(57)【要約】本発明の火花点火式内燃機関は、吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構を具備し、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される。機関冷間始動時においては、機関温間運転時に比べて吸気弁の閉弁時期が進角される。機関冷間始動時には燃焼室内に吸入された混合気が機関吸気通路内に吹き返されることによって気筒間で空燃比のバラツキが発生するが、本発明の火花点火式内燃機関によれば斯かる気筒間での空燃比のバラツキを抑制することができる。
2010079623.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構を具備し、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される内燃機関において、
機関冷間運転時においては、機関温間運転時に比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる、火花点火式内燃機関。
【請求項２】
機関冷間運転時においては、吸気系壁面温度が低いほど機関温間運転時に比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる程度を大きくする、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
機関吸気通路内にスロットル弁をさらに具備し、機関冷間運転時において吸気弁の閉弁時期を進角させたときには、スロットル弁の開度を小さくする、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
機関冷間運転時において、吸気弁の閉弁時期を進角させる程度は機関回転数が低い場合の方が高い場合よりも大きい、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
機関冷間運転時において、吸気弁の閉弁時期を進角させる程度は機関負荷が低い場合の方が高い場合よりも大きい、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
機関冷間運転時において、吸気弁の閉弁時期を進角させる程度は当該内燃機関に供給される燃料の気化率が低い場合の方が高い場合よりも大きい、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項７】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構をさらに具備し、機関冷間運転時においては、機関温間運転時に比べて機械圧縮比を小さくする、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項８】
吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構を具備し、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される内燃機関において、
吸気弁の閉弁時期は遅角ガード時期よりも進角側に制限され、機関冷間運転時における遅角ガード時期は機関温間運転時に比べて進角側の時期に設定される、火花点火式内燃機関。
【請求項９】
機関冷間運転時においては、吸気系壁面温度が低いほど機関温間運転時に比べて遅角ガード時期が進角側に設定される、請求項８に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１０】
機関冷間運転時において、遅角ガード時期は機関回転数が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される、請求項８に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１１】
機関冷間運転時において、遅角ガード時期は機関負荷が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される、請求項８に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１２】
機関冷間運転時において、遅角ガード時期は当該内燃機関に供給される燃料の気化率が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される、請求項８に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１３】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構をさらに具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる、請求項１又は８に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１４】
機関低負荷運転時には機械圧縮比が最大機械圧縮比とされる、請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１５】
機関低負荷運転時には膨張比が２０以上とされる、請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１６】
上記吸気系壁面温度を表す値として機関冷却水温を用いる、請求項２又は９に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１７】
機関吸気通路の少なくとも一部の周りに機関冷却水を流通させる冷却水流通路をさらに具備し、
吸気系壁面温度が機関冷却水温よりも低いときには機関冷却水を上記冷却水流通路に流通させる、請求項１又は８に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１８】
吸気系壁面温度が機関冷却水温よりも低いときであっても機関高負荷運転時には機関冷却水を上記冷却水流通路に流通させない、請求項１７に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１９】
内燃機関が停止されてから再始動されるまでの経過時間を検出する経過時間算出手段をさらに具備し、経過時間算出手段によって検出された上記経過時間が予め定められた時間より短いときには機関再始動後の内燃機関は機関温間運転中であると判断される、請求項１又は８に記載の火花点火式内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、火花点火式内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
本願出願人は、特開２００７−３０３４２３号公報において、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変更可能な可変閉弁時期機構とを具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比を高くして膨張比を２０以上とする火花点火式内燃機関を提案している。
斯かる火花点火式内燃機関では、機関低負荷運転時には機械圧縮比（膨張比）を２０以上とすると共に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れた時期とすることで機械圧縮比に対して実圧縮比を比較的低く維持し、実圧縮比が高くなることによるノッキングの発生を抑制しつつ、極めて高い熱効率を実現している。
ところで、燃焼室内への吸入空気量を減少させるべく吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れるように遅角させると、一旦燃焼室内に吸入された吸気ガスの一部が上昇するピストンに押し出されて機関吸気通路内に吹き返される。機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返し量は吸気弁の閉弁時期を遅角させるほど多くなり、また機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返しの強さは吸気弁の閉弁時期を遅角させるほど強くなる。特開２００７−３０３４２３号公報に記載された火花点火式内燃機関では、吸気弁の閉弁時期を極端に遅角させる場合があり、このような場合には吸気ガスの吹き返し量は極めて多く、また吸気ガスの吹き返しの強さは極めて強くなる。
このように吸気ガスの吹き返しが多く且つ強い状況下では、特に、機関冷間始動時において、気筒間で空燃比（燃焼室内に供給される空気に対する燃料の比率）にズレが生じる。
すなわち、機関冷間始動時には、燃料噴射弁から噴射された燃料が霧化（或いは、気化。以下、「霧化」には「気化」を含む）しにくく、混合気内に燃料濃度の高い部分と燃料濃度の低い部分とができてしまう場合がある。ただし、機関吸気通路内への混合気の吹き返しが少なく且つ弱ければ、吹き返された混合気は他の気筒内に吸入されることなく、次のサイクルにおいてその気筒に再度吸入される。このため、結果的に気筒間での空燃比のズレはあまり生じない。
一方、機関吸気通路内への混合気の吹き返しが多く且つ強いと、吹き返された混合気の一部は隣の気筒等に吸入される。上述したように機関冷間始動時においては混合気内に燃料濃度の高い部分と燃料濃度の低い部分ができる場合があり、この場合、機関吸気通路内へ吹き返されて隣の気筒に吸入される混合気が燃料濃度の高い部分であると、この隣の気筒等に吸入される混合気の空燃比が目標空燃比よりもリッチになると共に、元の気筒に吸入される混合気の空燃比が目標空燃比よりもリーンになる。逆に、機関吸気通路内へ吹き返されて隣の気筒に吸入される混合気が燃料濃度の低い部分であると、この隣の気筒に吸入される混合気の空燃比が目標空燃比よりもリーンになると共に、元の気筒に吸入される混合気の空燃比が目標空燃比よりもリッチになる。このため、気筒間で空燃比のズレが生じてしまう。
このように、機関冷間始動時において、吸気弁の閉弁時期を遅角することによって機関吸気通路内への混合気の吹き返しが多く且つ強くなると、気筒間で空燃比のズレが生じてしまう。
【発明の開示】
【０００３】
そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される内燃機関において、機関冷間始動時に生じうる気筒間での空燃比のバラツキの発生を抑制することにある。
本発明は、上記課題を解決するための手段として、請求の範囲の各請求項に記載された火花点火式内燃機関を提供する。
本発明の１番目の態様では、吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構を具備し、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される内燃機関において、機関冷間運転時においては、機関温間運転時に比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる。
本発明の２番目の態様では、機関冷間運転時においては、吸気系壁面温度が低いほど機関温間運転時に比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる程度を大きくする。
本発明の３番目の態様では、機関吸気通路内にスロットル弁をさらに具備し、機関冷間運転時において吸気弁の閉弁時期を進角させたときには、スロットル弁の開度を小さくする。
本発明の４番目の態様では、機関冷間運転時において、吸気弁の閉弁時期を進角させる程度は機関回転数が低い場合の方が高い場合よりも大きい。
本発明の５番目の態様では、機関冷間運転時において、吸気弁の閉弁時期を進角させる程度は機関負荷が低い場合の方が高い場合よりも大きい。
本発明の６番目の態様では、機関冷間運転時において、吸気弁の閉弁時期を進角させる程度は当該内燃機関に供給される燃料の気化率が低い場合の方が高い場合よりも大きい。
本発明の７番目の態様では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構をさらに具備し、機関冷間運転時においては、機関温間運転時に比べて機械圧縮比を小さくする。
本発明の８番目の態様では、吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構を具備し、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される内燃機関において、吸気弁の閉弁時期は遅角ガード時期よりも進角側に制限され、機関冷間運転時における遅角ガード時期は機関温間運転時に比べて進角側の時期に設定される。
本発明の９番目の態様では、機関冷間運転時においては、吸気系壁面温度が低いほど機関温間運転時に比べて遅角ガード時期が進角側に設定される。
本発明の１０番目の態様では、機関冷間運転時において、遅角ガード時期は機関回転数が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される。
本発明の１１番目の態様では、機関冷間運転時において、遅角ガード時期は機関負荷が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される。
本発明の１２番目の態様では、機関冷間運転時において、遅角ガード時期は当該内燃機関に供給される燃料の気化率が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される。
本発明の１３番目の態様では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構をさらに具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる。
本発明の１４番目の態様では、機関低負荷運転時には機械圧縮比が最大機械圧縮比とされる。
本発明の１５番目の態様では、機関低負荷運転時には膨張比が２０以上とされる。
本発明の１６番目の態様では、上記吸気系壁面温度を表す値として機関冷却水温を用いる。
本発明の１７番目の態様では、機関吸気通路の少なくとも一部の周りに機関冷却水を流通させる冷却水流通路をさらに具備し、
吸気系壁面温度が機関冷却水温よりも低いときには機関冷却水を上記冷却水流通路に流通させる。
本発明の１８番目の態様では、吸気系壁面温度が機関冷却水温よりも低いときであっても機関高負荷運転時には機関冷却水を上記冷却水流通路に流通させない。
本発明の１９番目の態様では、内燃機関が停止されてから再始動されるまでの経過時間を検出する経過時間算出手段をさらに具備し、経過時間算出手段によって検出された上記経過時間が予め定められた時間より短いときには機関再始動後の内燃機関は機関温間運転中であると判断される。
以下、添付図面と本発明の好適な実施形態の記載から、本発明を一層十分に理解できるであろう。
【図面の簡単な説明】
【０００４】
図１は、火花点火式内燃機関の全体図である。
図２は、可変圧縮比機構の分解斜視図である。
図３Ａ及び図３Ｂは、図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
図４は、可変バルブタイミング機構を示す図である。
図５Ａ及び図５Ｂは、吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
図６Ａ〜図６Ｃ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である。
図７は、理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
図８Ａ及び図８Ｂ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である。
図９は、機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
図１０Ａ及び図１０Ｂは、混合気が燃焼室内から機関吸気通路内へ吹き返される様子を示す図である。
図１１Ａ及び図１１Ｂは、混合気の吹き返しと気筒間の機関空燃比のズレとの関係を説明するための図である。
図１２は、機関冷却水温と吸気弁閉弁の遅角ガード時期との関係を示す図である。
図１３は、機関負荷に応じた吸気弁７の閉弁時期、スロットル開度、吸入空気量の各変化を示す図である。
図１４は、第一実施形態の運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
図１５は、機関冷却水温と吸気弁閉弁の遅角ガード時期との関係を示す図である。
図１６Ａ〜図１６Ｃは、機関回転数、機関負荷及び重質燃料濃度と遅角側補正量との関係を示す図である。
図１７は、機関負荷に応じた吸気弁７の閉弁時期、スロットル開度、吸入空気量の各変化を示す図である。
図１８は、第二実施形態の運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートの一部である。
図１９は、第二実施形態の運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートの一部である。
図２０は、第三実施形態の火花点火式内燃機関の冷却系統を概略的に示す図である。
図２１は、図１と同様な図であり、第三実施形態の火花点火式内燃機関の側面断面図を示す図である。
図２２は、機関冷却水の循環制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
図２３Ａ及び図２３Ｂは、経過時間に応じた通常制御と冷間時制御との切替を概略的に示す図である。
図２４Ａ及び図２４Ｂは、機関冷却水温と温度保障時間及び温度上昇保障時間との関係を示す図である。
【符号の説明】
【０００５】
１…クランクケース
２…シリンダブロック
３…シリンダヘッド
４…ピストン
５…燃焼室
７…吸気弁
７０…吸気弁駆動用カムシャフト
Ａ…可変圧縮比機構
Ｂ…可変バルブタイミング機構
【発明を実施するための最良の形態】
【０００６】
以下、図面を参照して本発明による実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。
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プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。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にはそれぞれ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コンバータ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。さらに、吸気ポート８には吸気ポート８の壁面の温度を検出するための壁温センサ２２が配置される。排気マニホルド１９とサージタンク１２とは再循環排気ガス（以下、ＥＧＲガスという）用のＥＧＲ通路２３を介して互いに連結され、このＥＧＲ通路２３内にはＥＧＲ制御弁２４が配置される。またＥＧＲ通路２３周りにはＥＧＲ通路２３内を流れるＥＧＲガスを冷却するためのＥＧＲ冷却装置２５が配置される。図１に示した内燃機関ではＥＧＲ冷却装置２５内に機関冷却水が導かれ、この機関冷却水によりＥＧＲガスが冷却される。なお、以下の説明では、吸気ポート８、吸気枝管１１、サージタンク１２、吸気ダクト１４をまとめて機関吸気通路と称する。
一方、図１に示される実施形態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、さらに吸気弁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が設けられている。
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の出力信号、空燃比センサ２１の出力信号及び壁温センサ２２の出力信号はそれぞれ対応する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。さらに入力ポート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を介して点火プラグ６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、ＥＧＲ制御弁２３、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３Ａ及び図３Ｂ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内にはそれぞれ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それぞれ対応する突出部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内にもそれぞれ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５１内に回転可能に挿入される円形カム５６が固定されている。これらの円形カム５６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５６間には図３Ａ及び図３Ｂにおいてハッチングで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５８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５８は各円形カム５６間に配置されており、これら円形カム５８は対応する各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入されている。
図３Ａ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５６を図３Ａにおいて実線の矢印で示されるように互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が下方中央に向けて移動するために円形カム５８がカム挿入孔５３内において図３Ａの破線の矢印に示すように円形カム５６とは反対方向に回転し、図３Ｂに示されるように偏心軸５７が下方中央まで移動すると円形カム５８の中心が偏心軸５７の下方へ移動する。
図３Ａと図３Ｂ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５６の中心と円形カム５８の中心との距離によって定まり、円形カム５６の中心と円形カム５８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、したが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をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ螺旋方向が逆向きの一対のウォームギア６１、６２が取付けられており、これらウォームギア６１、６２と噛合する歯車６３、６４がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。本実施形態では駆動モータ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。なお、図１から図３Ｂ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７０に対して設けられている可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４に示したように可変バルブタイミング機構Ｂはカムシャフト７０の一端に取付けられてカムシャフト７０のカムの位相を変更するためのカム位相変更部Ｂ１と、カムシャフト７０と吸気弁７のバルブリフタ２６との間に配置されてカムシャフト７０のカムの作用角を異なる作用角に変更して吸気弁７に伝達するカム作用角変更部Ｂ２から構成されている。なお、カム作用角変更部Ｂ２については図４に側面断面図と平面図とが示されている。
まず初めに可変バルブタイミング機構Ｂのカム位相変更部Ｂ１について説明すると、このカム位相変更部Ｂ１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、カムシャフト７０と一緒に回転し且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の両側にはそれぞれ進角用油圧室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にそれぞれ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。
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が下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Ｘ方向に相対回転せしめられる。
これに対し、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が上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Ｘ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に示した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。したがってカム位相変更部Ｂ１によって図５Ａに示したようにカムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角又は遅角させることができる。すなわち、カム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の開弁時期を任意に進角又は遅角させることができることになる。
次に可変バルブタイミング機構Ｂのカム作用角変更部Ｂ２について説明すると、このカム作用角変更部Ｂ２はカムシャフト７０と平行に並列配置され且つアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられる制御ロッド９０と、カムシャフト７０のカム９２と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された軸線方向に延びるスプライン９３に摺動可能に嵌合せしめられている中間カム９４と、吸気弁７を駆動するためにバルブリフタ２６と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された螺旋状に延びるスプライン９５に摺動可能に嵌合する揺動カム９６とを具備しており、揺動カム９６上にはカム９７が形成されている。
カムシャフト７０が回転するとカム９２によって中間カム９４が常に一定の角度だけ揺動せしめられ、このとき揺動カム９６も一定の角度だけ揺動せしめられる。一方、中間カム９４及び揺動カム９６は制御ロッド９０の軸線方向には移動不能に支持されており、したがって制御ロッド９０がアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられたときに揺動カム９６は中間カム９４に対して相対回転せしめられることになる。
中間カム９４と揺動カム９６との相対回転位置関係によりカムシャフト７０のカム９２が中間カム９４と係合し始めたときに揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２６と係合し始める場合には図５Ｂにおいてａで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフトは最も大きくなる。これに対し、アクチュエータ９１によって揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向に相対回転せしめられると、カムシャフト７０のカム９２が中間カム９４に係合した後、暫らくしてから揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２６と係合する。この場合には図５Ｂにおいてｂで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量はａに比べて小さくなる。
揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向にさらに相対回転せしめられると図５Ｂにおいてｃで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量はさらに小さくなる。すなわち、アクチュエータ９１により中間カム９４と揺動カム９６の相対回転位置を変更することによって吸気弁７の開弁期間（作用角）を任意に変えることができる。ただし、この場合、吸気弁７のリフト量は吸気弁７の開弁期間が短くなるほど小さくなる。
このようにカム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の開弁時期を任意に変更することができ、カム作用角変更部Ｂ２によって吸気弁７の開弁期間を任意に変更することができるのでカム位相変更部Ｂ１とカム作用角変更部Ｂ２との双方によって、すなわち可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁７の開弁時期と開弁期間とを、すなわち吸気弁７の開弁時期と閉弁時期とを任意に変更することができることになる。
なお、図１および図４に示した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、図１および図４に示した例以外の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。特に、本発明による実施形態では、吸気弁７の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構であれば、如何なる形式の機構を用いてもよい。また、排気弁９に対しても吸気弁７の可変バルブタイミング機構Ｂと同様な可変バルブタイミング機構を設けてもよい。
次に図６Ａ〜図６Ｃ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６Ａ〜図６Ｃ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６Ａ〜図６Ｃ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６Ａ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６Ａに示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
図６Ｂ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。すなわち、図６Ｂ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。したがって実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記のように表される。図６Ｂに示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
図６Ｃ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６Ｃ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、図８Ａ及び図８Ｂを参照しつつ本発明において最も基本となっ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８Ａ及び図８Ｂ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８Ａは吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ圧縮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８Ａに示す例でも図６Ａ〜図６Ｃ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８Ａ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。すなわち、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、すなわ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、すなわ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。したが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、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すると、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。すなわち、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。したが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の実線で示したように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、したが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幅に高めることができる。図８Ｂ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８Ｂ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８Ａ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８Ｂ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。このため、図８Ｂに示したサイクルを超高膨張比サイクルと称する。
前述したように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、したがって車両走行時における熱効率を向上させるためには、すなわち燃費を向上させるには機関低負荷運転時における熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８Ｂ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、したが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。したがって本発明では機関低負荷運転時には図８Ｂ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８Ａ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１７の開度およびポンピング損失の各変化が示されている。なお、本発明による実施形態では触媒コンバータ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通常燃焼室５内における平均空燃比は空燃比センサ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。
さて、前述したように機関高負荷運転時には図８Ａに示される通常のサイクルが実行される。したがって図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、吸気弁７の閉弁時期は早められている。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の開度は全開又はほぼ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、したが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は全開又はほぼ全開状態に保持されており、したがって燃焼室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。このときにもポンピ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。すなわち、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。したがってピストン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。
機関負荷がさらに低くなると機械圧縮比はさらに増大せしめられ、機械圧縮比が燃焼室５の構造上限界となる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。したがって機関低負荷運転時に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本発明では機関低負荷運転時に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。また、このとき実圧縮比は機関中高負荷運転時とほぼ同じ実圧縮比に維持される。
一方、図９に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まで遅らされ、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Ｌ２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しえないので他の何らかの方法によって吸入空気量を制御する必要がある。
図９に示される実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ２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る。ただし、スロットル弁１７による吸入空気量の制御が行われると図９に示されるようにポンピング損失が増大する。
なお、このようなポンピング損失が発生しないように吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７を全開又はほぼ全開に保持した状態で機関負荷が低くなるほど空燃比を大きくすることもできる。このときには燃料噴射弁１３を燃焼室５内に配置して成層燃焼させることが好ましい。
図９に示されるように機関低負荷運転時には機関負荷にかかわらずに実圧縮比がほぼ一定に保持される。このときの実圧縮比は機関中高負荷運転時の実圧縮比に対してほぼ±１０パーセントの範囲内とされ、好ましくは±５パーセントの範囲内とされる。なお、本発明による実施形態では機関低回転時の実圧縮比はほぼ１０±１、すなわち、９から１１の間とされる。ただし、機関回転数が高くなると燃焼室５内の混合気に乱れが発生するためにノッキングが発生しにくくなり、したがって本発明による実施形態では機関回転数が高くなるほど実圧縮比が高くされる。
一方、前述したように図８Ｂ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。したがって本発明では膨張比が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。
また、図９に示される例では機械圧縮比は機関負荷に応じて連続的に変化せしめられている。しかしながら機械圧縮比は機関負荷に応じて段階的に変化させることもできる。
ところで、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点以降で制御している場合、吸気弁の閉弁時期を遅角させると、一旦燃焼室５内に吸入された混合気の一部が燃焼室５内から機関吸気通路へ吹き返される。すなわち、図１０Ａに示したように、吸気行程中に、すなわちピストン４が下降しているときに吸気弁７が開弁されている場合には、ピストン４の下降に伴って燃焼室５内に吸気ガスが吸入される。一方、図１０Ｂに示したように、圧縮行程中に、すなわちピストン４が上昇しているときに吸気弁７が開弁されている場合には、ピストン４の上昇に伴って燃焼室５内に吸入されていた混合気の一部が燃焼室５内から機関吸気通路へ吹き返される。
機関吸気通路内への混合気の吹き返し量は、ピストン４の上昇中に吸気弁７が開弁されている期間が長くなるほど、すなわち吸気弁７の閉弁時期が遅くなるほど多くなる。また、機関吸気通路内への混合気の吹き返し強さは、吸気弁７の閉弁時におけるピストン４の上昇速度が速いと、すなわち吸気弁７の閉弁時期が比較的遅くなると強くなる。
特に、上述したように機関低負荷運転時において超高膨張比サイクルを実行している場合には、吸気弁７の閉弁時期は、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し得ない限界閉弁時期まで遅角される。このため、ピストン４の上昇中に吸気弁７が開弁されている期間は極めて長く、よって燃焼室５内から機関吸気通路内への混合気の吹き返しは極めて多く且つ強くなる。
このように、燃焼室５内から機関吸気通路内への混合気の吹き返しが多く且つ強いと、機関冷間始動時においては、気筒間及びサイクル間で空燃比にズレが生じてしまう。以下では、図１１Ａ及び図１１Ｂを参照してこの理由について説明する。
燃焼室５内から機関吸気通路内への混合気の吹き返しが多く且つ強いと、混合気の一部はサージタンク１２（すなわち、吸気枝管１１の集合部）まで吹き返される。この場合、サージタンク１２まで吹き返された混合気の一部は、元の気筒内ではなく、例えば元の気筒に隣接する気筒や混合気がサージタンク１２内にまで吹き返された時に吸気行程中となっている気筒内に吸入される。
ここで、機関温間運転時（すなわち、機関冷間始動時ではない運転時）には、吸気ポート８、吸気枝管１１及びサージタンク１２等の吸気系の壁面（以下、「吸気系壁面」という）並びに燃焼室５の壁面等の温度が高いため、燃料噴射弁１３から噴射された燃料は霧化し易い。このため、燃焼室５内に吸入された混合気は燃料と空気とがほぼ均一に混合されている。したがって、図１１Ａに示したように、例えばこの混合気が吸気枝管１１ａを介してサージタンク１２に吹き返されて、この吸気枝管１１ａに連通する気筒５ａとは異なる気筒（例えば、吸気枝管１１ｂに連通する気筒５ｂ）内にその混合気が吸入されても、この気筒５ｂ内に吸入される混合気の空燃比は目標空燃比から大きくずれてしまうことはない。したがって、吸気弁７閉弁時に燃焼室５内に吸入される混合気の空燃比（以下、「機関空燃比」という）には気筒間でバラツキが生じにくい。
また、混合気が均一であることから、混合気が吹き返されて吸気ポート８や吸気枝管１１内を流れる間に吸気ポート８や吸気枝管１１の壁面に付着する燃料の量はサイクル間でほぼ均一である。このため、各サイクルにおいてこれら壁面に付着する燃料の量はほぼ一定であり、よって機関空燃比にはサイクル間でバラツキが生じにくい。
一方、機関冷間始動時には、吸気系壁面及び燃焼室５の壁面等の温度が低いため、燃料噴射弁１３から噴射された燃料は霧化しにくい。このため、燃焼室５内に吸入された混合気は燃料と空気とが均一には混合しておらず、混合気には液滴状の燃料が残っていて燃料濃度の高い部分Ｍと、燃料濃度の低い部分Ｎとが存在してしまう。したがって、図１１Ｂに示したように、吸気枝管１１ａを介してサージタンク１２に吹き返されて、吸気枝管１１ａに連通する気筒５ａとは異なる気筒（例えば、吸気枝管１１ｂに連通する気筒５ｂ）内に吸入される混合気が燃料濃度の高い部分Ｍであると、この気筒５ｂに吸入される混合気の空燃比が目標空燃比よりもリッチになると共に、次のサイクルで気筒５ａ内に吸入される混合気の空燃比が目標空燃比よりもリーンとなる。逆に、吸気枝管１１ａを介してサージタンク１２に吹き返されて気筒５ｂ内に吸入される混合気が燃料濃度の低い部分Ｎであると、この気筒５ｂに吸入される混合気の空燃比が目標空燃比よりもリーンになると共に、次のサイクルで気筒５ａに吸入される混合気の空燃比が目標空燃比よりもリッチとなる。このため、機関空燃比には気筒間でバラツキが生じてしまう。
また、混合気には液滴状の燃料が残っていて燃料濃度の高い部分が不均一に存在することから、混合気が吹き返されて吸気ポート８や吸気枝管１１内を流れる間に吸気ポート８や吸気枝管１１の壁面に付着する燃料の量はサイクル間で均一にはならない。このため、各サイクルにおいてこれら壁面に付着する燃料の量は一定ではなく、よって機関空燃比にはサイクル間でバラツキが生じてしまう。
このように機関空燃比に気筒間及びサイクル間のバラツキが生じると、混合気の燃焼悪化や、燃費の悪化を招く。
そこで、本発明による実施形態では、機関冷間始動時における機関空燃比の気筒間及びサイクル間バラツキを抑制すべく、機関冷間運転時（特に、機関冷間始動時。以下、機関冷間始動時を例にとって説明する）においては機関温間運転時に比べて吸気弁閉弁の遅角ガード時期を進角側の時期に変更するようにしている。
図１２は、本実施形態における吸気系壁面温度と吸気弁閉弁の遅角ガード時期との関係を示す図である。ここで、遅角ガード時期とは、吸気弁７の閉弁時期の遅角側限界値であり、よって吸気弁の閉弁時期を変更可能な範囲は遅角ガード時期よりも進角側に制限される。機関温間運転時における機関低負荷運転領域では遅角ガード時期は限界閉弁時期とされる。
図１２からわかるように、本実施形態では、吸気系壁面温度が低いほど吸気弁閉弁の遅角ガード時期を進角側に設定するようにしている。換言すると、機関冷間始動時において機関温間運転時に対して吸気弁閉弁の遅角ガード時期を進角させる程度は吸気系壁面温度が低いほど大きくされる。特に、吸気系壁面温度が最も低い領域では、吸気弁閉弁の遅角ガード時期は一旦燃焼室５内に吸入された後に機関吸気通路内に戻された吸気ガスがサージタンク１２までは戻らないような時期とされる。
吸気弁閉弁の遅角ガード時期をこのように設定することにより、機関冷間始動時には、特に機関低負荷運転領域において、機関温間運転時に比べて吸気弁７の閉弁時期が進角されることになる。
図１３は、機関負荷が比較的低い領域における機関負荷に応じた吸気弁７の閉弁時期、スロットル弁１７の開度、吸入空気量の各変化を示している。図１３中の実線Ａは機関冷間始動時であって吸気系壁面温度が低い場合、一点鎖線Ｂは機関冷間始動時であって吸気系壁面温度が中程度である場合、実線Ｃは暖機が完了した場合（すなわち、機関温間運転時）における各変化を示している。
図１２に示したように、吸気系壁面温度が低い場合には、吸気弁閉弁の遅角ガード時期が進角側に設定される。このため、吸気弁７の閉弁時期は、この遅角ガード時期よりも遅角側の時期にはされず、この結果、図１３に実線Ａで示したように、機関低負荷運転領域では機関温間運転時（図１３中の破線Ｃ）よりも進角側の時期に設定される。
このように吸気弁７の閉弁時期が、機関低負荷運転領域において機関温間運転時よりも進角側の時期に設定されると、その進角量に応じてスロットル開度が小さくされる。この結果、吸入空気量は、機関冷間始動時であっても機関温間運転時とほぼ同一の量とされる。逆に言うと、スロットル開度は、吸入空気量が機関冷間始動時においても機関温間運転時と同一の量となるように、吸気弁７の閉弁時期の進角量に応じて小さくされる。
また、吸気系壁面温度が高くなると、図１２に示したように、吸気弁閉弁の遅角ガード時期は遅角側に変更される。このため、吸気系壁面温度が中程度の時には、吸気弁７の閉弁時期は、図１３に一点鎖線Ｂで示したように、吸気系壁面温度が最も低い時（図中の実線Ａ）よりも遅角側の時期とされる。
なお、本実施形態では、機械圧縮比は図９に示したように吸入空気量に応じて変化せしめられる。したがって、機械圧縮比は機関負荷が同一であれば、すなわち吸入空気量が同一であれば吸気系壁面温度に関わらずほぼ一定に維持される。
本実施形態によれば、このように機関冷間始動時において吸気系壁面温度が低いほど吸気弁７の閉弁時期を進角させているため、燃料噴射弁１３から噴射された燃料が霧化しにくいほど、すなわち燃焼室５内から機関吸気通路内への混合気の吹き返しによって気筒間やサイクル間での機関空燃比のバラツキが生じやすいほど、吸気弁７の閉弁時期が進角され、これに伴って燃焼室５内から機関吸気通路内への吹き返しが少なく且つ弱くなる。これにより、機関冷間始動時における気筒間やサイクル間での機関空燃比のバラツキが抑制され、その結果、混合気の燃焼悪化や燃費の悪化が抑制される。
なお、上記実施形態では、壁温センサ２２によって検出される吸気系壁面温度に応じて吸気弁７の閉弁時期を設定している。しかしながら、壁温センサ２２によらずに機関冷却水温等に基づいて吸気系壁面温度を推定し、この推定値に基づいて吸気弁７の閉弁時期を設定してもよい。或いは、吸気系壁面温度を表すものとして機関冷却水温を用い、機関冷却水温自体に応じて吸気弁７の閉弁時期を設定してもよい。また、吸気系壁面温度のみならず、燃料噴射弁１３から噴射された燃料の霧化特性に応じて変化する他のパラメータに応じて吸気弁７の閉弁時期を設定してもよい。
また、上記実施形態では、吸入空気量は吸気系壁面温度に関わらず一定とされているが、必ずしも一定である必要はなく、例えば機関本体や触媒の昇温を図るために機関冷間始動時において燃料供給量を増量するようなときには、吸入空気量も増大されるようにスロットル弁を調整してもよい。この場合、吸入空気量の増大に伴って、機械圧縮比が小さくされる。
図１４は、本発明の第一実施形態の運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図１４に示したように、まずステップＳ１１では、負荷センサ４１及びクランク角センサ４２の出力に基づいて機関負荷Ｌ及び機関回転数Ｎｅがそれぞれ検出される。次いで、ステップＳ１２では、吸気系壁面温度を検出する壁温センサ２２の出力に基づいて、吸気系壁面温度Ｔｓが検出される。ステップＳ１３では、ステップＳ１２で検出された吸気系壁面温度Ｔｓが暖機判定温度Ｔｓ１より低いか否かが判定される。暖機判定温度Ｔｓ１は、内燃機関の暖機が完了したときにとり得る吸気系壁面の最低温度である。機関冷間始動時においては、ステップＳ１３において吸気系壁面温度Ｔｓが暖機判定温度Ｔｓ１よりも低いと判定され、ステップＳ１４へと進む。
ステップＳ１４では、ステップＳ１１で検出された機関負荷Ｌ、機関回転数Ｎｅ等に基づいてマップ等を用いて吸気弁７の目標閉弁時期ｔｉｖｃが算出される。次いで、ステップＳ１５では、ステップＳ１２で検出された吸気系壁面温度Ｔｓに基づいて図１２に示されたようなマップ等を用いて吸気弁閉弁の遅角ガード時期ｇｉｖｃが算出される。ステップＳ１６では、ステップＳ１４で算出された吸気弁７の目標閉弁時期ｔｉｖｃがステップＳ１５で算出された吸気弁閉弁の遅角ガード時期ｇｉｖｃよりも遅角側であるか否かが判定される。
ステップＳ１６において吸気弁７の目標閉弁時期ｔｉｖｃが吸気弁閉弁の遅角ガード時期ｇｉｖｃと同時期又は進角側であると判定された場合には、ステップＳ１７がスキップされる。一方、ステップＳ１６において吸気弁７の目標閉弁時期ｔｉｖｃが吸気弁閉弁の遅角ガード時期ｇｉｖｃよりも遅角側であると判定された場合にはステップＳ１７へと進む。ステップＳ１７では、目標閉弁時期ｔｉｖｃが吸気弁閉弁の遅角ガード時期ｇｉｖｃとされ、ステップＳ１８へと進む。ステップＳ１８では、ステップＳ１１で検出された機関負荷Ｌ及びステップＳ１４又はＳ１７で算出された吸気弁７の閉弁時期ｔｉｖｃに基づいて目標スロットル開度が算出されると共に、機関負荷Ｌに基づいて目標機械圧縮比が算出される。次いで、ステップＳ１９では、ステップＳ１４又はＳ１７で算出された吸気弁７の目標閉弁時期及びステップＳ１８で算出された目標スロットル開度、目標機械圧縮比となるように、可変バルブタイミング機構Ｂ、スロットル弁１７、可変圧縮比機構Ａが制御される。
その後、内燃機関の暖機が終了すると、ステップＳ１３において吸気系壁面温度Ｔｓが暖機判定温度Ｔｓ１以上と判定され、ステップＳ２０へと進む。ステップＳ２０では、通常の制御が行われる。
次に、本発明の第二実施形態について説明する。第二実施形態の火花点火式内燃機関の構成は基本的に第一実施形態の火花点火式内燃機関の構成と同様である。ただし、第一実施形態では機関冷間始動時において吸気系壁面温度のみに応じて吸気弁閉弁の遅角ガード時期が変更されていたのに対して、第二実施形態では、吸気系壁面温度に加えて機関回転数、機関負荷及び燃料性状に応じて機関冷間始動時における吸気弁の閉弁時期が変更される。以下、図１５及び図１６Ａ〜図１６Ｃを参照して、機関回転数、機関負荷及び燃料性状に応じた吸気弁閉弁時期の変更について説明する。
図１５は、図１２と同様な図である。図中の実線Ｅは機関回転数が低く且つ機関負荷が低い場合、図中の破線Ｆは機関回転数が高く且つ機関負荷が低い場合、図中の一点鎖線Ｇは機関回転数が低く且つ機関回転数が高い場合、図中の二点鎖線Ｈは燃料中の重質燃料の割合が高い場合における吸気系壁面温度と吸気弁閉弁の遅角ガード時期との関係をそれぞれ示している。また、図１６Ａ〜図１６Ｃは、機関回転数、機関負荷及び重質燃料濃度と遅角側補正量との関係を示している。
図１５からわかるように、本実施形態では、機関冷間始動時において、第一実施形態と同様に、吸気系壁面温度が低いほど吸気弁閉弁の遅角ガード時期を進角側に設定するようにしている。さらに、本実施形態では、機関回転数が高い場合（破線Ｆ）には機関回転数が低い場合（実線Ｅ）に比べて吸気弁閉弁の遅角ガード時期が遅角側に補正される。このときの遅角ガード時期の遅角側補正量は、図１６Ａに示したように、機関回転数が高くなるほど大きくされる。したがって、吸気弁閉弁の遅角ガード時期は、機関回転数が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される。なお、遅角ガード時期の遅角側補正量は、吸気弁閉弁の遅角ガード時期を遅角側に補正したとしても最終的な遅角ガード時期が限界閉弁時期よりも進角側の時期となるような補正量とされる。
このように、機関回転数が低くなるにつれて吸気弁閉弁の遅角ガード時期を進角側に設定することにより、機関低負荷運転領域においては吸気弁７の閉弁時期は機関回転数が低くなるにつれて進角される。すなわち、機関低負荷運転領域においては、吸気弁閉弁の遅角ガードがなければ、吸気弁７の閉弁時期は限界閉弁時期とされる。しかしながら、機関冷間始動時には吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期よりも進角側の遅角ガード時期でガードされることから、機関低負荷運転領域においては吸気弁７の閉弁時期は遅角ガード時期とされる。吸気弁閉弁の遅角ガード時期は上述したように機関回転数が低くなるにつれて進角側に設定される。この結果、機関冷間始動時には、機関低負荷運転領域においては機関回転数が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期が進角されることになる。
ここで、吸気ポート８、吸気弁７、ピストン４等の形状は、吸気ガスが機関吸気通路から燃焼室５内に流入し易いような形状となっている。逆に言うと、これらの形状は吸気ガスが燃焼室５から機関吸気通路内へ流出し易いような形状とはなっていない。このため、吸気ガスが燃焼室５から機関吸気通路内へ流出するときの流路抵抗は、吸気ガスが機関吸気通路から燃焼室５内へ流入するときの流路抵抗よりも大きい。この吸気ガス流入時の流路抵抗と吸気ガス流出時の流路抵抗との差は、吸気ガスの流速が高いときほど、すなわち機関回転数が高いときほど大きい。したがって、機関回転数が高いほど燃焼室５内の吸気ガスは機関吸気通路内へ流出しにくく、一旦燃焼室５内に吸入された混合気が燃焼室５内から機関吸気通路へ吹き返されにくくなる。換言すると、機関回転数が高いほど、吸気弁７の閉弁時期を遅角させたことによる吸気ガスの吹き返しへの影響が小さくなる。
本実施形態では、機関回転数が低くなるにつれて吸気弁閉弁の遅角ガード時期を進角側に設定しており、特に機関低負荷運転領域においては機関回転数が低くなるにつれて吸気弁の閉弁時期が進角されることになることから、機関回転数が低くなって吸気ガスの吹き返しへの影響が大きくなるほど、吸気弁の閉弁時期が進角されることになる。これにより、吸気ガスの吹き返しによる混合気の燃焼悪化や燃費の悪化を抑制しつつ、内燃機関における熱効率を高く維持することができる。
また、本実施形態では、機関負荷が高い場合（図１５の一点鎖線Ｇ）には機関負荷が低い場合（図１５の実線Ａ）に比べて吸気弁閉弁の遅角ガード時期が遅角側に補正される。このときの遅角ガード時期の遅角側補正量は、図１６Ｂに示したように、機関負荷が高くなるほど大きくされる。したがって、吸気系壁面温度が低い場合における吸気弁閉弁の遅角ガード時期は、機関負荷が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される。なお、この場合も上記機関回転数に応じて遅角側補正量を変更する場合と同様に、遅角ガード時期の遅角側補正量は、吸気弁閉弁の遅角ガード時期を遅角側に補正したとしても最終的な遅角ガード時期が限界閉弁時期よりも進角側の時期となるような補正量とされる。
このように、機関負荷が低くなるにつれて吸気弁閉弁の遅角ガード時期を進角側に設定することにより、機関低負荷運転領域においては吸気弁７の閉弁時期は機関負荷が低くなるにつれて進角されることになる。この様子を、図１７を参照して説明する。
図１７は、図１３と同様な図であり、図１７中の実線Ｄは本実施形態のように機関負荷に応じて吸気弁閉弁の遅角ガード時期を変更した場合、破線Ｃは機関温間運転時における場合、一点鎖線Ａは機関負荷に応じて吸気弁閉弁の遅角ガード時期を変更しない場合（上記第一実施形態の場合）における各変化を示している。
図１５及び図１６Ｂに示したように、本実施形態では、吸気系壁面温度が低い場合において機関負荷が高くなるにつれて吸気弁閉弁の遅角ガード時期が遅角側に設定される。また、上述したように、機関冷間始動時には吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期よりも進角側の遅角ガード時期でガードされることから、機関低負荷運転領域において吸気弁７の閉弁時期は遅角ガード時期とされる。この結果、機関冷間始動時には、機関低負荷運転領域における吸気弁７の閉弁時期は図１７に実線Ｄで示したように機関負荷が低くなるにつれて進角されることになる。
なお、本実施形態においても、図１３に示した場合と同様に、吸気弁の閉弁時期が機関低負荷運転領域において機関温間運転時よりも進角側の時期に設定されると、その進角量に応じてスロットル開度が小さくされ、その結果、吸入空気量は機関冷間始動時であっても機関温間運転時とほぼ同一の量とされる。
ここで、一般に、機関負荷が低いほど、燃焼温度は低下する。また、機関負荷が低いほど、燃焼室５内の残留ガス比率が高くなる。すなわち、排気上死点における燃焼室容積は機関負荷に応じては変化せず、よって燃焼室５内の残留ガスの量は機関負荷に関わらずにほぼ一定となる。一方、機関負荷が低くなると、燃焼室５内に吸入される吸入ガス量は少なくなる。このため、吸気弁７閉弁時における燃焼室５内の吸気ガス中に占める残留ガスの比率は、機関負荷が低くなるほど高くなる。このように、機関負荷が低いほど燃焼温度が低下すると共に残留ガス比率が高くなることにより、機関負荷が低いほど燃焼室５内の混合気が燃焼しにくくなると共に、失火し易くなる。したがって、機関負荷が低いほど、吸気ガスの吹き返しによって生じる機関空燃比の気筒間及びサイクル間のバラツキの影響を受けやすくなる。
本実施形態では、機関負荷が低くなるにつれて吸気弁閉弁の遅角ガード時期を進角側に設定しており、よって機関低負荷運転領域においては機関負荷が低くなるにつれて吸気弁の閉弁時期が進角されることになることから、機関負荷が高くなって吸気ガスの吹き返しに伴う機関空燃比のバラツキの影響を受けやすくなるほど、吸気弁の閉弁時期が進角されることになる。これにより、吸気ガスの吹き返しによる混合気の燃焼悪化を抑制しつつ、内燃機関における熱効率を高く維持することができる。
さらに、本実施形態では、燃料噴射弁１３から噴射される燃料中の重質燃料の濃度が高い場合（図１５の二点鎖線Ｈ）には重質燃料の濃度が低い場合（すなわち、燃料中の軽質燃料の濃度が高い場合。図１５の実線Ａ）に比べて吸気弁閉弁の遅角ガード時期が進角側に補正される。このときの遅角ガード時期の進角補正量は、図１６Ｃに示したように、重質燃料の濃度が高くなるほど大きくされる。
上述したように機関冷間始動時には吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期よりも進角側の遅角ガード時期でガードされることから、このように重質燃料の濃度が高くなるにつれて吸気弁の遅角ガード時期を進角側に設定することにより、機関冷間始動時には機関低負荷運転領域において吸気弁７の閉弁時期は重質燃料の濃度が高くなるにつれて進角されることになる。
ここで、機関冷間始動時において重質燃料は軽質燃料に比べて気化しにくく、したがって燃料中の重質燃料の濃度が高くなるほど燃料全体の気化率が悪化する。このため、燃料中の重質燃料の濃度が高い場合に燃焼室５内から機関吸気通路内への混合気の吹き返しが多く且つ強いと、気筒間及びサイクル間で空燃比にバラツキが生じてしまう。
本実施形態によれば、機関冷間始動時において燃料中の重質燃料の濃度が高いほど吸気弁７の閉弁時期を進角させているため、燃料噴射弁１３から噴射された燃料が霧化しにくいほど、すなわち燃焼室５内から機関吸気通路内への吹き返しによって気筒間やサイクル間での機関空燃比のバラツキが生じやすいほど、吸気弁７の閉弁時期が進角され、その結果、混合気の燃焼悪化や燃費の悪化が抑制される。
なお、燃料の性状に応じた燃料全体の気化率の変化は、燃料中に重質燃料が含まれている場合のみならず、例えば燃料中にエタノールやメタノールが含まれている場合にも生じうる。例えば、燃料中にエタノールが含まれている場合には、燃料中のエタノールの濃度が高くなるほど燃料全体の気化率が悪化する。このため、この場合、燃料中のエタノールの濃度が高くなるほど遅角ガード時期の進角補正量が大きくされる。
したがって、これらをまとめて表現すると、本実施形態によれば、燃料噴射弁１３から噴射される燃料の機関冷間始動時における気化率が低いほど（例えば、燃料中の重質燃料、エタノール及びメタノール等の濃度が高いほど）、吸気弁閉弁の遅角ガード時期が進角され、その結果、機関低負荷運転領域における吸気弁７の閉弁時期が進角されることになる。
なお、上記実施形態では、超高膨張比サイクルを実行可能な火花点火式内燃機関に吸気弁７の閉弁時期の制御を適用した場合を示したが、必ずしも超高膨張比サイクルを実行可能な内燃機関でなくてもよく、吸気弁の閉弁時期を変更することによって吸入空気量を制御している内燃機関であれば如何なる内燃機関にも適用可能である。
図１８及び図１９は、本発明の第二実施形態の運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図１８及び図１９のステップＳ３１〜Ｓ３３及びＳ４１〜Ｓ４３は、図１４のステップＳ１１〜Ｓ１３及びＳ１８〜Ｓ２０と同様であるため、説明を省略する。
図１８のステップＳ３４では、ステップＳ３１で検出された機関負荷Ｌ、機関回転数Ｎｅ等に基づいてマップ等を用いて吸気弁７の目標閉弁時期ｔｉｖｃが算出される。次いで、ステップＳ３５では、ステップＳ３２で検出された吸気系壁面温度Ｔｓに基づいて図１５に実線で示されたようなマップ等を用いて吸気弁閉弁の基準遅角ガード時期ｇｉｖｃが算出される。次いで、ステップＳ３６では、ステップＳ３１で検出された機関回転数Ｎｅに基づいて図１６Ａに示されたようなマップ等を用いて機関回転数補正係数ｋｎｅが算出され、ステップＳ３１で検出された機関負荷Ｌに基づいて図１６Ｂに示されたようなマップ等を用いて機関負荷補正係数ｋｋｌが算出され、燃料性状センサ（図示せず）によって検出された燃料中の重質燃料濃度に基づいて図１６Ｃに示されたようなマップ等を用いて燃料性状補正係数ｋｆｕが算出される。
次いで、ステップＳ３７では、吸気系壁面温度Ｔｓに基づいて壁温補正係数ｋｔｗが算出される。壁温補正係数ｋｔｗは、吸気系壁面温度Ｔｓが高くなるほど１から徐々に小さくなり、内燃機関の暖機が終了すると０になる補正係数である。次いで、ステップＳ３８において、ステップＳ３５において検出された吸気弁閉弁の基準遅角ガード時期ｇｉｖｃが、ステップＳ３６及びＳ３７で算出された補正係数ｋｎｅ、ｋｋｌ、ｋｆｕ、ｋｔｗによって下記式（１）により補正され、補正遅角ガード時期ＧＩＶＣが算出される。
ＧＩＶＣ＝ｇｉｖｃ＋（ｋｎｅ＋ｋｋｌ−ｋｆｕ）・ｋｔｗ
…（１）
なお、上記式（１）において遅角ガード時期は、その値が大きくなるほど遅角側の時期とされるものとする。
次いで、ステップＳ３９では、ステップＳ３４で算出された吸気弁７の目標閉弁時期ｔｉｖｃがステップＳ３８で算出された吸気弁閉弁の補正遅角ガード時期ＧＩＶＣよりも遅角側であるか否かが判定される。ステップＳ３９において吸気弁７の目標閉弁時期ｔｉｖｃが吸気弁閉弁の補正遅角ガード時期ＧＩＶＣと同時期又は進角側であると判定された場合には、ステップＳ４０がスキップされる。一方、ステップＳ３９において吸気弁７の目標閉弁時期ｔｉｖｃが吸気弁閉弁の遅角ガード時期ｇｉｖｃよりも遅角側であると判定された場合にはステップＳ４０へと進む。ステップＳ４０では、目標閉弁時期ｔｉｖｃが吸気弁閉弁の補正遅角ガード時期ＧＩＶＣとされ、ステップＳ４１へと進む。
次に、本発明の第三実施形態について説明する。第三実施形態の火花点火式内燃機関では、上記第一実施形態又は第二実施形態の火花点火式内燃機関の構成に加えて、機関吸気通路周りに機関冷却水を流通可能な冷却水流通路を備える。
図２０は、本実施形態の火花点火式内燃機関の冷却系統を概略的に示す図である。図２０に示したように、機関本体１００（クランクケース１、シリンダブロック２、シリンダヘッド３から構成される）の冷却水流通路は、上流側連通管１０１及び下流側連通管１０２を介してラジエータ１０３に連結される。上流側連通管１０１内では機関本体１００の冷却水流通路からラジエータ１０３に向かって冷却水が流れ、下流側連通管１０２内ではラジエータ１０３から機関本体１００の冷却水流通路に向かって冷却水が流れる。
下流側連通管３にはサーモスタット１０４及びウォータポンプ１０５が設けられている。また、機関本体１００の冷却水流通路にはこの冷却水流通路内を流れる冷却水の温度を検出する水温センサ１０７が設けられる。水温センサ１０７の出力はＡ／Ｄ変換器３７を介してＥＣＵ３０の入力ポート３７に接続される。
サーモスタット１０４には、上流側連通管１０１から分岐したバイパス管１０６が連結される。サーモスタット１０４は、機関本体１００内の冷却水の温度を一定温度以上に保つためのものであり、機関本体１００内の冷却水の温度が一定温度よりも低いときには閉じられる。サーモスタット１０４が閉じられると、ラジエータ１０３からサーモスタット１０４へと向かう下流側連通管１０２内の冷却水の流れが遮断され、従って冷却水はラジエータ１０３内を流れなくなる。また、サーモスタット１０４が閉じられると、同時にバイパス管１０６の下流側連通管１０２への出口が開かれ、よって冷却水はバイパス管１０６を通って流れるようになる。すなわち、サーモスタット１０４が閉じられると、冷却水は図２０中の白矢印に示したように流れることになる。
一方、サーモスタット１０４が開かれると、ラジエータ１０３からサーモスタット１０４へと向かう下流側連通管１０２内の冷却水の流れが許可され、従って冷却水はラジエータ１０３内を流れるようになる。また、サーモスタット１０４が開かれると、同時にバイパス管１０６の下流側連通管１０２への出口が閉じられ、よって冷却水はバイパス管１０６を通っては流れなくなる。すなわち、サーモスタット１０４が開かれると、冷却水は図２０中の黒矢印に示したように流れることになる。
加えて、本実施形態の火花点火式内燃機関では、機関本体１００内の冷却水流通路から分岐した二つの冷却水流通管１１０、１１１が設けられる。これら二つの冷却水流通路１１０、１１１の機関本体１００内の冷却水流通路からの分岐部には開閉弁１１２が設けられ、開閉弁１１２が開いているときには機関本体１００内の冷却水流通路を流れる冷却水がこれら二つの冷却水流通路１１０、１１１に流入し、開閉弁１１２が閉じているときには機関本体１００内の冷却水流通路を流れる冷却水がこれら二つの冷却水流通路１１０、１１１に流入するのが遮断される。開閉弁１１２は、駆動回路３８を介してＥＣＵ３０の出力ポート３６に接続される。
図２１は、図１と同様な図であり、本実施形態の火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。図２０に示したように、上記二つの冷却水流通路１１０、１１１のうち一方の冷却水流通路１１０は吸気ポート８周りを通るように配置され、他方の冷却水流通路１１１は吸気枝管１１周りを通るように配置される（以下、それぞれ「ポート用冷却水流通路１１０」、「枝管用冷却水流通路１１１」という）。なお、図２０において、ポート用冷却水流通路１１０が機関本体１００外に配置されているが、これは図面を分かり易くするためのものであり、実際には機関本体１００内に配置される。
また、本実施形態では、機関吸気通路のうち吸気ポート８と吸気枝管１１の周りに冷却水流通路が設けられているが、冷却水流通路は、機関吸気通路（吸気ポート８、吸気枝管１１、サージタンク１２、吸気ダクト１４）のうち少なくとも一部分の周りに設けられていればよい。
ところで、車両停止時には運転を停止させる内燃機関や、車両の駆動を内燃機関と電気モータとによって行うハイブリッド車に搭載された内燃機関等では、内燃機関の停止後、機関冷却水温があまり低下してない状態で内燃機関の再始動が行われる。一般に、内燃機関の運転を停止させた後の温度の低下速度は、吸気系壁面温度の方が機関冷却水よりも大きい。このため、この場合、機関始動時において吸気系壁面温度よりも機関冷却水温の方が高くなっている。
また、機関冷却水を吸気系壁面周りに流通させていない場合には、内燃機関の冷間始動時においても機関冷却水温の方が吸気系壁面温度よりも早く上昇する場合がある。すなわち、機関冷却水は燃焼室５周りをも流通していることから燃焼室５内での燃焼熱を直接受けるため、機関冷却水温は上昇し易い。一方、吸気枝管１１等は燃焼室５から離れて配置されることになるため、燃焼室５内で発生した燃焼熱を受けにくく、よって吸気枝管１１等の壁面温度は上昇しにくい。このため、機関冷間始動時において吸気系壁面温度よりも機関冷却水温の方が高くなっている場合がある。
このように吸気系壁面温度よりも機関冷却水温の方が高くなっている場合、機関冷却水をポート用冷却水流通路１１０及び枝管用冷却水流通路１１１に流通させることにより、吸気系壁面温度を迅速に上昇させ且つ高温に維持することができる。
そこで、本実施形態では、吸気系壁面温度が機関冷却水温よりも低い場合には、開閉弁１１２を開弁し、ポート用冷却水流通路１１０及び枝管用冷却水流通路１１１に機関冷却水を流通させることとしている。これにより、吸気系壁面温度が低い時に、吸気系壁面温度よりも温度の高い機関冷却水がポート用冷却水流通路１１０及び枝管用冷却水流通路１１１に流通し、吸気系壁面温度を迅速に上昇させることができると共に吸気系壁面温度を比較的高温に維持することができるようになる。また、吸気系壁面温度が低い場合であっても、機関冷却水温の方が吸気系壁面温度よりも低いときには、機関冷却水をポート用冷却水流通路１１０及び枝管用冷却水流通路１１１に流通させないことにより、機関冷却水によって吸気系壁面温度が低下してしまうことが防止される。
また、本実施形態では、吸気系壁面温度が機関冷却水温よりも低い場合であっても、機関高負荷運転時には、開閉弁１１２を閉弁し、ポート用冷却水流通路１１０及び枝管用冷却水流通路１１１に機関冷却水を流通させないようにしている。
すなわち、機関負荷が高いときには、燃焼室５内に吸入される吸気ガスの温度が高いと、ピストン４が圧縮上死点にあるときの燃焼室５内の温度が上昇し、その結果、ノッキングが発生し易くなる。本実施形態によれば、機関高負荷運転時には、ポート用冷却水流通路１１０及び枝管用冷却水流通路１１１に機関冷却水が流通せしめられないため、燃焼室５内に流入する吸気ガスの温度は高められず、よって機関高負荷運転時におけるノッキングの発生が抑制される。
なお、開閉弁１１２は、機関運転中常に上述したように制御されるのではなく、機関冷間時においてのみ上述したように制御されてもよい。また、開閉弁１１２は、必ずしも上述したように制御される必要はなく、例えば、機関冷却水温が予め定められた基準冷却水温度以上である場合には開閉弁１１２を開弁し、機関冷却水温がこの基準冷却水温度よりも低い場合には開閉弁１１２を閉弁するようにしてもよい。或いは、吸気系壁面温度が予め定められた基準壁面温度以下である場合には開閉弁１１２を開弁し、吸気系壁面温度が予め定められた基準壁面温度よりも高い場合には開閉弁１１２を閉弁するようにしてもよい。
または、開閉弁１１２を設けないで、機関冷却水を常にポート用冷却水流通路１１０及び枝管用冷却水流通路１１１に流通させるようにしてもよい。
図２２は、本実施形態における機関冷却水の循環制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図２２に示したように、まずステップＳ５１では、負荷センサ４１によって機関負荷が検出され、壁温センサ２２によって吸気系壁面温度Ｔｓが検出され、水温センサ１０７によって機関冷却水温Ｔｗが検出される。次いで、ステップＳ５２では、吸気系壁面温度Ｔｓが機関冷却水温Ｔｗ以上であるか否かが判定される。ステップＳ５３では、機関負荷が基準負荷Ｌ１よりも低いか否か、すなわち機関運転状態が機関低中負荷運転状態にあるか否かが判定される。ステップＳ５２及びステップＳ５３において、吸気系壁面温度Ｔｓが機関冷却水温Ｔｗ以上であると判定され且つ機関負荷Ｌが基準負荷Ｌ１よりも低いと判定された場合（すなわち、機関低中負荷運転状態にある場合）には、ステップＳ５４へと進む。ステップＳ５４では、開閉弁１１２が開弁されて、機関冷却水がポート用冷却水流通路１１０及び枝管用冷却水流通路１１１に流通せしめられる。
一方、ステップＳ５２において吸気系壁面温度Ｔｓが機関冷却水温Ｔｗよりも低いと判定された場合、またはステップＳ５３において機関負荷Ｌが基準負荷Ｌ１以上であると判定された場合（すなわち、機関高負荷運転状態にある場合）には、ステップＳ５５へと進む。ステップＳ５５では、開閉弁１１２が閉弁されて、機関冷却水がポート用冷却水流通路１１０及び枝管用冷却水流通路１１１に流通するのが遮断される。
次に、本発明の第四実施形態について説明する。第四実施形態の火花点火式内燃機関の構成は、基本的に第一実施形態及び第二実施形態の火花点火式内燃機関の構成と同様であるが、本実施形態の火花点火式内燃機関では、壁温センサが設けられていない。
ところで、上述した第一実施形態及び第二実施形態では、機関温間運転時、すなわち吸気系壁面温度Ｔｓが暖機判定温度Ｔｓ１以上であるときには通常制御を行い、機関冷間運転時、すなわち吸気系壁面温度Ｔｓが暖機判定温度Ｔｓ１よりも低いときには吸気系壁面温度や機関回転数等に応じて吸気弁閉弁の遅角ガード時期を進角する運転制御（以下、「冷間時制御」という）が行われる。
しかしながら、吸気系壁面温度を求めるためには壁温センサ２２を設けたり、機関冷却水温等に基づいて吸気系壁面温度を推定したりする必要がある。壁温センサ２２を設けると内燃機関全体の製造コストが増し、機関冷却水温等に基づいて吸気系壁面温度を推定するとＥＣＵ３０のＣＰＵ３４における計算負荷が増大してしまう。また、吸気系壁面温度を示す値として機関冷却水温を用いることも可能であるが、吸気系壁面温度は必ずしも吸気系壁面温度と同様に推移しない。
一方、車両停止時には運転を停止させる内燃機関や、ハイブリッド車に搭載される内燃機関では、機関停止から比較的短い時間で再始動が行われることが多い。この場合、内燃機関の停止から再始動までの間には吸気系壁面温度はあまり低下せず、このため、内燃機関の再始動後も冷間時制御が不要であることが多い。
そこで、本実施形態では、壁温センサや水温センサ１０７を用いず、機関停止から始動までの経過時間や、機関始動からの経過時間等の経過時間のみに基づいて通常制御と冷間時制御を切り替えると共に、機関停止から始動までの経過時間が短いときには、冷間時制御を実行しないこととしている。
図２３Ａ及び図２３Ｂは、本実施形態における経過時間に応じた通常制御と冷間時制御の切替を概略的に示す図である。本実施形態では、ＥＣＵ３０により、内燃機関が停止してからの経過時間が算出される。そして、図２３Ａに示したように、内燃機関が停止してから再始動されるまでの経過時間ＴＸが吸気系温度保障時間Ｔ１以下である場合には、吸気系温度がそれほど低下していないことから、内燃機関の再始動時には冷間時制御は行われずに通常制御が行われる。ここで、吸気系温度保障時間Ｔ１は、予め実験的に又は計算によって算出された時間であり、通常、内燃機関が停止されても吸気系温度が比較的高い一定温度以上に維持される時間である。
一方、図２３Ｂに示したように、内燃機関が停止してから再始動されるまでの経過時間ＴＸが吸気系温度保障時間Ｔ１よりも長いときには、吸気系温度が低下しているため、内燃機関の再始動時には冷間時制御が行われる。このとき、冷間時制御は、内燃機関が再始動されてから温度上昇保障時間Ｔ２が経過するまで行われる。ここで、温度上昇保障時間Ｔ２は、予め実験的に又は計算によって算出された時間であり、内燃機関が再始動されるときに吸気系温度が比較的低い場合であっても吸気系温度が十分に昇温されるのに必要な時間である。
本実施形態によれば、通常制御と冷間時制御とをこのように切り替えることにより、壁面センサ２２を設けることなく、比較的低い計算負荷で通常制御と冷間時制御との切替を行うことができるようになる。
なお、上記実施形態では、温度保障時間Ｔ１及び温度上昇保障時間Ｔ２を一定の値としている。しかしながら、機関停止時における機関冷却水温が高いほど内燃機関の停止後に吸気系壁面温度が比較的高い一定温度以下にまで低下するのにかかる時間が長くなることから、図２４Ａに示したように温度保障時間Ｔ１を機関停止時における機関冷却水温が高いほど長く設定してもよい。また、機関再始動時における機関冷却水温が高いほど内燃機関の再始動後に吸気系壁面温度が暖機判定温度以上にまで上昇するのにかかる時間が短くなることから、図２４Ｂに示したように温度上昇保障時間Ｔ２を機関再始動時における機関冷却水温が高いほど短く設定してもよい。
なお、本発明について特定の実施形態に基づいて詳述しているが、当業者であれば本発明の請求の範囲及び思想から逸脱することなく、様々な変更、修正等が可能である。
【図１】
2010079623.tif 000003
【図２】
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【図３Ａ】
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【図３Ｂ】
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【図４】
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【図５Ａ】
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【図５Ｂ】
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【図６Ａ】
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【図６Ｂ】
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【図６Ｃ】
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【図７】
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【図８Ａ】
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【図８Ｂ】
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【図９】
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【図１０Ａ】
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【図１０Ｂ】
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【図１１Ａ】
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【図１１Ｂ】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６Ａ】
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【図１６Ｂ】
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【図１６Ｃ】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
2010079623.tif 000033
【図２３Ａ】
2010079623.tif 000034
【図２３Ｂ】
2010079623.tif 000035
【図２４Ａ】
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【図２４Ｂ】
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【手続補正書】
【提出日】平成22年11月5日(2010.11.5)
【手続補正１】
【補正対象書類名】特許請求の範囲
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【特許請求の範囲】
【請求項１】
吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される内燃機関において、
機関冷間運転時においては、機関温間運転時に比べて吸気弁の閉弁時期を進角させ、機関冷間運転時において吸気弁の閉弁時期を進角させたときには、スロットル弁の開度を小さくする、火花点火式内燃機関。
【請求項２】
機関冷間運転時においては、吸気系壁面温度が低いほど機関温間運転時に比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる程度を大きくする、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
（削除）
【請求項４】
機関冷間運転時において、吸気弁の閉弁時期を進角させる程度は機関回転数が低い場合の方が高い場合よりも大きい、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
機関冷間運転時において、吸気弁の閉弁時期を進角させる程度は機関負荷が低い場合の方が高い場合よりも大きい、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
機関冷間運転時において、吸気弁の閉弁時期を進角させる程度は当該内燃機関に供給される燃料の気化率が低い場合の方が高い場合よりも大きい、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項７】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構をさらに具備し、機関冷間運転時においては、機関温間運転時に比べて機械圧縮比を小さくする、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項８】
吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される内燃機関において、
吸気弁の閉弁時期は遅角ガード時期よりも進角側に制限され、機関冷間運転時における遅角ガード時期は機関温間運転時に比べて進角側の時期に設定され、機関冷間運転時において吸気弁の閉弁時期を進角させたときには、スロットル弁の開度を小さくする、火花点火式内燃機関。
【請求項９】
機関冷間運転時においては、吸気系壁面温度が低いほど機関温間運転時に比べて遅角ガード時期が進角側に設定される、請求項８に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１０】
機関冷間運転時において、遅角ガード時期は機関回転数が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される、請求項８に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１１】
機関冷間運転時において、遅角ガード時期は機関負荷が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される、請求項８に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１２】
機関冷間運転時において、遅角ガード時期は当該内燃機関に供給される燃料の気化率が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される、請求項８に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１３】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構をさらに具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる、請求項１又は８に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１４】
機関低負荷運転時には機械圧縮比が最大機械圧縮比とされる、請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１５】
機関低負荷運転時には膨張比が２０以上とされる、請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１６】
上記吸気系壁面温度を表す値として機関冷却水温を用いる、請求項２又は９に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１７】
機関吸気通路の少なくとも一部の周りに機関冷却水を流通させる冷却水流通路をさらに具備し、
吸気系壁面温度が機関冷却水温よりも低いときには機関冷却水を上記冷却水流通路に流通させる、請求項１又は８に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１８】
吸気系壁面温度が機関冷却水温よりも低いときであっても機関高負荷運転時には機関冷却水を上記冷却水流通路に流通させない、請求項１７に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１９】
内燃機関が停止されてから再始動されるまでの経過時間を検出する経過時間算出手段をさらに具備し、経過時間算出手段によって検出された上記経過時間が予め定められた時間より短いときには機関再始動後の内燃機関は機関温間運転中であると判断される、請求項１又は８に記載の火花点火式内燃機関。
【手続補正２】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】０００３
【補正方法】変更
【補正の内容】
【０００３】
強くなると、気筒間で空燃比のズレが生じてしまう。
発明の開示
そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される内燃機関において、機関冷間始動時に生じうる気筒間での空燃比のバラツキの発生を抑制することにある。
本発明は、上記課題を解決するための手段として、請求の範囲の各請求項に記載された火花点火式内燃機関を提供する。
本発明の１番目の態様では、吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される内燃機関において、機関冷間運転時においては、機関温間運転時に比べて吸気弁の閉弁時期を進角させ、機関冷間運転時において吸気弁の閉弁時期を進角させたときには、スロットル弁の開度を小さくする。
本発明の２番目の態様では、機関冷間運転時においては、吸気系壁面温度が低いほど機関温間運転時に比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる程度を大きくする。
本発明の４番目の態様では、機関冷間運転時において、吸気弁の閉弁時期を進角させる程度は機関回転数が低い場合の方が高い場合よりも大きい。
本発明の５番目の態様では、機関冷間運転時において、吸気弁の閉弁時期を進角させる程度は機関負荷が低い場合の方が高い場合よりも大きい。
本発明の６番目の態様では、機関冷間運転時において、吸気弁の
【手続補正３】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】０００４
【補正方法】変更
【補正の内容】
【０００４】
閉弁時期を進角させる程度は当該内燃機関に供給される燃料の気化率が低い場合の方が高い場合よりも大きい。
本発明の７番目の態様では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構をさらに具備し、機関冷間運転時においては、機関温間運転時に比べて機械圧縮比を小さくする。
本発明の８番目の態様では、吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される内燃機関において、吸気弁の閉弁時期は遅角ガード時期よりも進角側に制限され、機関冷間運転時における遅角ガード時期は機関温間運転時に比べて進角側の時期に設定され、機関冷間運転時において吸気弁の閉弁時期を進角させたときには、スロットル弁の開度を小さくする。
本発明の９番目の態様では、機関冷間運転時においては、吸気系壁面温度が低いほど機関温間運転時に比べて遅角ガード時期が進角側に設定される。
本発明の１０番目の態様では、機関冷間運転時において、遅角ガード時期は機関回転数が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される。
本発明の１１番目の態様では、機関冷間運転時において、遅角ガード時期は機関負荷が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される。
本発明の１２番目の態様では、機関冷間運転時において、遅角ガード時期は当該内燃機関に供給される燃料の気化率が低い場合の方が高い場合よりも進角側に設定される。
本発明の１３番目の態様では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構をさらに具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる。
本発明の１４番目の態様では、機関低負荷運転時には機械圧縮比
【国際調査報告】
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