WO2012160724A1 - 可変圧縮比機構を備える内燃機関 - Google Patents

可変圧縮比機構を備える内燃機関 Download PDF

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WO2012160724A1
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combustion chamber
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intake
compression ratio
valve
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坂柳　佳宏
河崎　高志
田中　宏幸
敬野 中井
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トヨタ自動車株式会社
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    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • 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
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    • 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
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    • G—PHYSICS
    • G01—MEASURING; TESTING
    • G01M—TESTING STATIC OR DYNAMIC BALANCE OF MACHINES OR STRUCTURES; TESTING OF STRUCTURES OR APPARATUS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
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    • G—PHYSICS
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    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to an internal combustion engine provided with a variable compression ratio mechanism.
  • JP 2006-183604 A JP-A-2005-315161 JP 2005-233038 A JP 2004-111598 A JP2007-040212 JP 2010-265817 A JP 2009-092052 A
  • the amount of change in the combustion chamber volume at the top dead center when the mechanical compression ratio is changed is assumed to be that only the amount of burnt gas remaining in the combustion chamber changes.
  • the air volume is not affected.
  • the intake air amount depends on the exhaust amount, and even if the mechanical compression ratio is changed, the exhaust amount does not change. Therefore, it has been considered that the intake air amount basically does not change.
  • the residual burned gas volume shrinks due to a temperature drop when mixing with the intake air supplied into the combustion chamber, and expands due to a pressure drop, and thus affects the amount of intake air.
  • an object of the present invention is to make it possible to estimate the intake air amount relatively accurately in an internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism that changes the mechanical compression ratio by changing the volume of the combustion chamber at the top dead center. The volume of the remaining burned gas in the combustion chamber when the intake air is supplied to the combustion chamber is calculated.
  • An internal combustion engine comprising the variable compression ratio mechanism according to claim 1 of the present invention is an internal combustion engine comprising a variable compression ratio mechanism that varies the mechanical compression ratio by changing the volume of the combustion chamber at the top dead center. Measure or estimate the pressure and temperature of the residual burned gas in the combustion chamber when the exhaust valve is closed during the stroke, measure or estimate the pressure and temperature of the intake air supplied to the combustion chamber after the exhaust valve is closed during the intake stroke, When the pressure and temperature of the residual burned gas satisfying the combustion chamber volume when the exhaust valve is closed during the intake stroke are equal to the pressure and temperature of the intake when the intake air is supplied to the combustion chamber, The volume after change of the residual burned gas is calculated.
  • An internal combustion engine comprising the variable compression ratio mechanism according to claim 2 according to the present invention is an internal combustion engine comprising the variable compression ratio mechanism according to claim 1, and the intake air in the combustion chamber is based on the calculated volume of residual burned gas.
  • the volume of fresh air is calculated and the volume of fresh air is calculated by multiplying the calculated volume of intake air by the fresh air ratio, assuming that burned gas is contained in the intake air supplied to the combustion chamber.
  • the volume of the remaining burned gas in the combustion chamber when the exhaust valve is closed during the intake stroke is changed even when the intake air is supplied into the combustion chamber.
  • the pressure and temperature of the residual burned gas become equal to the pressure and temperature of the intake air, and the volume of the remaining burned gas changes to occupy the combustion chamber volume. Therefore, the volume of the remaining burned gas after the change is calculated, and as a result, the volume of the combustion chamber occupied by the volume of the remaining burned gas is not supplied with intake air.
  • the intake air amount can be estimated relatively accurately.
  • the combustion chamber is based on the calculated residual burned gas volume.
  • the intake air supplied to the combustion chamber is assumed to contain burnt gas, and the calculated intake volume is multiplied by the fresh air ratio to calculate the fresh air volume. It has become. Thereby, the amount of fresh air in the combustion chamber necessary for accurate calculation of the combustion air-fuel ratio can be estimated more accurately.
  • 1 is an overall view of an internal combustion engine. It is a disassembled perspective view of a variable compression ratio mechanism.
  • 1 is a schematic side sectional view of an internal combustion engine. It is a figure which shows a variable valve timing mechanism. It is a figure which shows the lift amount of an intake valve and an exhaust valve. It is a figure for demonstrating a mechanical compression ratio, an actual compression ratio, and an expansion ratio. It is a figure which shows the relationship between theoretical thermal efficiency and an expansion ratio. It is a figure for demonstrating a normal cycle and a super-high expansion ratio cycle. It is a figure which shows changes, such as a mechanical compression ratio according to an engine load. It is a flowchart for calculating the volume change of the residual burned gas in a combustion chamber.
  • FIG. 1 shows a side sectional view of an internal combustion engine equipped with a variable compression ratio mechanism according to the present invention.
  • 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 disposed at the center of the top surface of the combustion chamber 5
  • 7 is intake air.
  • 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 12 via an intake branch pipe 11, and a fuel injection valve 13 for injecting fuel into the corresponding intake port 8 is arranged in each intake branch pipe 11.
  • 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 12 is connected to an air cleaner 15 via an intake duct 14, and a throttle valve 17 driven by an actuator 16 and an intake air amount detector 18 using, for example, heat rays are arranged in the intake duct 14.
  • the exhaust port 10 is connected to a catalyst device 20 containing, for example, a three-way catalyst via an exhaust manifold 19, and an air-fuel ratio sensor 21 is disposed in the exhaust manifold 19.
  • a catalyst device 20 containing, for example, a three-way catalyst via an exhaust manifold 19, and an air-fuel ratio sensor 21 is disposed in the exhaust manifold 19.
  • the combustion air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio
  • the piston 4 is positioned at the compression top dead center 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 capable of changing the volume of the combustion chamber 5 at the time
  • an actual compression action start timing changing mechanism B capable of changing the actual start time of the compression action.
  • the actual compression action start timing changing mechanism B is composed of a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve 7.
  • a relative position sensor 22 for detecting a relative positional relationship between the crankcase 1 and the cylinder block 2 is attached to the crankcase 1 and the cylinder block 2. Outputs an output signal indicating a change in the distance between the crankcase 1 and the cylinder block 2.
  • the variable valve timing mechanism B is provided with a valve timing sensor 23 for generating an output signal indicating the closing timing of the intake valve 7, and an output signal indicating the throttle valve opening is provided to the actuator 16 for driving the throttle valve.
  • a throttle opening sensor 24 is attached.
  • the electronic control unit 30 is composed of a digital computer, and is connected to each other by a bidirectional bus 31.
  • 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 input to the input port 35 via the corresponding AD converter 37. Is done.
  • crank angle sensor 42 that generates an output pulse every time the crankshaft rotates, for example, 30 ° is connected to the input port 35.
  • the output port 36 is connected to the spark plug 6, the fuel injection valve 13, the throttle valve driving actuator 16, the variable compression ratio mechanism A, and the variable valve timing mechanism B through corresponding drive circuits 38.
  • 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 from each other are formed below both side walls of the cylinder block 2, and cam insertion holes 51 each having a circular cross section are formed in each protrusion 50.
  • cam insertion holes 51 each having a circular cross section are formed in each protrusion 50.
  • a plurality of protrusions 52 are formed on the upper wall surface of the crankcase 1 so as to be fitted between the corresponding protrusions 50 spaced apart from each other.
  • Cam insertion holes 53 each having a circular cross section are formed.
  • a pair of camshafts 54 and 55 are provided, and on each camshaft 54 and 55, a circular cam 58 is rotatably inserted into each cam insertion hole 53. It is fixed. These circular cams 58 are coaxial with the rotational axes of the camshafts 54 and 55.
  • an eccentric shaft 57 eccentrically arranged with respect to the rotation axis of each camshaft 54, 55 extends. 56 is mounted eccentrically and rotatable.
  • these circular cams 56 are arranged on both sides of each circular cam 58, and these circular cams 56 are rotatably inserted into the corresponding cam insertion holes 51.
  • a cam rotation angle sensor 25 that generates an output signal representing the rotation angle of the camshaft 55 is attached to the camshaft 55.
  • 3A, 3B, and 3C show the positional relationship among the center a of the circular cam 58, the center b of the eccentric shaft 57, and the center c of the circular cam 56 in each state. It is shown.
  • the relative positions of the crankcase 1 and the cylinder block 2 are determined by the distance between the center a of the circular cam 58 and the center c of the circular cam 56. As the distance between the center a of 58 and the center c of the circular cam 56 increases, the cylinder block 2 moves away from the crankcase 1. That is, the variable compression ratio mechanism A changes the relative position between the crankcase 1 and the cylinder block 2 by a crank mechanism using a rotating cam. When the cylinder block 2 moves away from the crankcase 1, the volume of the combustion chamber 5 increases when the piston 4 is positioned at the compression top dead center. Therefore, by rotating the camshafts 54 and 55, the piston 4 is compressed at the top dead center. The volume of the combustion chamber 5 when it is located at can be changed.
  • a pair of worms 61 and 62 having opposite spiral directions are attached to the rotation shaft of the drive motor 59, respectively.
  • Worm wheels 63 and 64 that mesh with the worms 61 and 62 are fixed to the ends of the camshafts 54 and 55, respectively.
  • the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 is located at the compression top dead center can be changed over a wide range.
  • FIG. 4 shows the variable valve timing mechanism B attached to the end of the camshaft 70 for driving the intake valve 7 in FIG.
  • the variable valve timing mechanism B includes a timing pulley 71 that is rotated in the direction of an arrow by a crankshaft of an engine via a timing belt, a cylindrical housing 72 that rotates together with the timing pulley 71, an intake valve A rotating shaft 73 that rotates together with the driving camshaft 70 and is rotatable relative to the cylindrical housing 72, and a plurality of partition walls 74 that extend from the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 to the outer peripheral surface of the rotating shaft 73. And a vane 75 extending from the outer peripheral surface of the rotating shaft 73 to the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 between the partition walls 74, and an advance hydraulic chamber 76 on each side of each vane 75.
  • a retarding hydraulic chamber 77 is formed.
  • the hydraulic oil supply control to the hydraulic chambers 76 and 77 is performed by the hydraulic oil supply control valve 78.
  • the hydraulic oil supply control valve 78 includes hydraulic ports 79 and 80 connected to the hydraulic chambers 76 and 77, a hydraulic oil supply port 82 discharged from the hydraulic pump 81, a pair of drain ports 83 and 84, And a spool valve 85 for controlling communication between the ports 79, 80, 82, 83, and 84.
  • variable valve timing mechanism B can advance and retard the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 by a desired amount.
  • the solid line shows the time when the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 is advanced the most by the variable valve timing mechanism B
  • the broken line shows the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 being the most advanced. It shows when it is 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 the range indicated by the arrow C in FIG. Any crank angle 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 (A), (B), and (C) show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for the sake of explanation.
  • the combustion chamber volume represents the volume of the combustion chamber when the piston is located at the compression top dead center.
  • FIG. 6A explains the mechanical compression ratio.
  • FIG. 6B illustrates the actual compression ratio.
  • FIG. 6C explains 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 ultrahigh expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention.
  • FIG. 8 (A) shows a normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action by the piston is started from the vicinity of the intake bottom dead center.
  • the combustion chamber volume is set to 50 ml
  • the stroke volume of the piston is set to 500 ml, similarly to the example shown in FIGS. 6A, 6B, and 6C.
  • the actual compression ratio is almost 11
  • the solid line in FIG. 7 shows the change in the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio and the expansion ratio are substantially equal, that is, in a normal cycle.
  • 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 a normal cycle, it is only necessary to increase the actual compression ratio.
  • the actual compression ratio can only be increased to a maximum of about 12 due to the restriction of the occurrence of knocking at the time of engine high load operation, and thus the theoretical thermal efficiency cannot be sufficiently increased in a normal cycle.
  • FIG. 8B shows an example where the variable compression ratio mechanism A and variable valve timing mechanism B are used 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.
  • FIG. 8B Only the expansion ratio is shown in FIG. 8B. It can be seen that it has been increased to 26. This is why it is called an ultra-high expansion ratio cycle.
  • FIG. 9 shows changes in the intake air amount, the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, the expansion ratio, the actual compression ratio, and the opening degree of the throttle valve 17 according to the engine load at a certain engine speed.
  • . 9 shows that the average air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is an output signal of the air-fuel ratio sensor 21 so that unburned HC, CO and NO x in the exhaust gas can be simultaneously reduced by the three-way catalyst in the catalyst device 20. This shows a case where feedback control is performed to the theoretical air-fuel ratio based on the above.
  • 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 is advanced as shown by the solid line in FIG. ing. At this time, the amount of intake air is large, and at this time, the opening degree of the throttle valve 17 is kept fully open, so that the pumping 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 piston 4 reaches the compression top dead center is decreased in proportion to the decrease in the intake air amount. Therefore, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center changes in proportion to the intake air amount.
  • the air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the stoichiometric air-fuel ratio, so the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is proportional to the fuel amount. Will change.
  • the mechanical compression ratio When the engine load is further reduced, the mechanical compression ratio is further increased, and when the engine load is lowered to the medium load L1 slightly close to the low load, the mechanical compression ratio becomes a limit mechanical compression ratio (upper limit mechanical compression) that becomes the structural limit of the combustion chamber 5. Ratio).
  • the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio, the mechanical compression ratio is held at the limit mechanical compression ratio in a region where the load is lower than the engine load L1 when the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio. Accordingly, the mechanical compression ratio is maximized and the expansion ratio is maximized at the time of low engine load operation and low engine load operation, that is, at the engine low load operation side. In other words, the mechanical compression ratio is maximized so that the maximum expansion ratio is obtained on the engine low load operation side.
  • the closing timing of the intake valve 7 becomes the limit closing timing that can control the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5.
  • the closing timing of the intake valve 7 reaches the limit closing timing, the closing timing of the intake valve 7 is reduced in a region where the load is lower than the engine load L1 when the closing timing of the intake valve 7 reaches the closing timing. It is held at the limit closing timing.
  • the intake air amount can no longer be controlled by the change in the closing timing of the intake valve 7.
  • the intake valve 7 is supplied into the combustion chamber 5 by the throttle valve 17.
  • the amount of intake air to be controlled is controlled, and the opening degree of the throttle valve 17 is made smaller as the engine load becomes lower.
  • the intake air amount can be controlled without depending on the throttle valve 17 by advancing the closing timing of the intake valve 7 as the engine load becomes lower as shown by the broken line in FIG. Accordingly, when expressing the case shown in FIG. 9 so as to include both the case indicated by the solid line and the case indicated by the broken line, in the embodiment according to the present invention, the valve closing timing of the intake valve 7 becomes smaller as the engine load becomes lower. It is moved in a direction away from the intake bottom dead center BDC until the limit valve closing timing L1 at which the intake air amount supplied into the combustion chamber can be controlled.
  • the intake air amount can be controlled by changing the closing timing of the intake valve 7 as shown by the solid line in FIG. 9 or by changing it as shown by the broken line.
  • the expansion ratio is 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG.
  • the intake air amount can be calculated based on the occupied volume of the intake air in the combustion chamber and the pressure and temperature of the intake air.
  • the occupied volume of the intake air in the combustion chamber is other than the occupied volume of the burned gas in the combustion chamber.
  • the occupied volume of the burned gas in the combustion chamber may be calculated.
  • FIG. 10 is a flowchart for this purpose, and is implemented by the electronic control unit 30.
  • step 101 it is determined whether or not it is time to determine the fuel injection amount. For example, when the fuel injection valve 13 is disposed in the intake port 8, the fuel injection is performed during the intake stroke. Further, when the fuel injection valve is disposed in the combustion chamber, fuel injection is possible from the initial stage of the intake stroke to the ignition timing of the compression stroke. However, in order to vaporize and mix the injected fuel, the fuel is injected during the intake stroke. It is preferable to end the injection. In any case, the fuel injection amount must be determined before the end of fuel injection.
  • step 101 When the determination in step 101 is negative, it is not necessary to calculate the occupied volume of the burned gas in the combustion chamber in order to determine the fuel injection amount, and the process ends without doing anything. However, if it is time to determine the fuel injection amount, the determination in step 101 is affirmed, and in step 102, the combustion chamber volume V0 when the exhaust valve is closed is set.
  • the combustion chamber volume V0 when the exhaust valve is closed varies depending on not only the size and shape of the combustion chamber but also the current mechanical compression ratio and the current closing timing of the exhaust valve. As the mechanical compression ratio is reduced by the variable compression ratio mechanism A, the combustion chamber volume at the top dead center is increased, so that the combustion chamber volume V0 when the exhaust valve is closed is increased. Further, the more the exhaust valve closing timing is retarded, the larger the combustion chamber volume V0 when the exhaust valve is closed.
  • the current mechanical compression ratio can be estimated based on the output of the relative position sensor 22.
  • step 103 when the exhaust valve is closed, the temperature TEX and pressure PEX of the burned gas satisfying the combustion chamber volume V0 are measured by a temperature sensor and a pressure sensor (both not shown) arranged in the combustion chamber.
  • step 104 the temperature TIN and the pressure PIN of the intake air supplied to the combustion chamber are measured by, for example, a temperature sensor and a pressure sensor (both not shown) disposed in the surge tank 12.
  • step 105 the volume V0 'of the burned gas that changes in this way is calculated by the following equation.
  • V0 ' V0 * TIN / TEX * PEX / PIN
  • the intake air amount is calculated. can do. For example, when the valve closing timing of the intake valve is controlled before the intake bottom dead center as shown by a broken line in FIG. 9, the combustion chamber volume V1 ′ until the intake valve closes (based on the current mechanical compression ratio).
  • the intake air amount can be calculated based on the intake pressure PIN and the temperature TIN.
  • the combustion chamber volume V1 ′′ (the current mechanical compression ratio) from the intake valve closing
  • the amount of intake air can be calculated based on the intake pressure PIN and the temperature TIN.
  • step 103 of the flowchart of FIG. 10 the burnt gas temperature TEX and pressure PEX in the combustion chamber when the intake valve is closed are measured by arranging a temperature sensor and a pressure sensor in the combustion chamber. Alternatively, it may be mapped for each engine operating state determined by the engine speed. Even if only the pressure sensor is arranged in the combustion chamber, the cylinder pressure P in the expansion stroke is monitored by the pressure sensor, and the product PV of the cylinder pressure P and the combustion chamber volume V becomes the maximum value PVM. By specifying the angle CA, it can be estimated that the burned gas temperature TEX becomes higher as the maximum value PVM is larger, and the later expansion work is reduced as the crank angle CA is retarded. Since TEX can be estimated to be high, the burned gas temperature TEX can be mapped to the maximum value PVM and the crank angle CA.
  • the intake air temperature TIN measured in step 104 of the flowchart of FIG. 10 may be the atmospheric temperature. Further, when the throttle valve is fully opened, the intake pressure PIN may be an atmospheric pressure. At the time of throttle valve opening control, the intake pressure PIN is mapped with respect to the throttle valve opening so that the intake valve PIN decreases as the throttle valve opening decreases (the absolute value of the negative pressure increases). It is also possible.
  • the burned gas in the combustion chamber flows out not only to the exhaust port 10 but also to the intake port 8 from the intake valve open to the exhaust top dead center. Accordingly, strictly speaking, the intake air in the intake port 8 supplied from the exhaust valve closing into the combustion chamber contains burned gas.
  • the intake air fresh air ratio R By multiplying the intake air fresh air ratio R, the fresh air occupation volume for estimating the amount of fresh air necessary for accurate calculation of the combustion air-fuel ratio can be calculated.
  • the fresh air ratio R is a ratio fv / gv of the fresh air volume fv to the unit volume gv of the gas sucked into the combustion chamber from the intake port 9, and the unit volume gv is the fresh air included in the unit volume gv. It is the sum of the volume fv and the burned gas volume ev.
  • the fresh air ratio R decreases.
  • the higher the engine load and the higher the combustion pressure the higher the burnt gas pressure in the cylinder when the intake valve is opened, so the amount of burnt gas flowing out to the intake port 8 increases and the fresh air ratio R Becomes smaller.
  • the fresh air ratio R can be mapped based on the engine operating state (engine load and engine speed) and the opening timing of the intake valve.

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Abstract

　本内燃機関は、上死点の燃焼室容積を変化させて機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、吸気行程の排気弁閉弁時における燃焼室内の残留既燃ガスの圧力及び温度を測定又は推定し、吸気行程の排気弁閉弁後に燃焼室内へ供給される吸気の圧力及び温度を測定又は推定し、吸気行程の排気弁閉弁時の燃焼室容積を満たす残留既燃ガスの圧力及び温度が燃焼室へ吸気が供給された際には吸気の圧力及び温度に等しくなるとして、残留既燃ガスの変化後の容積を算出する。

Description

可変圧縮比機構を備える内燃機関
　本発明は、可変圧縮比機構を備える内燃機関に関する。
　上死点の燃焼室容積を変化させて機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関が公知である。このような内燃機関において、吸気弁の閉弁時期を圧縮行程において可変として吸入空気量を制御することがある。この場合において、吸入空気量を、吸気弁の閉弁時期と吸気圧とに基づき算出することが提案されている（特許文献１参照）。
特開２００６－１８３６０４ 特開２００５－３１５１６１ 特開２００５－２３３０３８ 特開２００４－２１１５９８ 特開２００７－０４０２１２ 特開２０１０－２６５８１７ 特開２００９－０９２０５２
　前述の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、機械圧縮比を変化させる際の上死点の燃焼室容積の変化分は、燃焼室内に残留する既燃ガス量が変化するだけであるとして、吸入空気量に影響しないとしている。すなわち、吸入空気量は排気量に依存するものであり、機械圧縮比を変化させても、排気量は変化しないために、基本的に吸入空気量も変化しないと考えられていた。しかしながら、残留既燃ガス容積は、燃焼室内へ供給された吸気と混合する際の温度低下によって収縮し、また、圧力低下によって膨張するために、吸入空気量に影響する。
　従って、本発明の目的は、上死点の燃焼室容積を変化させて機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関において、吸入空気量を比較的正確に推定可能とするために、燃焼室へ吸気が供給された際の燃焼室内の残留既燃ガスの容積を算出することである。
　本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、上死点の燃焼室容積を変化させて機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、吸気行程の排気弁閉弁時における燃焼室内の残留既燃ガスの圧力及び温度を測定又は推定し、吸気行程の排気弁閉弁後に燃焼室内へ供給される吸気の圧力及び温度を測定又は推定し、吸気行程の排気弁閉弁時の燃焼室容積を満たす前記残留既燃ガスの前記圧力及び前記温度が燃焼室へ吸気が供給された際には吸気の前記圧力及び前記温度に等しくなるとして、前記残留既燃ガスの変化後の容積を算出することを特徴とする。
　本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、算出された残留既燃ガスの容積に基づき燃焼室内の吸気の容積を算出し、燃焼室内へ供給される吸気には既燃ガスが含まれているとして、算出された吸気の容積に新気割合を乗算して、新気の容積を算出することを特徴とする。
　本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、吸気行程の排気弁閉弁時における燃焼室内の残留既燃ガスが燃焼室内への吸気の供給に際しても容積変化せずに排気弁閉弁時の燃焼室容積を占領するのではなく、残留既燃ガスの圧力及び温度は吸気の圧力及び温度と等しくなって残留既燃ガスが容積変化して燃焼室容積を占領することとなるために、変化後の残留既燃ガスの容積を算出するようになっており、それにより、容積変化した残留既燃ガスにより占領される燃焼室の容積分は吸気が供給されないとして、吸入空気量を比較的正確に推定することができる。
　本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、算出された残留既燃ガスの容積に基づき燃焼室内の吸気の容積を算出し、燃焼室内へ供給される吸気には既燃ガスが含まれているとして、算出された吸気の容積に新気割合を乗算して、新気の容積を算出するようになっている。それにより、正確な燃焼空燃比の算出に必要な燃焼室内の新気量をさらに正確に推定することができる。
内燃機関の全体図である。 可変圧縮比機構の分解斜視図である。 図解的に表した内燃機関の側面断面図である。 可変バルブタイミング機構を示す図である。 吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。 機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。 理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。 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である。 機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。 燃焼室内の残留既燃ガスの容積変化を算出するためのフローチャートである。
　図１は本発明による可変圧縮比機構を備える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、１０は排気ポートを夫々示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１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１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１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１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒装置２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。燃焼空燃比が理論空燃比である場合には、触媒装置２０には前述のように三元触媒を内蔵することが好ましいが、燃焼空燃比を理論空燃比よりリーンとすることがある場合には、触媒装置２０にＮＯX吸蔵還元触媒を内蔵するか又はＮＯX吸蔵還元触媒を内蔵する別の触媒装置を三元触媒を内蔵する触媒装置２０の下流側に配置することが好ましい。
　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。
　図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２との間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。
　電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０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４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火栓６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、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５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１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５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３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５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６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５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。
　図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において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５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心軸５７は最も低い位置となる。
　なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。
　図３（Ａ）から図３（Ｃ）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５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃ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から離間側に移動する。即ち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２との間の相対位置を変化させていることになる。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５４，５５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５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォーム６１，６２が取付けられており、これらウォーム６１，６２と噛合するウォームホイール６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９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って変更することができる。
　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７０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７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
　各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
　吸気弁駆動用カムシャフト７０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８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２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７０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８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２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７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３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７０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７０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７０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５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌ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（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１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）／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（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０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（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１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用いられている超膨張比サイクルについて説明する。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５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌ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（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１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１２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機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、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が見い出されたのである。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＝１０は実圧縮比を１０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ε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５０ｍｌから２０ｍｌ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５００ｍｌから２００ｍｌ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（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６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１１で膨張比が１１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２６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概略的に説明する。図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒装置２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯX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２１の出力信号に基づ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１７の開度は全開に保持されているのでポンピ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１７は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１７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Ｌ1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（上限機械圧縮比）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Ｌ1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Ｌ1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Ｌ1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Ｌ1よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７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、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。
　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ってもスロットル弁１７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Ｌ1まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができる。
　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２６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２０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。従って本実施例では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
　ところで、燃料噴射量を決定する際には、所望の燃焼空燃比を実現するために、燃焼室内へ供給される吸入空気量（重量）を把握することが必要である。吸入空気量は、吸入空気の燃焼室内の占領容積と、吸気空気の圧力及び温度とに基づき算出することができる。
　吸入空気の燃焼室内の占領容積は、燃焼室内の既燃ガスの占領容積以外となり、吸入空気の燃焼室内の占領容積を知るためには、既燃ガスの燃焼室内の占領容積を算出すれば良い。図１０は、そのためのフローチャートであり、電子制御ユニット３０により実施される。
　まず、ステップ１０１において、燃料噴射量の決定時期であるか否かが判断される。例えば、燃料噴射弁１３が吸気ポート８に配置されている場合には、燃料噴射は吸気行程中に実施される。また、燃料噴射弁が燃焼室に配置されている場合には、燃料噴射は吸気行程初期から圧縮行程の点火時期まで可能であるが、噴射燃料の気化混合のためには、吸気行程中に燃料噴射を終了することが好ましい。いずれにしても、燃料噴射終了以前に燃料噴射量を決定しなければならない。
　ステップ１０１の判断が否定されるときには、燃料噴射量を決定するために既燃ガスの燃焼室内の占領容積を算出する必要はなく、何もせずに終了する。しかしながら、燃料噴射量の決定時期であれば、ステップ１０１の判断は肯定され、ステップ１０２において、排気弁閉弁時の燃焼室容積Ｖ０が設定される。排気弁閉弁時の燃焼室容積Ｖ０は、燃焼室の寸法形状だけでなく、現在の機械圧縮比及び現在の排気弁の閉弁時期により変化する。可変圧縮比機構Ａにより機械圧縮比が小さくされるほど上死点の燃焼室容積が大きくなるために、排気弁閉弁時の燃焼室容積Ｖ０は大きくなる。また、排気弁の閉弁時期が遅角されるほど、排気弁閉弁時の燃焼室容積Ｖ０は大きくなる。現在の機械圧縮比は相対位置センサ２２の出力に基づき推定可能である。
　吸気行程において、吸気弁が開弁していて吸気上死点（排気上死点）からピストンが下降しても、排気弁の開弁中は、吸気ポート８の吸気圧力より、排気ポート１０の排気圧力が高いために、燃焼室内へ吸気が供給されることはない。それにより、排気弁閉弁時の燃焼室容積Ｖ０は、既燃ガスにより満たされている。
　次いで、ステップ１０３において、排気弁閉弁時に、燃焼室容積Ｖ０を満たす既燃ガスの温度ＴＥＸ及び圧力ＰＥＸが、燃焼室に配置された温度センサ及び圧力センサ（いずれも図示せず）により測定される。
　好ましくは、ステップ１０３と同時に、ステップ１０４において、燃焼室へ供給される吸気の温度ＴＩＮ及び圧力ＰＩＮが、例えばサージタンク１２に配置された温度センサ及び圧力センサ（いずれも図示せず）により測定される。
　吸気行程の排気弁閉弁時における燃焼室内の既燃ガスの圧力ＰＥＸ及び温度ＴＥＸは、燃焼室へ吸気が供給されると吸気の圧力ＰＩＮ及び温度ＴＩＮと等しくなって、既燃ガスは容積変化して燃焼室を占領する。ステップ１０５では、このようにして変化する既燃ガスの容積Ｖ０’を次式により算出する。
　Ｖ０’＝Ｖ０＊ＴＩＮ／ＴＥＸ＊ＰＥＸ／ＰＩＮ
　こうして、燃料噴射量の決定時期となって、吸気行程の排気弁の閉弁直後に燃焼室に残留する既燃ガスの容積変化後の占領容積Ｖ０’が算出されれば、吸入空気量を算出することができる。例えば、吸気弁の閉弁時期が図９に破線で示すように、吸気下死点前において制御される場合には、吸気弁閉弁までの燃焼室容積Ｖ１’（現在の機械圧縮比に基づく上死点の燃焼室容積と上死点から吸気弁閉弁までのピストンの行程容積との合計）から既燃ガスの占領容積Ｖ０’を減算した容積（Ｖ１’－Ｖ０’）が吸気の占領容積となり、吸気の圧力ＰＩＮ及び温度ＴＩＮに基づき吸入空気量を算出することができる。
　また、吸気弁の閉弁時期が図９に実線で示すように、吸気下死点後において制御される場合には、例えば、吸気弁閉弁からの燃焼室容積Ｖ１”（現在の機械圧縮比に基づく上死点の燃焼室容積と吸気弁閉弁から上死点までのピストンの行程容積との合計）から既燃ガスの占領容積Ｖ０’を減算した容積（Ｖ１”－Ｖ０’）が吸気の占領容積となり、吸気の圧力ＰＩＮ及び温度ＴＩＮに基づき吸入空気量を算出することができる。
　また、吸気下死点から吸気弁閉弁までの間に、吸気だけでなく、既燃ガスも吸気系へ排出されると考えることもでき、この場合には、先ずは、吸気下死点の吸気の占領容積を、吸気下死点の燃焼室容積Ｖ１（現在の機械圧縮比に基づく上死点の燃焼室容積とピストンの行程容積との合計）から既燃ガスの占領容積Ｖ０’を減算して算出する（Ｖ１－Ｖ０’）。次いで、吸気下死点の吸気の占領容積（Ｖ１－Ｖ０’）に前述の吸気弁閉弁からの燃焼室容積Ｖ１”と吸気下死点の燃焼室容積Ｖ１との比Ｖ１”／Ｖ１を乗算することにより、吸入の占領容積を算出することができ、吸気の圧力ＰＩＮ及び温度ＴＩＮに基づき吸入空気量を算出することができる。
　図１０のフローチャートのステップ１０３において、吸気弁閉弁時の燃焼室内の既燃ガス温度ＴＥＸ及び圧力ＰＥＸは、燃焼室に温度センサ及び圧力センサを配置して測定されるようにしたが、機関負荷及び機関回転数により定まる機関運転状態毎にマップ化しておいても良い。また、燃焼室に圧力センサだけしか配置されなくても、圧力センサにより膨張行程の筒内圧力Ｐを監視して、筒内圧力Ｐと燃焼室容積Ｖとの積ＰＶが最大値ＰＶＭとなるクランク角度ＣＡを特定することにより、最大値ＰＶＭが大きいほど既燃ガス温度ＴＥＸは高くなると推定することができ、また、クランク角度ＣＡが遅角側ほどその後の膨張仕事が少なくなって既燃ガス温度ＴＥＸは高くなると推定することができるために、最大値ＰＶＭとクランク角度ＣＡとに対して既燃ガス温度ＴＥＸをマップ化しておくことも可能である。
　図１０のフローチャートのステップ１０４において測定される吸気温度ＴＩＮは、大気温度としても良い。また、スロットル弁の全開時には、吸気圧力ＰＩＮは、大気圧力としても良い。スロットル弁の開度制御時には、吸気圧力ＰＩＮは、スロットル弁の開度が小さいほど低くなるように（負圧の絶対値としては大きくなるように）スロットル弁の開度に対してマップ化しておくことも可能である。
　また、排気行程中に吸気弁が開弁する場合において、吸気弁開弁から排気上死点までは、燃焼室内の既燃ガスは、排気ポート１０だけでなく、吸気ポート８へも流出する。それにより、厳密には、排気弁閉弁から燃焼室内へ供給される吸気ポート８内の吸気は、既燃ガスを含んでいる。
　従って、前述したように算出される吸気の占領容積（Ｖ１’－Ｖ０’）、（Ｖ１”－Ｖ０’）、又は（Ｖ１－Ｖ０’）・Ｖ”／Ｖ１に、吸気ポート８から燃焼室内へ吸入される気体の新気割合Ｒを乗算することにより正確な燃焼空燃比の算出に必要な新気量を推定するための新気の占領容積を算出することができる。
　ここで、新気割合Ｒは、吸気ポート９から燃焼室内へ吸入される気体の単位体積ｇｖに対する新気体積ｆｖの割合ｆｖ／ｇｖであり、単位体積ｇｖは、単位体積ｇｖに含まれる新気体積ｆｖと既燃ガス体積ｅｖとの和となる。
　吸気弁の排気行程における開弁時期が進角側であるほど、吸気ポート８へ流出する既燃ガス量は多くなり、吸気ポート９から燃焼室内へ吸入される気体の単位体積ｇｖに対する既燃ガス体積ｅｖが大きくなるために、新気割合Ｒは小さくなる。また、機関負荷が高くて燃焼圧力が高いほど、吸気弁開弁時の気筒内の既燃ガス圧力は高くなるために、吸気ポート８へ流出する既燃ガス量は多くなり、新気割合Ｒは小さくなる。このように、機関運転状態（機関負荷及び機関回転数）と吸気弁の開弁時期とに基づき、新気割合Ｒをマップ化しておくことも可能である。
　１　　クランクケース
　２　　シリンダブロック
　Ａ　　可変圧縮比機構
　Ｂ　　可変バルブタイミング機構

Claims (2)

  1. 　上死点の燃焼室容積を変化させて機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、吸気行程の排気弁閉弁時における燃焼室内の残留既燃ガスの圧力及び温度を測定又は推定し、吸気行程の排気弁閉弁後に燃焼室内へ供給される吸気の圧力及び温度を測定又は推定し、吸気行程の排気弁閉弁時の燃焼室容積を満たす前記残留既燃ガスの前記圧力及び前記温度が燃焼室へ吸気が供給された際には吸気の前記圧力及び前記温度に等しくなるとして、前記残留既燃ガスの変化後の容積を算出することを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。
  2. 　算出された残留既燃ガスの容積に基づき燃焼室内の吸気の容積を算出し、燃焼室内へ供給される吸気には既燃ガスが含まれているとして、算出された吸気の容積に新気割合を乗算して、新気の容積を算出することを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
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