WO2009060976A1

WO2009060976A1 - 火花点火式内燃機関

Info

Publication number: WO2009060976A1
Application number: PCT/JP2008/070531
Authority: WO
Inventors: Daisuke Akihisa; Daisaku Sawada
Original assignee: Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
Priority date: 2007-11-06
Filing date: 2008-11-05
Publication date: 2009-05-14
Also published as: BRPI0816100B1; JP2009114949A; DE112008003249B4; BRPI0816100A2; DE112008003249T5; CN101802371A; JP4367547B2; RU2434154C1; CN101802371B; US8276554B2; RU2010107213A; US20100282215A1

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。機械圧縮比は機関低負荷運転側では最大機械圧縮比に維持され、機関高負荷運転側では機関負荷が高くなるにつれて徐々に減少せしめられる。機関高負荷運転側では理論空燃比による燃焼が行われ、機械圧縮比が最大機械圧縮比になる機関低負荷運転側ではリーン空燃比による燃焼が行われる。

Description

明細書火花点火式内燃機関技術分野

本発明は火花点火式内燃機関に関する。背景技術

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、機関中負荷運転時および機関高負荷運転時には過給機による過給作用を行い、かつ機関高負荷運転から中負荷運転に移る際には実圧縮比を一定に保持した状態で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（例えば特開 2 0 0 4 - 2 1 8 5 2 2号公報を参照）。

ところで後で詳細に説明するようにこのような内燃機関では熱効率の高くなる空燃比が機械圧縮比に応じて異なることが判明し、従つて熱効率を高めるには機械圧縮比に応じて空燃比を適切に選択する必要がある。しかしながら上述の文献はこのようなことについて何ら言及していない。発明の開示

本発明の目的は、熱効率の高くなる空燃比が機械圧縮比に応じて異なることを考慮して高い熱効率を得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、機関低負荷運転側では機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされると共に機関高負荷運転側では機械圧縮比は機関負荷が高くなるにつれて徐々に減少せしめられ、第 1の空燃比による燃焼と第 1 の空燃比よりも大きな第 2の空燃比による燃焼とが選択的に行われ、機関高負荷運転側では第 2の空燃比による燃焼が禁止され、機関低負荷運転側では第 2の空燃比による燃焼が許可される火花点火式内燃機関が提供される。

即ち、本発明で飞ま熱効率を向上するために機関高負荷運転側では熱効率の高い第 1の空燃比が用いられ、機関低負荷運転側では熱効率の高い第 2の空燃比の使用が許可される。図面の簡単な説明

図 1 は火花点火式内燃機関の全体図、図 2は可変圧縮比機構の分解斜視図、図 3は図解的に表した内燃機関の側面断面図、図 4は可変バルブタイミング機構を示す図、図 5は吸気弁および排気弁のリフト量を示す図、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、図 7は理論熱効率と膨張比との関係を示す図、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、図 9は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図、図 1 0は理論熱効率を説明するための図、図 1 1 は正味熱効率を説明するための図、図 1 2は空燃比の差による正味熱効率の差を説明するための図、図 1 3は運転制御を行うためのフローチャート、図 1 4は吸気弁の閉弁時期等のマップを示す図、図 1 5は吸気弁の閉弁時期等のマップを示す図、図 1 6は最大機械圧縮比の差による正味熱効率の差を説明するための図、図 1 7は運転制御を行うためのフローチヤートである。発明を実施するための最良の形態

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、 1 0 は排気ポートを夫々示す。吸気ポート 8 は吸気枝管 1 1 を介してサージタンク 1 2 に連結され、各吸気枝管 1 1 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 1 3が配置される。なお、燃料噴射弁 1 3 は各吸気枝管 1 1 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 1 2 は吸気ダクト 1 4を介してエアクリーナ 1 5 に連結され、吸気ダクト 1 4内にはァクチユエ一夕 1 6 によって駆動されるスロットル弁 1 7 と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器 1 8 とが配置される。一方、排気ポート 1 0は排気マニホルド 1 9 を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ 2 0 に連結され、排気マニホルド 1 9内には空燃比センサ 2 1 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。電子制御ュニット 3 0 はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス 3 1 によって互いに接続された R O M (リードオンリメモリ ) 3 2 、 R A M (ランダムアクセスメモリ） 3 3 、 C P U (マイク口プロセッサ） 3 4、入力ポート 3 5および出力ポート 3 6を具備する。吸入空気量検出器 1 8の出力信号および空燃比センサ 2 1 の出力信号は夫々対応する A D変換器 3 7 を介して入力ポート 3 5に入力される。また、アクセルペダル 4 0にはアクセルペダル 4 0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 4 1が接続され、負荷センサ 4 1の出力電圧は対応する A D変換器 3 7 を介して入力ポート 3 5に入力される。更に入力ポート 3 5にはクランクシャフトが例えば 3 0 ° 回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ 4 2が接続される。一方、出力ポート 3 6は対応する駆動回路 3 8を介して点火栓 6、燃料噴射弁 1 3、スロットル弁駆動用ァクチユエ一夕 1 6、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 5 0が形成されており、各突出部 5 0内には夫々断面円形のカム挿入孔 5 1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 5 0の間に嵌合せしめられる複数個の突出部 5 2が形成されており、これらの各突出部 5 2内にも夫々断面円形のカム挿入孔 5 3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 5 4， 5 5が設けられており、各カムシャフト 5 4， 5 5上には一つおきに各カム挿入孔 5 1内に回転可能に挿入される円形カム 5 6が固定されている。これらの円形カム 5 6は各カムシャフト 5 4， 5 5の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム 5 6間には図 3 においてハツチングで示すように各カムシャフト 5 4， 5 5の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸 5 7が延びており、この偏心軸 5 7上に別の円形カム 5 8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 5 8 は各円形カム 5 6間に配置されており、これら円形カム 5 8は対応する各カム挿入孔 5 3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 5 4， 5 5上に固定された円形カム 5 6 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 5 7が下方中央に向けて移動するために円形カム 5 8がカム挿入孔 5 3内において図 3 ( A ) の破線の矢印に示すように円形カム 5 6 とは反対方向に回転し、図 3 ( B ) に示されるように偏心軸 5 7が下方中央まで移動すると円形カム 5 8の中心が偏心軸 5 7 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 —ス 1 とシリンダブロック 2の相対位置は円形カム 5 6の中心と円形カム 5 8の中心との距離によって定まり、円形カム 5 6の中心と円形カム 5 8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から離れるとビストン 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 5 4， 5 5 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 5 4 , 5 5 を夫々反対方向に回転させるために駆動モー夕 5 9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 6 1 ， 6 2が取付けられており、これらウォームギア 6 1 , 6 2 と嚙合する歯車 6 3 , 6 4が夫々各力ムシャフト 5 4 , 5 5の端部に固定されている。この実施例では駆動モ一夕 5 9 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つ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 7 0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 7 1 と、タイミングプーリ 7 1 と一緒に回転する円筒状ハウジング 7 2 と、吸気弁駆動用カムシャフト 7 0 と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング 7 2に対して相対回転可能な回転軸 7 3 と、円筒状ハウジング 7 2 の内周面から回転軸 7 3の外周面まで延びる複数個の仕切壁 7 4と、各仕切壁 7 4の間で回転軸 7 3の外周面から円筒状ハウジング 7 2の内周面まで延びるベーン 7 5 とを具備しており、各べーン 7 5の両側には夫々進角用油圧室 7 6 と遅角用油圧室 7 7 とが形成されている。

各油圧室 7 6 , 7 7への作動油の供給制御は作動油供給制御弁 7 8によって行われる。この作動油供給制御弁 7 8は各油圧室 7 6 ,

7 7 に夫々連結された油圧ポート 7 9 , 8 0 と、油圧ポンプ 8 1から吐出された作動油の供給ポート 8 2 と、一対のドレインポート 8 3 , 8 4と、各ポート 7 9 , 8 0， 8 2 , 8 3 , 8 4間の連通遮断制御を行うスプール弁 8 5とを具備している。

吸気弁駆動用カムシャフト 7 0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 8 5が右方に移動せしめられ、供給ポート

8 2から供給された作動油が油圧ポート 7 9 を介して進角用油圧室 7 6に供給されると共に遅角用油圧室 7 7内の作動油がドレインポート 8 4から排出される。このとき回転軸 7 3は円筒状ハウジング 7 2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 7 0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 8 5が左方に移動せしめられ、供給ポート 8 2から供給された作動油が油圧ポート 8 0を介して遅角用油圧室 7 7に供給されると共に進角用油圧室 7 6内の作動油がドレインポート 8 3から排出される。このとき回転軸 7 3は円筒状ハウジング 7 2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 7 3が円筒状八ウジング 7 2に対して相対回転せしめられているときにスプール弁 8 5が図 4に示される中立位置に戻されると回転軸 7 3の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸 7 3はそのとさの相対回転位置に保持される。従つて可変バルブタイミング機構 Bによって吸気弁駆動用力ムシャフ卜 7 0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卜 7 0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 7 0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さる。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 5 0 mlでピストンの行程容積が 5 ひ 0 ml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）ノ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（ 5 0 ml + 5 0 0 ml) / 5 0 ml = 1 1 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）ノ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（ 5 0 ml + 4 5 0 ml) / 5 0 ml= 1 0 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） Z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（ 5 0 ml+ 5 0 0 nil) / 5 0 ml= 1 1 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最も基本となつ . ている特徴について説明する。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 5 Omlとされ、ピストンの行程容積が 5 0 0 ml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（ 5 0ml+ 5 0 0ml) / 5 0 ml= 1 1 であり、実圧縮比もほぼ 1 1であり、膨張比も（ 5 0ml+ 5 0 0ml ) / 5 0 ml= 1 1 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 1 2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本発明者は機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分して理論熱効率を高めることについて検討し、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を見い出したのである。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 = 1 0は実圧縮比を 1 0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 ( Β ) は可変圧縮比機構 Α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 5 0 mlから 2 0 ml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 5 0 0 ml から 2 0 0 ml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（ 2 0ml+ 2 0 0 ml) Z2 0ml= l l となり、膨張比は（ 2 0 ml + 5 0 0 ml) 2 0 ml = 2 6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 1 1で膨張比が 1 1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 2 6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を参照しつつ代表的な運転制御全般について説明する。図 9には或る機関回転数における機関負荷に応じた機械圧縮比、膨張比、吸気弁 7の閉弁時期、実圧縮比、吸入空気量、スロットル弁 1 7の開度およびボンビング損失の各変化が示されている。なお、図 9は、触媒コンバータ 2 0内の三元触媒によって排気ガス中の未燃 H C , C Oおよび N O _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 2 1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 1 7の開度は全開又はほぼ全開に保持されているのでポンビ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 1 7 は全開又はほぼ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 1 7 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。このときにもボンビング損失は零となる。

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ビストン 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 L ,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 L ,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 L ,より低くなつても図 9 において実線で示されるように吸気弁 7の閉弁時期は機関負荷が低くなるにつれて遅らされ、機関負荷が L ₂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 L ₂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 L ₂よりも負荷の低い領域ではスロットル弁 1 7 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る。ただし、スロットル弁 1 7 による吸入空気量の制御が行われると図 9に示されるようにボンビング損失が増大する。一方、図 9に示されるように機関負荷が L ,より高い機関高負荷運転側では実圧縮比は同一の機関回転数に対してはほぼ同一の実圧縮比に維持される。これに対し、機関負荷が L ₂よりも低いとき、即ち機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されているときには実圧縮比は吸気弁 7の閉弁時期によって決まり、機関負荷が L ,と L ₂の間におけるように吸気弁 7の閉弁時期が遅らされると実圧縮比は低下し、機関負荷が L ₂よりも低い運転領域におけるように吸気弁 7の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると実圧縮比は一定に維持される。

次に図 1 0および図 1 1 を参照しつつ理論熱効率および正味熱効率について説明する。図 1 0において実線 Aは機械圧縮比を限りなく大きくした場合を示している。機械圧縮比 Aを大きくしていくと、即ち膨張比を大きくしていくと膨張行程の末端における、即ち排気弁 9が開弁したときの燃焼室 5内の圧力が徐々に低下し、終いには大気圧となる。このときが図 1 0 において Bで示されている。一方、図 1 0 において実線 Cは機圧縮機比 Aを限りなく大きくしたときの理論熱効率の変化を示している。図 1 0 に示されるように理論熱効率 Cは機械圧縮比 Aが増大するにつれて、即ち膨張比が増大するにつれて大きくなるがこの理論空燃比 Cは B点を越えると低下しはじめる。即ち、機械圧縮比 Aが B点を越えると膨張行程の末端における燃焼室 5内の圧力が大気圧以上となり、その結果理論熱効率 Cが低下することになる。

従って高い熱効率を得るには機械圧縮比 Aが B点を大きく越えないことが必要であり、通常最大機械圧縮比は B点を越えない値とされる。因みに図 1 0 に示される例では最大機械圧縮比が破線 Dで示される値とされている。

一方、図 1 0 において破線 Eは機械圧縮比 Aが最大機械圧縮比 D になったときに吸気弁 7 の閉弁時期を変化させることによって吸入空気量を制御した場合の実圧縮比の変化を示しており、破線 Fは機械圧縮比 Aが最大機械圧縮比 Dになったときにスロットル弁 1 7 によって吸入空気量を制御した場合の実圧縮比の変化を示している。

また、図 1 0 において破線 Gは機械圧縮比 Aが最大機械圧縮比 D になったときに吸気弁 7 の閉弁時期を変化させることによって吸入空気量を制御した場合の理論空燃比の変化を示しており、破線 Hは機械圧縮比 Aが最大機械圧縮比 Dになったときにスロットル弁 1 7 によって吸入空気量を制御した場合の理論空燃比の変化を示している。

吸気弁 7の閉弁時期を変化させることによって吸入空気量を制御した場合には機関負荷が低下するほど実圧縮比 Eが低下するので機関負荷が低下するほど理論熱効率 Gが低下する。これに対し、スロットル弁 1 7 により吸入空気量を制御した場合には機関負荷にかかわらず実圧縮比 Fが一定に維持されるので機関負荷にかかわらずに理論熱効率 Hは一定に維持される。

図 1 1 には図 1 0 に示される理論熱効率に加えてボンビング損失と正味熱効率が示されている。機械圧縮比が最大機械圧縮比 Dに維持されているときにはスロットル弁 1 7 により吸入空気量を制御したときの理論熱効率 Hは理論熱効率 Gよりも高くなる。しかしながらスロットル弁 1 7 に吸入空気量を制御すると図 1 1 において I で示されるようにボンビング損失が発生する。

このボンビング損失を考慮すると図 1 1 に示されるように吸気弁 7の閉弁時期を変化させることにより吸入空気量を制御した場合の正味熱効率 J はスロットル弁 1 7 により吸入空気量を制御したときの正味熱効率 Kよりも高くなる。図 9 に示される例では機械圧縮比が最大機械圧縮比 Dに維持されているときに機関負荷が低くなると吸入空気量の制御が吸気弁 7 の閉弁時期による制御からスロットル弁 1 7 による制御に切換わるので正味熱効率は実線 Lで示されるように変化することになる。

図 1 2は、第 1 の空燃比による燃焼と、第 1 の空燃比よりも大きな第 2の空燃比による燃焼とが行われた場合の機械圧縮比、吸気弁 7 の閉弁時期、実圧縮比、理論熱効率および正味熱効率の変化を示している。なお、第 1 の空燃比は例えば理論空燃比であって図 1 2 において破線で示されており、第 2の空燃比は例えばリーン空燃比であって図 1 2 において実線で示されている。

図 9 に示す例は理論空燃比による燃焼が行われた場合を示しており、従って図 1 1 において破線で示される機械圧縮比、吸気弁 7 の閉弁時期および実圧縮比の変化は図 9 において実線で示される機械圧縮比、吸気弁 7 の閉弁時期および実圧縮比の変化と同じである。なお、理論空燃比による燃焼が行われたときの理論熱効率および正味熱効率が図 1 2 において破線に示されるように変化することは図 1 0および図 1 1 に基き既に行った説明から容易に理解できると思われる。

さて、図 1 2 において横軸の負荷は燃料噴射量を表している。ここで同一負荷のもとで、即ち燃料噴射量が同一のもとで空燃比を理論空燃比にする場合とリーン空燃比にする場合とを考えてみると、リーン空燃比にする場合には理論空燃比にする場合に比べて吸入空気量を多くしなければならないことになる。従って図 1 2 に示されるように同一負荷のもとではリーン空燃比のときの吸気弁 7 の閉弁時期は実線に示されるように吸入空気量を増大すべく破線で示される理論空燃比の場合に比べて早められることになる。

吸気弁 7 の閉弁時期が早められると実圧縮比が増大する。従ってこのとき図 1 2 に示されるように機関高負荷運転側では実圧縮比を理論空燃比のときと同一に保持すべくリーン空燃比時には実線で示されるように機械圧縮比が理論空燃比の場合に比べて低下せしめられる。機械圧縮比が低下せしめられると膨張比が低下するために図 1 2 において実線で示されるように理論熱効率および正味熱効率が低下することになる。即ち、機関高負荷運転側では理論空燃比のときにはリーン空燃比のときに比べて正味熱効率が高くなる。

一方、前述したように機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持されているときには吸気弁 7 の閉弁時期が遅らされるほど実圧縮比が低下する。一方、機械圧縮比が最大機械圧縮比よりも低いときには理論空燃比であってもリーン空燃比であっても機械圧縮比は実圧縮比が一定値となるように変化するので図 1 2 に示されるようにリーン空燃比のときの機械圧縮比の変化パターンは理論空燃比のときの機械圧縮比の変化パターンに比べて左側にずれた形となる。従って図 1 2 に示されるように機械圧縮比が最大機械圧縮比となる機関低負荷運転側では膨張比が同一のもとでリーン空燃比のときの実圧縮比が理論空燃比のときの実圧縮比に比べて高くなる。従つて機関低負荷運転側ではリーン空燃比のときが理論空燃比のときに比べて理論熱効率および正味熱効率が高くなる。従って正味熱効率から考えると、機関高負荷運転側ではリーン空燃比、即ち第 2の空燃比による燃焼を禁止するのが好ましく、第 2 の燃焼を行い得るのは機関低負荷運転側だけとなる。

そこで本発明では第 1 の空燃比による燃焼と第 1 の空燃比よりも大きな第 2 の空燃比による燃焼とが選択的に行われ、機関高負荷運転側では第 2 の空燃比による燃焼が禁止され、機械圧縮比が最大機械圧縮比になったときに第 2の空燃比による燃焼を許可するように. している。

ところで、本発明による第 1 施例では機械圧縮比が最大機械圧縮比になつたとさには第 2の空燃比による燃焼を行うようにしている。ちう少し具体的に言うとこの第 1実施例では第 2の空燃比のときに機械圧縮比が最大となる負領域において第 2の空燃比による燃焼を行ようにしている。図 1 3 はこの第 1実施例を実行するための運転制御ルーチンを示している。

図 1 3 を参照するとまず初めにステップ 1 0 0 において機械圧縮比が第 2の空燃比、即ちリーン空燃比のもとで最大機械圧縮比となる負荷領域であるか否かが判別される。機械圧縮比が最大圧縮比となる負荷領域でないときにはステップ 1 0 1 に進んで第 1 の空燃比、例えば理論空燃比のもとで燃焼が行われる。

即ち、ステップ 1 0 1 では目標実圧縮比 P Cが算出される。次いでステップ 1 0 2では図 1 4 ( A ) に示すマップから吸気弁 7の閉弁時期 I Cが算出される。即ち、空燃比が理論空燃比のときに要求吸入空気量を燃焼室 5内に供給するのに必要な吸気弁 7の閉弁時期 I Cが機関負荷 Lおよび機関回転数 Nの関数として図 1 4 ( A ) に示すようなマップの形で予め R O M 3 2内に記憶されており、このマップから吸気弁 7の閉弁時期 I Cが算出される。

次いでステップ 1 0 3では機械圧縮比 C Rが算出される。次いでステップ 1 0 4ではスロットル弁 1 7の開度が算出される。空燃比が理論空燃比のときのスロットル弁 1 7の開度 0は機関負荷 Lおよび機関回転数 Nの関数として図 1 4 ( B ) に示すようなマップの形で予め R O M 3 2内に記憶されている。次いでステップ 1 0 9では機械圧縮比が機械圧縮比 C Rとなるように可変圧縮比機構 Aが制御され、吸気弁 7の閉弁時期が閉弁時期 I Cとなるように可変バルブタイミング機構 Bが制御され、スロットル弁 1 7の開度が開度 0 となるようにスロットル弁 1 7が制御される。

これに対し、ステップ 1 0 0において機械圧縮比が第 2の空燃比、即ちリーン空燃比のもとで最大圧縮比となる負荷領域であると判別されたときにはステップ 1 0 5に進んでリーン空燃比のもとで燃焼が行われる。即ち、ステップ 1 0 5では目標実圧縮比 P C ' が算出される。次いでステップ 1 0 6では図 1 5 ( A ) に示すマップから吸気弁 7の閉弁時期 I C ' が算出される。即ち、空燃比がリーン空燃比のときに要求吸入空気量を燃焼室 5内に供給するのに必要な吸気弁 7の閉弁時期 I C ' が機関負荷 Lおよび機関回転数 Nの関数として図 1 5 ( A ) に示すようなマップの形で予め R O M 3 2内に記憶されており、このマップから吸気弁 7の閉弁時期 I C ' が算出される。

次いでステップ 1 0 7では機械圧縮比 C R ' が算出される。次いでステップ 1 0 8ではスロットル弁 1 7の開度が算出される。空燃比がリーン空燃比のときのスロットル弁 1 7の開度 0 ' は機関負荷 PGi/JP ^U (j a /070531

Lおよび機関回転数 Nの関数として図 1 5 ( B ) に示すようなマツプの形で予め R O M 3 2内に記憶されている。次いでステップ 1 0

9では機械圧縮比が機械圧縮比 C R ' となるように可変圧縮比機構

Aが制御され、吸気弁 7の閉弁時期が閉弁時期 I C ' となるように可変バルブタイミング機構 Bが制御され、スロットル弁 1 7 の開度が開度 Θ ' となるようにスロットル弁 1 7が制御される。

さて、機関回転数が高くなると燃焼室 5内に発生する乱れが強くなり、その結果機械圧縮比を高くしてもノッキングが発生しずらくなる。従って本発明による実施例では機関回転数が高くなるほど最大機械圧縮比が高くされる。図 1 2 は機関回転数が比較的低いときの機械圧縮比等の変化を示している。これに対し、図 1 6 は機関高回転時における機械圧縮比、理論熱効率および正味熱効率の変化を示している。なお、図 1 6 においても図 1 2 と同様に破線は第 1 の空燃比、例えば理論空燃比のときを示しており、実線は第 2の空燃比、即ちリーン空燃比のときを示している。

図 1 6からわかるように最大機械圧縮比が高くなると理論熱効率のピークが低負荷側となり、理論空燃比のときに理論熱効率がピークとなる負荷とリーン空燃比のときに理論熱効率がピークとなる負荷との差が小さくなる。その結果、図 1 6 に示されるようにリーン空燃比のときの方が理論空燃比のときに比べて正味熱効率が高くなる領域が極く低負荷の領域だけとなる。このように極く限られた狹い領域だけで正味熱効率が高くなるような場合にはリーン空燃比に切換えても制御が複雑になるだけであまり意味がなくなる。

即ち、リーン空燃比に切換えて意味のあるのは最大機械圧縮比が或る程度小さくなつてリーン空燃比に切換えると正味熱効率が高くなる負荷領域が或る程度広くなつたときである。そこで本発明による第 2実施例では最大機械圧縮比が予め定められた基準値 C R。 ( 図 1 6 ) よりも低いときには機械圧縮比が最大機械圧縮比になったときに第 2 の空燃比、即ちリーン空燃比による燃焼を行い、最大機械圧縮比が予め定められた基準値 C R。よりも高いときには機械圧縮比が最大機械圧縮比になったときに第 1 の空燃比、例えば理論空燃比にる燃焼を行うようにしている。

図 1 7 はこの第 2実施例を実行するための運転制御ルーチンを示している

図 1 7 を参照するとまず初めにステツプ 2 0 0 において機械圧縮比が第 2の空燃比、即ちリーン空燃比のもとで最大機械圧縮比となる負荷領域であるか否かが判別される。機械圧縮比が最大圧縮比となる負荷領域でないとさにはステップ 2 0 1 に進んで第 1 の空燃比

、例えば理論空燃比のもとで燃焼が行われる

即ち、ステップ 2 0 1 では目標実圧縮比 P Cが算出される。次いでステップ 2 0 2では図 1 4 ( A ) に示すマップから吸気弁 7 の閉弁時期 I Cが算出される。次いでステップ 2 0 3では機械圧縮比 C

Rが算出される。次いでステップ 2 0 4では図 1 4 ( B ) に示すップからスロットル弁 1 7の開度 Θが算出される。次いでステップ 2 1 0では機械圧縮比が機械圧縮比 C Rとなるように可変圧縮比機構 Aが制御され、吸気弁 7 の閉弁時期が閉弁時期 I Cとなるように可変バルブタイミング機構 Bが制御され、スロットル弁 1 7 の開度が開度 0 となるようにスロットル弁 1 7が制御される。

これに対し、ステップ 2 0 0 において機械圧縮比が第 2の空燃比

、即ちリーン空燃比のもとで最大圧縮比となる負荷領域であると判別されたとさにはステップ 2 0 5 に進んで最大機械圧縮比 C R m a

Xが基準値 C R _Qよりも低いか否かが判別される。このとき C R m a X≥ C R。であると判別されたときにはステップ 2 0 1 に進んで理論空燃比による燃焼が行われる。これに対し、 C R m a x < C R _flであると判別されたときにはステップ 2 0 6 に進んでリーン空燃比のもとで燃焼が行われる。

即ち、ステップ 2 0 6では目標実圧縮比 P C ' が算出される。次いでステップ 2 0 7では図 1 5 ( A ) に示すマップから吸気弁 7の閉弁時期 I C ' が算出される。次いでステップ 2 0 8では機械圧縮比 C R ' が算出される。次いでステップ 2 0 9では図 1 5 ( B ) に示すマップからスロットル弁 1 7 の開度 0 ' が算出される。次いでステップ 2 1 0では機械圧縮比が機械圧縮比 C R ' となるように可変圧縮比機構 Aが制御され、吸気弁 7の閉弁時期が閉弁時期 I C ' となるように可変バルブタイミング機構 Bが制御され、スロットル弁 1 7 の開度が開度 0 ' となるようにスロットル弁 1 7が制御される。 ·

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 2 6 とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図 7力、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 2 0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。従って本発明では膨張比が 2 0以上となるように可変圧縮比機構 Αが形成されている。

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つてもスロットル弁 1 7 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 L ₂まで吸気下死点 B D Cから離れる方向に移動せしめられることになる。

Claims

WO 2009/060976 PCT/JP2008/070531 „„ , PCT/JP 2008 /U 70531

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、機関低負荷運転側では機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされると共に機関高負荷運転側では機械圧縮比は機関負荷が高くなるに

請

つれて徐々に減少せしめられ、第 1 の空燃比による燃焼と第 1 の空燃比よりも大きな第 2の空燃比による燃焼とが選択的に行われ、機関高負荷運転側では第 2の空燃比のによる燃焼が禁止され、機関低負荷運転側では第 2の空燃比による燃焼範が許可される火花点火式内燃機関。

囲

2 . 機関高負荷運転側では第 1の空燃比による燃焼が行われ、機関低負荷運転側では第 2の空燃比による燃焼が行われる請求項 1 に記載の火花点火式内燃機関。

3 . 機械圧縮比は機関低負荷運転側では最大機械圧縮比となり、機械圧縮比が最大機械圧縮比になったときに第 2の空燃比による燃焼が許可される請求項 1 に記載の火花点火式内燃機関。

4 . 機械圧縮比が最大機械圧縮比になったときには第 2の空燃比による燃焼が行われる請求項 3に記載の火花点火式内燃機関。

5 . 最大機械圧縮比が予め定められた基準値よりも低いときには機械圧縮比が最大機械圧縮比になったときに第 2の空燃比による燃焼が行われ、最大機械圧縮比が予め定められた基準値よりも高いときには機械圧縮比が最大機械圧縮比になったときに第 1 の空燃比による燃焼が行われる請求項 3に記載の火花点火式内燃機関。

6 . 機械圧縮比は機関負荷が低くなるにつれて限界機械圧縮比まで増大せしめられ、機械圧縮比が該限界機械圧縮比となる機関負荷よりも負荷の低い機関低負荷運転側では機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持され、機械圧縮比が該限界機械圧縮比となる機関負荷よりも負荷の高い機関高負荷運転側では機関負荷が高くなるにつれて機械圧縮比が徐々に減少せしめられる請求項 3 に記載の火花点火式内燃機関。

7 . 最大機械圧縮比のときに得られる最大の膨張比が 2 0以上である請求項 3 に記載の火花点火式内燃機関。

8 . 上記第 1 の空燃比が理論空燃比であり、上記第 2 の空燃比がリーン空燃比である請求項 1 に記載の火花点火式内燃機関。