KR20120084782A - 스파크 점화식 내연 기관 - Google Patents

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KR20120084782A
KR20120084782A KR1020127014950A KR20127014950A KR20120084782A KR 20120084782 A KR20120084782 A KR 20120084782A KR 1020127014950 A KR1020127014950 A KR 1020127014950A KR 20127014950 A KR20127014950 A KR 20127014950A KR 20120084782 A KR20120084782 A KR 20120084782A
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KR1020127014950A
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다이사쿠 사와다
유키히로 나카사카
다이스케 아키히사
에이이치 가미야마
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도요타 지도샤（주）
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Abstract

내연 기관에서, 기계 압축비를 변경할 수 있는 가변 압축비 기구 (A) 와, 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 제어할 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 를 구비한다. 기계 압축비는 아이들링 운전을 제외한 저부하 운전 영역에서 최대 기계 압축비가 되고, 아이들링 운전시에는 기계 압축비가 최대 기계 압축비보다 낮아진다.

Description

스파크 점화식 내연 기관{SPARK-IGNITED INTERNAL COMBUSTION ENGINE}
본 발명은 스파크 점화식 내연 기관에 관한 것이다.
기계 압축비를 변경할 수 있는 가변 압축비 기구와 흡기 밸브의 폐쇄 시기를 제어할 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구를 구비하고, 기관 고부하 운전에서 중부하 운전으로 바뀔 때에는 실압축비를 일정하게 유지한 상태에서 기관 부하가 낮아짐에 따라 기계 압축비를 증대시킴과 함께 흡기 밸브의 폐쇄 시기를 늦추도록 한 스파크 점화식 내연 기관이 공지되어 있다 (예를 들어 일본 공개특허공보 2004-218522호를 참조).
그런데 이와 같은 가변 압축식 내연 기관에서는 기계 압축비가 높아지면 연소압이 높아지고, 그 결과, 진동 및 소음이 심해진다. 이 경우, 차량 주행 중과 같이 엔진 이외에서 발생되는 진동이나 소음이 클 때에는 이들에 의해 엔진에서 발생되는 진동이나 소음이 없어지므로 특별히 문제를 일으키지 않으나 아이들링 운전시와 같이 엔진 이외에서 발생되는 진동이나 소음이 낮아졌을 때에는 엔진에서 발생되는 진동이나 소음이 눈에 띄게 되어 문제가 된다. 그러나 상기 서술한 내연 기관에서는 이와 같은 문제에 대해 전혀 고려되지 않았다.
본 발명의 목적은, 아이들링 운전시에 엔진에서 발생되는 진동 및 소음을 저감시킬 수 있는 스파크 점화식 내연 기관을 제공하는 것에 있다.
본 발명에 의하면, 기계 압축비를 변경할 수 있는 가변 압축비 기구와, 흡기 밸브의 폐쇄 시기를 제어할 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구를 구비하고, 기계 압축비는 아이들링 운전을 제외한 대부분의 저부하 운전 영역에 있어서 고부하 운전시보다 높은 압축비로 되고, 아이들링 운전시에는 기계 압축비가 아이들링 운전을 제외한 대부분의 저부하 운전 영역에 있어서의 기계 압축비보다 낮아지는 스파크 점화식 내연 기관이 제공된다.
본 발명의 스파크 점화식 내연 기관은 아이들링 운전시에 엔진에서 발생되는 진동 및 소음을 저감시킬 수 있다.
도 1 은 스파크 점화식 내연 기관의 전체도이다.
도 2 는 가변 압축비 기구의 분해 사시도이다.
도 3 은 도해적으로 나타낸 내연 기관의 측면 단면도이다.
도 4 는 가변 밸브 타이밍 기구를 나타내는 도면이다.
도 5 는 흡기 밸브 및 배기 밸브의 리프트량을 나타내는 도면이다.
도 6 은 기계 압축비, 실압축비 및 팽창비를 설명하기 위한 도면이다.
도 7 은 이론 열효율과 팽창비의 관계를 나타내는 도면이다.
도 8 은 통상적인 사이클 및 초고팽창비 사이클을 설명하기 위한 도면이다.
도 9 는 기관 부하에 따른 기계 압축비 등의 변화를 나타내는 도면이다.
도 10 은 기관 부하에 따른 기계 압축비 등의 변화를 나타내는 도면이다.
도 11 은 기관 부하에 따른 기계 압축비 등의 변화를 나타내는 도면이다.
도 12 는 운전을 제어하기 위한 플로우 차트이다.
도 13 은 흡기 밸브의 폐쇄 시기 등의 맵을 나타내는 도면이다.
발명을 실시하기 위한 최선의 형태
도 1 에 스파크 점화식 내연 기관의 측면 단면도를 나타낸다.
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 정상면 중앙부에 배치된 점화 마개, 7 은 흡기 밸브, 8 은 흡기 포트, 9 는 배기 밸브, 10 은 배기 포트를 각각 나타낸다. 흡기 포트 (8) 는 흡기 지관 (枝管) (11) 을 통하여 서지 탱크 (12) 에 연결되고, 각 흡기 지관 (11) 에는 각각 대응하는 흡기 포트 (8) 내를 향하여 연료를 분사하기 위한 연료 분사 밸브 (13) 가 배치된다. 또한, 연료 분사 밸브 (13) 는 각 흡기 지관 (11) 에 장착하는 대신 각 연소실 (5) 내에 배치해도 된다.
서지 탱크 (12) 는 흡기 덕트 (14) 를 통하여 에어 클리너 (15) 에 연결되고, 흡기 덕트 (14) 내에는 액츄에이터 (16) 에 의해 구동되는 스로틀 밸브 (17) 와 예를 들어 열선을 사용한 흡입 공기량 검출기 (18) 가 배치된다. 한편, 배기 포트 (10) 는 배기 매니폴드 (19) 를 통하여 예를 들어 3 원 촉매를 내장한 촉매 컨버터 (20) 에 연결되고, 배기 매니폴드 (19) 내에는 공연비 센서 (21) 가 배치된다.
한편, 도 1 에 나타내는 실시예에서는 크랭크 케이스 (1) 와 실린더 블록 (2) 의 연결부에 크랭크 케이스 (1) 와 실린더 블록 (2) 의 실린더 축선 방향의 상대 위치를 변화시킴으로써 피스톤 (4) 이 압축 상사점(上死点)에 위치할 때의 연소실 (5) 의 용적을 변경할 수 있는 가변 압축비 기구 (A) 가 형성되어 있고, 또한 실제 압축 작용의 개시 시기를 변경할 수 있는 실압축 작용 개시 시기 변경 기구 (B) 가 형성되어 있다. 또한, 도 1 에 나타내는 실시예에서는 이 실압축 작용 개시 시기 변경 기구 (B) 는 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 제어할 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구로 이루어진다.
전자 제어 유닛 (30) 은 디지털 컴퓨터로 이루어지고, 쌍방향성 버스 (31) 에 의해 서로 접속된 ROM (32 : 리드 온리 메모리), RAM (33 : 랜덤 액세스 메모리), CPU (34 : 마이크로 프로세서), 입력 포트 (35) 및 출력 포트 (36) 를 구비한다. 흡입 공기량 검출기 (18) 의 출력 신호 및 공연비 센서 (21) 의 출력 신호는 각각 대응하는 AD 변환기 (37) 를 개재하여 입력 포트 (35) 에 입력된다. 또, 가속 페달 (40) 에는 가속 페달 (40) 을 밟음 양 (L) 에 비례한 출력 전압을 발생하는 부하 센서 (41) 가 접속되고, 부하 센서 (41) 의 출력 전압은 대응하는 AD 변환기 (37) 를 통하여 입력 포트 (35) 에 입력된다. 또한 입력 포트 (35) 에는 크랭크 샤프트가 예를 들어 30˚ 회전할 때마다 출력 펄스를 발생시키는 크랭크각 센서 (42) 가 접속된다. 한편, 출력 포트 (36) 는 대응하는 구동 회로 (38) 를 통하여 점화 마개 (6), 연료 분사 밸브 (13), 스로틀 밸브 구동용 액츄에이터 (16), 가변 압축비 기구 (A) 및 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 에 접속된다.
도 2 는 도 1 에 나타내는 가변 압축비 기구 (A) 의 분해 사시도를 나타내고 있고, 도 3 은 도해적으로 나타낸 내연 기관의 측면 단면도를 나타내고 있다. 도 2 를 참조하면, 실린더 블록 (2) 의 양측벽 하방에는 서로 간격을 둔 복수개의 돌출부 (50) 가 형성되어 있고, 각 돌출부 (50) 내에는 각각 원형단면의 캠 삽입 구멍 (51) 이 형성되어 있다. 한편, 크랭크 케이스 (1) 의 상벽면 상에는 서로 간격을 두고 각각 대응하는 돌출부 (50) 사이에 끼워 맞추어지는 복수개의 돌출부 (52) 가 형성되어 있고, 이들 각 돌출부 (52) 내에도 각각 원형 단면의 캠 삽입 구멍 (53) 이 형성되어 있다.
도 2 에 나타내는 바와 같이 1 쌍의 캠 샤프트 (54, 55) 가 형성되어 있고, 각 캠 샤프트 (54, 55) 상에는 1 개마다 각 캠 삽입 구멍 (51) 내에 회전할 수 있도록 삽입되는 원형 캠 (56) 이 고정되어 있다. 이들 원형 캠 (56) 은 각 캠 샤프트 (54, 55) 의 회전 축선과 공축 (共軸) 을 이룬다. 한편, 각 원형 캠 (56) 사이에는 도 3 에서 해칭으로 나타내는 바와 같이 각 캠 샤프트 (54, 55) 의 회전 축선에 대해 편심 배치된 편심축 (57) 이 연장되어 있고, 이 편심축 (57) 상에 별도의 원형 캠 (58) 이 편심되어 회전할 수 있도록 장착되어 있다. 도 2 에 나타내는 바와 같이 이들 원형 캠 (58) 은 각 원형 캠 (56) 사이에 배치되어 있고, 이들 원형 캠 (58) 은 대응하는 각 캠 삽입 구멍 (53) 내에 회전할 수 있도록 삽입되어 있다.
도 3(A) 에 나타내는 상태에서 각 캠 샤프트 (54, 55) 상에 고정된 원형 캠 (56) 을 도 3(A) 에서 실선 화살표로 나타내는 바와 같이 서로 반대 방향으로 회전시키면 편심축 (57) 이 하방 중앙을 향하여 이동하므로 원형 캠 (58) 이 캠 삽입 구멍 (53) 내에서 도 3(A) 의 파선 화살표로 나타내는 바와 같이 원형 캠 (56) 과는 반대 방향으로 회전되고, 도 3(B) 에 나타내는 바와 같이 편심축 (57) 이 하방 중앙까지 이동하면 원형 캠 (58) 의 중심이 편심축 (57) 의 하방으로 이동한다.
도 3(A) 와 도 3(B) 를 비교하면 알 수 있는 바와 같이, 크랭크 케이스 (1) 와 실린더 블록 (2) 의 상대 위치는 원형 캠 (56) 의 중심과 원형 캠 (58) 의 중심의 거리에 의해 정해지고, 원형 캠 (56) 의 중심과 원형 캠 (58) 의 중심의 거리가 길어질수록 실린더 블록 (2) 은 크랭크 케이스 (1) 로부터 멀어진다. 실린더 블록 (2) 이 크랭크 케이스 (1) 로부터 멀어지면 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치할 때의 연소실 (5) 의 용적은 증대되고, 따라서 각 캠 샤프트 (54, 55) 를 회전시킴으로써 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치할 때의 연소실 (5) 의 용적을 변경할 수 있다.
도 2 에 나타내는 바와 같이 각 캠 샤프트 (54, 55) 를 각각 반대 방향으로 회전시키기 위해 구동 모터 (59) 의 회전축에는 각각 나선 방향이 역방향인 1 쌍의 웜 기어 (61, 62) 가 장착되어 있고, 이들 웜 기어 (61, 62) 와 맞물리는 톱니바퀴 (63, 64) 가 각각 각 캠 샤프트 (54, 55) 의 단부 (端部) 에 고정되어 있다. 이 실시예에서는 구동 모터 (59) 를 구동시킴으로써 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치할 때의 연소실 (5) 의 용적을 넓은 범위에 걸쳐 변경할 수 있다. 또한, 도 1 내지 도 3 에 나타내는 가변 압축비 기구 (A) 는 일례를 나타냄으로써 어떠한 형식의 가변 압축비 기구로도 사용할 수 있다.
한편, 도 4 는 도 1 에서 흡기 밸브 (7) 를 구동하기 위한 캠 샤프트 (70) 의 단부에 장착된 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 를 나타내고 있다. 도 4 를 참조하면, 이 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 는 기관의 크랭크축에 의해 타이밍 벨트를 통하여 화살표 방향으로 회전되는 타이밍 풀리 (71) 와, 타이밍 풀리 (71) 와 함께 회전되는 원통 형상 하우징 (72) 과, 흡기 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 와 함께 회전되고 또한 원통 형상 하우징 (72) 에 대해 상대 회전할 수 있는 회전축 (73) 과, 원통 형상 하우징 (72) 의 내주면에서 회전축 (73) 의 외주면까지 연장되는 복수개의 칸막이 벽 (74) 과, 각 칸막이 벽 (74) 사이에 회전축 (73) 의 외주면에서 원통 형상 하우징 (72) 의 내주면까지 연장되는 베인 (75) 을 구비하고 있고, 각 베인 (75) 의 양측에는 각각 진각용 (進角用) 유압실 (76) 과 지각용 (遲角用) 유압실 (77) 이 형성되어 있다.
각 유압실 (76, 77) 로의 작동유의 공급 제어는 작동유 공급 제어 밸브 (78) 에 의해 실시된다. 이 작동유 공급 제어 밸브 (78) 는 각 유압실 (76, 77) 에 각각 연결된 유압 포트 (79, 80) 와, 유압 펌프 (81) 로부터 토출된 작동유의 공급 포트 (82) 와, 1 쌍의 드레인 포트 (83, 84) 와, 각 포트 (79, 80, 82, 83, 84) 간의 연통 차단 제어를 실시하는 스풀 밸브 (85) 를 구비하고 있다.
흡기 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상을 진각해야 할 때에는 도 4 에서 스풀 밸브 (85) 가 우측으로 이동되어, 공급 포트 (82) 에서 공급된 작동유가 유압 포트 (79) 를 통하여 진각용 유압실 (76) 에 공급됨과 함께 지각용 유압실 (77) 내의 작동유가 드레인 포트 (84) 로부터 배출된다. 이 때 회전축 (73) 은 원통 형상 하우징 (72) 에 대해 화살표 방향으로 상대 회전된다.
이것에 대해, 흡기 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상을 지각해야 할 때에는 도 4 에서 스풀 밸브 (85) 가 좌방으로 이동되어, 공급 포트 (82) 에서 공급된 작동유가 유압 포트 (80) 를 통하여 지각용 유압실 (77) 에 공급됨과 함께 진각용 유압실 (76) 내의 작동유가 드레인 포트 (83) 로부터 배출된다. 이 때 회전축 (73) 은 원통 형상 하우징 (72) 에 대해 화살표와 반대 방향으로 상대 회전된다.
회전축 (73) 이 원통 형상 하우징 (72) 에 대해 상대 회전되고 있을 때 스풀 밸브 (85) 가 도 4 에 나타내는 중립 위치로 복귀되면 회전축 (73) 의 상대 회전 동작은 정지되고, 회전축 (73) 은 그 때의 상대 회전 위치로 유지된다. 따라서 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 에 의해 흡기 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상을 원하는 양만큼 진각시킬 수 있고, 지각시킬 수 있게 된다.
도 5 에서 실선은 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 에 의해 흡기 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상이 가장 진각되어 있을 때를 나타내고 있고, 파선은 흡기 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상이 가장 지각되어 있을 때를 나타내고 있다. 따라서 흡기 밸브 (7) 의 밸브 개방 기간은 도 5 에서 실선으로 나타내는 범위와 파선으로 나타내는 범위 사이에 임의로 설정할 수 있고, 따라서 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기도 도 5 에서 화살표 C 로 나타내는 범위 내의 임의의 크랭크각으로 설정할 수 있다.
도 1 및 도 4 에 나타내는 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 는 일례를 나타내는 것으로서, 예를 들어 흡기 밸브의 밸브 개방 시기를 일정하게 유지한 채로 흡기 밸브의 폐쇄 시기만을 바꿀 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구 등, 여러 가지 형식의 가변 밸브 타이밍 기구를 사용할 수 있다.
다음으로 도 6 을 참조하면서 본원에서 사용되고 있는 용어의 의미에 대해 설명한다. 또한, 도 6(A), 6(B), 6(C) 에는 설명을 위해 연소실 용적이 50 ㎖ 이고 피스톤의 행정 용적이 500 ㎖ 인 엔진이 나타나 있고, 이들 도 6(A), 6(B), 6(C) 에서 연소실 용적은 피스톤이 압축 상사점에 위치할 때의 연소실의 용적을 나타내고 있다.
도 6(A) 는 기계 압축비에 대해 설명하고 있다. 기계 압축비는 압축 행정시의 피스톤의 행정 용적과 연소실 용적만으로 기계적으로 정해지는 값으로서 이 기계 압축비는 (연소실 용적 + 행정 용적) / 연소실 용적으로 나타낸다. 도 6(A) 에 나타내는 예에서는 이 기계 압축비는 (50 ㎖ + 500 ㎖) / 50 ㎖ = 11 이 된다.
도 6(B) 는 실압축비에 대해 설명하고 있다. 이 실압축비는 실제로 압축 작용이 개시되었을 때부터 피스톤이 상사점에 이를 때까지의 실제 피스톤 행정 용적과 연소실 용적으로 정해지는 값으로서 이 실압축비는 (연소실 용적 + 실제 행정 용적) / 연소실 용적으로 나타낸다. 즉, 도 6(B) 에 나타내는 바와 같이 압축 행정에서 피스톤이 상승을 개시해도 흡기 밸브가 밸브 개방되어 있는 동안에는 압축 작용은 실시되지 않아, 흡기 밸브가 폐쇄되었을 때부터 실제 압축 작용이 개시된다. 따라서 실압축비는 실제 행정 용적을 사용하여 상기와 같이 나타낸다. 도 6(B) 에 나타내는 예에서는 실압축비는 (50 ㎖ + 450 ㎖) / 50 ㎖ = 10 이 된다.
도 6(C) 는 팽창비에 대해 설명하고 있다. 팽창비는 팽창 행정시의 피스톤의 행정 용적과 연소실 용적으로 정해지는 값으로서 이 팽창비는 (연소실 용적 + 행정 용적) / 연소실 용적으로 나타낸다. 도 6(C) 에 나타내는 예에서는 이 팽창비는 (50 ㎖ + 500 ㎖) / 50 ㎖ = 11 이 된다.
다음으로 도 7 및 도 8 을 참조하면서 본 발명에서 가장 기본이 되는 특징에 대해 설명한다. 또한, 도 7 은 이론 열효율과 팽창비의 관계를 나타내고 있고, 도 8 은 본 발명에서 부하에 맞게 구분하여 사용할 수 있는 통상적인 사이클과 초고팽창비 사이클과의 비교를 나타내고 있다.
도 8(A) 는 흡기 밸브가 하사점 근방에서 폐쇄되어, 거의 흡기 하사점 부근에서 피스톤에 의한 압축 작용이 개시되는 경우의 통상적인 사이클을 나타내고 있다. 이 도 8(A) 에 나타내는 예에서도 도 6(A), 6(B), 6(C) 에 나타내는 예와 동일하게 연소실 용적이 50 ㎖ 로 되고, 피스톤의 행정 용적이 500 ㎖ 로 되어 있다. 도 8(A) 로부터 알 수 있는 바와 같이 통상적인 사이클에서는 기계 압축비는 (50 ㎖ + 500 ㎖) / 50 ㎖ = 11 이고, 실압축비도 거의 11 이며, 팽창비도 (50 ㎖ + 500 ㎖) / 50 ㎖ = 11 이 된다. 즉, 통상적인 내연 기관에서는 기계 압축비와 실압축비와 팽창비가 거의 동등해진다.
도 7 에서의 실선은 실압축비와 팽창비가 거의 동등한 경우의, 즉 통상적인 사이클에서의 이론 열효율의 변화를 나타내고 있다. 이 경우에는 팽창비가 커질수록, 즉 실압축비가 높아질수록 이론 열효율이 높아지는 것을 알 수 있다. 따라서 통상적인 사이클에서 이론 열효율을 높이려면 실압축비를 높게 하면 되는 것이 된다. 그러나 기관 고부하 운전시의 노킹 발생 제약에 의해 실압축비는 최대 12 정도까지만 높게 할 수 있고, 이렇게 하여 통상적인 사이클에서는 이론 열효율을 충분히 높일 수 없다.
한편, 이와 같은 상황하에서 본 발명자는 기계 압축비와 실압축비를 엄밀하게 구분하여 이론 열효율을 높이는 것에 대해 검토하고, 그 결과, 이론 열효율은 팽창비가 지배하고, 이론 열효율에 대해 실압축비는 거의 영향을 주지 않는 것을 알아냈다. 즉, 실압축비를 높게 하면 폭발력은 높아지지만 압축시키기 위해 큰 에너지가 필요하고, 이렇게 하여 실압축비를 높여도 이론 열효율은 거의 높아지지 않는다.
이것에 대해, 팽창비를 크게 하면 팽창 행정시에 피스톤에 대해 압하력이 작용하는 기간이 길어지고, 이렇게 하여 피스톤이 크랭크 샤프트에 회전력을 공급하는 기간이 길어진다. 따라서 팽창비는 크게 할수록 이론 열효율이 높아진다. 도 7 의 파선 ε = 10 은 실압축비를 10 에 고정시킨 상태에서 팽창비를 높여갔을 경우의 이론 열효율을 나타내고 있다. 이와 같이 실압축비를 낮은 값으로 유지한 상태에서 팽창비를 높게 했을 때의 이론 열효율의 상승량과, 도 7 의 실선으로 나타내는 실압축비도 팽창비와 함께 증대되는 경우의 이론 열효율의 상승량과는 큰 차이가 없는 것을 알 수 있다.
이와 같이 실압축비가 낮은 값으로 유지되어 있으면 노킹이 발생되지 않고, 따라서 실압축비를 낮은 값으로 유지한 상태에서 팽창비를 높게 하면 노킹의 발생을 저지하면서 이론 열효율을 대폭 높일 수 있다. 도 8(B) 는 가변 압축비 기구 (A) 및 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 를 사용하여, 실압축비를 낮은 값으로 유지하면서 팽창비를 높이도록 한 경우의 일례를 나타내고 있다.
도 8(B) 를 참조하면, 이 예에서는 가변 압축비 기구 (A) 에 의해 연소실 용적이 50 ㎖ 에서 20 ㎖ 까지 감소된다. 한편, 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 에 의해 실제 피스톤 행정 용적이 500 ㎖ 에서 200 ㎖ 가 될 때까지 흡기 밸브의 폐쇄 시기가 늦춰진다. 그 결과, 이 예에서는 실압축비는 (20 ㎖ + 200 ㎖) / 20 ㎖ = 11 이 되고, 팽창비는 (20 ㎖ + 500 ㎖) / 20 ㎖ = 26 이 된다. 도 8(A) 에 나타내는 통상적인 사이클에서는 전술한 바와 같이 실압축비가 거의 11 이고 팽창비가 11 이고, 이 경우에 비하면 도 8(B) 에 나타내는 경우에는 팽창비만 26 까지 높일 수 있는 것을 알 수 있다. 이것이 초고팽창비 사이클이라고 칭해지는 이유이다.
일반적으로 내연 기관에서는 기관 부하가 낮을수록 열효율이 나빠지고, 따라서 기관 운전시의 열효율을 향상시키기 위해서는, 즉 연비를 향상시키려면 기관 부하가 낮을 때의 열효율을 향상시키는 것이 필요해진다. 한편, 도 8(B) 에 나타내는 초고팽창비 사이클에서는 압축 행정시의 실제 피스톤 행정 용적이 작아지기 때문에 연소실 (5) 내에 흡입할 수 있는 흡입 공기량은 적어지고, 따라서 이 초고팽창비 사이클은 기관 부하가 비교적 낮을 때에만 채용할 수 있게 된다. 따라서 본 발명에서는 기관 부하가 비교적 낮을 때에는 도 8(B) 에 나타내는 초고팽창비 사이클로 하고, 기관 고부하 운전시에는 도 8(A) 에 나타내는 통상적인 사이클로 하도록 하고 있다.
다음으로 도 9 를 참조하면서 운전 제어 전반에 대해 설명한다.
도 9 에는 어느 기관 회전수에서의 기관 부하에 따른 기계 압축비, 팽창비, 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기, 실압축비, 흡입 공기량, 스로틀 밸브 (17) 의 개도 및 펌핑 손실의 각 변화가 나타나 있다. 또한, 본 발명에 의한 실시예에서는 촉매 컨버터 (20) 내의 3 원 촉매에 의해 배기 가스 중의 미연 HC, CO 및 NOx 를 동시에 저감시킬 수 있도록 통상적으로 연소실 (5) 내에서의 평균 공연비는 공연비 센서 (21) 의 출력 신호에 따라 이론 공연비로 피드백 제어되어 있다.
그런데, 전술한 바와 같이 기관 고부하 운전시에는 도 8(A) 에 나타내는 통상적인 사이클이 실행된다. 따라서 도 9 에 나타내는 바와 같이 이 때에는 기계 압축비는 낮아지기 때문에 팽창비는 낮고, 도 9 에서 실선으로 나타내는 바와 같이 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기는 도 5 에서 실선으로 나타내는 바와 같이 앞당겨져 있다. 또, 이 때에는 흡입 공기량은 많고, 이 때 스로틀 밸브 (17) 의 개도는 완전 개방 또는 거의 완전 개방으로 유지되어 있으므로 펌핑 손실은 영으로 되어 있다.
한편, 도 9 에서 실선으로 나타내는 바와 같이 기관 부하가 낮아지면 그것에 수반되어 흡입 공기량을 감소시키기 위해 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 늦춰진다. 또 이 때에는 실압축비가 거의 일정하게 유지되도록 도 9 에 나타내는 바와 같이 기관 부하가 낮아짐에 따라 기계 압축비가 증대되고, 따라서 기관 부하가 낮아짐에 따라 팽창비도 증대된다. 또한, 이 때에도 스로틀 밸브 (17) 는 완전 개방 또는 거의 완전 개방 상태로 유지되어 있고, 따라서 연소실 (5) 내에 공급되는 흡입 공기량은 스로틀 밸브 (17) 에 상관없이 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 바꿈으로써 제어되어 있다. 이 때에도 펌핑 손실은 영이 된다.
이와 같이 기관 고부하 운전 상태에서 기관 부하가 낮아질 때에는 실압축비가 거의 일정한 것에 기초하여 흡입 공기량이 감소됨에 따라 기계 압축비가 증대된다. 즉, 흡입 공기량의 감소에 비례하여 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 도달했을 때의 연소실 (5) 의 용적이 감소된다. 따라서 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 이르렀을 때의 연소실 (5) 의 용적은 흡입 공기량에 비례하여 변화되게 된다. 또한, 이 때 연소실 (5) 내의 공연비는 이론 공연비로 되어 있으므로 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 이르렀을 때의 연소실 (5) 의 용적은 연료량에 비례하여 변화되게 된다.
기관 부하가 더욱 낮아지면 기계 압축비는 더욱 증대되고, 기관 부하가 약간 저부하에 가까운 중부하 (L1) 까지 저하되면 기계 압축비는 연소실 (5) 의 구조상 한계가 되는 한계 기계 압축비에 도달한다. 기계 압축비가 한계 기계 압축비에 이르면, 기계 압축비가 한계 기계 압축비에 도달했을 때의 기관 부하 (L1) 보다 부하가 낮은 영역에서는 기계 압축비가 한계 기계 압축비로 유지된다. 따라서 저부하측의 기관 중부하 운전시 및 기관 저부하 운전시에는 즉, 기관 저부하 운전측에서는 기계 압축비는 최대가 되고, 팽창비도 최대가 된다. 다르게 말하면 저부하측의 기관 중부하 운전시 및 기관 저부하 운전시에 최대의 팽창비가 얻어지도록 기계 압축비가 최대가 된다.
한편, 도 9 에 나타내는 실시예에서는 기관 부하가 L1 보다 낮아져도 도 9 에서 실선으로 나타내는 바와 같이 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기는 기관 부하가 낮아짐에 따라 늦춰지고, 기관 부하가 L2 까지 저하되면 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 연소실 (5) 내에 공급되는 흡입 공기량을 제어할 수 있는 한계 밸브 폐쇄 시기가 된다. 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 밸브 폐쇄 시기에 도달하면 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 밸브 폐쇄 시기에 도달했을 때의 기관 부하 (L2) 보다 부하가 낮은 영역에서는 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 밸브 폐쇄 시기로 유지된다.
흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 밸브 폐쇄 시기로 유지되면 이미 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기의 변화로는 흡입 공기량을 제어할 수 없다. 도 9 에 나타내는 실시예에서는 이 때, 즉 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 밸브 폐쇄 시기에 도달했을 때의 기관 부하 (L2) 보다 부하가 낮은 영역에서는 스로틀 밸브 (17) 에 의해 연소실 (5) 내에 공급되는 흡입 공기량이 제어된다. 단, 스로틀 밸브 (17) 에 의한 흡입 공기량을 제어하면 도 9 에 나타내는 바와 같이 펌핑 손실이 증대된다.
한편, 도 9 에 나타내는 바와 같이 기관 부하가 L1 보다 높은 기관 고부하 운전측에서는 실압축비는 동일한 기관 회전수에 대해서는 거의 동일한 실압축비로 유지된다. 이것에 대해, 기관 부하가 L2 보다 낮을 때, 즉 기계 압축비가 한계 기계 압축비로 유지되어 있을 때에는 실압축비는 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기에 의해 정해지고, 기관 부하가 L1 와 L2 사이에서와 같이 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 늦춰지면 실압축비는 저하되고, 기관 부하가 L2 보다 낮은 운전 영역에서와 같이 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 밸브 폐쇄 시기로 유지되면 실압축비는 일정하게 유지된다.
한편, 도 9 에는 아이들링 운전시의 기계 압축비 등이 검정 동그라미로 표시되어 있다. 도 9 에 나타내는 바와 같이 아이들링 운전시에는 기계 압축비가 최대 기계 압축비보다 낮아진다. 기계 압축비가 낮아지면 팽창비가 저하되고, 실압축비가 약간 저하된다. 또한, 아이들링 운전 상태가 되었을 때의 기계 압축비의 저하 작용은 급속히 실시할 수도 있고, 천천히 실시할 수도 있다. 아이들링 운전시에 기계 압축비가 낮아지면 연소압이 저하되고, 이렇게 하여 엔진에서 발생되는 진동이나 소음이 작아진다.
도 10 에 다른 실시예를 나타낸다. 이 실시예에서는 기관 부하가 저하되어 아이들링 운전으로 바뀔 때에는 기관 부하가 감소됨에 따라 기계 압축비가 서서히 저하된다. 따라서 도 9 및 도 10 으로부터 알 수 있는 바와 같이 본 발명에서는 기계 압축비는 아이들링 운전을 제외한 대부분의 저부하 운전 영역에서 최대 기계 압축비가 되고, 아이들링 운전시에는 기계 압축비가 최대 기계 압축비보다 낮게 된다.
한편, 아이들링 운전시에 스로틀 밸브 (17) 에 의한 흡입 공기의 스로틀 작용을 강하게 하면 아이들링 운전시의 기관 회전수가 안정화된다. 즉, 스로틀 밸브 (17) 에 의한 흡입 공기의 스로틀 작용을 강하게 하면 기관 회전수가 저하되었을 경우, 1 회전당 흡입 공기량이 증대된다. 1 회전당 흡입 공기량이 증대되면 엔진의 발생 토크가 증대되고, 그 결과 회전수의 저하가 억제되거나, 혹은 회전수가 상승된다. 이렇게 하여 회전수가 자립적으로 안정된다.
따라서 아이들링 운전시의 기관 회전수를 안정화시키기 위해 도 11 에 나타내는 실시예에서는 기관 부하가 저하되어 아이들링 운전으로 바뀔 때에는 기관 부하가 감소됨에 따라 기계 압축비가 서서히 저하되는 것에 더하여, 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 연소실 (5) 로의 흡입 공기량의 증대 방향으로 이동됨과 함께 스로틀 밸브 (17) 의 개도가 작아진다.
그런데 도 9 에서 파선으로 나타내는 바와 같이 기관 부하가 낮아짐에 따라 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기를 앞당김으로써도 스로틀 밸브 (17) 에 상관없이 흡입 공기량을 제어할 수 있다. 따라서, 도 9 에서 실선으로 나타내는 경우와 파선으로 나타내는 경우를 모두 포함할 수 있도록 표현하면, 본 발명에 의한 실시예에서는 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기는, 기관 부하가 낮아짐에 따라, 연소실 내에 공급되는 흡입 공기량을 제어할 수 있는 한계 밸브 폐쇄 시기 (L2) 까지 흡기 하사점 (BDC) 으로부터 멀어지는 방향으로 이동되게 된다. 따라서 도 11 에 나타내는 실시예에서는 다르게 말하면, 기관 부하가 저하되어 아이들링 운전으로 바뀔 때에는 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 한계 밸브 폐쇄 시기부터 흡기 하사점에 가까워지는 방향으로 이동된다.
그런데 전술한 바와 같이 도 8(B) 에 나타내는 초고팽창비 사이클에서는 팽창비가 26 이 된다. 이 팽창비는 높을수록 바람직한데 도 7 에서 알 수 있는 바와 같이 실용상 사용할 수 있는 하한 실압축비 ε = 5 에 대해서도 20 이상이면 상당히 높은 이론 열효율을 얻을 수 있다. 따라서 본 발명에서는 팽창비가 20 이상이 되도록 가변 압축비 기구 (A) 가 형성되어 있다.
도 12 에 운전 제어 루틴을 나타낸다. 도 12 를 참조하면 먼저 처음에 단계 100 에서 목표 실압축비가 산출된다. 이어서 단계 101 에서는 도 13(A) 에 나타내는 맵으로부터 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기 (IC) 가 산출된다. 즉, 요구 흡입 공기량을 연소실 (5) 내에 공급하는 데 필요한 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기 (IC) 가 기관 부하 (L) 및 기관 회전수 (N) 의 함수로서 도 13(A) 에 나타내는 바와 같은 맵의 형태로 미리 R0M (32) 내에 기억되어 있고, 이 맵으로부터 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기 (IC) 가 산출된다. 또한, 아이들링 운전시에는 미리 기억되어 있는 아이들링시의 밸브 폐쇄 시기가 된다.
이어서 단계 102 에서는 기관 부하에 따른, 혹은 아이들링 운전시의 기계 압축비 (CR) 가 산출된다. 이어서 단계 103 에서는 스로틀 밸브 (17) 의 개도가 산출된다. 이 스로틀 밸브 (17) 의 개도 (θ) 는 기관 부하 (L) 및 기관 회전수 (N) 의 함수로서 도 13(B) 에 나타내는 맵의 형태로 미리 ROM (32) 내에 기억되어 있다. 또한, 아이들링 운전시에는 미리 기억되어 있는 개도가 된다. 이어서 단계 104 에서는 기계 압축비가 기계 압축비 (CR) 가 되도록 가변 압축비 기구 (A) 가 제어되고, 흡기 밸브 (7) 의 폐쇄 시기가 밸브 폐쇄 시기 (IC) 가 되도록 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 가 제어되고, 스로틀 밸브 (17) 의 개도가 개도 (θ) 가 되도록 스로틀 밸브 (17) 가 제어된다.
1???크랭크 케이스
2???실린더 블록
3???실린더 헤드
4???피스톤
5???연소실
7???흡기 밸브
70???흡기 밸브 구동용 캠 샤프트
A???가변 압축비 기구
B???가변 밸브 타이밍 기구

Claims (8)

  1. 기계 압축비를 변경할 수 있는 가변 압축비 기구와, 흡기 밸브의 폐쇄 시기를 제어할 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구를 구비하고, 그 기계 압축비는 기관 부하가 낮아짐에 따라 최대 기계 압축비까지 증대되고, 기계 압축비가 그 최대 기계 압축비가 되는 기관 부하보다 부하가 낮은 기관 저부하 운전측에서는 아이들링 운전시를 제외한 대부분의 운전 영역에서 기계 압축비가 최대 기계 압축비로 유지되고, 아이들링 운전시에는 기계 압축비가 그 최대 기계 압축비보다 낮아지는 스파크 점화식 내연 기관.
  2. 제 1 항에 있어서,
    기계 압축비가 그 최대 기계 압축비가 되는 기관 부하보다 부하가 낮은 기관 저부하 운전측에서는 아이들링 운전시를 제외한 대부분의 운전 영역에서 팽창비가 20 이상으로 되는 스파크 점화식 내연 기관.
  3. 제 1 항에 있어서,
    기관 부하가 저하되어 아이들링 운전으로 바뀔 때에는 기관 부하가 저하됨에 따라 기계 압축비가 저하되는 스파크 점화식 내연 기관.
  4. 제 1 항에 있어서,
    기관 흡기 통로 내에 흡입 공기량을 제어하기 위한 스로틀 밸브가 배치되어 있고, 기관 부하가 저하되어 아이들링 운전으로 바뀔 때에는 흡기 밸브의 폐쇄 시기가 연소실 내로의 흡입 공기량의 증대 방향으로 이동됨과 함께 스로틀 밸브의 개도가 작아지는 스파크 점화식 내연 기관.
  5. 제 4 항에 있어서,
    흡기 밸브의 폐쇄 시기는, 기관 부하가 낮아짐에 따라, 연소실 내에 공급되는 흡입 공기량을 제어할 수 있는 한계 밸브 폐쇄 시기까지 흡기 하사점으로부터 멀어지는 방향으로 이동되고, 기관 부하가 저하되어 아이들링 운전으로 바뀔 때에는 흡기 밸브의 폐쇄 시기가 한계 밸브 폐쇄 시기에서 흡기 하사점에 가까워지는 방향으로 이동되는 스파크 점화식 내연 기관.
  6. 제 5 항에 있어서,
    흡기 밸브의 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기에 도달했을 때의 기관 부하보다 부하가 낮은 영역에서는 기관 부하가 저하됨에 따라 스로틀 밸브 개도가 작아지는 스파크 점화식 내연 기관.
  7. 제 5 항에 있어서,
    흡기 밸브의 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기에 도달했을 때의 기관 부하보다 부하가 높은 영역에서는 스로틀 밸브가 완전 개방 상태로 유지되는 스파크 점화식 내연 기관.
  8. 제 1 항에 있어서,
    기계 압축비가 그 최대 기계 압축비가 되는 기관 부하보다 부하가 높은 기관 고부하 운전측에서는 기관 부하가 높아짐에 따라 기계 압축비가 감소되는 스파크 점화식 내연 기관.
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