(57)【要約】本発明の火花点火式内燃機関は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構（Ａ）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（Ｂ）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（７）の閉弁時期を変えることによって制御され、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。内燃機関の暖機が完了する前における機関低負荷運転時の機械圧縮比が、内燃機関の暖機が完了した後における機関低負荷運転時の機械圧縮比よりも低い圧縮比とされる。これにより、機関低負荷運転時に膨張比を高くして燃費を高めながらも、冷間始動時においては排気浄化触媒を迅速に昇温することができると共に排気エミッションの悪化を抑制することができる。
2009091077.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、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、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火花点火式内燃機関において、
内燃機関の暖機が完了する前における機関低負荷運転時の機械圧縮比を、内燃機関の暖機が完了した後における機関低負荷運転時の機械圧縮比よりも低い圧縮比にするようにした、火花点火式内燃機関。
【請求項２】
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、内燃機関の暖機が完了する前には機関低負荷運転時であっても機械圧縮比を最大圧縮比よりも低い圧縮比にするようにした、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
機関低負荷運転時には膨張比が２０以上とされ、内燃機関の暖機が完了する前には機関低負荷運転時であっても膨張比が２０未満となるように機械圧縮比が設定される、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
吸気弁の閉弁時期は、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まで吸気下死点から離れる方向に移動せしめられ、
内燃機関の暖機が完了する前には機関低負荷運転時であっても吸気弁の閉弁時期は上記限界閉弁時期よりも吸気下死点側の閉弁時期までしか移動せしめられない、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
内燃機関の暖機が完了する前において、機関排気通路内に設けられた排気浄化触媒の温度が低い場合には高い場合に比べて機械圧縮比を低くするようにした、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
内燃機関の暖機が完了する前において、上記排気浄化触媒の温度に関わらず実圧縮比が予め定められた範囲内に維持されるように吸気弁の閉弁時期を設定するようにした、請求項５に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項７】
内燃機関の暖機が完了する前において、排気浄化触媒の温度が高くなるにつれて機械圧縮比を高くするようにした、請求項５に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項８】
機関始動時の排気浄化触媒の温度に基づいて、排気浄化触媒の温度が低い場合には高い場合に比べて機械圧縮比が低くなるように機械圧縮比を設定すると共に、内燃機関の暖機が完了するまで機械圧縮比を上記機関始動時の排気浄化触媒の温度に基づいて設定された機械圧縮比に維持するようにした、請求項５に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項９】
内燃機関の暖機が完了する前において、排気浄化触媒の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くするようにした、請求項１又は５に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１０】
内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて機械圧縮比を低くするようにした、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１１】
内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くするようにした、請求項１０に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１２】
内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が基準温度よりも高い温度領域では機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くすると共に、機関冷却水の温度が基準温度よりも低い温度領域では機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を高くするようにした、請求項１０に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１３】
内燃機関の始動後一定時間経過後は、機関冷却水の温度が基準温度よりも低い温度領域においても機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くするようにする、請求項１２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１４】
上記一定時間は、機関始動時の機関冷却水の温度が低いほど長くされる、請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１５】
内燃機関の暖機が完了する前において、内燃機関に供給される燃料の気化率が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を高くするようにした、請求項１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、機関中負荷運転時及び機関高負荷運転時には過給機による過給作用を行い、且つこれら機関中高負荷運転時においては実圧縮比を一定に保持した状態で機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比を増大すると共に吸気弁の閉弁時期を遅くするようにした火花点火式内燃機関が公知である（例えば特開２００４−２１８５２２号公報を参照）。
ところで、車両走行時における熱効率を向上させて良好な燃費が得られるようにすべく、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を最大にすると共に機関低負荷運転時における実圧縮比を機関中高負荷運転時とほぼ同じ実圧縮比とする火花点火式内燃機関が本願出願人から提案されている。一般に、火花点火式内燃機関では、膨張比が高くなるほど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、その結果、熱効率が向上する。本願出願人から提案されている火花点火式内燃機関では、機関低負荷運転時において膨張比が最大にされることから機関低負荷運転時における熱効率を高いものとすることができる。
一方、機関冷間始動時には、内燃機関に設けられた排気浄化触媒（例えば三元触媒）の温度がその活性温度よりも低い。このため、冷間始動時には排気浄化触媒を急速に昇温する必要がある。ところが、上述したように膨張比が大きくなるほど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る。このことは、膨張比が大きくなるほど機関本体から排出される排気ガスの温度が低くなることを意味する。従って、冷間始動時に膨張比を高くすると排気浄化触媒を迅速に昇温することができなくなってしまう。
また、機関冷間始動時には、排気浄化触媒による未燃ＨＣの浄化率が低下する。このため、機関冷間始動時には、機関本体から排出される排気ガス中に含まれるＨＣをできるだけ減らしておく必要がある。ところが、実圧縮比を高くしたり、膨張比を高くしたりすると、機関本体から排出される排気ガス中の未燃ＨＣが増大する傾向にある。
【発明の開示】
【０００３】
そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、機関低負荷運転時に膨張比を高くして燃費を高めながらも、冷間始動時においては排気浄化触媒を迅速に昇温することができると共に排気エミッションの悪化を抑制することができる火花点火式内燃機関を提供することにある。
本発明は、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、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、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、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火花点火式内燃機関において、内燃機関の暖機が完了する前における機関低負荷運転時の機械圧縮比を、内燃機関の暖機が完了した後における機関低負荷運転時の機械圧縮比よりも低い圧縮比にするようにした。
上記態様によれば、内燃機関の暖機完了前には機械圧縮比を暖機完了後よりも低い圧縮比にするようにしている。従って、内燃機関の暖機完了前には膨張比も最大とされず、よって排気ガスの温度の低下が抑制される。
従って、上記態様によれば、内燃機関の暖機完了前には排気ガスの温度の低下が抑制され、よって機関冷間始動時において排気浄化触媒を迅速に昇温することができ、一方、内燃機関の暖機完了後には機関低負荷運転時に膨張比を大きくして燃費を高めることができる。
本発明の２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、内燃機関の暖機が完了する前には機関低負荷運転時であっても機械圧縮比を最大圧縮比よりも低い圧縮比にするようにした。
本発明の３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、内燃機関の暖機が完了する前には機関低負荷運転時であっても膨張比が２０未満となるように機械圧縮比が設定される。
本発明の４番目の態様では、吸気弁の閉弁時期は、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まで吸気下死点から離れる方向に移動せしめられ、内燃機関の暖機が完了する前には機関低負荷運転時であっても吸気弁の閉弁時期は上記限界閉弁時期よりも吸気下死点側の閉弁時期までしか移動せしめられない。
本発明の５番目の態様では、内燃機関の暖機が完了する前において、機関排気通路内に設けられた排気浄化触媒の温度が低い場合には高い場合に比べて機械圧縮比を低くするようにした。
本発明の６番目の態様では、内燃機関の暖機が完了する前において、上記排気浄化触媒の温度に関わらず実圧縮比が予め定められた範囲内に維持されるように吸気弁の閉弁時期を設定するようにした。
本発明の７番目の態様では、内燃機関の暖機が完了する前において、排気浄化触媒の温度が高くなるにつれて機械圧縮比を高くするようにした。
本発明の８番目の態様では、機関始動時の排気浄化触媒の温度に基づいて、排気浄化触媒の温度が低い場合には高い場合に比べて機械圧縮比が低くなるように機械圧縮比を設定すると共に、内燃機関の暖機が完了するまで機械圧縮比を上記機関始動時の排気浄化触媒の温度に基づいて設定された機械圧縮比に維持するようにした。
本発明の９番目の態様では、内燃機関の暖機が完了する前において、排気浄化触媒の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くするようにした。
本発明の１０番目の態様では、内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて機械圧縮比を低くするようにした。
本発明の１１番目の態様では、内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くするようにした。
本発明の１２番目の態様では、内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が基準温度よりも高い温度領域では機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くすると共に、機関冷却水の温度が基準温度よりも低い温度領域では機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を高くするようにした。
本発明の１３番目の態様では、内燃機関の始動後一定時間経過後は、機関冷却水の温度が基準温度よりも低い温度領域においても機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くするようにする。
本発明の１４番目の態様では、上記一定時間は、機関始動時の機関冷却水の温度が低いほど長くされる。
本発明の１５番目の態様では、内燃機関の暖機が完了する前において、内燃機関に供給される燃料の気化率が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を高くするようにした。
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５は、吸気弁及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、実圧縮比及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、通常のサイクル及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、超高膨張比制御を行った場合におけ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。
図１０は、冷間始動制御を行った場合におけ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。
図１１は、内燃機関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１２Ａ及び図１２Ｂは、内燃機関の暖機完了前における三元触媒の温度と機械圧縮比及び実圧縮比との関係を示す図である。
図１３は、第二実施形態の冷間始動制御を行った場合におけ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。
図１４は、第二実施形態の内燃機関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１５Ａ及び図１５Ｂは、内燃機関の暖機完了前における機関冷却水の温度と機械圧縮比及び実圧縮比との関係を示す図である。
図１６Ａ及び図１６Ｂは、内燃機関の暖機完了前における機関冷却水の温度と機械圧縮比及び実圧縮比との関係を示す図である。
図１７Ａ及び図１７Ｂは、内燃機関の暖機完了前における機関冷却水の温度と機械圧縮比及び実圧縮比との関係を示す図である。
図１８は、第四実施形態の内燃機関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１９Ａ及び図１９Ｂは、内燃機関の暖機完了前における機関冷却水の温度と機械圧縮比及び実圧縮比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の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を介して排気浄化触媒（例えば、三元触媒）２１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２２が配置される。
一方、図１に示した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、さらに実際の圧縮作用の開始時期を変更するために吸気弁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及び出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８の出力信号及び空燃比センサ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、可変圧縮比機構Ａ及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に示した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に示した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した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に示したように偏心軸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、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に示した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。この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〜図３Ｂに示した可変圧縮比機構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８５によって行われる。この作動油供給制御弁８５は各油圧室７６、７７にそれぞれ連結された油圧ポート７８、７９と、油圧ポンプ８０から吐出された作動油の供給ポート８１と、一対のドレインポート８２、８３と、各ポート７８、７９、８１、８２、８３間の連通遮断制御を行うスプール弁８４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８４が右方に移動せしめられ、供給ポート８１から供給された作動油が油圧ポート７８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８４が左方に移動せしめられ、供給ポート８１から供給された作動油が油圧ポート７９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８２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８４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。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及び図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、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。また、本発明では実際の圧縮作用の開始時期を変更するために可変バルブタイミング機構Ｂを用いているが、可変バルブタイミング機構ではなくても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であればいかなる形式の実圧縮作用開始時期変更機構も用いることができる。
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に示した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に示した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ように表される。図６Ｂに示した例では実圧縮比は（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に示した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。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出したのである。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。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、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幅に高めることができる。図８Ｂは可変圧縮比機構Ａ及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に示した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に示した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。
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、従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に示した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内に吸入し得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の開度及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２１によって排気ガス中の未燃ＨＣ、ＣＯ及び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２２の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている。
さて、前述したように機関高負荷運転時には図８Ａに示した通常のサイクルが実行される。従って図９に示した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において実線で示したように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示したように早められている。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において実線で示した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に実線で示した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。従ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機械圧縮比が燃焼室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。従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において実線で示したように吸気弁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に示した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に示した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に示したように機関低回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づらくなり、従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。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。
また、図９に示した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。
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において実線で示した場合と破線で示した場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施形態では吸気弁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Ｌ２まで圧縮下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。
なお、上記実施形態では、機関負荷に関わらずに実圧縮比をほぼ一定に維持するように機械圧縮比及び吸気弁の閉弁時期を制御するようにしている。しかしながら、必ずしも実圧縮比がほぼ一定に維持されるようにこれらを制御する必要はない。ただし、実圧縮比をほぼ一定に維持するように制御しない場合であっても、基本的に機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比を増大させると共に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れるように移動させることが必要である。
ところで、上述したしたように、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対して押下げ力が作用する期間が長くなり、その結果、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。すなわち、膨張比を大きくすると、燃焼により発生した燃焼室５内の熱エネルギーのうちピストンの運動エネルギーに変換される割合が大きくなる。このため、膨張比が大きいとき、すなわち超高膨張比サイクルを実行しているときには、機関本体から排出される排気ガスの有する熱エネルギーは小さく、よって排気ガスの温度が低い。
一方、内燃機関の排気通路内に配置された三元触媒２１では、三元触媒２１を通過する排気ガス中に含まれる未燃ＨＣ、ＣＯ及びＮＯＸを最適に浄化するには三元触媒２１の温度が一定温度（例えば、活性温度）以上となっている必要がある。ここで、機関冷間始動時においては、三元触媒２１の温度は活性温度よりも低い。このため、冷間始動時には排気ガスを最適に浄化すべく三元触媒２１を急速に昇温する必要がある。
ここで、内燃機関の始動時においては、通常、或る程度の期間に亘ってアイドル運転が行われ、よって機関負荷は低い。従って、上述したような制御を行うと、機関冷間始動時には超高膨張比サイクルが実行されることになる。ところが、上述したように超高膨張比サイクルでは機関本体から排出される排気ガスの温度が低い。このため、上述したような制御を行うと、機関冷間始動時に三元触媒２１を急速に昇温することができなくなってしまう。
また、上述したように、機関冷間始動時においては、三元触媒２１の温度は活性温度よりも低く、したがって、三元触媒２１による未燃ＨＣ、ＣＯ及びＮＯＸの浄化率が低下する。このため、機関冷間始動時に三元触媒２１から排出される排気ガス中の未燃ＨＣ等の濃度を低く維持するためには、燃焼室５から排出される排気ガス中の未燃ＨＣ等の濃度を低下させる必要がある。
ところが、超高膨張比サイクルでは、燃焼室５から排出される排気ガス中の未燃ＨＣの濃度が高くなる傾向にある。すなわち、膨張比（機械圧縮比）が高いと、圧縮上死点におけるピストン４の上面の位置が排気ポート１０の入口に近くなる。このため、シリンダボア上に付着した未燃ＨＣが、ピストンの上昇によって排気ポート１０の入口近くまで掻き上げられる。排気ポート１０の入口近くまで掻き上げられた未燃ＨＣは排気ガスと共に排気ポート１０内へ排出され易く、その結果、燃焼室５から排出される排気ガス中の未燃ＨＣの濃度が高くなってしまう。
そこで、本発明の第一実施形態では、機関冷間始動時においては、上述した機関低負荷運転時であっても超高膨張比サイクルを実行しないこととしている。
図１０は、機関冷間始動時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、吸入空気量及びスロットル弁１７の開度の各変化を示す図である。図１０は比較的負荷の低い領域のみを示している。なお、図中の破線は機関低負荷運転時に超高膨張比サイクルを行う超高膨張比制御を実行している場合における各パラメータの変化を示している。また、図１０では、機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を遅らせることによって吸入空気量を制御する場合について説明しているが、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吸入空気量を制御する場合についても同様な制御が可能である。以下の説明では、図９に示した超高膨張比制御に対して、図１０に示した制御を冷間始動制御と称する。
図１０に示したように、冷間始動制御では、機関中高負荷運転時には機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期及びスロットル開度は図９に示した超高膨張比制御と同様に制御され、これに伴って膨張比及び吸入空気量も図９に示した超高膨張比制御と同様に制御される。これは、図９に示した超高膨張比制御を行っても、機関中高負荷運転時には膨張比はそれほど高くされず、その結果、機関本体から排出される排気ガスの温度は高温となるためである。
一方、冷間始動制御を行っている場合、機関低負荷運転時、特に機関負荷が或る一定の負荷（以下、「基準負荷」という）Ｌｃｒｉよりも低い時には、超高膨張比制御を行っている場合に比べて機械圧縮比が低くされる。特に、本実施形態では、機関負荷が基準負荷Ｌｃｒｉよりも低い時には、機械圧縮比は機関負荷に関わらずほぼ一定の機械圧縮比（以下、「設定機械圧縮比」という）ＭＣｓｅｔとされ、膨張比もこの設定機械圧縮比に対応した膨張比とされる。
ここで、設定機械圧縮比ＭＣｓｅｔは、限界圧縮比よりも小さく、例えば２０よりも小さい値とされる。従って、超高膨張比制御を行っている場合には機関低負荷運転時に機械圧縮比は限界圧縮比に達し、最大とされるのに対して、冷間始動制御を行っている場合には機関低負荷運転時に機械圧縮比は限界圧縮比には達せず、よって最大とはされない。すなわち、本実施形態では、内燃機関の暖機が完了しておらず、よって冷間始動制御を行っている場合には、内燃機関の暖機が完了していて冷間始動制御を行っていない場合（すなわち、超高膨張比制御を行っている場合）よりも機械圧縮比が低くせしめられる。
また、膨張比は機械圧縮比の変化に伴って変化する。従って、超高膨張比制御を行っている場合には機関低負荷運転時に膨張比は最大とされるのに対して、冷間始動制御を行っている場合には機関低負荷運転時に膨張比は最大とはされない。すなわち、本実施形態では、内燃機関の暖機が完了しておらず、よって冷間始動制御を行っている場合には、内燃機関の暖機が完了していて冷間始動制御を行っていない場合よりも膨張比が低くせしめられる。
上述したように機関冷間始動時には、ほとんどの場合機関低負荷運転が行われることになる。しかしながら、冷間始動制御を行っている場合には機関低負荷運転時であっても膨張比は最大とされず、超高膨張比制御を行っている場合よりも膨張比が低いものとされることから、排気ガスの温度もそれほど低くはならない。このため、機関冷間始動時においても三元触媒２１を迅速に昇温することができるようになる。
また、冷間始動制御を行っている場合には機関低負荷運転時であっても機械圧縮比は最大とされず、超高膨張比制御を行っている場合よりも機械圧縮比が低いものとされることから、圧縮上死点におけるピストン４の上面の位置が排気ポート１０の入口から或る程度離れるため、燃焼室５から排出される排気ガス中の未燃ＨＣの濃度を低く抑えることができる。
また、冷間始動制御を行っている場合、機関低負荷運転時、特に機関負荷が上記基準負荷Ｌｃｒｉよりも低い時には、超高膨張比制御を行っている場合に比べて吸気弁７の閉弁時期が早くされる（すなわち、吸気弁７の閉弁時期が吸気下死点に近づけられる）。特に、本実施形態では、冷間始動制御を行っている場合、機関負荷が基準負荷Ｌｃｒｉよりも低い時には、超高膨張比制御を行っている場合に比べて機関負荷の変化に対する吸気弁７の閉弁時期の変化の割合が小さくされる。これは、冷間始動制御を行っている場合には、排気ガスの温度を高める分だけ燃焼室５に供給される混合気の量を増大させなければならず、そのために超高膨張比制御を行っている場合に比べて吸入空気量を多くする必要があることによるものである。
このように冷間始動制御を行っている場合には機関低負荷運転時においても排気ガスの温度上昇のために吸入空気量を比較的多くする必要がある。このため、燃焼室５内に供給すべき吸入空気量は、吸気弁７の閉弁時期によっては吸入空気量を制御することができなくなるほど少量になることはなく、機関負荷が極めて低い領域であっても吸気弁７の閉弁時期を変化させることによって吸入空気量を制御することができる。このため、冷間始動制御を行っている場合には吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達することはなく、常に限界閉弁時期よりも早い時期とされる。
このように、冷間始動制御を行っている場合には、機関負荷が極めて低い領域においても吸入空気量を吸気弁７の閉弁時期によって制御することができるようになることから、スロットル弁１７により吸入空気量を制御する必要がない。従って、冷間始動制御を行っている場合には、スロットル弁１７は全開又はほぼ全開のまま保持される。
ただし、必ずしも吸気弁７の閉弁時期のみによって吸入空気量を制御する必要はない。例えば、機関負荷が基準負荷Ｌｃｒｉよりも低い時には吸気弁７の閉弁時期を一定とし、スロットル弁１７によって吸入空気量を制御するようにしてもよい。しかしながら、いずれにせよ、冷間始動制御を行っている場合には、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期になることはない。
なお、冷間始動制御では機関負荷が基準負荷Ｌｃｒｉよりも低いときに機械圧縮比が設定機械圧縮比とされるが、この基準負荷Ｌｃｒｉは例えばそれよりも機関負荷が低いときに超高膨張比制御を実行すると三元触媒２１を迅速に昇温するのに十分なほど排気ガスの温度を高めることができなくなってしまうような機関負荷、或いは斯かる機関負荷よりも高い機関負荷とされる。すなわち、基準負荷Ｌｃｒｉは、機関負荷が基準負荷Ｌｃｒｉ以上であるときには超高膨張比制御を実行しても三元触媒２１を迅速に昇温することができるが、機関負荷が基準負荷Ｌｃｒｉよりも低いときには超高膨張比制御を実行すると三元触媒２１を迅速に昇温することができないような負荷とされる。
図１１は、内燃機関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。図示した制御ルーチンは一定時間間隔の割り込みによって行われる。
図１１に示したように、まず、ステップＳ１０では、内燃機関の運転状態が検出される。検出されるパラメータとしては、例えば、三元触媒２１の温度、機関冷却水温、内燃機関始動後の経過時間、三元触媒２１の排気上流又は下流における排気ガスの温度等が挙げられる。これらパラメータは、例えば、三元触媒２１に設けられた温度センサ、機関冷却水温を検出する水温センサ、三元触媒２１の上流又は下流において排気管に設けられた温度センサ等によって検出される。
次いで、ステップＳ１１では、内燃機関、特に三元触媒２１の暖機が完了したか否かが判定される。本実施形態では、ステップＳ１０において温度センサによって検出された三元触媒２１の温度が活性温度以上となった場合、水温センサによって検出された機関冷却水温が所定温度以上となった場合、内燃機関始動後所定時間以上経過した場合、温度センサによって検出された三元触媒２１の排気上流又は下流における排気ガスの温度が所定温度以上となった場合に、三元触媒２１の暖機が完了したと判定される。
ステップＳ１１において、三元触媒２１の暖機が完了していないと判定された場合にはステップＳ１２へと進み、図１０に示したような冷間始動制御が実行される。一方、ステップＳ１１において、三元触媒２１の暖機が完了していると判定された場合にはステップＳ１３へと進み、図９に示したような超高膨張比制御が実行される。
なお、上記実施形態では、内燃機関の暖機の完了を、三元触媒２１の温度が活性温度以上となったか否か等に基づいて判定しているが、例えば、機関始動時における三元触媒２１の温度等に基づいて三元触媒２１が活性温度以上になるのに必要な時間或いは三元触媒２１が活性温度以上になるのに必要な積算吸入空気量を算出し、機関始動からその時間が経過したか否か或いは機関始動からの吸入空気量の積算値がその積算吸入空気量に到達したか否かに基づいて内燃機関の暖機の完了を判定するようにしてもよい。
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、上記第一実施形態の火花点火式内燃機関では、冷間始動制御において、機関始動時における三元触媒２１の温度とは無関係に実圧縮比及び機械圧縮比（膨張比）を制御しているのに対して、第二実施形態の火花点火式内燃機関では機関始動時における三元触媒２１の温度に応じて実圧縮比及び機械圧縮比（膨張比）を設定するようにしている。
図１２Ａ及び図１２Ｂは、機関始動時における三元触媒２１の温度と機械圧縮比及び実圧縮比との関係を示す図である。図１２Ａに示したように、本実施形態では、機関始動時における三元触媒２１の温度が低いほど、機関始動時における機械圧縮比が低く設定される。すなわち、機関始動時における機械圧縮比は、三元触媒２１の温度が低い場合には高い場合に比べて低くされる。
また、図１２Ｂに示したように、本実施形態では、機関始動時における三元触媒２１の温度が低いほど、機関始動時における実圧縮比が低く設定される。すなわち、機関始動時における実圧縮比は、三元触媒２１の温度が低い場合には高い場合に比べて低くされる。
このように、本実施形態では、機関始動時における三元触媒２１の温度に基づいて機関始動時における機械圧縮比及び実圧縮比が定められると共に、これら定められた機械圧縮比及び実圧縮比に基づいて吸気弁７の閉弁時期が定められる。この場合、吸気弁７の閉弁時期は、機械圧縮比及び実圧縮比から自動的に決まるため、吸気弁７の閉弁時期のみによって燃焼室５内に供給される空気量を制御することは困難である。そこで、本実施形態では、吸気弁７の閉弁時期に加えて、スロットル弁１７等の機関吸気通路内に設けられた弁によって、燃焼室５内に供給される空気量を制御するようにしている。
また、本実施形態では、図１２Ａ及び図１２Ｂに示したようなマップを機関負荷毎に有しており、機関負荷が低いほど、機関始動時における三元触媒２１の温度が高い場合の機械圧縮比及び実圧縮比と、機関始動時における三元触媒２１の温度が低い場合の機械圧縮比及び実圧縮比との差が大きくされる。
図１３は、機関冷間始動時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、吸入空気量の各変化を示す、図１０と同様な図である。なお、図中の実線は本実施形態における冷間始動制御を実行している場合であって機関始動時における三元触媒２１の温度が低い場合、図中の一点鎖線は本実施形態における冷間始動制御を実行している場合であって機関始動時における三元触媒の温度が比較的高い（ただし、三元触媒２１の活性温度以下）場合における各パラメータの変化を示している。また、図中の破線は機関低負荷運転時に超高膨張比サイクルを行う超高膨張比制御を実行している場合における各パラメータの変化を示している。
図１３からわかるように、機関低負荷領域において、機械圧縮比は、機関始動時における三元触媒２１の温度が低い場合（実線）には、三元触媒２１の温度が高い場合（一点鎖線）に比べて低くされる。また、超高膨張比制御を行っている場合に対して機械圧縮比を低くする程度は、機関負荷が低くなるほど大きくされる。
同様に、機関低負荷領域において、実圧縮比は、機関始動時における三元触媒２１の温度が低い場合（実線）には、三元触媒２１の温度が高い場合（一点鎖線）に比べて低くされる。また、超高膨張比制御を行っている場合に対して、実圧縮比を低くする程度は、機関負荷が低くなるほど大きくされる。
本実施形態では、上述したように機関始動時における三元触媒２１の温度に応じて機関負荷に応じた機械圧縮比及び実圧縮比が設定され、内燃機関の暖機が完了するまで（例えば、三元触媒２１の温度が活性温度以上となるまで）その設定のまま機械圧縮比及び実圧縮比が制御される。したがって、例えば、機関始動時における三元触媒２１の温度が低い場合（実線）には、内燃機関の暖機が完了するまで図中に実線で示したように機関負荷に応じて機械圧縮比及び実圧縮比等が制御されると共に、内燃機関の暖機が完了すると超高膨張比制御を実行して図中に破線で示したように機械圧縮比及び実圧縮比等が制御されることになる。
本実施形態によれば、上記第一実施形態の場合と同様に、冷間始動制御を行っている場合には機関低負荷運転時であっても機械圧縮比（膨張比）は最大とされず、超高膨張比制御を行っている場合よりも機械圧縮比が低いものとされる。このため、排気ガスの温度が低くならず、三元触媒２１を迅速に昇温することができると共に、圧縮上死点におけるピストン４の上面の位置が排気ポート１０の入口から或る程度離れるため、燃焼室５から排出される排気ガス中の未燃ＨＣの濃度を低く抑えることができる。
一方、機械圧縮比（膨張比）を低下させると、熱効率が低下するため、燃費の悪化を招くことになる。ここで、本実施形態では、機関始動時における三元触媒２１の温度に応じて機械圧縮比を設定している。このため、例えば、内燃機関を停止してから再始動させるまでの経過時間が短い場合等、機関始動時における三元触媒２１の温度があまり低くない場合には、機械圧縮比を低下させる程度が小さく、その結果、燃費の悪化を抑制することができる。
また、実圧縮比を高めると、燃焼効率が上昇するため、燃焼室５から排出される排気ガスの温度が低下する。また、実圧縮比を高めると、ピストン４が圧縮上死点にあるときの燃焼室５内の混合気の密度が高まることから、消炎領域（クエンチゾーン）内に含まれる燃料量が増大し、その結果、排気ガス中の未燃ＨＣの濃度の増大を招く。本実施形態によれば、冷間始動制御を行っている場合には、超高膨張比制御を行っている場合に比べて、実圧縮比が低いものとされるため、燃焼室５から排出される排気ガスの温度を高めることができると共に排気ガス中の未燃ＨＣの濃度を低く抑えることができる。特に、本実施形態によれば、機関始動時における三元触媒２１の温度に応じて実圧縮比を設定しているため、機関始動時における三元触媒２１の温度があまり低くない場合には、実圧縮比を低下させる程度を小さくすることができ、その結果、燃費の悪化を抑制することができる。
以上より、本実施形態によれば、三元触媒２１を迅速に昇温し且つ燃焼室５から排出される排気ガス中の未燃ＨＣの濃度を低く抑えつつ、燃費の悪化を抑制することができる。
なお、上記実施形態では、機関始動時における三元触媒２１の温度が低くなるにつれて機械圧縮比及び実圧縮比の両方を低くするようにしている。しかしながら、三元触媒２１の温度が低くなるにつれて機械圧縮比のみ低下させ、実圧縮比をあまり変更せずに比較的高い一定の範囲内（例えば、図１２Ｂ中の範囲Ｘ）に維持するようにしてもよい。これにより、上記実施形態に比べて三元触媒２１の昇温が多少遅れると共に排気ガス中の未燃ＨＣの濃度が多少高くはなるが、燃費を高いものとすることができるようになる。
また、上記実施形態では、機関始動時における三元触媒２１の温度に応じて機械圧縮比及び実圧縮比が設定され、内燃機関の暖機が完了するまでその設定のまま機械圧縮比及び実圧縮比を制御するようにしている。しかしながら、機関始動後に三元触媒２１の温度が上昇するのに伴って、機械圧縮比及び実圧縮比の設定を変更するようにしてもよい。この場合、例えば、機関始動時における三元触媒２１の温度が低い場合には、図１３中に実線で示したように機械圧縮比及び実圧縮比等が制御され、その後、三元触媒２１の温度が上昇するのに伴って、例えば図１３中に一点鎖線で示したように機械圧縮比及び実圧縮比等が制御され、内燃機関の暖機が完了したら超高膨張比制御を実行して図中に破線で示したように機械圧縮比及び実圧縮比等が制御されることになる。
さらに、本実施形態では、図１２Ａ及び図１２Ｂに示したようなマップが機関負荷毎に作成される。しかしながら、例えば、始動時触媒温度と機械圧縮比補正量及び実圧縮比補正量との関係を予めマップとして求め、始動時触媒温度と無関係に求められた機関負荷に応じた機械圧縮比及び実圧縮比をこのマップを用いて算出された機械圧縮比補正量及び実圧縮比補正量分だけ補正するようにしてもよい。或いは、始動時触媒温度と機械圧縮比補正係数及び実圧縮比補正係数との関係を予めマップとして求め、始動時触媒温度と無関係に求められた機関負荷に応じた機械圧縮比及び実圧縮比にこのマップを用いて算出された機械圧縮比補正係数及び実圧縮比補正係数を乗算するようにしてもよい。
図１４は、第二実施形態における内燃機関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。図示した制御ルーチンは一定時間間隔の割り込みによって行われる。
図１４に示したように、まず、ステップＳ２０では、図１１に示したステップＳ１１と同様に内燃機関の運転状態が検出される。次いで、ステップＳ２１では、内燃機関、特に三元触媒２１の暖機が完了したか否かが判定される。機関冷間始動時においては、内燃機関の暖機が完了していないと判定され、ステップＳ２２へと進む。ステップＳ２２では、内燃機関の始動が既に行われたか否かが判定される。内燃機関の始動が行われる前には、ステップＳ２３へと進み、三元触媒２１の温度が検出される。この三元触媒２１の温度の検出は、機関始動の直前に行われることになるため、機関始動時における三元触媒２１の温度が検出されることになる。
その後、内燃機関が始動されると、次の制御ルーチンでは、ステップＳ２２において内燃機関の始動が既に行われたと判定され、ステップＳ２４へと進む。ステップＳ２４では、機関負荷が検出される。次いで、ステップＳ２５では、ステップＳ２３で検出された機関始動時における三元触媒２１の温度及びステップＳ２４で検出された機関負荷に基づいて、図１２Ａ及び図１２Ｂに示したマップを用いて、目標機械圧縮比及び目標実圧縮比が算出される。ステップＳ２６では、ステップＳ２５で算出された目標機械圧縮比及び目標実圧縮比に基づいて吸気弁７の目標閉弁時期が算出される。次いで、ステップＳ２７では、機械圧縮比がステップＳ２５で算出された目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構Ａが制御されると共に、吸気弁７の閉弁時期がステップＳ２６で算出された目標閉弁時期となるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御される。
その後、内燃機関の暖機が完了すると、次の制御ルーチンでは、ステップＳ２１において内燃機関の暖機が完了したと判定され、ステップＳ２８へと進み、図９に示したような超高膨張比制御が実行される。
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の構成は、基本的に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。ただし、上記第二実施形態の火花点火式内燃機関では、冷間始動制御において、機関始動時における三元触媒の温度に応じて機械圧縮比及び実圧縮比を設定しているのに対して、第三実施形態の火花点火式内燃機関では機関始動時における機関冷却水の温度に応じて機械圧縮比及び実圧縮比を設定している。
図１５Ａ及び図１５Ｂは、機関始動時における機関冷却水の温度と機械圧縮比及び実圧縮比との関係を示す図である。図１５Ａに示したように、本実施形態では、機関始動時における機関冷却水の温度が低いほど、機関始動時における機械圧縮比が低く設定される。すなわち、機関始動時における機械圧縮比は、機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて低くされる。
また、図１５Ｂに示したように、本実施形態では、機関始動時における機関冷却水の温度が低いほど、機関始動時における実圧縮比が低く設定される。すなわち、機関始動時における実圧縮比は、機関始動時における機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて低くされる。
また、本実施形態では、上記第二実施形態と同様に吸気弁７の閉弁時期に加えて、スロットル弁１７等の機関吸気通路内に設けられた弁によって、燃焼室５内に供給される空気量を制御するようにしている。さらに、本実施形態では、図１５Ａ及び図１５Ｂに示したようなマップを機関負荷毎に有しており、機関負荷が低いほど、機関始動時における機関冷却水の温度が高い場合の機械圧縮比及び実圧縮比と、機関始動時における機関冷却水の温度が低い場合の機械圧縮比及び実圧縮比との差が大きくされる。
ところで、一般に、機関冷間始動時においては、燃焼室５内での混合気の燃焼が悪化するため、燃焼室５から排出される排気ガス中の未燃ＨＣが増大する。特に、燃焼室５から排出される排気ガス中の未燃ＨＣの濃度は、燃焼室５周りのシリンダヘッド２周りの壁温や吸気ポート８の壁温が低いほど、したがって機関冷却水の温度が低いほど高くなる。
これに対して、上述したように、機械圧縮比及び実圧縮比を低く設定すると、燃焼室５から排出される排気ガス中の未燃ＨＣの濃度を低下させることができる。ここで、本実施形態では、機関冷却水の温度が低いほど、機械圧縮比及び実圧縮比が低く設定される。このため、本実施形態によれば、機関冷却水の温度に関わらず燃焼室５から排出される排気ガス中の未燃ＨＣの濃度を低く抑えることができる。また、本実施形態では、機関冷却水の温度に応じて機械圧縮比及び実圧縮比を変更するようにしていることから、上記実施形態と同様に燃費の悪化を抑制することができる。
なお、上記第二実施形態と第三実施形態とを組み合わせて、三元触媒２１の温度に基づいて算出された機械圧縮比及び実圧縮比と、機関冷却水の温度に基づいて算出された機械圧縮比及び実圧縮比のうち、低い方の機械圧縮比及び実圧縮比となるように制御してもよい。
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、基本的に第三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、上記第三実施形態の火花点火式内燃機関では、冷間始動制御において、機関始動時における機関冷却水の温度が低くなるほど実圧縮比を低く設定しているのに対して、第四実施形態の火花点火式内燃機関では機関始動時における機関冷却水の温度が或る一定温度（以下、「基準温度」という）よりも低い領域では、機関冷却水の温度が低くなるほど実圧縮比を高く設定するようにしている。
図１６Ａ及び図１６Ｂは、機関始動時における機関冷却水の温度と機械圧縮比及び実圧縮比との関係を示す図である。図１６Ａに示したように、本実施形態では、第三実施形態と同様に、機関始動時における機関冷却水の温度が低いほど、機関始動時における機械圧縮比が低く設定される。すなわち、機関始動時における機械圧縮比は、機関始動時における機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて低くされる。
また、図１６Ｂに実線で示したように、本実施形態では、機関冷却水の温度が基準温度よりも高い温度領域（以下、「高温側領域」という）では、機関始動時における機関冷却水の温度が低いほど、機関始動時における実圧縮比が低く設定される。すなわち、高温側領域では、機関始動時における実圧縮比は、機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて低くされる。
一方、機関冷却水の温度が基準温度以下の温度領域（以下、「低温側領域」という）では、機関始動時における機関冷却水の温度が低いほど、機関始動時における実圧縮比が高く設定される。すなわち、低温側領域では、機関始動時における実圧縮比は、機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて高くされる。
ところで、一般に、実圧縮比を低下させると、圧縮上死点付近までピストン４によって圧縮された混合気の温度（圧縮端温度）が低下する。内燃機関の暖機が完了した後であれば、実圧縮比を低下させて圧縮端温度が低下しても混合気の着火性にはほとんど影響がない。ところが、内燃機関の暖機が完了する前、すなわち機関冷間始動時においては圧縮端温度が低下すると混合気の着火性が低下し、その結果、燃焼室５内での混合気の燃焼状態の悪化を招く。このような傾向は、機関冷却水の温度が或る一定温度（例えば、常温。２０℃±１０℃）以下であるときに顕著である。
ここで、本実施形態では、低温側領域においては、機関始動時における機関冷却水の温度が低いほど、機関始動時における実圧縮比が高く設定される。このため、機関始動時における機関冷却水の温度が低いほど圧縮端温度が高くなり、燃焼室５内での混合気の燃焼状態の悪化が抑制される。
なお、低温側領域と高温側領域とを分ける基準温度は、それよりも温度が低下すると燃焼室５内での混合気の燃焼状態の悪化が顕著となる或る一定温度（例えば、常温。２０℃±１０℃）とされる。
また、本実施形態では、機関始動後一定時間が経過した後には、図１６Ｂ中に破線で示したように、低温側領域においても機関冷却水の温度が低いほど実圧縮比が低く設定される。したがって、機関始動後或る程度の時間が経過した後には、全ての温度領域において機関冷却水の温度が低いほど実圧縮比が低く設定される。
ところで、機関冷間始動時において混合気の着火性が低下するのは一時的なものであり、機関始動後或る程度の時間が経過した後には十分な着火性を得ることができる。このため、機関始動時において着火性改善のため圧縮端温度を上昇させる必要があるのは、機関始動後或る程度の時間が経過するまでである。逆に、これよりも長い時間に亘って圧縮端温度を上昇させるべく実圧縮比を高く設定したままにすると、三元触媒２１の暖機遅れや燃焼室５から排出される排気ガス中の未燃ＨＣの濃度の上昇等を招くことになる。
本実施形態によれば、機関始動後一定時間が経過した後には低温側領域において実圧縮比を上昇させるのを終了して、図１５Ｂに示したような機関冷却水の温度に応じた実圧縮比の制御を行うこととしている。これにより、機関冷間始動時における混合気の着火性を高く維持しつつ三元触媒２１の早期暖機及び排気ガス中の未燃ＨＣの濃度の低下を実現することができる。
なお、上記一定時間は、機関始動後、十分な着火性を得られるまでの時間であり、機関始動時における機関冷却水の温度が低いほど長い時間とされる。或いは、上記一定時間を、機関始動後、燃焼室５内での最初の爆発が行われるまでの時間、又は機関始動後、機関回転数が一定回転数（例えば、４００ｒｐｍ）以上となるまでの時間としてもよい。
なお、上記実施形態では、低温側領域において、機関始動時における機関冷却水の温度が低いほど、機関始動時における機械圧縮比が低く設定される。しかしながら、例えば、図１７Ａに実線で示したように、低温側領域では、機関始動時における機関冷却水の温度が低いほど、機関始動時における機械圧縮比を高く設定するようにしてもよい。
また、この場合、機関始動後一定時間が経過した後には、図１７Ａに破線で示したように、低温側領域においても機関冷却水の温度が低いほど実圧縮比を低く設定するようにしてもよい。
図１８は、第四実施形態における内燃機関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。図示した制御ルーチンは一定時間間隔の割り込みによって行われる。ステップＳ３０〜Ｓ３３は、図１４に示したステップＳ２０〜Ｓ２３と同様であるため、説明を省略する。ステップＳ３２において、内燃機関の始動が既に行われたと判定されると、ステップＳ３４へと進む。ステップＳ３４では、機関始動後一定時間が経過しているか否かが判定される。機関始動直後には一定時間が経過していないと判定され、ステップＳ３５へと進む。ステップＳ３５では機関負荷が検出され、次いでステップＳ３６では、ステップＳ３３で検出された機関始動時における機関冷却水の温度及びステップＳ３５で検出された機関負荷に基づいて図１７Ａ及び図１７Ｂに実線で示したマップ（始動直後用マップ）を用いて機械圧縮比及び実圧縮比が算出される。ステップＳ３７では、ステップＳ３６で算出された目標機械圧縮比及び目標実圧縮比に基づいて吸気弁７の目標閉弁時期が算出される。次いで、ステップＳ３８では、機械圧縮比がステップＳ３６で算出された目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構Ａが制御されると共に、吸気弁７の閉弁時期がステップＳ３７で算出された目標閉弁時期となるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御される。
その後、機関始動後一定期間が経過すると、次の制御ルーチンでは、ステップＳ３４において機関始動後一定時間が経過したと判定され、ステップＳ３９へと進む。ステップＳ３９では、機関負荷が検出され、次いでステップＳ４０では、ステップＳ３３で検出された機関始動時における機関冷却水の温度及びステップＳ３９で検出された機関負荷に基づいて図１７Ａ及び図１７Ｂに破線で示したマップ（一定期間経過後マップ）を用いて機械圧縮比及び実圧縮比が算出される。次いで、ステップＳ４１では、ステップＳ３７と同様に吸気弁の目標閉弁時期が算出され、ステップＳ４２ではステップＳ３８と同様に可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂが制御される。
そして、内燃機関の暖機が完了すると、次の制御ルーチンでは、ステップＳ３１において内燃機関の暖機が完了したと判定されて、ステップＳ４３へと進み、図９に示したような超高膨張比制御が実行される。
次に、本発明の第五実施形態について説明する。第五実施形態の火花点火式内燃機関の構成は、基本的に第三実施形態及び第四実施形態の火花点火式内燃機関と同様である。ただし、上記第三実施形態及び第四実施形態の火花点火式内燃機関では、燃料性状を考慮せずに機械圧縮比及び実圧縮比を設定しているのに対して、第五実施形態の火花点火式内燃機関では燃料性状を考慮して機械圧縮比及び実圧縮比を設定している。
図１９Ａ及び図１９Ｂは、機関始動時における機関冷却水の温度と機械圧縮比及び実圧縮比との関係を示す、図１７Ａ及び図１７Ｂと同様な図である。図中の太線は、燃料中の重質燃料濃度が低い場合（すなわち、燃料中の軽質燃料濃度が高い場合）における関係、図中の細線は燃料中の重質燃料濃度が高い場合における関係をそれぞれ示している。図１９Ａ及び図１９Ｂに実線で示したように、本実施形態では、図１７Ａ及び図１７Ｂに示した場合と同様に、高温側領域では、機関始動時における機関冷却水の温度が低いほど機関始動時における機械圧縮比及び実圧縮比が低く設定される。一方、低温側領域では、機関始動時における機関冷却水の温度が低いほど、機関始動時における機械圧縮比及び実圧縮比が高く設定される。また、図１９Ａ及び図１９Ｂに破線で示したように、機関始動後一定時間が経過した後には、低温側領域においても機関冷却水の温度が低いほど機械圧縮比及び実圧縮比が低く設定される。
加えて、本実施形態では、特に低温側領域において、燃料中の重質燃料濃度が高い場合（図中の細線）には、燃料中の重質燃料濃度が低い場合（図中の太線）に比べて、機械圧縮比及び実圧縮比が高くされる。より詳細には、本実施形態では、燃料中の重質燃料濃度が高くなるほど、機械圧縮比及び実圧縮比が高くされる。
ところで、重質燃料は、内燃機関の冷間時において軽質燃料に比べて気化率が低い。このため、燃料中の重質燃料の濃度が高くなるほど、内燃機関の冷間時において燃料が気化しにくくなり、この結果、燃焼室５内での混合気の燃焼悪化を招く。
ここで、本実施形態では、内燃機関の冷間時において、燃料中の重質燃料濃度が高くなるほど、実圧縮比が高く設定される。上述したように、実圧縮比が高くされると、圧縮端温度が上昇し、その結果、混合気中の燃料が気化し易くなる。したがって、本実施形態によれば、重質燃料の濃度が高い燃料を使用した場合であっても、機関冷間始動時において比較的良好に混合気を燃焼させることができる。
一方、図１９Ｂに示したように、重質燃料濃度の高い燃料を用いた場合であっても、高温側領域では燃料は比較的気化し易い。そこで、本実施形態では、高温側領域においては、重質燃料濃度が高い場合（図中の細線）であっても重質燃料濃度が低い場合（図中の太線）と同様に実圧縮比を設定するようにしている。これにより、重質燃料を用いても燃料が気化しやすい高温側領域においては、排気ガス中の未燃ＨＣの濃度の低下を実現することができる。したがって、本実施形態によれば、燃料を気化し易くさせつつ排気ガス中の未燃ＨＣの濃度を低下させることができる。
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、機関冷間始動時において、燃料中のエタノールの濃度が高くなるほど、特に低温側領域において、実圧縮比が高くされる。
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）、機関冷間始動時において、特に低温側領域にて、実圧縮比が高くされる。
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】
2009091077.tif 000003
【図２】
2009091077.tif 000004
【図３Ａ】
2009091077.tif 000005
【図３Ｂ】
2009091077.tif 000006
【図４】
2009091077.tif 000007
【図５】
2009091077.tif 000008
【図６Ａ】
2009091077.tif 000009
【図６Ｂ】
2009091077.tif 000010
【図６Ｃ】
2009091077.tif 000011
【図７】
2009091077.tif 000012
【図８Ａ】
2009091077.tif 000013
【図８Ｂ】
2009091077.tif 000014
【図９】
2009091077.tif 000015
【図１０】
2009091077.tif 000016
【図１１】
2009091077.tif 000017
【図１２Ａ】
2009091077.tif 000018
【図１２Ｂ】
2009091077.tif 000019
【図１３】
2009091077.tif 000020
【図１４】
2009091077.tif 000021
【図１５Ａ】
2009091077.tif 000022
【図１５Ｂ】
2009091077.tif 000023
【図１６Ａ】
2009091077.tif 000024
【図１６Ｂ】
2009091077.tif 000025
【図１７Ａ】
2009091077.tif 000026
【図１７Ｂ】
2009091077.tif 000027
【図１８】
2009091077.tif 000028
【図１９Ａ】
2009091077.tif 000029
【図１９Ｂ】
2009091077.tif 000030
【手続補正書】
【提出日】平成21年11月16日(2009.11.16)
【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】
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、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、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火花点火式内燃機関において、
内燃機関の暖機が完了する前における機関低負荷運転時の機械圧縮比を、内燃機関の暖機が完了した後における機関低負荷運転時の機械圧縮比よりも低い圧縮比にすると共に、
内燃機関の暖機が完了する前において、機関排気通路内に設けられた排気浄化触媒の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くするようにした、火花点火式内燃機関。
【請求項２】
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、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、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火花点火式内燃機関において、
内燃機関の暖機が完了する前における機関低負荷運転時の機械圧縮比を、内燃機関の暖機が完了した後における機関低負荷運転時の機械圧縮比よりも低い圧縮比にすると共に、
内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くするようにした、火花点火式内燃機関。
【請求項３】
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、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、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火花点火式内燃機関において、
内燃機関の暖機が完了する前における機関低負荷運転時の機械圧縮比を、内燃機関の暖機が完了した後における機関低負荷運転時の機械圧縮比よりも低い圧縮比にすると共に、
内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が基準温度よりも高い温度領域では機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くすると共に、機関冷却水の温度が基準温度よりも低い温度領域では機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を高くするようにした、火花点火式内燃機関。
【請求項４】
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、内燃機関の暖機が完了する前には機関低負荷運転時であっても機械圧縮比を最大圧縮比よりも低い圧縮比にするようにした、請求項１〜３のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
機関低負荷運転時には膨張比が２０以上とされ、内燃機関の暖機が完了する前には機関低負荷運転時であっても膨張比が２０未満となるように機械圧縮比が設定される、請求項１〜４のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
吸気弁の閉弁時期は、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まで吸気下死点から離れる方向に移動せしめられ、
内燃機関の暖機が完了する前には機関低負荷運転時であっても吸気弁の閉弁時期は上記限界閉弁時期よりも吸気下死点側の閉弁時期までしか移動せしめられない、請求項１〜５のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項７】
内燃機関の暖機が完了する前において、排気浄化触媒の温度が低い場合には高い場合に比べて機械圧縮比を低くするようにした、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項８】
内燃機関の暖機が完了する前において、排気浄化触媒の温度が高くなるにつれて機械圧縮比を高くするようにした、請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項９】
機関始動時の排気浄化触媒の温度に基づいて、排気浄化触媒の温度が低い場合には高い場合に比べて機械圧縮比が低くなるように機械圧縮比を設定すると共に、内燃機関の暖機が完了するまで機械圧縮比を上記機関始動時の排気浄化触媒の温度に基づいて設定された機械圧縮比に維持するようにした、請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１０】
内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて機械圧縮比を低くするようにした、請求項２又は３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１１】
内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が基準温度よりも高い温度領域では機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くすると共に、機関冷却水の温度が基準温度よりも低い温度領域では機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を高くするようにした、請求項３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１２】
内燃機関の始動後一定時間経過後は、機関冷却水の温度が基準温度よりも低い温度領域においても機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くするようにする、請求項３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１３】
上記一定時間は、機関始動時の機関冷却水の温度が低いほど長くされる、請求項１１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１４】
内燃機関の暖機が完了する前において、内燃機関に供給される燃料の気化率が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を高くするようにした、請求項１〜１２のいずれか１項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】０００２
【補正方法】変更
【補正の内容】
【０００２】
冷間始動時には排気浄化触媒を急速に昇温する必要がある。ところが、上述したように膨張比が大きくなるほど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る。このことは、膨張比が大きくなるほど機関本体から排出される排気ガスの温度が低くなることを意味する。従って、冷間始動時に膨張比を高くすると排気浄化触媒を迅速に昇温することができなくなってしまう。
また、機関冷間始動時には、排気浄化触媒による未燃ＨＣの浄化率が低下する。このため、機関冷間始動時には、機関本体から排出される排気ガス中に含まれるＨＣをできるだけ減らしておく必要がある。ところが、実圧縮比を高くしたり、膨張比を高くしたりすると、機関本体から排出される排気ガス中の未燃ＨＣが増大する傾向にある。
発明の開示
そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、機関低負荷運転時に膨張比を高くして燃費を高めながらも、冷間始動時においては排気浄化触媒を迅速に昇温することができると共に排気エミッションの悪化を抑制することができる火花点火式内燃機関を提供することにある。
本発明は、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、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、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、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火花点火式内燃機関において、内燃機関の暖機が完了する前における機関低負荷運転時の
【手続補正３】
【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】
機械圧縮比を、内燃機関の暖機が完了した後における機関低負荷運転時の機械圧縮比よりも低い圧縮比にすると共に、内燃機関の暖機が完了する前において、機関排気通路内に設けられた排気浄化触媒の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くするようにした。
上記態様によれば、内燃機関の暖機完了前には機械圧縮比を暖機完了後よりも低い圧縮比にするようにしている。従って、内燃機関の暖機完了前には膨張比も最大とされず、よって排気ガスの温度の低下が抑制される。
従って、上記態様によれば、内燃機関の暖機完了前には排気ガスの温度の低下が抑制され、よって機関冷間始動時において排気浄化触媒を迅速に昇温することができ、一方、内燃機関の暖機完了後には機関低負荷運転時に膨張比を大きくして燃費を高めることができる。
本発明の２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、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、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火花点火式内燃機関において、内燃機関の暖機が完了する前における機関低負荷運転時の機械圧縮比を、内燃機関の暖機が完了した後における機関低負荷運転時の機械圧縮比よりも低い圧縮比にすると共に、内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くするようにした。
本発明の３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、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁
【手続補正４】
【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】
時期を変えることによって制御され、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火花点火式内燃機関において、内燃機関の暖機が完了する前における機関低負荷運転時の機械圧縮比を、内燃機関の暖機が完了した後における機関低負荷運転時の機械圧縮比よりも低い圧縮比にすると共に、内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が基準温度よりも高い温度領域では機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くすると共に、機関冷却水の温度が基準温度よりも低い温度領域では機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を高くするようにした。
本発明の４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、内燃機関の暖機が完了する前には機関低負荷運転時であっても機械圧縮比を最大圧縮比よりも低い圧縮比にするようにした。
本発明の５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、内燃機関の暖機が完了する前には機関低負荷運転時であっても膨張比が２０未満となるように機械圧縮比が設定される。
本発明の６番目の態様では、吸気弁の閉弁時期は、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まで吸気下死点から離れる方向に移動せしめられ、内燃機関の暖機が完了する前には機関底負荷運転時であっても吸気弁の閉弁時期は上記限界閉弁時期よりも吸気下死点側の閉弁時期までしか移動せしめられない。
本発明の７番目の態様では、内燃機関の暖機が完了する前において、排気浄化触媒の温度が低い場合には高い場合に比べて機械圧縮比を低くするようにした。
本発明の８番目の態様では、内燃機関の暖機が完了する前におい
【手続補正５】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】０００５
【補正方法】変更
【補正の内容】
【０００５】
て、排気浄化触媒の温度が高くなるにつれて機械圧縮比を高くするようにした。
本発明の９番目の態様では、機関始動時の排気浄化触媒の温度に基づいて、排気浄化触媒の温度が低い場合には高い場合に比べて機械圧縮比が低くなるように機械圧縮比を設定すると共に、内燃機関の暖機が完了するまで機械圧縮比を上記機関始動時の排気浄化触媒の温度に基づいて設定された機械圧縮比に維持するようにした。
本発明の１０番目の態様では、内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて機械圧縮比を低くするようにした。
本発明の１１番目の態様では、内燃機関の暖機が完了する前において、機関冷却水の温度が基準温度よりも高い温度領域では機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くすると共に、機関冷却水の温度が基準温度よりも低い温度領域では機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を高くするようにした。
本発明の１２番目の態様では、内燃機関の始動後一定時間経過後は、機関冷却水の温度が基準温度よりも低い温度領域においても機関冷却水の温度が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を低くするようにする。
本発明の１３番目の態様では、上記一定時間は、機関始動時の機関冷却水の温度が低いほど長くされる。
本発明の１４番目の態様では、内燃機関の暖機が完了する前において、内燃機関に供給される燃料の気化率が低い場合には高い場合に比べて実圧縮比を高くするようにした。
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
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５は、吸気弁及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、実圧縮比及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、通常のサイクル及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、超高膨張比制御を行った場合におけ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。
図１０は、冷間始動制御を行った場合における機関負荷に応じた
【国際調査報告】
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