WO2009060977A1 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

火花点火式内燃機関 Download PDF

Info

Publication number
WO2009060977A1
WO2009060977A1 PCT/JP2008/070532 JP2008070532W WO2009060977A1 WO 2009060977 A1 WO2009060977 A1 WO 2009060977A1 JP 2008070532 W JP2008070532 W JP 2008070532W WO 2009060977 A1 WO2009060977 A1 WO 2009060977A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
compression ratio
load
engine
valve
intake
Prior art date
Application number
PCT/JP2008/070532
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Daisuke Akihisa
Original Assignee
Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha filed Critical Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
Priority to DE112008002329.8T priority Critical patent/DE112008002329B4/de
Priority to CN2008801115293A priority patent/CN101821490B/zh
Priority to BRPI0815774-0A priority patent/BRPI0815774B1/pt
Priority to US12/674,579 priority patent/US8596233B2/en
Publication of WO2009060977A1 publication Critical patent/WO2009060977A1/ja

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0223—Variable control of the intake valves only
    • F02D13/0234—Variable control of the intake valves only changing the valve timing only
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F02D15/04—Varying compression ratio by alteration of volume of compression space without changing piston stroke
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F02D2041/002—Controlling intake air by simultaneous control of throttle and variable valve actuation
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention relates to a spark ignition internal combustion engine.
  • variable compression ratio mechanism that can change the mechanical compression ratio
  • variable valve timing mechanism that can control the closing timing of the intake valve.
  • An object of the present invention is to provide a spark ignition internal combustion engine capable of ensuring good combustion while improving thermal efficiency.
  • variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio
  • variable valve evening mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve
  • an engine intake passage for controlling the intake air amount
  • the intake air amount into the combustion chamber is controlled by controlling the closing timing of the intake valve.
  • the engine load is lower than the predetermined load
  • a spark ignition internal combustion engine in which the amount of intake air into the combustion chamber is controlled by controlling both the closing timing of the intake valve and the opening of the throttle valve.
  • Fig. 1 is an overall view of a spark ignition type internal combustion engine
  • Fig. 2 is an exploded perspective view of a variable compression ratio mechanism
  • Fig. 3 is a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown
  • Fig. 4 is a variable valve timing mechanism.
  • Fig. 5 is a diagram showing the lift amount of the intake and exhaust valves
  • Fig. 6 is a diagram for explaining the mechanical compression ratio, actual compression ratio, and expansion ratio
  • Fig. 7 is the relationship between theoretical thermal efficiency and expansion ratio.
  • Fig. 8 is a diagram for explaining a normal cycle and an ultra-high expansion ratio cycle
  • Fig. 9 is a diagram showing changes in the mechanical compression ratio according to the engine load
  • Fig. 10 is for controlling the operation.
  • FIG. 11 is a diagram showing a map of intake valve closing timing and the like.
  • Figure 1 shows a side cross-sectional view of a spark ignition internal combustion engine.
  • 1 is a crankcase
  • 2 is a cylinder block
  • 3 is a cylinder head
  • 4 is a piston
  • 5 is a combustion chamber
  • 6 is a spark plug located in the center of the top surface of the combustion chamber 5
  • 7 is An intake valve
  • 8 is an intake port
  • 9 is an exhaust valve
  • 10 is an exhaust port.
  • the intake port 8 is connected to a surge tank 1 2 via an intake branch pipe 1 1, and each of the intake branch pipes 1 1 is a fuel injection valve 1 3 for injecting fuel into the corresponding intake port 8. Is placed.
  • the fuel injection valve 13 may be arranged in each combustion chamber 5 instead of being attached to each intake branch pipe 11.
  • the surge tank 1 2 is connected to the air cleaner 1 5 via the intake duct 1 4, and the intake duct 1 4 is driven by the actuator 1 6.
  • a throttle valve 1 7 and an intake air amount detector 1 8 using, for example, a hot wire are arranged.
  • the exhaust port 10 is connected through an exhaust manifold 19 to a catalytic converter 20 having a built-in three-way catalyst, for example, and an air-fuel ratio sensor 21 is disposed in the exhaust manifold 19.
  • the piston 4 is compressed by changing the relative position of the crankcase 1 and the cylinder block 2 in the cylinder axial direction at the connecting portion between the crankcase 1 and the cylinder block 2.
  • a variable compression ratio mechanism A that can change the volume of the combustion chamber 5 when it is located at the top dead center is provided, and an actual compression action start timing change mechanism B that can change the actual start time of the compression action B Is provided.
  • this actual compression action start timing changing mechanism B is a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve 7.
  • the electronic control unit 30 consists of a digital computer and is connected to each other by a bidirectional bus 3 1, ROM (read only memory) 3 2, RAM (random access memory) 3 3, CPU (microphone processor) 3 4 Input port 3 5 and output port 3 6.
  • the output signal of the intake air amount detector 1 8 and the output signal of the air-fuel ratio sensor 2 1 are input to the input port 3 5 via the corresponding AD converter 3 7.
  • a load sensor 41 that generates an output voltage proportional to the depression amount L of the accelerator pedal 40 is connected to the accelerator pedal 40, and the output voltage of the load sensor 41 is passed through a corresponding AD converter 37. Is input to input port 3 5.
  • FIG. 2 shows an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A shown in FIG. 1, and FIG. 3 shows a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown.
  • a plurality of protrusions 50 spaced apart from each other are formed below both side walls of the cylinder block 2, and each of the protrusions 50 has a circular cam insertion hole. 5 1 is formed.
  • crankcase 1 On the other hand, on the upper wall surface of the crankcase 1, there are formed a plurality of protrusions 52 that can be fitted between the corresponding protrusions 50 spaced apart from each other. Also formed therein are cam insertion holes 53 each having a circular cross section.
  • a pair of small force shafts 5 4 and 5 5 are provided, and every other cam shaft 5 4 and 5 5 is rotatably inserted into each cam insertion hole 51.
  • the circular cam 5 6 is fixed.
  • These circular cams 56 are coaxial with the rotation axis of each camshaft 54, 55.
  • an eccentric shaft 5 7 that is eccentric with respect to the rotation axis of each cam shaft 54, 55 extends between the circular cams 56.
  • Another circular cam 5 8 is mounted on 5 7 to be eccentric and rotatable.
  • the circular cams 58 are disposed between the circular cams 56, and the circular cams 58 are rotatably inserted into the corresponding cam insertion holes 53.
  • the cylinder block 2 moves away from the crankcase 1 as the distance between the center of the circular cam 5 6 and the center of the circular cam 5 8 increases.
  • the volume of the combustion chamber 5 increases when the piston 4 is located at the compression top dead center. Therefore, the piston is rotated by rotating the camshafts 5 4 and 5 5.
  • the volume of the combustion chamber 5 when the ton 4 is located at the compression top dead center can be changed.
  • a pair of worm gears 6 1, 6 2 having a spiral direction opposite to each other are provided on the rotation shaft of the drive motor 59 to rotate the cam shafts 5 4, 5 5 in the opposite directions.
  • Gears 6 3 and 6 4 meshing with the worm gears 6 1 and 6 2 are fixed to the ends of the force shafts 5 4 and 5 5, respectively.
  • the variable compression ratio mechanism A shown in FIGS. 1 to 3 is an example, and any type of variable compression ratio mechanism can be used.
  • FIG. 4 is for driving the intake valve 7 in FIG.
  • variable valve timing mechanism B attached to the end of the camshaft 70 is shown.
  • this variable valve timing mechanism B is a cylindrical pulley that rotates together with a timing pulley 7 1 that is rotated in the direction of the arrow by a crankshaft of the engine via a timing bell ⁇ and an evening pulley 7 1.
  • Rotating shaft 7 3 that rotates together with housing 7 2, camshaft for intake valve drive 70 and can rotate relative to cylindrical housing 7 2, and rotating shaft 7 from the inner peripheral surface of cylindrical housing 7 2 Outside 3
  • a plurality of partition walls 7 4 extending to the peripheral surface, and a vane 7 5 extending between the peripheral surfaces of the rotating shaft 7 3 to the inner peripheral surface of the cylindrical housing 7 2 between the partition walls 7 4.
  • an advance hydraulic chamber 7 6 and a retard hydraulic chamber 7 7 are formed on both sides of each van 75, respectively.
  • the hydraulic oil supply control to the hydraulic chambers 7 6 and 7 7 is performed by the hydraulic oil supply control valve 7 8.
  • This hydraulic oil supply control valve 7 8 has hydraulic chambers 7 6,
  • the hydraulic oil supplied from 8 2 is supplied to the advance hydraulic chamber 7 6 via the hydraulic port 79 and the hydraulic oil in the retard hydraulic chamber 7 7 is discharged from the drain port 8 4. At this time, the rotary shaft 7 3 is rotated relative to the cylindrical housing 7 2 in the direction of the arrow.
  • the spool valve 85 is moved to the left in FIG. 4, and the hydraulic oil supplied from the supply port 82 is hydraulically
  • the hydraulic oil in the advance hydraulic chamber 76 is supplied to the retard hydraulic chamber 7 7 through the port 80 and discharged from the drain port 83.
  • the rotary shaft 7 3 is rotated relative to the cylindrical housing 7 2 in the direction opposite to the arrow.
  • the spool valve 8 5 is rotated when the rotary shaft 7 3 is rotated relative to the cylindrical housing 7 2. 4 is returned to the neutral position shown in FIG. 4, the relative rotation operation of the rotary shaft 73 is stopped, and the rotary shaft 73 is held at the relative rotational position at that time.
  • variable valve timing machine The camshaft 70 of the intake valve drive camshaft 70 can be advanced and retarded by the desired amount by the mechanism B.
  • the solid line is for the intake valve drive by the variable valve timing mechanism B.
  • the camshaft 70 shows that the cam phase is most advanced, and the broken line shows the time when the intake valve drive camshaft 7 cam phase is most retarded. Therefore, the valve opening period of the intake valve 7 can be arbitrarily set between the range indicated by the solid line and the range indicated by the broken line in FIG. 5, and therefore the closing timing of the intake valve 7 is also indicated by the arrow C in FIG. Any crank angle within the range can be set.
  • variable valve timing mechanism B shown in Fig. 1 and Fig. 4 shows an example.
  • variable valve timing that can change only the closing timing of the intake valve while keeping the opening timing of the intake valve constant.
  • Various types of variable valve timing mechanisms, such as mechanisms, can be used.
  • FIG. 6 show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for explanation.
  • the combustion chamber volume represents the volume of the combustion chamber when the piston is located at the compression top dead center.
  • Figure 6 (A) illustrates the mechanical compression ratio.
  • the mechanical compression ratio is a mechanically determined value based on the piston stroke volume and the combustion chamber volume during the compression stroke.
  • Figure 6 (B) explains the actual compression ratio.
  • Figure 6 (C) illustrates the expansion ratio.
  • FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio
  • FIG. 8 shows a comparison between a normal cycle and an ultra-high expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention.
  • Fig. 8 (A) shows the normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action is started from the piston near the bottom dead center.
  • Fig. 8 (A), (A), (B) shows the normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action is started from the piston near the bottom dead center.
  • the combustion chamber volume is 50 ml
  • the piston stroke volume is 50 ml.
  • the actual compression ratio is almost 11
  • the solid line in Fig. 7 shows the change in theoretical thermal efficiency in the normal cycle when the actual compression ratio and expansion ratio are almost equal.
  • the theoretical thermal efficiency increases as the expansion ratio increases, that is, as the actual compression ratio increases. Therefore, in order to increase the theoretical thermal efficiency in the normal cycle, the actual compression ratio should be increased.
  • the actual compression ratio can only be increased to a maximum of about 12 due to the restriction of the occurrence of knocking during high engine load operation, and therefore the theoretical thermal efficiency must be sufficiently high in the normal cycle. I can't.
  • the present inventor has studied to increase the theoretical thermal efficiency by strictly dividing the mechanical compression ratio and the actual compression ratio. As a result, the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio. Thus, the actual compression ratio was found to have little effect. That is, if the actual compression ratio is increased, the explosive force increases, but a large amount of energy is required for compression, and thus the theoretical thermal efficiency is hardly increased even if the actual compression ratio is increased.
  • FIG. 8 (B) shows an example of using the variable compression ratio mechanism A and variable valve timing mechanism B to increase the expansion ratio while maintaining the actual compression ratio at a low value.
  • variable compression ratio mechanism A reduces the combustion chamber volume from 50 ml to 20 ml.
  • variable valve timing mechanism B delays the closing timing of the intake valve until the actual piston stroke volume is reduced from 500 ml to 200 ml.
  • the actual compression ratio is almost 11 and the expansion ratio is 11 as described above. Compared to this case, the expansion ratio is higher in the case shown in Fig. 8 (B). It can be seen that only is raised to 26. This is why it is called an ultra-high expansion ratio cycle.
  • the lower the engine load the worse the thermal efficiency. Therefore, in order to improve the thermal efficiency during engine operation, that is, to improve fuel efficiency, improve the thermal efficiency when the engine load is low. Is required.
  • the ultra-high expansion ratio cycle shown in Fig. 8 (B) the actual piston stroke volume during the compression stroke is reduced, so the amount of intake air that can be drawn into the combustion chamber 5 is reduced.
  • the ultra-high expansion ratio cycle can only be adopted when the engine load is relatively low. Therefore, in the present invention, when the engine load is relatively low, the super high expansion ratio cycle shown in FIG. 8 (B) is adopted, and during the engine high load operation, the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is adopted.
  • Figure 9 shows the mechanical compression ratio according to the engine load at a certain engine speed, Changes in the expansion ratio, the closing timing of the intake valve 7, the actual compression ratio, the intake air amount, the opening of the throttle valve 17 and the bombing loss are shown.
  • the average in the normal combustion chamber 5 so that the unburned HC, CO and NO x in the exhaust gas can be simultaneously reduced by the three-way catalyst in the catalyst converter.
  • the air-fuel ratio is feedback controlled to the theoretical air-fuel ratio based on the output signal of the air-fuel ratio sensor 21.
  • the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is executed during engine high load operation. Accordingly, as shown in FIG. 9, the expansion ratio is low because the mechanical compression ratio is lowered at this time, and the valve closing timing of the intake valve 7 as shown by the solid line in FIG. 9 is as shown by the solid line in FIG. It has been expedited. At this time, the intake air amount is large, and at this time, the opening degree of the throttle valve 17 is kept fully open or almost fully open, so that the bombing loss is zero.
  • the mechanical compression ratio is increased as the intake air amount is decreased while the actual compression ratio is substantially constant. That is, the volume of the combustion chamber 5 when the screw 4 reaches the compression top dead center is reduced in proportion to the reduction of the intake air amount. Therefore, the volume of combustion chamber 5 when piston 4 reaches compression top dead center The product changes in proportion to the amount of intake air.
  • the air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the stoichiometric air-fuel ratio
  • the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center changes in proportion to the amount of fuel. It will be.
  • the mechanical compression ratio is further increased.
  • the mechanical compression ratio reaches a limit mechanical compression ratio that is the structural limit of the combustion chamber 5.
  • the mechanical compression ratio is maintained at the limit mechanical compression ratio in a region where the load is lower than the engine load when the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio. Therefore, the mechanical compression ratio is maximized and the expansion ratio is maximized when the engine is under medium load operation on the low load side and during low engine load operation, that is, on the engine low load operation side. In other words, the mechanical compression ratio is maximized so that the maximum expansion ratio can be obtained on the engine low load operation side, while the embodiment shown in FIG.
  • FIG. 9 shows a solid line in FIG. 9 regardless of the engine load.
  • the closing timing of the intake valve 7 is delayed as the engine load decreases.
  • a predetermined load L 2 is set in the load region where the mechanical compression ratio is maintained at the maximum mechanical compression ratio, and the opening degree of the throttle valve 17 is When the engine load is lower than the predetermined load L 2, it becomes smaller as the engine load becomes lower.
  • the throttle valve 17 is kept fully open.
  • the intake air amount into the combustion chamber 5 can also be controlled by controlling the closing timing of the intake valve 7, and can also be controlled by controlling the opening degree of the throttle valve 17. .
  • controlling the intake air amount into the combustion chamber 5 by controlling only the closing timing of the intake valve 7 is effective as the engine load decreases.
  • the compression ratio will decrease.
  • the actual compression ratio decreases in this way, the temperature in the combustion chamber 5 at the compression end decreases, and as a result, the ignition and combustion of the fuel deteriorate.
  • the closing timing of the intake valve 7 is controlled to control the inside of the combustion chamber 5.
  • both the closing timing of the intake valve 7 and the opening of the throttle valve 17 are controlled to control the intake air amount in the combustion chamber 5. The amount of intake air to the is controlled.
  • variable compression ratio mechanism ⁇ is formed so that the expansion ratio is 20 or more.
  • the intake air amount can be controlled without depending on the throttle valve 17 by increasing the closing timing of the intake valve 7 as the engine load decreases. Accordingly, in the embodiment according to the present invention, when the solid line and the broken line in FIG. 9 are both included, in the embodiment according to the present invention, the engine load becomes low when the intake valve 7 is closed. As a result, it is moved away from the intake bottom dead center BDC.
  • FIG. 10 shows the operation control routine.
  • the target actual compression ratio is calculated.
  • the closing timing I C of the intake valve 7 is calculated from the map shown in FIG. 11 (A). That is, as shown in Fig. 11 (A), the closing timing IC of the intake valve 7 required to supply the required intake air amount into the combustion chamber 5 is a function of the engine load L and the engine speed N.
  • the map is stored in advance in the ROM 32, and the valve closing timing IC of the intake valve 7 is calculated from this map.
  • the mechanical compression ratio CR is calculated.
  • the opening of the throttle valve 17 is calculated. This The opening 0 of the throttle valve 17 is stored in advance in the ROM 3 2 in the form of a map as shown in FIG. 11 (B) as a function of the engine load L and the engine speed N.
  • the variable compression ratio mechanism A is controlled so that the mechanical compression ratio becomes the mechanical compression ratio CR, and the variable valve evening mechanism so that the closing timing of the intake valve 7 becomes the closing timing IC.
  • B is controlled, and the throttle valve 17 is controlled so that the opening degree of the throttle valve 17 becomes zero.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
  • Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)
  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)

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。負荷が予め定められた負荷Ｌ２よりも高いときには吸気弁（７）の閉弁時期を制御することによって燃焼室（５）内への吸入空気量が制御され、機関負荷が予め定められた負荷Ｌ２よりも低いときには吸気弁（７）の閉弁時期およびスロットル弁（１７）の開度の双方を制御することにより燃焼室（５）内への吸入空気量が制御される。

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/よ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） 。
しかしながらこの文献はスロッ トル弁の制御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を向上せしめつつ良好な燃焼を確保するこ 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夕イミ ング機構と、 吸入空 気量を制御するために機関吸気通路内に配置されたスロッ トル弁と を具備しており、 機関負荷が予め定められた負荷より も高いときに は吸気弁の閉弁時期を制御することによって燃焼室内への吸入空気 量が制御され、 機関負荷が予め定められた負荷より も低いときには 吸気弁の閉弁時期およびス口ッ トル弁の開度の双方を制御すること により燃焼室内への吸入空気量が制御される火花点火式内燃機関が 提供される。 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は運 転制御を行うためのフローチャート、 図 1 1は吸気弁の閉弁時期等 のマップを示す図である。 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 は排気マ二ホルド 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 U 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 卜 3 0 はデジタルコンピュー夕からなり、 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力ムシャフ小 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 ース 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 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 ングベル卜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、 夕イミングプーリ 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^ i周面から円筒状ハウジング 7 2の内周面まで延びるベ一ン 7 5 とを具備しており、 各べ一ン 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、 供給ポ一卜
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。 ごのとき回転軸 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が円筒状ハウジング 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 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 ト 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 ひのカムの位相が 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 5 0 mlでビス トンの行程容積が 5 0 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） /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 0ml+ 5 0 0nU) Z5 0mI= l l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） Z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 πι1+ 4 5 0 πΠ) / 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） /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 ml) / 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 0 ml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 0 ml + 5 0 0 ml) / 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 0 inl+ 5 0 0 iiil ) 5 0 ml= l l 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レくなる。
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 してビス小ンがクランク 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 ( 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 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によって実際のビス 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 0 ml + 2 0 0 ml) / 2 0 ml= 1 1 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 、 本発明による実施例では触媒コンバ.一夕 2 0内の三元触媒によつ 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 うに通常燃焼室 5内における平均空燃比は空燃比センサ 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。
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 れているのでボ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ベぐ吸気弁 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 卜ン 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 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 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にかかわらずに図 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る。 また、 図 9 に示される実施例では機械圧 縮比が最大機械圧縮比に維持されている負荷領域内に予め定められ た負荷 L 2が設定されており、 スロッ トル弁 1 7の開度は機関負荷 が予め定められた負荷 L 2より も低いときには機関負荷が低くなる につれて小さくなる。 一方、 機関負荷が予め定められた負荷 L 2よ り も高いときにはスロッ トル弁 1 7 は全開状態に保持される。
一方、 図 9 に示されるように機関負荷が L ,より高いとき、 即ち 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 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、 図 9 に示され るように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁の閉弁時期が遅らされ ると実圧縮比は機関負荷が低くなるほど低下する。
ところで燃焼室 5内への吸入空気量は吸気弁 7の閉弁時期を制御 することによつても制御でき、 スロッ トル弁 1 7 の開度を制御する ことによつても制御することができる。 ところが機械圧縮比が最大 機械圧縮比に維持されているときに吸気弁 7 の閉弁時期のみを制御 することによって燃焼室 5内への吸入空気量を制御しょうとすると 機関負荷が低くなるにつれて実圧縮比が低下することになる。 しか しながらこのように実圧縮比が低下すると圧縮端における燃焼室 5 内の温度が低下し、 その結果燃料の着火および燃焼が悪化すること になる。
一方、 スロッ トル弁 1 7 を閉弁するとスロッ トル弁 1 7 による吸 入空気流の絞り作用によって燃焼室 5内に乱れが発生し、 斯く して 燃料の着火および燃焼を向上することができる。 従ってスロッ トル 弁 1 7 により燃焼室 5内への吸入空気量を制御すると燃料の着火お よび燃焼を向上することができることになる。 しかしながらスロッ トル弁 1 7 により燃焼室 5内への吸入空気量を制御するとボンピン グ損失が発生することになる。
従って吸気弁 7 の閉弁時期を制御することによって生ずる燃料の 着火および燃焼の悪化をス口ッ トル弁 1 7 の閉弁作用によりカバー するようにすれば、 即ち燃焼室内への吸入空気量の制御を吸気弁 7 の閉弁時期の制御とスロッ トル弁 1 7 の制御とで分担すればポンピ ング損失の少ない良好な着火および燃焼が得られることになる。 こ の場合、 このような制御を行う必要があるのは実圧縮比が或る程度 以下まで低下したときである。
そこで本発明では、 機関負荷が予め定められた負荷 L 2より も高 いときには吸気弁 7 の閉弁時期を制御することによって燃焼室 5内 への吸入空気量を制御し、 機関負荷が予め定められた負荷 L 2より も低いときには吸気弁 7の閉弁時期およびスロッ トル弁 1 7 の開度 の双方を制御することにより燃焼室 5内への吸入空気量を制御する ようにしている。
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 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。
図 1 0 に運転制御ルーチンを示す。 図 1 0 を参照するとまず初め にステップ 1 0 0 において目標実圧縮比が算出される。 次いでステ ップ 1 ひ 1 では図 1 1 ( 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、 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および機閑回転数 Nの関数と して図 1 1 ( 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 2では機械圧縮比 C Rが算出される。 次いで ステップ 1 0 3ではスロッ トル弁 1 7 の開度が算出される。 このス 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 1 (B) に示すようなマップの形で予め R OM 3 2内に記 憶されている。 次いでステップ 1 0 4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夕イミ 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。

Claims

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夕イ ミ ング機構と、 吸入空気量を制御す るために機関吸気通路内に配置されたスロッ トル弁とを具備してお り、 機関負荷が予め定められた負荷より も高いときには吸気弁の閉 弁時期を制御することに請よって燃焼室内への吸入空気量が制御され 、 機関負荷が予め定められた負荷より も低いときには吸気弁の閉弁 時期およびスロッ トル弁の開度の双方を制御することにより燃焼室 内への吸入空気量が制御される火花点火式内燃機関。
2 . 機関負荷が上記予め定められた負荷より も高いか低いかにか 囲
かわらずに吸気弁の閉弁時期は、 機関負荷が低くなるにつれて吸気 下死点から離れる方向に移動せしめられ、 上記スロッ トル弁の開度 は機関負荷が上記予め定められた負荷より も低いときには機関負荷 が低くなるにつれて小さくなる請求項 1 に記載の火花点火式内燃機 関。
3 . 機関負荷が上記予め定められた負荷より も高いときには上記 スロッ トル弁は全開状態に保持される請求項 2 に記載の火花点火式 内燃機関。
4 . 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、 上記予め定められた負荷は機械圧縮比が該最大機械圧縮比に維 持されている負荷領域内に設定されている請求項 1 に記載の火花点 火式内燃機関。
5 . 上記最大機械圧縮比のときに最大となる膨張比が 2 0以上で ある請求項 4に記載の火花点火式内燃機関。
PCT/JP2008/070532 2007-11-06 2008-11-05 火花点火式内燃機関 WO2009060977A1 (ja)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE112008002329.8T DE112008002329B4 (de) 2007-11-06 2008-11-05 Fremdgezündete Brennkraftmaschine
CN2008801115293A CN101821490B (zh) 2007-11-06 2008-11-05 火花点火式内燃机
BRPI0815774-0A BRPI0815774B1 (pt) 2007-11-06 2008-11-05 Motor de combustão interna tipo ignição por faísca
US12/674,579 US8596233B2 (en) 2007-11-06 2008-11-05 Spark ignition type internal combustion engine

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2007288976A JP4420105B2 (ja) 2007-11-06 2007-11-06 火花点火式内燃機関
JP2007-288976 2007-11-06

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2009060977A1 true WO2009060977A1 (ja) 2009-05-14

Family

ID=40625859

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2008/070532 WO2009060977A1 (ja) 2007-11-06 2008-11-05 火花点火式内燃機関

Country Status (7)

Country Link
US (1) US8596233B2 (ja)
JP (1) JP4420105B2 (ja)
CN (1) CN101821490B (ja)
BR (1) BRPI0815774B1 (ja)
DE (1) DE112008002329B4 (ja)
RU (1) RU2438032C2 (ja)
WO (1) WO2009060977A1 (ja)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5088448B1 (ja) * 2011-06-10 2012-12-05 トヨタ自動車株式会社 火花点火内燃機関

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH05231197A (ja) * 1992-02-25 1993-09-07 Yamaha Motor Co Ltd エンジンの可変圧縮比機構
JP2000513788A (ja) * 1998-02-23 2000-10-17 カミンス エンジン カンパニー インコーポレイテッド 最適燃焼コントロールを有する予混合チャージ圧縮点火エンジン
JP2001159329A (ja) * 1999-12-01 2001-06-12 Nissan Motor Co Ltd 可変動弁エンジンの制御装置
JP2004218522A (ja) * 2003-01-15 2004-08-05 Toyota Motor Corp 可変圧縮比機構を備えた内燃機関の制御装置

Family Cites Families (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6739295B1 (en) * 2000-08-17 2004-05-25 Hitachi, Ltd. Compression ignition internal combustion engine
JP3641595B2 (ja) * 2001-05-08 2005-04-20 三菱電機株式会社 内燃機関のバルブタイミング制御装置
US6675087B2 (en) * 2001-08-08 2004-01-06 Ford Global Technologies, Llc Method and system for scheduling optimal compression ratio of an internal combustion engine
JP2003083099A (ja) * 2001-09-06 2003-03-19 Yanmar Co Ltd 内燃機関の制御方法
JP4046086B2 (ja) * 2004-01-21 2008-02-13 トヨタ自動車株式会社 可変圧縮比内燃機関
JP4506414B2 (ja) * 2004-10-29 2010-07-21 トヨタ自動車株式会社 内燃機関のバルブ特性制御装置
JP4740775B2 (ja) * 2006-03-20 2011-08-03 日産自動車株式会社 エンジンの吸入空気量制御装置
JP4367439B2 (ja) * 2006-05-30 2009-11-18 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関
JP2008151059A (ja) * 2006-12-19 2008-07-03 Toyota Motor Corp 可変動弁機構を備える内燃機関の制御装置
JP4849188B2 (ja) * 2009-06-15 2012-01-11 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH05231197A (ja) * 1992-02-25 1993-09-07 Yamaha Motor Co Ltd エンジンの可変圧縮比機構
JP2000513788A (ja) * 1998-02-23 2000-10-17 カミンス エンジン カンパニー インコーポレイテッド 最適燃焼コントロールを有する予混合チャージ圧縮点火エンジン
JP2001159329A (ja) * 1999-12-01 2001-06-12 Nissan Motor Co Ltd 可変動弁エンジンの制御装置
JP2004218522A (ja) * 2003-01-15 2004-08-05 Toyota Motor Corp 可変圧縮比機構を備えた内燃機関の制御装置

Also Published As

Publication number Publication date
US20110041811A1 (en) 2011-02-24
RU2438032C2 (ru) 2011-12-27
CN101821490A (zh) 2010-09-01
JP4420105B2 (ja) 2010-02-24
US8596233B2 (en) 2013-12-03
DE112008002329B4 (de) 2017-03-16
RU2010107276A (ru) 2011-09-10
DE112008002329T5 (de) 2010-07-29
CN101821490B (zh) 2013-03-13
BRPI0815774A2 (pt) 2016-08-02
BRPI0815774B1 (pt) 2019-05-14
JP2009114966A (ja) 2009-05-28

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4259545B2 (ja) 火花点火式内燃機関
JP4483915B2 (ja) 火花点火式内燃機関のアイドリング制御装置
JP4450024B2 (ja) 火花点火式内燃機関
JP5177303B2 (ja) 火花点火式内燃機関
JP4259569B2 (ja) 火花点火式内燃機関
JP2007303423A (ja) 火花点火式内燃機関
JP4450025B2 (ja) 火花点火式内燃機関
WO2009061005A1 (ja) 火花点火式内燃機関
JP4367549B2 (ja) 火花点火式内燃機関
JP4367550B2 (ja) 火花点火式内燃機関
JP4631848B2 (ja) 火花点火式内燃機関
JP4367551B2 (ja) 火花点火式内燃機関
JP4367548B2 (ja) 火花点火式内燃機関
JP4849188B2 (ja) 火花点火式内燃機関
JP4450026B2 (ja) 火花点火式内燃機関
JP4835457B2 (ja) 内燃機関
WO2009022751A1 (ja) 火花点火式内燃機関
JP2009008016A (ja) 火花点火式内燃機関
JP4930337B2 (ja) 火花点火式内燃機関
JP4367547B2 (ja) 火花点火式内燃機関
WO2012169079A1 (ja) 火花点火内燃機関
JP4911144B2 (ja) 火花点火式内燃機関
JP2008274962A (ja) 火花点火式内燃機関
WO2009060977A1 (ja) 火花点火式内燃機関
JP5585540B2 (ja) 内燃機関の制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 200880111529.3

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 08847623

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

DPE1 Request for preliminary examination filed after expiration of 19th month from priority date (pct application filed from 20040101)
DPE1 Request for preliminary examination filed after expiration of 19th month from priority date (pct application filed from 20040101)
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 953/DELNP/2010

Country of ref document: IN

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 12674579

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2010107276

Country of ref document: RU

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 1120080023298

Country of ref document: DE

RET De translation (de og part 6b)

Ref document number: 112008002329

Country of ref document: DE

Date of ref document: 20100729

Kind code of ref document: P

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 08847623

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: PI0815774

Country of ref document: BR

Kind code of ref document: A2

Effective date: 20100226