(57)【要約】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。燃焼室（５）への供給吸入空気量が少ないときには吸気弁（７）の閉弁時期は限界閉弁時期に保持されており、通常は燃焼室（５）への供給吸入空気量が或る程度増大したときに吸気弁（７）の閉弁時期の進角作用が開始される。これに対し、燃焼室（５）への供給吸入空気量が少ないときに急加速運転が行われたときには吸気弁（７）の閉弁時期の進角作用がただちに開始される。
2010146719.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、燃焼室への供給吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、燃焼室への供給吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が最大機械圧縮比に向けて増大せしめられ、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に限界閉弁時期に向けて移動せしめられるにつれて燃焼室への供給吸入空気量が減少せしめられると共に吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると燃焼室への供給吸入空気量は可変バルブ機構による制御限界である制御限界吸入空気量となり、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも更に減少したときには吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される火花点火式内燃機関において、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときには要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときに比べて燃焼室への供給吸入空気量が少ないときに限界閉弁時期から吸気下死点に近ずく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される火花点火式内燃機関。
【請求項２】
燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときにはただちに限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始され、要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときには燃焼室内への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量に達するまで吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると共に燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量に達した後に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される請求項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が配置されており、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときには燃焼室への供給吸入空気量はスロットル弁によって制御される請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときにはただちにスロットル開度の増大作用が開始されると共に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始され、要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときにはただちにスロットル開度の増大作用が開始されると共にスロットル弁開度が最大となった後に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される請求項３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】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、燃焼室への供給吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、燃焼室への供給吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が最大機械圧縮比に向けて増大せしめられ、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に限界閉弁時期に向けて移動せしめられるにつれて燃焼室への供給吸入空気量が減少せしめられると共に吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると燃焼室への供給吸入空気量は可変バルブ機構による制御限界である制御限界吸入空気量となり、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも更に減少したときにはスロットル弁により燃焼室への供給吸入空気量が制御され、このとき吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される火花点火式内燃機関が公知である（特許文献１を参照）。
この内燃機関では、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに、即ち燃焼室への供給吸入空気量がスロットル弁によって制御されているときに加速運転が行われると、最良の燃費が得られるよう、加速の度合にかかわらずにまず初めにスロットル弁が全開に向けて開弁せしめられ、次いでスロットル弁が全開になると燃焼室への供給吸入空気量を増大すべく限界閉弁時期から吸気下死点に近ずく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００７−３０３４２３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかしながら急速な加速が要求されているときに最良の燃費が得られるよう、まず初めにスロットル弁を全開するまで開弁せしめ、次いで吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に向けて移動されるようにすると燃焼室への供給吸入空気量が増大するのに時間を要し、即ち機関の出力トルクが増大するのに時間を要し、急速な加速が要求されているにもかかわらずに良好な加速が得られないという問題がある。
本発明の目的は、急速な加速が要求されたときに良好な加速が得られるようにした火花点火式内燃機関を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明によれば、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、燃焼室への供給吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、燃焼室への供給吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が最大機械圧縮比に向けて増大せしめられ、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に限界閉弁時期に向けて移動せしめられるにつれて燃焼室への供給吸入空気量が減少せしめられると共に吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると燃焼室への供給吸入空気量は可変バルブ機構による制御限界である制御限界吸入空気量となり、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも更に減少したときには吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される火花点火式内燃機関において、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときには要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときに比べて燃焼室への供給吸入空気量が少ないときに限界閉弁時期から吸気下死点に近ずく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される火花点火式内燃機関が提供される。
【発明の効果】
【０００６】
要求加速度合が高いときには要求加速度合が低いときに比べて、燃焼室への供給吸入空気量が少ないときに、即ち加速要求があった後、早い時期に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に向け変化させて燃焼室への供給吸入空気量の増量作用を開始させる。その結果、機関出力トルクの立上がりが早くなり、斯くして要求に見合った良好な加速を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００７】
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（Ａ）および３（Ｂ）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（Ａ）、６（Ｂ）および６（Ｃ）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（Ａ）および８（Ｂ）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１０は燃焼室への供給吸入空気量の目標値ＧＡｔに応じた機械圧縮比等の変化を示す図、図１１は燃焼室への供給吸入空気量ＧＡＯの要求値のマップを示す図、図１２は燃焼室への供給吸入空気量の要求値ＧＡＯ，ＧＡＯ２と目標値ＧＡｔ１，ＧＡｔ２とを示す図、図１３は加速時における機械圧縮比等の時間的変化を示す図、図１４は運転制御を行うためのフローチャート、図１５は修正値ＫＧＡを算出するためのフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【０００８】
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、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。
一方、図１に示される実施例ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施例ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。
電子制御ユニット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の出力信号および空燃比センサ２１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３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５６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３（Ａ）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３（Ｂ）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、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。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（Ａ）から図６（Ｃ）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８（Ａ）および８（Ｂ）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本発明者は機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分して理論熱効率を高めることについて検討し、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことを見い出したのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝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、図９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、このときには燃焼室５への供給吸入空気量は多く、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において実線で示されるように機関負荷が低くなると吸気弁７の閉弁時期が遅くされて燃焼室５への供給吸入空気量が減少せしめられる。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は全開又はほぼ全開状態に保持されており、従って燃焼室５への供給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燃焼室５への供給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、燃焼室５への供給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の容積は燃焼室５への供給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Ｌ２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最大機械圧縮比に達する。機械圧縮比が最大機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が最大機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が最大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Ｌ２より低くなっても図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は機関負荷が低くなるにつれて遅らされ、機関負荷がＬ１まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５への供給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への供給吸入空気量が制御される。ただし、スロットル弁１７による燃焼室５への供給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。
一方、図９に示されるように機関負荷がＬ２より高い機関高負荷運転側では実圧縮比は同一の機関回転数に対してはほぼ同一の実圧縮比に維持される。これに対し、機関負荷がＬ２よりも低いとき、即ち機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されているときには実圧縮比は吸気弁７の閉弁時期によって決まり、機関負荷がＬ１とＬ２の間におけるように吸気弁７の閉弁時期が遅らされると実圧縮比は低下し、機関負荷がＬ１よりも低い運転領域におけるように吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると実圧縮比は一定に維持される。
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。
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によらずに燃焼室５への供給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５への供給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。
さて、本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が機関の運転状態に応じた目標値（以下、目標吸入空気量）ＧＡｔとなるように機械圧縮比吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御される。図１０はこのように燃焼室５への供給吸入空気量が目標吸入空気量ＱＡｔとなるときの目標吸入空気量ＧＡｔに対する機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の変化を示している。なお、図１０の横軸におけるＧＬ１，ＧＬ２は図９の横軸におけるＬ１，Ｌ２に対応している。また、図１０に示される例では吸気弁７の閉弁時期は目標吸入空気量ＧＡｔが増大するにつれて進角せしめられる、即ち吸気下死点ＢＤＣに近ずく方向に移動せしめられる。図１０に示す関係は予めＲＯＭ３２内に記憶されており、機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は目標吸入空気量ＧＡｔの変化に応じて通常は図１０に示す関係に従って制御される。
即ち、図１０からわかるように本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が主に吸気弁７の閉弁時期を変化させることによって制御され、燃焼室５への供給吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が最大機械圧縮比に向けて増大せしめられ、吸気弁７の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に限界閉弁時期ＧＬ１に向けて移動せしめられるにつれて燃焼室５への供給吸入空気量が減少せしめられると共に吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると燃焼室５への供給吸入空気量は可変バルブ機構Ｂによる制御限界である制御限界吸入空気量ＧＬ１となり、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも更に減少したときには吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
更に、本発明による実施例では燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少なくなると燃焼室５への供給吸入空気量が少なくなるにつれてスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。即ち、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないときには燃焼室５への供給吸入空気量はスロットル弁１７によって制御される。また、図１０からわかるように燃焼室５への供給吸入空気量が減少してＧＬ２に達すると機械圧縮比は最大となり、燃焼室５への供給吸入空気量がＧＬ２よりも少なくなると機械圧縮比は最大機械圧縮比に維持される。
車両運転時における燃焼室５への供給吸入空気量の要求値（以下、要求吸入空気量と称す）ＧＡＯはアクセルペダル４０の踏込み量Ａｃｃおよび機関回転数Ｎの関数として図１１に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、通常はこの要求吸入空気量ＧＡＯが目標吸入空気量ＧＡｔとされる。従って通常、吸気弁７の閉弁時期等は要求吸入空気量ＧＡＯに応じて図１０に示されるように変化せしめられる。
しかしながら機械圧縮比の変更、吸気弁７の閉弁時期の変更およびスロットル弁１７の開度の変更には時間を要し、従って機械圧縮比の変更、吸気弁７の閉弁時期の変更およびスロットル弁１７の開度の変更を行う速度、即ち目標吸入空気量ＧＡｔを変更しうる速度には限度がある。そこで本発明による実施例では要求吸入空気量ＧＡＯが急激に変化した場合には機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更しうる速度でもって目標吸入空気量ＧＡｔを変化させるようにしている。次にこのことについて図１２を参照しつつ説明する。
図１２は加速運転が行われた場合の要求吸入空気量ＧＡＯと目標吸入空気量ＧＡｔの時間的変化を示している。なお、図１２において鎖線ＧＡｔｍａｘは機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更しうる目標吸入空気量ＧＡｔの最大許容変化速度を示している。図１２に示されるように本発明による実施例では加速度合が低いとき、即ち破線ＧＡＯ２で示されるように要求吸入空気量ＧＡＯの変化速度が最大許容変化速度ＧＡｔｍａｘよりも低いときには目標吸入空燃比ＧＡｔは実線ＧＡｔ２で示されるように要求吸入空気量ＧＡＯの変化に追従して変化せしめられる。
これに対し、加速度合が高いとき、即ち破線ＧＡＯ１で示されるように要求吸入空気量ＧＡＯの変化速度が最大許容変化速度ＡＧｔｍａｘよりも大きいときには実線ＧＡｔ１で示されるように目標吸入空気量ＧＡｔは最大許容変化速度ＡＧｔｍａｘでもって変化せしめられる。このとき機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は目標吸入空気量ＧＡｔの変化に基いて制御される。なお、本発明による実施例ではこの最大許容変化速度ＡＧｔｍａｘは一定値とされているが、このＡＧｔｍａｘはアクセルペダル４０の踏込み量Ａｃｃおよび機関回転数Ｎに応じて変化させることもできる。
さて、図１０に示される関係に従って目標吸入空気量ＧＡｔに応じ機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を制御すると最も熱効率が高くなり、従って最も良好な燃費が得られる。従って本発明による実施例では通常、機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は目標吸入空気量ＧＡｔの変化に応じ図１０に示す関係に従って制御される。
従って図１０からわかるように例えば目標吸入空気量ＧＡｔが制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないときに加速運転が行われた場合にはまず初めにスロットル弁１７が全開に向けて開弁せしめられ、次いでスロットル弁１７が全開になると吸気弁７の閉弁時期の進角作用が開始される。要求されている加速度合が低い場合には図１０に示す関係に従って機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を制御しても何ら問題が生じない。
しかしながら急速な加速が要求されているときに最良の燃費が得られるよう、図１０に示す関係に従ってまず初めにスロットル弁１７を全開するまで開弁せしめ、次いで吸気弁７の閉弁時期の進角作用を開始すると燃焼室５への供給吸入空気量が増大するのに時間を要し、即ち機関の出力トルクが増大するのに時間を要し、急速な加速が要求されているにもかかわらずに良好な加速が得られないという問題を生ずる。
そこで本発明では急速な加速が要求されたときに良好な加速が得られるように、目標吸入空気量ＧＡｔが制御限界吸入空気量ＧＬ１まで上昇する前に吸気弁７の閉弁時期の進角作用を開始させるようにしている。次にこのことについて図１３を参照しつつ説明する。
図１３は急速な加速運転が行われ、目標吸入空気量ＧＡｔが図１２においてＧＡｔ１で示されるように変化したときの機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期、スロットル弁１７の開度、および燃焼室５内に実際に供給される吸入空気量の時間的変化を示している。なお、図１３において実線は要求された加速度合が低いときのように、機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が目標吸入空気量ＧＡｔの変化に応じ図１０に示す関係に従って制御された場合を示しており、この場合には燃焼室５内に供給される実際の吸入空気量は図１３に示されるように徐々に増大する。
これに対し、本発明による実施例では図１３において破線で示されるように加速が開始されると吸気弁７の閉弁時期の進角作用がただちに開始される。このように加速が開始されたときに吸気弁７の閉弁時期の進角作用をただちに開始させると燃焼室５内に実際に供給される吸入空気量は破線で示すように実線で示す場合に比べ速い速度で上昇する。斯くして機関出力トルクが急速に上昇し、その結果良好な加速運転が得られることになる。
即ち、一般的に表現すると本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときにはただちに限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始され、要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときには燃焼室５内への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１に達するまで吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると共に燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１に達した後に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始される。
なお、このように吸気弁７の閉弁時期の進角作用は加速が開始されたときにただちに行うことが好ましいが、吸気弁７の閉弁時期の進角作用の開始時期を加速開始時に対して若干遅らせることもできる。従ってこのような場合も含めて本発明を包括的に表現すると、本発明では、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときには要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときに比べて燃焼室５への供給吸入空気量が少ないときに限界閉弁時期から吸気下死点に近ずく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始される。
なお、本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いか低いかにかかわらず、スロットル弁１７の開度の増大作用はただちに開始される。
このスロットル弁１７の動作も含めると、本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときにはただちにスロットル開度の増大作用が開始されると共に、限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始され、要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときにはただちにスロットル開度の増大作用が開始されると共にスロットル弁開度が最大となった後に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始される。
また、加速が開始されたときにただちに吸気弁７の閉弁時期の進角作用を開始するようにした場合であっても図１０に示される吸気弁７の閉弁時期と機械圧縮比との関係はそのまま維持される。従って図１３において破線で示されるように吸気弁７の閉弁時期の進角作用の開始時期が早まると機械圧縮比が最大機械圧縮比から低下を開始する時期も早まることになる。
一方、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期の進角作用の開始時期が早められたときの吸気弁７の閉弁時期と機械圧縮比は図１０に示される関係から求められる。即ち、加速運転開始時における目標吸入空気量ＧＡｔがＧＬ０であったとすると、このときみかけ上の目標吸入空気量ＧＡｔをＧＬ１から増大させ、このみかけ上の目標吸入空気量ＧＡｔに基づいて図１０に示す関係から吸気弁７の閉弁時期および機械圧縮比を求めると加速運転開始時にただちに吸気弁７の閉弁時期の進角作用を開始させることができる。従って本発明による実施例では、図１０に基づいて機械圧縮比および吸気弁７の閉弁時期を求めるために用いられるみかけ上の目標吸入空気量ＧＡｔとして、そのときの目標吸入空気量ＧＡｔに加速開始時の目標吸入空気量ＧＬ０と制御限界吸入空気量ＧＬ１との差である修正値ＫＧＡを加算した値が用いられる。
これに対し、スロットル弁１７の開度は図１０に示す関係からそのときの目標吸入空気量ＧＡｔそのものに基づいて制御される。
図１４は機関の運転を制御するための運転制御ルーチンを示しており、図１５は上述した加速開始時の目標吸入空気量ＧＬ０と制御限界吸入空気量ＧＬ１との差である修正値ＫＧＡを求めるためのルーチンを示している。これらのルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図１４を参照すると、まず初めにステップ９０において図１１に示すマップから要求吸入空気量ＧＡＯが算出される。次いでステップ９１では要求吸入空気量ＧＡＯが現在の目標吸入空気量ＧＡｔよりも予め定められた小さな一定値α以上、大きいか否かが判別される。ＧＡＯ−ＧＡｔ＞αである場合にはステップ９２に進んで目標吸入空気量ＧＡｔに予め定められた一定値ΔＧＡが加算され、次いでステップ９５に進む。従って例えば図１２においてＧＡＯ１で示されるように要求吸入空気量ＧＡＯが急激に増大せしめられた場合、ＧＡＯ−ＧＡｔ＞αである限り、ＧＡｔ１で示されるように目標吸入空気量ＧＡｔは一定時間毎に一定値ΔＧＡずつ増大せしめられる。
一方、ステップ９１においてＧＡＯ−ＧＡｔ≦αであると判別されたときにはステップ９３に進んで要求吸入空気量ＧＡＯが現在の目標吸入空気量ＧＡｔよりも一定値α以上、小さいか否かが判別される。ＧＡｔ−ＧＡＯ＞αのときにはステップ９４に進んで目標空燃比ＧＡｔから一定値ΔＧＡが減算され、次いでステップ９５に進む。これに対し、ステップ９３においてＧＡｔ−ＧＡＯ≦αであると判別されたとき、即ちＧＡｔ−α≦ＧＡＯ≦ＧＡｔ＋αのときには目標吸入空気量ＧＡｔが変更されることなくステップ９５に進む。即ち、図１２においてＧＡＯ２で示されるように加速度合が低いときにはステップ９１においてＧＡＯ−ＧＡｔ＞αであると判別されても数回の処理サイクルの間にステップ９１においてＧＡＯ−ＧＡｔ≦αであると判断されるので目標吸入空気量ＧＡｔは要求吸入空気量ＧＡｔに追従して変化することになる。
ステップ９５では図１０に示す関係から目標吸入空気量ＧＡｔに基づいてスロットル弁１７の開度が制御される。次いでステップ９６では図１５に示すルーチンにおいて算出されている修正値ＫＧＡが読込まれ、次いでステップ９７ではこの修正値ＫＧＡが目標吸入空気量ＧＡｔに加算される。この修正値ＫＧＡは、目標吸入空気量ＧＡｔが制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも低いときに急加速運転が行われたとき以外は、零とされる。次いでステップ９８では図１０に示す関係から、ステップ９７で算出された目標吸入空気量ＧＡｔに基づいて機械圧縮比が制御され、次いでステップ９９では図１０に示す関係から、ステップ９７で算出された目標吸入空気量ＧＡｔに基づいて吸気弁７の閉弁時期が制御される。
次に図１５に示される修正値ＫＧＡの算出ルーチンについて説明する。
図１５を参照すると、まず初めにステップ１００において図１１に示すマップから要求吸入空気量ＧＡＯが算出される。次いでステップ１０１では急加速時にセットされる急加速フラグがセットされているか否かが判別される。急加速フラグがセットされていないときにはステップ１０２に進んで急加速時であるか否かが判別される。
この場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときには急加速時であると判別される。なお、この場合、加速度合を代表する量としては、例えば要求吸入空気量ＧＡＯの増大量や変化速度を用いることができ、例えば要求吸入空気量ＧＡＯの増大量が設定量以上であってかつ要求吸入空気量ＧＡＯの変化速度が設定速度以上のときに急加速時であると判別される。急加速時でないときにはステップ１０８に進んで修正値ＫＧＡが零とされる。
これに対し、ステップ１０２において急加速時であると判別されたときにはステップ１０３に進み、図１４に示されるルーチンにおいて算出されている現在の目標吸入空気量ＧＡｔが制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないか否かが判別される。ＧＡｔ≧ＧＬ１のときにはステップ１０８に進んで修正値ＫＧＡが零とされる。これに対し、ステップ１０３においてＧＡｔ＜ＧＬ１であると判別されたときにはステップ１０４に進んで制御限界吸入空気量ＧＬ１から現在の目標吸入空気量ＧＡｔを減算した値（ＧＬ１−ＧＡｔ）が修正値ＫＧＡとされる。次いでステップ１０５に進んで急加速フラグがセットされる。
急加速フラグがセットされると次の処理サイクルではステップ１０１からステップ１０６に進んで要求吸入空気量ＧＡＯと目標吸入空気量ＧＡｔとの差（ＧＡＯ−ＧＡｔ）が一定値α以下になったか否かが判別される。ＧＡＯ−ＧＡｔ≦αになるとステップ１０７に進んで急加速フラグがリセットされ、次いでステップ１０８に進んで修正値ＫＧＡが零とされる。即ち、ＧＡｔ＜ＧＬ１のときに急加速が行われると修正値ＫＧＡが算出され、目標吸入空気量ＧＡｔが要求吸入空気量ＧＡＯに近ずくまでこの算出された修正値が維持される。
【符号の説明】
【０００９】
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
１７    スロットル弁
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
【図１】
2010146719.tif 000003
【図２】
2010146719.tif 000004
【図３】
2010146719.tif 000005
【図４】
2010146719.tif 000006
【図５】
2010146719.tif 000007
【図６】
2010146719.tif 000008
【図７】
2010146719.tif 000009
【図８】
2010146719.tif 000010
【図９】
2010146719.tif 000011
【図１０】
2010146719.tif 000012
【図１１】
2010146719.tif 000013
【図１２】
2010146719.tif 000014
【図１３】
2010146719.tif 000015
【図１４】
2010146719.tif 000016
【図１５】
2010146719.tif 000017
【手続補正書】
【提出日】平成23年8月24日(2011.8.24)
【手続補正１】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【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】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、燃焼室への供給吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、燃焼室への供給吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が最大機械圧縮比に向けて増大せしめられ、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に限界閉弁時期に向けて移動せしめられるにつれて燃焼室への供給吸入空気量が減少せしめられると共に吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると燃焼室への供給吸入空気量は可変バルブ機構による制御限界である制御限界吸入空気量となり、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも更に減少したときにはスロットル弁により燃焼室への供給吸入空気量が制御され、このとき吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される火花点火式内燃機関が公知である（特許文献１を参照）。
【０００３】
この内燃機関では、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに、即ち燃焼室への供給吸入空気量がスロットル弁によって制御されているときに加速運転が行われると、最良の燃費が得られるよう、加速の度合にかかわらずにまず初めにスロットル弁が全開に向けて開弁せしめられ、次いでスロットル弁が全開になると燃焼室への供給吸入空気量を増大すべく限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００７−３０３４２３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら急速な加速が要求されているときに最良の燃費が得られるよう、まず初めにスロットル弁を全開するまで開弁せしめ、次いで吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に向けて移動されるようにすると燃焼室への供給吸入空気量が増大するのに時間を要し、即ち機関の出力トルクが増大するのに時間を要し、急速な加速が要求されているにもかかわらずに良好な加速が得られないという問題がある。
本発明の目的は、急速な加速が要求されたときに良好な加速が得られるようにした火花点火式内燃機関を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明によれば、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、燃焼室への供給吸入空気量が吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、燃焼室への供給吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が最大機械圧縮比に向けて増大せしめられ、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に限界閉弁時期に向けて移動せしめられるにつれて燃焼室への供給吸入空気量が減少せしめられると共に吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると燃焼室への供給吸入空気量は可変バルブ機構による制御限界である制御限界吸入空気量となり、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも更に減少したときには吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される火花点火式内燃機関において、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときには要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときに比べて燃焼室への供給吸入空気量が少ないときに限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される火花点火式内燃機関が提供される。
【発明の効果】
【０００７】
要求加速度合が高いときには要求加速度合が低いときに比べて、燃焼室への供給吸入空気量が少ないときに、即ち加速要求があった後、早い時期に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に向け変化させて燃焼室への供給吸入空気量の増量作用を開始させる。その結果、機関出力トルクの立上がりが早くなり、斯くして要求に見合った良好な加速を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】火花点火式内燃機関の全体図である。
【図２】可変圧縮比機構の分解斜視図である。
【図３】図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
【図４】可変バルブタイミング機構を示す図である。
【図５】吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
【図６】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】理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
【図８】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】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１０】燃焼室への供給吸入空気量の目標値ＧＡｔに応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
【図１１】燃焼室への供給吸入空気量ＧＡＯの要求値のマップを示す図である。
【図１２】燃焼室への供給吸入空気量の要求値ＧＡＯ，ＧＡＯ2と目標値ＧＡｔ1，ＧＡｔ2とを示す図である。
【図１３】加速時における機械圧縮比等の時間的変化を示す図である。
【図１４】運転制御を行うためのフローチャートである。
【図１５】修正値ＫＧＡを算出するためのフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
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、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。
【００１０】
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。
【００１１】
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。
【００１２】
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の出力信号および空燃比センサ２１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。
【００１３】
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。
【００１４】
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３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。
【００１５】
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５６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３（Ａ）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３（Ｂ）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。
【００１６】
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、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。
【００１７】
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。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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
次に図６（Ａ）から図６（Ｃ）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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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８（Ａ）および８（Ｂ）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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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、図９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。
【００３８】
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、このときには燃焼室５への供給吸入空気量は多く、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。
【００３９】
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吸気弁７の閉弁時期が遅くされて燃焼室５への供給吸入空気量が減少せしめられる。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は全開又はほぼ全開状態に保持されており、従って燃焼室５への供給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。
【００４０】
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燃焼室５への供給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、燃焼室５への供給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の容積は燃焼室５への供給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。
【００４１】
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Ｌ2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最大機械圧縮比に達する。機械圧縮比が最大機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が最大機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ2よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が最大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。
【００４２】
一方、図９に示される実施例では機関負荷がＬ2より低くなっても図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は機関負荷が低くなるにつれて遅らされ、機関負荷がＬ1まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５への供給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。
【００４３】
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への供給吸入空気量が制御される。ただし、スロットル弁１７による燃焼室５への供給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。
【００４４】
一方、図９に示されるように機関負荷がＬ2より高い機関高負荷運転側では実圧縮比は同一の機関回転数に対してはほぼ同一の実圧縮比に維持される。これに対し、機関負荷がＬ2よりも低いとき、即ち機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されているときには実圧縮比は吸気弁７の閉弁時期によって決まり、機関負荷がＬ1とＬ2の間におけるように吸気弁７の閉弁時期が遅らされると実圧縮比は低下し、機関負荷がＬ1よりも低い運転領域におけるように吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると実圧縮比は一定に維持される。
【００４５】
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。
【００４６】
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によらずに燃焼室５への供給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５への供給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。
【００４７】
さて、本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が機関の運転状態に応じた目標値（以下、目標吸入空気量）ＧＡｔとなるように機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御される。図１０はこのように燃焼室５への供給吸入空気量が目標吸入空気量ＱＡｔとなるときの目標吸入空気量ＧＡｔに対する機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の変化を示している。なお、図１０の横軸におけるＧＬ1，ＧＬ2は図９の横軸におけるＬ1，Ｌ2に対応している。また、図１０に示される例では吸気弁７の閉弁時期は目標吸入空気量ＧＡｔが増大するにつれて進角せしめられる、即ち吸気下死点ＢＤＣに近づく方向に移動せしめられる。図１０に示す関係は予めＲＯＭ３２内に記憶されており、機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は目標吸入空気量ＧＡｔの変化に応じて通常は図１０に示す関係に従って制御される。
【００４８】
即ち、図１０からわかるように本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が主に吸気弁７の閉弁時期を変化させることによって制御され、燃焼室５への供給吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が最大機械圧縮比に向けて増大せしめられ、吸気弁７の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に限界閉弁時期ＧＬ1に向けて移動せしめられるにつれて燃焼室５への供給吸入空気量が減少せしめられると共に吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると燃焼室５への供給吸入空気量は可変バルブ機構Ｂによる制御限界である制御限界吸入空気量ＧＬ1となり、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ1よりも更に減少したときには吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
【００４９】
更に、本発明による実施例では燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ1よりも少なくなると燃焼室５への供給吸入空気量が少なくなるにつれてスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。即ち、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ1よりも少ないときには燃焼室５への供給吸入空気量はスロットル弁１７によって制御される。また、図１０からわかるように燃焼室５への供給吸入空気量が減少してＧＬ2に達すると機械圧縮比は最大となり、燃焼室５への供給吸入空気量がＧＬ2よりも少なくなると機械圧縮比は最大機械圧縮比に維持される。
【００５０】
車両運転時における燃焼室５への供給吸入空気量の要求値（以下、要求吸入空気量と称す）ＧＡＯはアクセルペダル４０の踏込み量Ａｃｃおよび機関回転数Ｎの関数として図１１に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、通常はこの要求吸入空気量ＧＡＯが目標吸入空気量ＧＡｔとされる。従って通常、吸気弁７の閉弁時期等は要求吸入空気量ＧＡＯに応じて図１０に示されるように変化せしめられる。
【００５１】
しかしながら機械圧縮比の変更、吸気弁７の閉弁時期の変更およびスロットル弁１７の開度の変更には時間を要し、従って機械圧縮比の変更、吸気弁７の閉弁時期の変更およびスロットル弁１７の開度の変更を行う速度、即ち目標吸入空気量ＧＡｔを変更しうる速度には限度がある。そこで本発明による実施例では要求吸入空気量ＧＡＯが急激に変化した場合には機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更しうる速度でもって目標吸入空気量ＧＡｔを変化させるようにしている。次にこのことについて図１２を参照しつつ説明する。
【００５２】
図１２は加速運転が行われた場合の要求吸入空気量ＧＡＯと目標吸入空気量ＧＡｔの時間的変化を示している。なお、図１２において鎖線ＧＡｔｍａｘは機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更しうる目標吸入空気量ＧＡｔの最大許容変化速度を示している。図１２に示されるように本発明による実施例では加速度合が低いとき、即ち破線ＧＡＯ2で示されるように要求吸入空気量ＧＡＯの変化速度が最大許容変化速度ＧＡｔｍａｘよりも低いときには目標吸入空燃比ＧＡｔは実線ＧＡｔ2で示されるように要求吸入空気量ＧＡＯの変化に追従して変化せしめられる。
【００５３】
これに対し、加速度合が高いとき、即ち破線ＧＡＯ1で示されるように要求吸入空気量ＧＡＯの変化速度が最大許容変化速度ＡＧｔｍａｘよりも大きいときには実線ＧＡｔ1で示されるように目標吸入空気量ＧＡｔは最大許容変化速度ＡＧｔｍａｘでもって変化せしめられる。このとき機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は目標吸入空気量ＧＡｔの変化に基いて制御される。なお、本発明による実施例ではこの最大許容変化速度ＡＧｔｍａｘは一定値とされているが、このＡＧｔｍａｘはアクセルペダル４０の踏込み量Ａｃｃおよび機関回転数Ｎに応じて変化させることもできる。
【００５４】
さて、図１０に示される関係に従って目標吸入空気量ＧＡｔに応じ機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を制御すると最も熱効率が高くなり、従って最も良好な燃費が得られる。従って本発明による実施例では通常、機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は目標吸入空気量ＧＡｔの変化に応じ図１０に示す関係に従って制御される。
【００５５】
従って図１０からわかるように例えば目標吸入空気量ＧＡｔが制御限界吸入空気量ＧＬ1よりも少ないときに加速運転が行われた場合にはまず初めにスロットル弁１７が全開に向けて開弁せしめられ、次いでスロットル弁１７が全開になると吸気弁７の閉弁時期の進角作用が開始される。要求されている加速度合が低い場合には図１０に示す関係に従って機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を制御しても何ら問題が生じない。
【００５６】
しかしながら急速な加速が要求されているときに最良の燃費が得られるよう、図１０に示す関係に従ってまず初めにスロットル弁１７を全開するまで開弁せしめ、次いで吸気弁７の閉弁時期の進角作用を開始すると燃焼室５への供給吸入空気量が増大するのに時間を要し、即ち機関の出力トルクが増大するのに時間を要し、急速な加速が要求されているにもかかわらずに良好な加速が得られないという問題を生ずる。
【００５７】
そこで本発明では急速な加速が要求されたときに良好な加速が得られるように、目標吸入空気量ＧＡｔが制御限界吸入空気量ＧＬ1まで上昇する前に吸気弁７の閉弁時期の進角作用を開始させるようにしている。次にこのことについて図１３を参照しつつ説明する。
【００５８】
図１３は急速な加速運転が行われ、目標吸入空気量ＧＡｔが図１２においてＧＡｔ1で示されるように変化したときの機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期、スロットル弁１７の開度、および燃焼室５内に実際に供給される吸入空気量の時間的変化を示している。なお、図１３において実線は要求された加速度合が低いときのように、機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が目標吸入空気量ＧＡｔの変化に応じ図１０に示す関係に従って制御された場合を示しており、この場合には燃焼室５内に供給される実際の吸入空気量は図１３に示されるように徐々に増大する。
【００５９】
これに対し、本発明による実施例では図１３において破線で示されるように加速が開始されると吸気弁７の閉弁時期の進角作用がただちに開始される。このように加速が開始されたときに吸気弁７の閉弁時期の進角作用をただちに開始させると燃焼室５内に実際に供給される吸入空気量は破線で示すように実線で示す場合に比べ速い速度で上昇する。斯くして機関出力トルクが急速に上昇し、その結果良好な加速運転が得られることになる。
【００６０】
即ち、一般的に表現すると本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ1よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときにはただちに限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始され、要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときには燃焼室５内への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ1に達するまで吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると共に燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ1に達した後に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始される。
【００６１】
なお、このように吸気弁７の閉弁時期の進角作用は加速が開始されたときにただちに行うことが好ましいが、吸気弁７の閉弁時期の進角作用の開始時期を加速開始時に対して若干遅らせることもできる。従ってこのような場合も含めて本発明を包括的に表現すると、本発明では、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ1よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときには要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときに比べて燃焼室５への供給吸入空気量が少ないときに限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始される。
【００６２】
なお、本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ1よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いか低いかにかかわらず、スロットル弁１７の開度の増大作用はただちに開始される。
【００６３】
このスロットル弁１７の動作も含めると、本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ1よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときにはただちにスロットル開度の増大作用が開始されると共に、限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始され、要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときにはただちにスロットル開度の増大作用が開始されると共にスロットル弁開度が最大となった後に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始される。
【００６４】
また、加速が開始されたときにただちに吸気弁７の閉弁時期の進角作用を開始するようにした場合であっても図１０に示される吸気弁７の閉弁時期と機械圧縮比との関係はそのまま維持される。従って図１３において破線で示されるように吸気弁７の閉弁時期の進角作用の開始時期が早まると機械圧縮比が最大機械圧縮比から低下を開始する時期も早まることになる。
【００６５】
一方、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期の進角作用の開始時期が早められたときの吸気弁７の閉弁時期と機械圧縮比は図１０に示される関係から求められる。即ち、加速運転開始時における目標吸入空気量ＧＡｔがＧＬ0であったとすると、このときみかけ上の目標吸入空気量ＧＡｔをＧＬ1から増大させ、このみかけ上の目標吸入空気量ＧＡｔに基づいて図１０に示す関係から吸気弁７の閉弁時期および機械圧縮比を求めると加速運転開始時にただちに吸気弁７の閉弁時期の進角作用を開始させることができる。従って本発明による実施例では、図１０に基づいて機械圧縮比および吸気弁７の閉弁時期を求めるために用いられるみかけ上の目標吸入空気量ＧＡｔとして、そのときの目標吸入空気量ＧＡｔに加速開始時の目標吸入空気量ＧＬ0と制御限界吸入空気量ＧＬ1との差である修正値ＫＧＡを加算した値が用いられる。
これに対し、スロットル弁１７の開度は図１０に示す関係からそのときの目標吸入空気量ＧＡｔそのものに基づいて制御される。
【００６６】
図１４は機関の運転を制御するための運転制御ルーチンを示しており、図１５は上述した加速開始時の目標吸入空気量ＧＬ0と制御限界吸入空気量ＧＬ1との差である修正値ＫＧＡを求めるためのルーチンを示している。これらのルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
【００６７】
図１４を参照すると、まず初めにステップ９０において図１１に示すマップから要求吸入空気量ＧＡＯが算出される。次いでステップ９１では要求吸入空気量ＧＡＯが現在の目標吸入空気量ＧＡｔよりも予め定められた小さな一定値α以上、大きいか否かが判別される。ＧＡＯ−ＧＡｔ＞αである場合にはステップ９２に進んで目標吸入空気量ＧＡｔに予め定められた一定値ΔＧＡが加算され、次いでステップ９５に進む。従って例えば図１２においてＧＡＯ1で示されるように要求吸入空気量ＧＡＯが急激に増大せしめられた場合、ＧＡＯ−ＧＡｔ＞αである限り、ＧＡｔ1で示されるように目標吸入空気量ＧＡｔは一定時間毎に一定値ΔＧＡずつ増大せしめられる。
【００６８】
一方、ステップ９１においてＧＡＯ−ＧＡｔ≦αであると判別されたときにはステップ９３に進んで要求吸入空気量ＧＡＯが現在の目標吸入空気量ＧＡｔよりも一定値α以上、小さいか否かが判別される。ＧＡｔ−ＧＡＯ＞αのときにはステップ９４に進んで目標空燃比ＧＡｔから一定値ΔＧＡが減算され、次いでステップ９５に進む。これに対し、ステップ９３においてＧＡｔ−ＧＡＯ≦αであると判別されたとき、即ちＧＡｔ−α≦ＧＡＯ≦ＧＡｔ＋αのときには目標吸入空気量ＧＡｔが変更されることなくステップ９５に進む。即ち、図１２においてＧＡＯ2で示されるように加速度合が低いときにはステップ９１においてＧＡＯ−ＧＡｔ＞αであると判別されても数回の処理サイクルの間にステップ９１においてＧＡＯ−ＧＡｔ≦αであると判断されるので目標吸入空気量ＧＡｔは要求吸入空気量ＧＡｔに追従して変化することになる。
【００６９】
ステップ９５では図１０に示す関係から目標吸入空気量ＧＡｔに基づいてスロットル弁１７の開度が制御される。次いでステップ９６では図１５に示すルーチンにおいて算出されている修正値ＫＧＡが読込まれ、次いでステップ９７ではこの修正値ＫＧＡが目標吸入空気量ＧＡｔに加算される。この修正値ＫＧＡは、目標吸入空気量ＧＡｔが制御限界吸入空気量ＧＬ1よりも低いときに急加速運転が行われたとき以外は、零とされる。次いでステップ９８では図１０に示す関係から、ステップ９７で算出された目標吸入空気量ＧＡｔに基づいて機械圧縮比が制御され、次いでステップ９９では図１０に示す関係から、ステップ９７で算出された目標吸入空気量ＧＡｔに基づいて吸気弁７の閉弁時期が制御される。
【００７０】
次に図１５に示される修正値ＫＧＡの算出ルーチンについて説明する。
図１５を参照すると、まず初めにステップ１００において図１１に示すマップから要求吸入空気量ＧＡＯが算出される。次いでステップ１０１では急加速時にセットされる急加速フラグがセットされているか否かが判別される。急加速フラグがセットされていないときにはステップ１０２に進んで急加速時であるか否かが判別される。
【００７１】
この場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときには急加速時であると判別される。なお、この場合、加速度合を代表する量としては、例えば要求吸入空気量ＧＡＯの増大量や変化速度を用いることができ、例えば要求吸入空気量ＧＡＯの増大量が設定量以上であってかつ要求吸入空気量ＧＡＯの変化速度が設定速度以上のときに急加速時であると判別される。急加速時でないときにはステップ１０８に進んで修正値ＫＧＡが零とされる。
【００７２】
これに対し、ステップ１０２において急加速時であると判別されたときにはステップ１０３に進み、図１４に示されるルーチンにおいて算出されている現在の目標吸入空気量ＧＡｔが制御限界吸入空気量ＧＬ1よりも少ないか否かが判別される。ＧＡｔ≧ＧＬ1のときにはステップ１０８に進んで修正値ＫＧＡが零とされる。これに対し、ステップ１０３においてＧＡｔ＜ＧＬ1であると判別されたときにはステップ１０４に進んで制御限界吸入空気量ＧＬ1から現在の目標吸入空気量ＧＡｔを減算した値（ＧＬ1−ＧＡｔ）が修正値ＫＧＡとされる。次いでステップ１０５に進んで急加速フラグがセットされる。
【００７３】
急加速フラグがセットされると次の処理サイクルではステップ１０１からステップ１０６に進んで要求吸入空気量ＧＡＯと目標吸入空気量ＧＡｔとの差（ＧＡＯ−ＧＡｔ）が一定値α以下になったか否かが判別される。ＧＡＯ−ＧＡｔ≦αになるとステップ１０７に進んで急加速フラグがリセットされ、次いでステップ１０８に進んで修正値ＫＧＡが零とされる。即ち、ＧＡｔ＜ＧＬ1のときに急加速が行われると修正値ＫＧＡが算出され、目標吸入空気量ＧＡｔが要求吸入空気量ＧＡＯに近ずくまでこの算出された修正値が維持される。
【符号の説明】
【００７４】
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
１７    スロットル弁
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
【手続補正２】
【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】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、燃焼室への供給吸入空気量が吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、燃焼室への供給吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が最大機械圧縮比に向けて増大せしめられ、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に限界閉弁時期に向けて移動せしめられるにつれて燃焼室への供給吸入空気量が減少せしめられると共に吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると燃焼室への供給吸入空気量は可変バルブ機構による制御限界である制御限界吸入空気量となり、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも更に減少したときには吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される火花点火式内燃機関において、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときには要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときに比べて燃焼室への供給吸入空気量が少ないときに限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される火花点火式内燃機関。
【請求項２】
燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときにはただちに限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始され、要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときには燃焼室内への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量に達するまで吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると共に燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量に達した後に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される請求項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が配置されており、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときには燃焼室への供給吸入空気量はスロットル弁によって制御される請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときにはただちにスロットル開度の増大作用が開始されると共に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始され、要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときにはただちにスロットル開度の増大作用が開始されると共にスロットル弁開度が最大となった後に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される請求項３に記載の火花点火式内燃機関。
【国際調査報告】
2010146719.tif 000018
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2010146719.tif 000020