.
한편, 배기 포트 (10) 는 배기 매니폴드 (20) 를 통하여 배기 터보차저 (15) 의 배기 터빈 (15b) 의 입구에 연결되고, 배기 터빈 (15b) 의 출구는 배기관 (21) 을 통하여 배기 정화 촉매를 내장한 촉매 컨버터 (22) 에 연결된다. 배기관 (21) 내에 공연비 센서 (23) 가 배치된다.
또한, 도 1 에 나타낸 실시형태에서, 크랭크 케이스 (1) 와 실린더 블록 (2) 의 연결부에 크랭크 케이스 (1) 와 실린더 블록 (2) 의 실린더 축선 방향으로의 상대 위치를 변화 시킬 수 있는 가변 압축비 기구 (A) 가 제공되어 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치할 때 연소실 (5) 의 용적이 변경된다. 또한, 실제 압축 작용의 개시 시기를 변경하기 위해서 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 제어할 수 있고, 흡기 밸브 (7) 의 개방 시기도 개별적으로 제어할 수 있는 흡기 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 가 제공된다. 또한, 배기 밸브 (7) 의 개방 시기 및 폐쇄 시기를 개별적으로 제어할 수 있는 배기 가변 밸브 타이밍 기구 (C) 가 제공되어 있다.
전자 제어 유닛 (30) 은 디지털 컴퓨터로 이루어지고, 이 디지털 컴퓨터에는 양방향성 버스 (31) 에 의해 서로 접속된 ROM (read only memory) (32), RAM (random access memory) (33), CPU (microprocessor) (34), 입력 포트 (35) 및 출력 포트 (36) 와 같은 구성 요소가 제공된다. 흡입 공기량 검출기 (16) 의 출 력 신호 및 공연비 센서 (23) 의 출력 신호는 대응하는 AD 컨버터 (37) 를 통하여 입력 포트 (35) 에 입력된다. 또한, 가속기 페달 (40) 이 가속기 페달 (40) 의 누름량에 비례한 출력 전압을 발생시키는 부하 센서 (41) 에 접속된다. 부하 센서 (41) 의 출력 전압은 대응하는 AD 컨버터 (37) 를 통하여 입력 포트 (35) 에 입력된다. 또한, 입력 포트 (35) 는 크랭크축이 예를 들어 30°회전할 때마다 출력 펄스를 발생시키는 크랭크각 센서 (42) 에 접속된다. 한편, 출력 포트 (36) 는 구동 회로 (38) 를 통하여 점화 플러그 (6), 연료 분사기 (13), 스로틀 밸브 구동 액츄에이터 (18), 가변 압축비 기구 (A) 및 흡기 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 에 접속된다.
도 2 는 도 1 에 나타낸 가변 압축비 기구 (A) 의 분해 사시도이며, 도 3a 및 3b 는 도시된 내연기관의 측면 단면도이다. 도 2 를 참조 하면, 실린더 블록 (2) 의 양 측벽의 바닥부에, 특정 거리로 서로 떨어져 있는 다수의 돌출부 (50) 가 형성되어 있다. 각 돌출부 (50) 에는 원형 단면의 캠 삽입 구멍 (51) 이 형성되어 있다. 한편, 크랭크 케이스 (1) 의 상부면에는 특정 거리로 서로 떨어져 있고 대응하는 돌출부 (50) 사이에 끼워 맞춤하는 다수의 돌출부 (52) 가 형성되어 있다. 이들 돌출부 (52) 에도 원형 단면의 캠 삽입 구멍 (53) 이 형성되어 있다.
도 2 에 나타낸 것처럼, 1 쌍의 캠 축 (54, 55) 이 제공된다. 각각의 캠 축 (54, 55) 에는 매 위치마다 캠 삽입 구멍 (51) 내에 회전 가능하게 삽입되는 원형 캠 (56) 이 고정되어 있다. 이러한 원형 캠 (56) 은 캠 축 (54, 55) 의 회 전 축선과 동축이다. 한편, 원형 캠 (56) 사이에는 도 3a 및 3b 에서 해칭으로 나타낸 것과 같이, 캠 축 (54, 55) 의 회전 축선에 대해 편심 배치된 편심축 (57) 이 연장된다. 각 편심축 (57) 에는 다른 원형 캠 (58) 이 편심적으로 회전 가능하게 장착되어 있다. 도 2 에 나타낸 것처럼, 이러한 원형 캠 (58) 은 원형 캠 (56) 사이에 배치 된다. 이러한 원형 캠 (58) 은 대응하는 캠 삽입 구멍 (53) 에 회전 가능하게 삽입된다.
도 3a 에 나타낸 것과 같은 상태로부터 캠 축 (54, 55) 에 고정된 원형 캠 (56) 이 도 3a 에서 실선 화살표로 나타낸 것처럼 서로에게서 반대 방향으로 회전될 때, 편심축 (57) 은 바닥부 중앙을 향하여 이동하고, 따라서 원형 캠 (58) 은 캠 삽입 구멍 (53) 에서 도 3a 의 파선 화살표로 나타낸 바와 같이 원형 캠 (56) 으로부터 반대 방향으로 회전한다. 도 3b 에 나타낸 것처럼, 편심축 (57) 이 바닥부 중앙을 향하여 이동할 때, 원형 캠 (58) 의 중심은 편심축 (57) 의 아래로 이동한다.
도 3a 및 도 3b 를 비교함으로써 알 수 있듯이, 크랭크 케이스 (1) 와 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 커지는 만큼 실린더 블록 (2) 은 크랭크 케이스 (1) 로부터 멀어진다. 실린더 블록 (2) 이 크랭크 케이스 (1) 로부터 멀어지면, 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치할 때 연소실 (5) 의 용적은 증가한다. 따라서, 캠 축 (54, 55) 을 회전시킴으로써, 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치할 때 연소실 (5) 의 용적을 변 경할 수 있다.
도 2 에 나타낸 것처럼, 캠 축 (54, 55) 을 반대 방향으로 회전시키기 위해, 구동 모터 (59) 의 축에는 반대의 나선 방향을 갖는 한 쌍의 웜 기어 (61, 62) 가 제공된다. 이러한 웜 기어 (61, 62) 와 맞물리는 기어 (63, 64) 가 캠 축 (54, 55) 의 단부에 고정된다. 이 실시형태에서, 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치할 때 연소실 (5) 의 용적을 넓은 범위로 변경하기 위해 구동 모터 (59) 가 구동될 수 있다. 도 1 ~ 도 3 에 나타낸 가변 압축비 기구 (A) 는 예를 나타낸다. 어떠한 형식의 가변 압축비 기구라도 사용될 수 있다.
또한, 도 4 는 도 1 의 흡기 밸브 (7) 를 구동하기 위한 캠 축 (70) 에 장착된 흡기 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 를 나타낸다. 도 4 를 참조하면, 흡기 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 는 캠 축 (70) 의 일단에 장착되고 캠 축 (70) 의 캠의 위상을 변경하는 캠 위상 변경부 (B1) 와, 캠 축 (70) 과 흡기 밸브 (7) 의 밸브 리프터 (24) 의 사이에 배치되고 캠 축 (70) 의 캠의 작용각 (작동각) 을 상이한 작용각으로 변경하여 흡기 밸브 (7) 에 전달하는 캠 작용각 변경부 (B2) 로 구성된다. 도 4 는 캠 작용각 변경부 (B2) 의 측면 단면도와 평면도이다.
먼저, 흡기 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 의 캠 위상 변경부 (B1) 를 설명하면, 이 캠 위상 변경부 (B1) 에는 기관의 크랭크 축에 의해 타이밍 벨트를 통하여 화살표 방향으로 회전하게 할 수 있는 타이밍 풀리 (71), 타이밍 풀리 (71) 와 함께 회전하는 원통형 하우징 (72), 캠 축 (70) 과 함께 회전하고 원통형 하우징 (72) 에 대해 상대 회전하는 축 (73), 원통형 하우징 (72) 의 내주면으로부터 축 (73) 의 외주면으로 연장된 다수의 파티션 (74) 및 파티션 (74) 의 사이에서 축 (73) 의 외주면으로부터 원통형 하우징 (72) 의 내주면으로 연장된 베인 (vane) (75) 이 제공되고, 베인 (75) 의 양측에는 진각용 유압실 (76) 및 지각용 유압실 (77) 이 형성된다.
유압실 (76, 77) 로의 작동유 공급은 작동유 공급 제어 밸브 (78) 에 의해 제어된다. 이 작동유 공급 제어 밸브 (78) 에는 유압실 (76, 77) 에 연결된 유압 포트 (79, 80), 유압 펌프 (81) 로부터 배출된 작동유의 공급 포트 (82), 한 쌍의 드레인 포트 (83, 84) 및 포트 (79, 80, 82, 83, 84) 간의 연결 및 연결 해제를 제어하기 위한 스풀 밸브 (85) 가 제공된다.
캠 축 (70) 의 캠의 위상을 진각시키기 위해, 도 4 에서 스풀 밸브 (85) 는 하방으로 이동하게 되어, 공급 포트 (82) 로부터 공급된 작동유는 유압 포트 (79) 를 통하여 진각용 유압실 (76) 에 공급되고, 지각용 유압실 (77) 내의 작동유는 드레인 포트 (84) 로부터 배출된다. 이 때, 축 (73) 은 원통형 하우징 (72) 에 대해 화살표 X 방향으로 상대 회전하게 된다.
이에 반하여, 캠 축 (70) 의 캠의 위상을 지각시키기 위해, 도 4 에서 스풀 밸브 (85) 는 상방으로 이동하게 되어, 공급 포트 (82) 로부터 공급된 작동유는 유압 포트 (80) 를 통하여 지각용 유압실 (77) 에 공급되고, 진각용 유압실 (76) 내의 작동유가 드레인 포트 (83) 로부터 배출된다. 이 때, 축 (73) 은 원통형 하우징 (72) 에 대해 화살표 X 와 반대 방향으로 상대 회전 하게된다.
축 (73) 이 원통형 하우징 (72) 에 대해 상대 회전 할때, 스풀 밸브 (85) 가 도 4 에 나타낸 중립 위치로 복귀된다면, 축 (73) 의 상대 회전 동작은 끝나고, 축 (73) 은 그 때의 상대 회전 위치로 유지된다. 따라서, 캠 축 (70) 의 캠의 위상을 정확하게 원하는 양 만큼 진각 또는 지각 시키기 위해 캠 위상 변경부 (B1) 를 사용할 수 있다. 즉, 캠 위상 변경부 (B1) 는 흡기 밸브 (7) 의 개방 시기를 자유롭게 진각 또는 지각 시킬 수 있다.
다음으로, 흡기 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 의 캠 작용각 변경부 (B2) 를 설명하면, 이 캠 작용각 변경부 (B2) 에는 캠 축 (70) 과 평행하게 배치되고 또한 액츄에이터 (91) 에 의해 축선방향으로 이동하게 되는 제어 로드 (90), 캠 축 (70) 의 캠 (92) 과 맞물리고 또한 제어 로드 (90) 에 형성되며 축선방향으로 연장된 스플라인 (93) 에 슬라이딩 가능하게 끼워 맞춤 되는 중간 캠 (94) 및 흡기 밸브 (7) 를 구동시키기 위한 밸브 리프터 (24) 와 맞물리고 또한 제어 로드 (90) 에 형성되며 나선형으로 연장되는 스플라인 (95) 에 슬라이딩 가능하게 끼워 맞춤 되는 피보팅 (pivoting) 캠 (96) 이 제공된다. 피보팅 캠 (96) 에는 캠 (97) 이 형성되어 있다.
캠 축 (70) 이 회전할 때, 캠 (92) 은 중간 캠 (94) 이 항상 정확하게 일정한 각도만 선회하도록 한다. 이 때, 피보팅 캠 (96) 도 정확하게 일정한 각도만 선회하게 된다. 한편, 중간 캠 (94) 및 피보팅 캠 (96) 은 제어 로드 (90) 의 축선방향으로 이동할 수 없도록 지지되고, 따라서 제어 로드 (90) 가 액츄에이터 (91) 에 의해 축선방향으로 이동하게 될 때, 피보팅 캠 (96) 은 중간 캠 (94) 에 대해 상대 회전하게 된다.
중간 캠 (94) 과 피보팅 캠 (96) 사이의 상대 회전 위치 관계에 의해 캠 축 (70) 의 캠 (92) 이 중간 캠 (94) 과 맞물리기 시작했을 때, 피보팅 캠 (96) 의 캠 (97) 이 밸브 리프터 (24) 와 맞물리기 시작한다면, 도 5b 에서 a 로 나타낸 것처럼, 흡기 밸브 (7) 의 개방 기간 및 리프트량은 최대가 된다. 이에 반하여, 액츄에이터 (91) 가 피보팅 캠 (96) 을 중간 캠 (94) 에 대해 도 4 의 화살표 Y 방향으로 상대 회전 하게 하는데 사용될 때, 캠 축 (70) 의 캠 (92) 이 중간 캠 (94) 에 맞물리고, 그 후 잠시 동안 피보팅 캠 (96) 의 캠 (97) 이 밸브 리프터 (24) 와 맞물린다. 이러한 경우, 도 5b 에서 b 로 나타낸 것처럼, 흡기 밸브 (7) 의 개방 기간 및 리프트량은 a 보다 작아진다.
피보팅 캠 (96) 이 중간 캠 (94) 에 대해 도 4 의 화살표 Y 방향으로 상대 회전 하게 될 때, 도 5b 에서 c 로 나타낸 것처럼, 흡기 밸브 (7) 의 개방 기간 및 리프트량은 더욱 작아진다. 즉, 액츄에이터 (91) 를 중간 캠 (94) 과 피보팅 캠 (96) 의 상대 회전 위치를 변경하는데 사용함으로써, 흡기 밸브 (7) 의 개방 기간은 자유롭게 변경될 수 있다. 하지만 이러한 경우, 흡기 밸브 (7) 의 리프트량은 흡기 밸브 (7) 의 개방 기간이 짧아질수록 더 작아진다.
이러한 방식으로 캠 위상 변경부 (B1) 는 흡기 밸브 (7) 의 개방 시기를 자유롭게 변경하는데 사용될 수 있고, 캠 작용각 변경부 (B2) 는 흡기 밸브 (7) 의 개방 기간을 자유롭게 변경하는데 사용될 수 있고, 따라서 캠 위상 변경부 (B1) 와 캠 작용각 변경부 (B2) 모두, 즉, 흡기 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 는 흡기 밸브 (7) 의 개방 시기와 개방 기간, 즉 흡기 밸브 (7) 의 개방 시기와 폐쇄 시기를 자 유롭게 변경하는데 사용될 수 있다.
도 1 및 도 4 에 나타낸 흡기 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 는 예를 나타낸다. 도 1 및 도 4 에 나타낸 예 이외의 다양한 형식의 가변 밸브 타이밍 기구를 또한 사용할 수 있다.
또한, 배기 가변 밸브 타이밍 기구 (C) 도 기본적으로 흡기 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 와 같은 구성을 가지며 배기 밸브 (9) 의 개방 시기와 개방 기간, 즉 배기 밸브 (9) 의 개방 시기와 폐쇄 시기를 자유롭게 변경 할 수 있다.
다음으로, 도 6a ~ 6c 를 참조하여 본 출원에 사용되는 용어의 의미가 설명될 것이다. 도 6a, 6b, 6c 는 50 ㎖ 의 연소실 용적 및 500 ㎖ 의 피스톤 행정 용적을 갖는 엔진을 설명하기 위해 나타난다. 이러한 도 6a, 6b, 6c 에 있어서, 연소실 용적은 피스톤이 압축 상사점에 위치할 때의 연소실의 용적을 나타낸다.
도 6a 는 기계 압축비에 대해 설명하는 도면이다. 기계 압축비는 압축 행정시의 피스톤의 행정 용적과 연소실 용적으로부터 기계적으로 정해지는 값이다. 이 기계 압축비는 (연소실 용적＋행정 용적)/연소실 용적 으로 표현된다. 도 6a 에 나타낸 예에서, 이 기계 압축비는(50 ㎖ ＋ 500 ㎖)/50 ㎖ = 11 이 된다.
도 6b 는 실제 압축비에 대해 설명하는 도면이다. 이 실제 압축비는 실제로 압축 작용이 개시되었을 때부터 피스톤이 상사점에 이를 때까지의 실제 피스톤 행정 용적과 연소실 용적으로부터 정해지는 값이다. 이 실제 압축비는 (연소실 용적＋실제의 행정 용적)/연소실 용적으로 표현된다. 즉, 도 6b 에 나타 낸 것처럼, 압축 행정에서 피스톤이 상승을 개시하더라도, 흡기 밸브가 개방되어있는 동안에는 압축 작용이 수행되지 않는다. 흡기 밸브가 폐쇄된 이후에 실제 압축 작용이 개시된다. 따라서, 실제 압축비는 실제 행정 용적을 이용하여 이하와 같이 표현된다. 도 6b 에 나타낸 예에서, 실제 압축비는 (50 ㎖ ＋ 450 ㎖)/50 ㎖ = 10 이 된다.
도 6c 는 팽창비에 대해 설명하는 도면이다. 팽창비는 팽창 행정시의 피스톤 행정 용적과 연소실 용적으로부터 정해지는 값이다. 이 팽창비는 (연소실 용적＋행정 용적)/연소실 용적으로 표현된다. 도 6c 에 나타낸 예에서, 이 팽창비는 (50 ㎖ ＋ 500 ㎖)/50 ㎖ = 11이 된다.
다음으로, 도 7, 도 8a 및 8b 를 참조하여 본 발명의 가장 기본적인 특징에 대해 설명할 것이다. 도 7 은 이론적인 열효율과 팽창비 사이의 관계를 나타내는 도이고, 도 8a 및 8b 는 본 발명에서의 부하에 따라 선택적으로 사용되는 정상적인 사이클과 초고 팽창비 사이클 사이의 비교를 나타내는 도면이다.
도 8a 는 흡기 밸브가 하사점 근방에서 폐쇄되어 실질적으로 압축 하사점 부근으로부터 피스톤에 의한 압축 작용이 개시되는 정상적인 사이클을 나타내고 있다. 이 도 8a 에 나타낸 예에서도 마찬가지로, 도 6a, 6b, 6c 에 나타낸 예와 동일한 방식으로, 연소실 용적은 50 ㎖ 가 되고, 피스톤의 행정 용적은 500 ㎖ 가 된다. 도 8a 로부터 알게 되듯이, 정상적인 사이클에서, 기계 압축비는 (50 ㎖ ＋ 500 ㎖)/50 ㎖ = 11 이며, 실제 압축비 또한 약 11 이며, 팽창비도 또한 (50 ㎖ ＋ 500 ㎖)/50 ㎖ = 11 이 된다. 즉, 보통 내연기관에서, 기계 압축비 및 실제 압축비 및 팽창비는 실질적으로 동일해진다.
도 7 의 실선은 실제 압축비와 팽창비가 실질적으로 동등한 경우, 즉 정상적인 사이클에서의 이론적인 열효율의 변화를 나타내고 있다. 이러한 경우, 팽창비가 커지는 만큼, 즉 실제 압축비가 높아지는 만큼 이론 열효율도 높아진다는 것을 알게된다. 따라서, 정상적인 사이클에서, 이론 열효율을 높이기 위해서, 실제 압축비는 더 높아져야 한다. 그러나, 기관 고부하 운전시에 노킹의 발생을 제약하는 것에 의해, 실제 압축비는 최대 약 12 까지 밖에 높아질수 없고, 따라서 정상적인 사이클에서, 이론적인 열효율을 충분히 높게 할 수 없다.
한편, 이러한 상황하에서, 발명자는 기계 압축비와 실제 압축비를 엄밀하게 구분하였고 이론적인 열효율을 연구하여 그 결과 이론 열효율에서 팽창비가 지배적이고, 이론적인 열효율은 실제 압축비에 의해 거의 영향을 받지 않는 것을 발견하였다. 즉, 실제 압축비를 높이면, 폭발력은 높아지지만 압축하기 위해 큰 에너지가 필요하며, 따라서 실제 압축비를 높이더라도, 이론적인 열효율은 거의 높아지지 않을 것이다.
이에 반하여, 팽창비를 크게하면, 팽창 행정시에 피스톤에 대해 압하력이 작용하는 기간이 더 길어지고, 피스톤이 크랭크축에 회전력을 주고 있는 기간도 더 길어진다. 따라서, 팽창비가 크게 될수록, 이론적인 열효율은 높아진다. 도 7 의 파선은 실제 압축비를 10 에 고정하고 그 상태에서 팽창비를 높이는 경우의 이론적인 열효율을 나타낸다. 이러한 방식으로, 실제 압축비를 낮은 값으로 유지한 상태에서 팽창비를 높게 했을 때의 이론적인 열효율의 상승량과 도 7 의 실 선으로 나타낸 바와 같이 실제 압축비가 팽창비에 따라 증가되는 경우의 이론적인 열효율의 상승량은 큰 차이가 없다는 것을 알게된다.
이러한 방식으로 실제 압축비가 낮은 값으로 유지된다면, 노킹은 발생하지 않을 것이고, 따라서 실제 압축비를 낮은 값으로 유지한 상태에서 팽창비를 높인다면, 노킹의 발생이 저지되고 이론적인 열효율은 크게 높아질 수 있다. 도 8b 는 가변 압축비 기구 (A) 및 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 를 이용하여 실제 압축비를 낮은 값으로 유지하고 팽창비를 높이는 경우의 예를 나타낸다.
도 8b 를 참조 하면, 이 예에서, 가변 압축비 기구 (A) 는 연소실 용적을 50 ㎖ 에서 20 ㎖ 까지 줄이는데 사용된다. 한편, 흡기 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 는 실제의 피스톤 행정 용적이 500 ㎖ 에서 200 ㎖ 가 될 때까지 흡기 밸브의 폐쇄 시기를 늦추는데 사용된다. 그 결과, 이 예에서, 실제 압축비는 (20 ㎖ ＋ 200 ㎖)/20 ㎖ = 11 이 되고, 팽창비는 (20 ㎖ ＋ 500 ㎖)/20 ㎖ = 26 이 된다. 도 8a 에 나타낸 정상적인 사이클에서, 상기 서술한 것과 같이, 실제 압축비는 약 11 이고 팽창비도 11이다. 이러한 경우와 비교하면, 도 8b 에 나타낸 경우에서, 단지 팽창비만이 26 까지 높아지는 것을 알게된다. 이를 "초고 팽창비 사이클" 이라고 할 것이다.
상기 서술한 것과 같이, 일반적으로 말하면 내연기관에서, 기관 부하가 더 낮을수록 열효율도 더 나빠지고, 따라서 차량 주행시 열효율을 향상시키기 위해, 즉 연비를 향상시키기 위해, 기관 저부하 운전시에 열효율을 향상시키는 것이 필요하다. 한편, 도 8b 에 나타낸 초고 팽창비 사이클에서는, 압축 행정시의 실제 피스톤 행정 용적이 작아져 연소실 (5) 내로 흡입될 수 있는 흡입 공기량은 작아지게 되고, 따라서 이 초고 팽창비 사이클은 기관 부하가 비교적 낮을 때에만 이용될 수 있다. 따라서, 본 발명에서는 기관 저부하 운전시에는, 도 8b 에 나타낸 초고 팽창비 사이클이 설정되고, 기관 고부하 운전시에는, 도 8a 에 나타낸 정상적인 사이클이 설정된다. 이것이 본 발명의 기본적인 특징이다.
도 9 는 기관 저속의 정상 운전시에 전체로서의 운전 제어를 나타낸다. 이하에, 도 9 를 참조하여 전체로서의 운전 제어가 설명될 것이다.
도 9 는 기관 부하에 따른 기계 압축비, 팽창비, 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기, 실제 압축비, 흡입 공기량, 스로틀 밸브 (17) 의 개도 및 펌핑 (pumping) 손실의 변화가 나타낸다. 본 실시 형태에서는, 촉매 컨버터 (22) 내의 삼원촉매가 배기가스 중의 미연 HC, CO 및 NOx 를 동시에 감소시키기 위해, 보통, 연소실 (5) 내의 평균 공연비는 공연비센서 (23) 의 출력 신호에 기초하여 화학량적 공연비로 피드백 제어된다.
이제, 상기 설명한 것과 같이, 기관 고부하 운전시에, 도 8a 에 나타낸 정상적인 사이클이 실행된다. 따라서, 도 9 에 나타낸 것처럼, 이 때에는 기계 압축비가 낮아지게 되어, 팽창비는 낮아지고, 도 9 에서 실선으로 나타낸 것처럼, 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기는 앞당겨진다. 또한, 이 때, 흡입 공기량은 많아진다. 이 때, 스로틀 밸브 (17) 의 개도는 완전한 개방 또는 실질적으로 완전한 개방으로 유지 되고, 따라서 펌핑 손실은 0 이 된다.
한편, 도 9 에 나타낸 것처럼, 기관 부하의 감소에 따라, 기계 압축비는 증 대되고, 따라서 팽창비도 또한 증대된다. 또한, 이 때, 도 9 에서 실선으로 가리킨 것처럼, 기관 부하가 낮아질수록 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 늦어짐에 의해 실제 압축비는 실질적으로 일정하게 유지된다. 이 때에도 스로틀 밸브 (17) 는 완전한 개방 또는 실질적으로 완전한 개방 상태로 유지 되고, 따라서 연소실 (5) 에 공급되는 흡입 공기량은 스로틀 밸브 (17) 에 의하지 않고 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 바꾸는 것에 의해 제어된다. 이 때에도 펌핑 손실은 0 이 된다.
이러한 방식으로, 기관 고부하 운전 상태로부터 기관 부하가 낮아질 때, 실질적으로 일정한 실제 압축비 하의 흡입 공기량이 감소하는 것에 따라 기계 압축비가 증대된다. 즉, 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 이르렀을 때의 연소실 (5) 의 용적은 흡입 공기량의 감소에 비례하여 감소된다. 따라서 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 이르렀을 때의 연소실 (5) 의 용적은 흡입 공기량에 비례하여 변한다. 이 때, 연소실 (5) 의 공연비는 화학량적 공연비가 되고, 따라서 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 이르렀을 때의 연소실 (5) 의 용적은 연료량에 비례하여 변한다.
기관 부하가 더욱 낮아지면, 기계 압축비는 더욱 증대된다. 기계 압축비가 연소실 (5) 의 구조상 한계에 대응하는 한계 기계 압축비에 이를 때, 기계 압축비가 한계 기계 압축비에 이르렀을 때의 기관 부하 (L1) 보다 더 낮은 부하 영역에서 기계 압축비는 한계 기계 압축비로 유지된다. 따라서 기관 저부하 운전시에, 기계 압축비는 최대가 되어, 팽창비도 또한 최대가 된다. 다르게 말하면, 본 발명에서, 기관 저부하 운전시에 최대의 팽창비를 얻기 위해서는, 기계 압축비 는 최대가 된다. 또한, 이 때 실제 압축비는 기관 중고 부하 운전시와 실질적으로 동일한 실제 압축비에 유지된다.
한편, 도 9 에서 실선으로 가리킨 것처럼, 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기는 기관 부하가 낮아짐에 따라 연소실 (5) 에 공급되는 흡입 공기량을 제어 할 수 있는 한계 폐쇄 시기까지 더욱 늦춰진다. 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하 (L2) 보다 더 낮은 부하 영역에서, 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기는 한계 폐쇄 시기로 유지된다. 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 폐쇄 시기로 유지된다면, 흡입 공기량은 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 변경하는 것에 의해 더이상 제어 될 수 없을 것이다. 따라서, 흡입 공기량은 다른 어떠한 방법에 의해 제어될 필요가 있다.
도 9 에 나타낸 실시형태에서 이 때, 즉 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하 (L2) 보다 더 낮은 부하 영역에서, 스로틀 밸브 (17) 가 연소실 (5) 에 공급되는 흡입 공기량을 제어하는데 사용된다. 하지만, 스로틀 밸브 (17) 가 흡입 공기량의 제어에 사용된다면, 도 9 에 나타낸 것처럼 펌핑 손실이 증대한다.
이러한 펌핑 손실의 발생을 방지하기 위해, 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하 (L2) 보다 더 낮은 부하 영역에서, 스로틀 밸브 (17) 를 완전한 개방 또는 실질적으로 완전한 개방으로 유지하는 상태로, 기관 부하가 낮아질수록 공연비는 크게 될 수 있다. 이 때, 연료 분사기 (13) 는 바람직하게는 연소실 (5) 내에 배치되어 성층 연소를 수행한다.
도 9 에 나타낸 것처럼, 기관 저속시에, 기관 부하에 관계없이 실제 압축비는 실질적으로 일정하게 유지된다. 이 때의 실제 압축비는 기관 중고 부하 운전시의 실제 압축비에 대해 ± 10 퍼센트의 범위, 바람직하게는 ± 5 퍼센트의 범위로 된다. 본 실시 형태에서, 기관 저속시의 실제 압축비는 약 10 ± 1, 즉, 9 ~ 11 이 된다. 하지만, 기관 속도가 높아진다면, 연소실 (5) 내의 공기-연료 혼합물에 혼란이 발생하고, 노킹이 발생하기 어려워지며, 따라서 본 발명에 따른 실시형태에서는 기관 속도가 높아진다면 실제 압축비도 높아진다.
한편, 상기 설명한 것과 같이, 도 8b 에 나타낸 초고 팽창비 사이클에서 팽창비는 26 이 된다. 이 팽창비는 높을수록 바람직하지만, 20 이상이라면, 상당히 높은 이론적인 열효율을 얻을 수 있다. 따라서, 본 발명에서는 팽창비가 20이상이 되도록 가변 압축비 기구 (A) 가 형성된다.
또한, 도 9 에 나타낸 예에서, 기계 압축비는 기관 부하에 따라 연속적으로 변화된다. 하지만, 기계 압축비는 기관 부하에 따라 또한 단계적으로 변화될 수 도 있다.
한편, 도 9 에서 파선으로 나타내는 바와 같이, 기관 부하가 낮아지는 것에 따라, 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 앞당기는 것에 의해서도 마찬가지로, 스로틀 밸브에 의하지 않고 흡입 공기량을 제어 할 수 있다. 따라서, 도 9 에서 실선으로 나타낸 경우와 파선으로 나타낸 경우를 모두 포함하여 표현 한다면, 본 발명에 따른 실시 형태에서, 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기는, 기관 부하가 낮아지는 것에 따라, 연소실 내에 공급되는 흡입 공기량을 제어 할 수 있는 한계 폐쇄 시기 (L2) 까지 압축 하사점 (BDC) 으로부터 멀어지는 방향으로 이동 하게 된다.
다음으로, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기가 도 8b 에 나타낸 초고 팽창비 사이클이 실행되는 저부하 운전시에 초점을 맞춰 설명될 것이다.
일반적으로, 초고 팽창비 사이클이 실행되는 저부하 운전시에는, 연소실 (5) 내의 공기-연료 혼합물의 연소에 의한 열의 발생량 자체가 적고, 따라서 연소실 (5) 로부터 배출되는 배기가스의 온도가 낮아지기 쉽다. 이에 더하여, 내연기관에서는, 팽창비가 커지면, 팽창 행정시에 피스톤에 대해 압하력이 작용하는 기간이 길어지고, 따라서 연소실 내의 공기-연료 혼합물의 연소에 의해 발생된 열에너지의 대부분은 피스톤의 운동 에너지로 변환된다. 이에 수반하여, 팽창 행정 말기에 연소실 내의 연소 가스의 온도는 낮아진다. 이 때문에, 도 8b 에 나타낸 초고 팽창비 사이클이 실행될 때, 배기 행정시에, 연소실 (5) 로부터 배기 매니폴드 (20) 로 배출되는 배기가스의 온도는 매우 낮아진다. 이러한 경향은 팽창비가 20 이상인 경우에 특히 현저하게 나타난다. 팽창비가 20 이상인 초고 팽창비 사이클의 실행과 팽창비가 12 정도인 정상적인 사이클 사이에, 연소실 (5) 로부터 배출되는 배기가스의 온도는 약 100℃ 정도 상이하다.
한편, 대부분의 내연기관에서, 배기가스 중에 포함된 유해 성분 (예컨데, HC, CO, NOX 등) 은 기관 배기 통로 내의 산화 촉매, 삼원촉매, NOX 흡장 환원 촉매 또는 다른 배기 정화 촉매를 제공함으로써 제거된다. 이와 같은 배기 정화 촉매는 그 온도가 활성 온도 이상이 되지 않으면 배기가스 중의 유해 성분을 효과적 으로 정화 할 수 없다. 여기서, 대부분의 내연기관에서는, 배기가스의 온도는 활성 온도보다 상당히 높으며, 따라서 배기 정화 촉매의 온도를 활성 온도 이상으로 유지하기 위해 배기가스는 배기 정화 촉매에 유입되게 된다.
하지만, 도 8b 에 나타낸 초고 팽창비 사이클이 실행된다면, 연소실 (5) 로부터 배기 매니폴드 (20) 로 배출되는 배기가스의 온도는 활성 온도보다 단지 약간 더 높게 될 것이고, 배기가스를 배기 정화 촉매에 유입시키더라도, 배기 정화 촉매의 온도를 활성 온도 이상으로 유지하는 것은 어려워진다. 따라서, 초고 팽창비 사이클이 실행될 때, 배기 정화 촉매의 온도를 활성 온도 이상으로 유지하기 위해서는, 가능한 한 많은 배기가스를 배기 정화 촉매에 유입시킬 필요가 있다.
여기서, 도 10a ~ 10c 를 참조하여, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기와 연소실 (5) 로부터 배기 매니폴드 (20) 로 배출되는 배기가스의 유량과의 관계에 대해 생각해 본다. 도 10a 는 배기 밸브 (9) 가 실질적으로 흡기 상사점에서 폐쇄된 경우, 도 10b 는 배기 밸브 (9) 가 흡기 상사점 전에 폐쇄된 경우, 도 10c 는 배기 밸브 (9) 가 흡기 상사점 이후에 폐쇄된 경우의 배기 밸브 (9) 및 흡기 밸브 (7) 의 리프트 변화를 나타낸다.
도 10b 에 나타낸 것처럼, 배기 밸브 (9) 를 흡기 상사점 전에 폐쇄할 때, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄시의 연소실 (5) 의 용적은, 피스톤이 흡기 상사점에 위치하는 경우의 연소실의 용적 (연소실 용적) 보다 크다. 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 후에, 폐쇄시의 연소실 (5) 의 용적에 대응하는 배기가스가 연소실 (5) 내에 남게 된다. 이 때문에, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 후라고 해도, 비교적 다량의 배기가스 가 연소실 (5) 내에 남게 된다. 따라서, 연소실 (5) 내의 배기가스를 배기 매니폴드 (20) 로 충분하게 배출하는 것이 불가능하고 배기 정화 촉매에 유입되는 배기가스의 유량은 작게 된다.
한편, 도 10c 에 나타낸 것처럼, 배기 밸브 (9) 를 흡기 상사점 이후에 폐쇄할 때, 배기 밸브 (9) 는 흡기 상사점에서도 개방되고, 따라서 피스톤 (4) 이 흡기 상사점에 도달할 때, 연소실 (5) 내의 대부분의 배기가스는 배기 포트 (10) 내에 유출된다. 하지만, 흡기 상사점 이후에도 배기 밸브 (9) 가 개방되어 있을 때, 피스톤 (4) 의 하강에 수반하여 배기 포트 (10) 내에 일단 유출된 배기가스의 일부가 다시 연소실 (5) 로 유입될 것이다.
특히, 초고 팽창비 사이클이 실행될 때, 팽창 행정시에, 연소실 (5) 내의 연소 가스가 상당히 팽창하고, 따라서 팽창 행정 말기의 연소 가스의 압력은 비교적 낮아진다. 이 때문에, 배기 행정에서 연소실 (5) 로부터 배기 포트 (10) 에 유출되는 배기가스의 강도는 약해질 것이다. 따라서, 흡기 상사점 도달 이후 피스톤 (4) 이 하강한다면, 배기 포트 (10) 에 유출된 배기가스의 일부가 다시 연소실 (5) 내에 용이하게 유입될 것이다.
이러한 방식으로, 흡기 상사점 이후에 배기 밸브 (9) 를 폐쇄할 때, 배기 포트 (10) 에 일단 유출된 배기가스는 다시 연소실 (5) 내로 돌아오고, 따라서 연소실 (5) 내의 배기가스를 충분히 배기 매니폴드 (20) 에 배출 할 수 없을 것이고 배기 정화 촉매에 유입되는 배기가스의 유량은 적을 것이다.
따라서, 본 실시 형태에서는, 도 8b 에 나타낸 초고 팽창비 사이클이 실행될 때, 즉 기계 압축비가 높을 때에는, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기를 흡기 상사점보다 너무 이르거나 또는 너무 늦게 되는 것을 방지하기 위해, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기가 설정될 수 있는 영역은 흡기 상사점 측으로 제한된다.
도 11 은, 기계 압축비에 따른 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기가 설정될 수 있는 영역을 나타내는 도면이다.
도 11 에 나타낸 것처럼, 배기 밸브 (9) 가 설정될 수 있는 영역은 설정 가능한 최대 진각량과 최대 지각량 사이의 영역이 된다. 도면으로부터 알게 되듯이, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기가 설정될 수 있는 진각량은 기계 압축비가 높아질수록 작아지며 (늦어지고), 반대로 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기가 설정될 수 있는 최대 지각량은 기계 압축비가 높아질수록 작아진다 (이르게 된다). 이 때문에, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기가 설정될 수 있는 영역은 기계 압축비가 높아질수록 작아지고, 즉 기계 압축비가 높아질수록 더 제한된다. 예컨데, 도 11 에 나타낸 것처럼, 기계 압축비가 낮을 때에는, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기가 설정될 수 있는 영역은 ΔTOC1 이며, 기계 압축비가 높을 때에는, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기가 설정될 수 있는 영역은 ΔTOC2 (ΔTOC2＜ΔTOC1) 이 된다.
대안적으로, 도 8b 에 나타낸 초고 팽창비 사이클이 실행될 때, 즉 기계 압축비가 높을 때에는, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기가 흡기 상사점보다 너무 빠르거나 너무 늦는 것을 확실히 방지하기 위하여, 도 10a 에 나타낸 것처럼 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기는 실질적으로 흡기 상사점이 될 수 있다.
이러한 방식으로, 기계 압축비가 높을 때에는, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기 가 설정될 수 있는 영역을 흡기 상사점 측으로 제한하거나 또는 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기를 실질적으로 흡기 상사점으로 함으로써, 연소실 (5) 내의 배기가스를 배기 매니폴드 (20) 에 충분히 배출하여 배기 정화 촉매에 유입되는 배기가스의 유량을 많게 할 수 있다.
즉, 배기 밸브 (9) 는 흡기 상사점 부근에서 폐쇄하게 되고, 따라서 도 10b 에 나타낸 것처럼, 배기 밸브 (9) 를 흡기 상사점보다 빨리 폐쇄하는 것과 비교하여, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄시의 연소실 (5) 의 용적은 작고 따라서 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 후에 연소실 (5) 내에 남은 배기가스의 양을 줄일 수 있다. 또한, 배기 밸브 (9) 는 흡기 상사점 부근에서 폐쇄하게 되고, 도 10c 에 나타낸 것처럼, 배기 밸브 (9) 를 흡기 상사점보다 늦게 폐쇄하는 것과 비교하여, 배기 포트 (10) 내에 유출된 배기가스 중 연소실 (5) 내에 다시 유입되는 배기가스의 양을 줄일 수 있다. 이 때문에, 도 10a 에 나타낸 것처럼, 배기 밸브 (9) 를 흡기 상사점 부근에서 폐쇄하게 될 때, 도 10b 및 10c 에 나타낸 것처럼, 배기 밸브 (9) 를 흡기 상사점으로부터 떨어져서 폐쇄시켰을 경우와 비교하여, 연소실 (5) 내의 배기가스를 배기 매니폴드 (20) 에 충분히 배출하여 배기 정화 촉매에 유입되는 배기가스의 유량을 많게 할 수 있다. 그 결과, 초고 팽창비 사이클이 실행되는 저부하 운전시라고 해도, 배기 정화 촉매를 활성 온도 이상으로 유지 할 수 있게 된다.
상기 "실질적으로 흡기 상사점" 은, 흡기 상사점의 전후 약 10°이내, 바람직하게는 흡기 상사점의 전후 약 5°이내를 나타낸다.
또한, 기계 압축비를 높이면, 흡기 상사점의 연소실 용적은 작아지고 따라서 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기에 의해, 배기 밸브 (9) 는 피스톤 (4) 을 간섭하게 된다.
도 10a ~ 도 10c 는 배기 밸브 (9) 또는 흡기 밸브 (7) 가 피스톤 (4) 을 간섭하는 한계를 나타내는 피스톤 간섭 라인을 나타낸다. 배기 밸브 (9) 의 리프트 곡선이 피스톤 간섭 라인과 교차할 때, 배기 밸브 (9) 는 피스톤 (4) 을 간섭한다. 여기서, 도 10c 에서, 배기 밸브 (9) 의 리프트 곡선은 피스톤 간섭 라인과 교차한다. 이는 배기 밸브 (9) 를 흡기 상사점보다 늦게 폐쇄할 때, 늦게 한 정도에 따르기도 하지만, 배기 밸브 (9) 와 피스톤 (4) 은 간섭하게 되는 것을 의미한다.
이에 반하여, 본 실시형태에 따르면, 기계 압축비가 높을 때, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기가 설정될 수 있는 영역은 흡기 상사점 측으로 제한되며, 특히 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기를 설정할 수 있는 최대지각량이 더 작아지게 된다. 이 때문에, 도 10a 에 나타낸 것처럼, 기계 압축비가 높아지더라도, 배기 밸브 (9) 가 피스톤 (4) 을 간섭하는 것이 방지될 수 있다.
하지만, 흡기 밸브 (7) 의 개방 기간과 배기 밸브 (9) 의 개방 기간이 겹치는 밸브 겹침이 있을 때, 그 기간에도 연소실 (5) 내측으로부터 배기 매니폴드 (20) 로 배출되는 배기가스의 양은 변한다. 이하에, 도 12a 및 12b 를 참조하여, 흡기 밸브 (7) 의 개방 기간과 배기 밸브 (9) 의 개방 기간이 겹치는 겹침 기간과 연소실 (5) 로부터 배기 매니폴드 (20) 로 배출되는 배기가스의 양의 관계에 대해 생각한다. 도 12a 는 겹침 기간이 0 인 경우, 도 12b 는 겹침 기간이 큰 경우의 배기 밸브 (9) 및 흡기 밸브 (7) 의 리프트 변화를 나타내는 도면이다.
일반적으로, 흡기 밸브 (7) 와 배기 밸브 (9) 가 동시에 개방되면, 연소실 (5) 내의 배기가스의 일부 및 연소실 (5) 로부터 일단 배기 포트 (10) 에 유출된 배기가스의 일부는 흡기 포트 (8) 내에 때때로 유입될 것이다. 이러한 방식으로, 배기가스의 일부가 흡기 포트 (8) 에 유입되면, 연소실 (5) 로부터 배기 매니폴드 (20) 로 배출되는 배기가스는 그 양만큼 적게될 것이다.
따라서, 도 12b 에 나타낸 것처럼 겹침 기간이 클 때, 배기가스는 흡기 포트 (8) 에 종종 다량으로 유입될 것이다. 따라서, 연소실 (5) 로부터 배기 매니폴드 (20) 로 배출되는 배기가스는 종종 적어질 것이다. 이 때문에, 이러한 경우에는, 배기 정화 촉매에 유입되는 배기가스의 유량은 작아진다.
따라서, 본 실시형태에서는, 도 8b 에 나타낸 초고 팽창비 사이클이 실행될 때, 즉 기계 압축비가 높을 때에는, 도 12a 에 나타낸 것처럼 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기 및 흡기 밸브 (7) 의 개방 시기는 겹침 기간이 설정될 수 있는 범위 중 최소가 되도록 제어된다. 따라서, 예컨대, 설정 가능한 겹침 기간이 10°~60°인 내연기관에서, 기계 압축비가 높을 때, 겹침 기간은 10°로 되고, 설정 가능한 겹침 기간이 0°~ 50°인 내연기관에서, 기계 압축비가 높을 때, 겹침 기간은 0°가 된다.
이러한 방식으로, 기계 압축비가 높을 때 겹침 기간을 최소화 함으로써, 흡기 포트 (8) 에 유입되는 배기가스는 적어지고, 따라서 연소실 (5) 로부터 배기 매니폴드 (20) 로 배출되는 배기가스는 많아지며 따라서 배기 정화 촉매에 유입되는 배기가스의 유량은 많아진다.
기계 압축비가 높을 때의 겹침 기간은 기계 압축비가 낮을 때의 겹침 기간보다 짧다면 반드시 최소가 될 필요는 없다. 따라서, 예컨대, 기계 압축비가 높을 때의 겹침 기간은 최소라 하더라도 설정 가능한 범위 중 10°이하이면 된다.
또한, 상기 설명한 것과 같이, 기계 압축비를 높이면 흡기 상사점의 연소실 용적은 작아진다. 따라서, 흡기 밸브 (7) 의 개방 시기에 의해, 흡기 밸브 (7) 는 피스톤 (4) 을 간섭하게 된다.
도 12a 및 12b 는 배기 밸브 (9) 또는 흡기 밸브 (7) 가 피스톤 (4) 을 간섭하는 한계를 나타내는 피스톤 간섭 라인을 나타내는 도면이다. 흡기 밸브 (7) 의 리프트 곡선이 피스톤 간섭 라인과 교차하면 흡기 밸브 (7) 는 피스톤 (4) 을 간섭하게 된다. 여기서, 도 12b 에서, 흡기 밸브 (7) 의 리프트 곡선은 피스톤 간섭 라인과 교차한다. 이는 겹침 기간을 크게 하면, 흡기 밸브 (7) 및 피스톤 (4) 은 서로 간섭하게 되는 것을 의미한다. 즉, 본 실시형태에서, 상기 설명한 것과 같이, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기는 실질적으로 흡기 상사점이 된다. 겹침 기간이 큰 것은 흡기 밸브 (7) 의 개방 시기가 크게 진각된 것을 의미한다. 흡기 밸브 (7) 의 개방 시기가 크게 진각된다면, 흡기 밸브 (7) 및 피스톤 (4) 은 서로 간섭하게 될 것이다.
이에 반하여, 본 실시형태에 따르면, 기계 압축비가 높을 때에는 겹침 기간이 최소로 되고, 따라서 흡기 밸브 (7) 의 개방 시기는 실질적으로 흡기 상사점 또는 그 이후가 된다. 이 때문에, 도 12a 에 나타낸 것처럼, 기계 압축비가 높아 지더라도 흡기 밸브 (7) 가 피스톤을 간섭하는 것이 방지된다.
도 13 은 본 실시형태의 불꽃 점화식 내연기관의 운전 제어의 제어 루틴을 나타내는 도면이다. 도 13 을 참조하면, 처음에 단계 101 에서, 기관 부하 (L) 및 기관 속도 (Ne) 가 얻어진다. 그 다음에, 단계 102 에서, 도 14a 에 나타낸 맵이 목표 실제 압축비를 산출하는데 사용된다. 도 14a 에 나타낸 것처럼, 이 목표 실제 압축비는 기관 속도 (Ne) 가 높아질 수록 높아진다. 그 다음에, 단계 103 에서, 도 14b 에 나타낸 맵이 기계 압축비 (CR) 를 산출하는데 사용된다. 즉, 실제 압축비를 목표 실제 압축비로 하는데 필요한 기계 압축비 (CR) 는 기관 부하 (L) 와 기관 속도 (Ne) 의 함수로서 도 14b 에 나타낸 맵의 형태로 미리 ROM (32) 에 저장된다. 이 맵은 기계 압축비 (CR) 를 산출하는데 사용된다.
또한, 요구 흡입 공기량을 연소실 (5) 에 공급하는데 필요한 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기 (IC) 가 기관 부하 (L) 와 기관 속도 (Ne) 의 함수로서 도 14c 에 나타낸 맵의 형태로 미리 ROM (32) 에 저장된다. 단계 104 에서, 이 맵은 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기 (IC) 를 산출하는데 사용된다.
그 다음에, 단계 105 에서는, 기관 부하 (L) 가 소정의 값 (L3) 보다 작은지가 판정된다. 여기서, 이 소정의 값 (L3) 은, 예컨대, 기관 부하가 작아질 때, 기관 부하와 동등한 값이 되고, 배기가스의 온도의 저하는 배기 정화 촉매의 온도가 활성 온도 이하로 저하되는 온도의 저하를 수반할 수 있다. 단계 105 에서 기관 부하 (L) 가 소정의 값 (L3) 보다 작은 것으로 판정될 때, 단계 106 으로 진행 된다. 단계 106 에서, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기 (EC) 는 실질적으로 흡기 상사점이 된다. 그 다음에, 단계 107 에서, 겹침 기간 (ΔOL) 이 최소로 되고 이 루틴은 단계 110 으로 진행된다.
한편, 단계 105 에서 기관 부하가 소정의 값 (L3) 이상으로 판정될 때, 루틴은 단계 108 로 진행된다. 단계 108 에서, 도 15a 에 나타낸 맵이 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기 (EC) 를 산출하는데 사용되고, 그 다음에 단계 109 에서, 도 15b 에 나타낸 맵이 겹침 기간 (ΔOL) 을 산출하는데 사용된다. 즉, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기 (EC) 및 겹침 기간 (ΔOL) 은 기관 부하 (L) 및 기관 속도 (Ne) 의 함수로서 도 15a 및 15b 에 나타낸 맵의 형태로 미리 ROM (32) 에 저장된다. 이러한 맵은 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기 (EC) 및 겹침 기간 (ΔOL) 을 산출하는데 사용된다. 그 후, 루틴은 단계 110 으로 진행된다.
단계 110 에서, 기계 압축비는 가변 압축비 기구 (A) 를 제어함으로써 기계 압축비 (CR) 가 되고, 흡기 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 를 제어함으로써 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기는 폐쇄 시기 (IC) 가 되고 또한 겹침 기간은 겹침 기간 (ΔOL) 이 된다. 또한, 배기 밸브 (9) 의 폐쇄 시기는 배기 가변 밸브 타이밍 기구 (C) 를 제어함으로써 폐쇄 시기 (EC) 가 된다.
본 발명은 설명을 위해 선택된 구체적인 실시형태를 참조하여 설명되었지만, 본 발명의 기본 원리와 내용을 벗어나지 않으면서 당업자에 의해 실시형태에 수많은 변경이 이루어질 수 있다는 것을 분명히 해야한다.

Claims (19)

  1. 기계 압축비를 변경할 수 있는 가변 압축비 기구, 실제 압축 작용의 개시 시기를 변경할 수 있는 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구, 및 배기 밸브를 포함하며, 기관 저부하 운전시에 최대의 팽창비를 얻기 위해 기계 압축비는 최대로 되고 실제 압축비는 노킹이 발생하지 않도록 설정되고, 상기 최대의 팽창비는 20 이상이며, 기관 저부하 운전시에 배기 밸브의 폐쇄 시기는 실질적으로 흡기 상사점이 되는 불꽃 점화식 내연기관.
  2. 기계 압축비를 변경할 수 있는 가변 압축비 기구, 실제 압축 작용의 개시 시기를 변경할 수 있는 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구, 및 배기 밸브의 폐쇄 시기를 변경할 수 있는 배기 가변 밸브 타이밍 기구를 포함하며, 기관 저부하 운전시에 최대의 팽창비를 얻기 위해 기계 압축비는 최대로 되고 실제 압축비는 노킹이 발생하지 않도록 설정되고, 상기 최대의 팽창비는 20 이상이며, 기관 저부하 운전시에 배기 밸브의 폐쇄 시기가 설정될 수 있는 영역은 기관 고부하 운전시보다 흡기 상사점 측으로 제한되는 불꽃 점화식 내연기관.
  3. 제 2 항에 있어서, 기관 저부하 운전시에, 상기 배기 밸브의 폐쇄 시기는 실질적으로 흡기 상사점이 되는 불꽃 점화식 내연기관.
  4. 제 2 항에 있어서, 흡기 밸브의 개방 시기를 변경할 수 있는 흡기 가변 밸브 타이밍 기구를 더 포함하고, 기관 저부하 운전시에 흡기 밸브의 개방과 배기 밸브의 개방이 겹치는 기간이 최소가 되도록 배기 밸브의 폐쇄 시기 및 흡기 밸브의 개방 시기가 제어되는 불꽃 점화식 내연기관.
  5. 제 2 항에 있어서, 흡기 밸브의 개방 시기를 변경할 수 있는 흡기 가변 밸브 타이밍 기구를 더 포함하고, 기관 저부하 운전시에 흡기 밸브의 개방과 배기 밸브의 개방이 겹치는 기간이 0 이 되도록 배기 밸브의 폐쇄 시기 및 흡기 밸브의 개방 시기가 제어되는 불꽃 점화식 내연기관.
  6. 제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 흡기 밸브의 개방 시기를 변경할 수 있는 흡기 밸브 개방 시기 변경 기구를 더 포함하고, 기관 저부하 운전시에 흡기 밸브의 개방 시기는 실질적으로 흡기 상사점이 되는 불꽃 점화식 내연기관.
  7. 제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 기관 저부하 운전시에 상기 실제 압축비는 기관 중고 부하 운전시와 실질적으로 동일한 실제 압축비가 되는 불꽃 점화식 내연기관.
  8. 제 7 항에 있어서, 기관 저속시에 기관 부하와 상관없이, 상기 실제 압축비는 9 ~ 11 로 낮아지는 불꽃 점화식 내연기관.
  9. 제 8 항에 있어서, 기관 속도가 높아질수록, 상기 실제 압축비도 높아지는 불꽃 점화식 내연기관.
  10. 제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 상기 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구는 흡기 밸브의 폐쇄 시기를 변경할 수 있는 흡기 가변 밸브 타이밍 기구로 이루어지는 불꽃 점화식 내연기관.
  11. 제 10 항에 있어서, 연소실에 공급되는 흡입 공기량이 흡기 밸브의 폐쇄 시기를 바꾸는 것에 의해 제어되는 불꽃 점화식 내연기관.
  12. 제 11 항에 있어서, 상기 흡기 밸브의 폐쇄 시기는 기관 부하가 낮아짐에 따라 연소실에 공급되는 흡입 공기량을 제어 할 수 있는 한계 폐쇄 시기까지 흡기 하 사점으로부터 멀어지는 방향으로 이동되는 불꽃 점화식 내연기관.
  13. 제 12 항에 있어서, 상기 흡기 밸브의 폐쇄 시기가 상기 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 더 높은 부하 영역에서, 연소실에 공급되는 흡입 공기량이 기관 흡기 통로 내에 배치된 스로틀 밸브와 상관없이 흡기 밸브의 폐쇄 시기를 바꾸는 것에 의해 제어되는 불꽃 점화식 내연기관.
  14. 제 13 항에 있어서, 상기 흡기 밸브의 폐쇄 시기가 상기 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 더 높은 부하 영역에서, 스로틀 밸브가 완전한 개방 상태로 유지되는 불꽃 점화식 내연기관.
  15. 제 12 항에 있어서, 상기 흡기 밸브의 폐쇄 시기가 상기 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 더 낮은 부하 영역에서, 기관 흡기 통로내에 배치된 스로틀 밸브가 연소실에 공급되는 흡입 공기량을 제어하는데 사용되는 불꽃 점화식 내연기관.
  16. 제 12 항에 있어서, 상기 흡기 밸브의 폐쇄 시기가 상기 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 더 낮은 부하 영역에서, 부하가 낮아질수록 공연비는 커지는 불꽃 점화식 내연기관.
  17. 제 12 항에 있어서, 상기 흡기 밸브의 폐쇄 시기가 상기 한계 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 더 낮은 부하 영역에서, 흡기 밸브의 폐쇄 시기는 상기 한계 폐쇄 시기로 유지되는 불꽃 점화식 내연기관.
  18. 제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 상기 기계 압축비는 기관 부하가 낮아짐에 따라 한계 기계 압축비까지 증대되는 불꽃 점화식 내연기관.
  19. 제 18 항에 있어서, 상기 기계 압축비가 상기 한계 기계 압축비에 이르렀을 때의 기관 부하보다 더 낮은 부하 영역에서, 기계 압축비는 상기 한계 기계 압축비로 유지되는 불꽃 점화식 내연기관.
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