(57)【要約】本火花点火内燃機関は、第一機械圧縮比制御と第二機械圧縮比制御とが切り換えて実施され、第一機械圧縮比制御により、低負荷側運転領域では、高負荷側運転領域に比較して機械圧縮比を高めて膨張比が高くされ、第二機械圧縮比制御により、低負荷側運転領域の膨張比が第一機械圧縮比制御に比較して低くされ、過給圧制御により、機関負荷が低負荷側運転領域内の設定負荷以上となるときに、過給圧をステップ的に高める火花点火内燃機関において、第二機械圧縮比制御が実施されるときには、第一機械圧縮比制御が実施されるときに比較して過給圧制御の設定負荷を高くする。
2012169079.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
第一機械圧縮比制御と第二機械圧縮比制御とが切り換えて実施され、前記第一機械圧縮比制御により、低負荷側運転領域では、高負荷側運転領域に比較して機械圧縮比を高めて膨張比が高くされ、前記第二機械圧縮比制御により、前記低負荷側運転領域の膨張比が前記第一機械圧縮比制御に比較して低くされ、過給圧制御により、機関負荷が前記低負荷側運転領域内の設定負荷以上となるときに、過給圧をステップ的に高める火花点火内燃機関において、前記第二機械圧縮比制御が実施されるときには、前記第一機械圧縮比制御が実施されるときに比較して前記過給圧制御の前記設定負荷を高くすることを特徴とする火花点火内燃機関。
【請求項２】
前記過給圧制御は、機関負荷が前記設定負荷以上となるときに、機関駆動式又は電動式の過給機を非作動状態から作動状態として、過給圧をステップ的に高めることを特徴とする請求項１に記載の火花点火内燃機関。
【請求項３】
前記過給圧制御は、機関負荷が前記設定負荷以上となるときに、ウエストゲートバルブの開度を小さくして、ターボ過給機により過給圧をステップ的に高めることを特徴とする請求項１に記載の火花点火内燃機関。
【請求項４】
前記過給圧制御は、機関負荷が前記設定負荷以上となるときに、可変ノズル式ターボ過給機の可変ノズルの角度を変化させて、前記可変ノズル式ターボ過給機により過給圧をステップ的に高めることを特徴とする請求項１に記載の火花点火内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、火花点火内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
火花点火内燃機関において、一般的に、低負荷ほど熱効率が悪化するために、可変圧縮比機構により、低負荷側運転領域では、高負荷側運転領域に比較して機械圧縮比を高めて膨張比を高くすることにより熱効率を改善することが提案されている（特許文献１参照）。
このような可変圧縮比機構を備える火花点火内燃機関において、低負荷側運転領域でも設定負荷以上であるときには過給により機関出力を高めることが好ましい。そのためには、機関負荷が設定負荷となると、例えば、電磁式クラッチにより機関駆動軸と過給機とを連結して過給機を非作動状態から作動状態とすることにより過給圧がステップ的に高められる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００７−３０３４２３
【特許文献２】特開２００５−０６７５９１
【特許文献３】特開２００６−２８３６０１
【特許文献４】特開２００２−０３８９６１
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、熱効率を高めると、排気ガス温度が低下するために、機関始動直後において触媒装置が暖機されるまでの間は、低負荷側運転領域であっても機械圧縮比を高負荷側運転領域と同様に低くして膨張比を低くすることにより熱効率を高めないようにすることが好ましい。
しかしながら、このようにして、低負荷側運転領域の熱効率が低くされると、低燃料消費率を実現する動作領域が低回転高負荷側へ移動するために、変速機を使用して機関出力を維持するように機関回転数を低下させて機関負荷を高めることが好ましい。それにより、機関負荷が前述の設定負荷近傍とされる運転機会が増加し、機関負荷が頻繁に前述の設定負荷を上回ったり下回ったりし、過給圧がステップ的に高くされたり低くされたりすることが繰り返されるために、ドライバビリティが非常に悪化する。
従って、本発明の目的は、第一機械圧縮比制御と第二機械圧縮比制御とが切り換えて実施され、第一機械圧縮比制御により、低負荷側運転領域では、高負荷側運転領域に比較して機械圧縮比を高めて膨張比が高くされ、第二機械圧縮比制御により、低負荷側運転領域の膨張比が第一機械圧縮比制御に比較して低くされ、過給圧制御により、機関負荷が低負荷側運転領域内の設定負荷以上となるときに、過給圧をステップ的に高める火花点火内燃機関において、第二機械圧縮比制御が実施されるときのドライバビリティの悪化を抑制することである。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関は、第一機械圧縮比制御と第二機械圧縮比制御とが切り換えて実施され、前記第一機械圧縮比制御により、低負荷側運転領域では、高負荷側運転領域に比較して機械圧縮比を高めて膨張比が高くされ、前記第二機械圧縮比制御により、前記低負荷側運転領域の膨張比が前記第一機械圧縮比制御に比較して低くされ、過給圧制御により、機関負荷が前記低負荷側運転領域内の設定負荷以上となるときに、過給圧をステップ的に高める火花点火内燃機関において、前記第二機械圧縮比制御が実施されるときには、前記第一機械圧縮比制御が実施されるときに比較して前記過給圧制御の前記設定負荷を高くすることを特徴とする。
本発明による請求項２に記載の火花点火内燃機関は、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、前記過給圧制御は、機関負荷が前記設定負荷以上となるときに、機関駆動式又は電動式の過給機を非作動状態から作動状態として、過給圧をステップ的に高めることを特徴とする。
本発明による請求項３に記載の火花点火内燃機関は、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、前記過給圧制御は、機関負荷が前記設定負荷以上となるときに、ウエストゲートバルブの開度を小さくして、ターボ過給機により過給圧をステップ的に高めることを特徴とする。
本発明による請求項４に記載の火花点火内燃機関は、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、前記過給圧制御は、機関負荷が前記設定負荷以上となるときに、可変ノズル式ターボ過給機の可変ノズルの角度を変化させて、前記可変ノズル式ターボ過給機により過給圧をステップ的に高めることを特徴とする。
【発明の効果】
【０００６】
第一機械圧縮比制御が実施されるときには、機関負荷が設定負荷以上となると、過給圧がステップ的に高められて機関出力が良好に高められる。一方、例えば、触媒装置の暖機のために第二機械圧縮比制御が実施されるときには、低負荷側運転領域の膨張比が第一機械圧縮比制御に比較して低くされて熱効率が低くされるために、低燃料消費率を実現する動作領域が低回転高負荷側へ移動する。それにより、変速機を使用して機関出力を維持するように機関回転数を低下させて機関負荷を高めることが好ましい。その結果、過給圧制御の設定負荷をそのままとしていると、機関負荷が設定負荷近傍とされる運転機会が増加し、機関負荷が頻繁に前述の設定負荷を上回ったり下回ったりし、過給圧がステップ的に高くされたり低くされたりすることが繰り返されるために、ドライバビリティが非常に悪化する。しかしながら、本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関によれば、第二機械圧縮比制御が実施されるときには、第一機械圧縮比制御が実施されるときに比較して過給圧制御の設定負荷を高くするようになっているために、変速機を使用して機関出力を維持するように機関回転数を低下させて機関負荷を高めても、機関負荷が頻繁に設定負荷を上回ったり下回ったりすることはなく、過給圧の変動に伴うドライバビリティの悪化を抑制することができる。
本発明による請求項２に記載の火花点火内燃機関によれば、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、過給圧制御は、機関負荷が設定負荷以上となるときに、機関駆動式又は電動式の過給機を非作動状態から作動状態として、過給圧をステップ的に高めるようになっており、過給圧を容易にステップ的に高めることができる。
本発明による請求項３に記載の火花点火内燃機関によれば、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、過給圧制御は、機関負荷が設定負荷以上となるときに、ウエストゲートバルブの開度を小さくして、ターボ過給機により過給圧をステップ的に高めるようになっており、過給圧を容易にステップ的に高めることができる。
本発明による請求項４に記載の火花点火内燃機関によれば、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、過給圧制御は、機関負荷が設定負荷以上となるときに、可変ノズル式ターボ過給機の可変ノズルの角度を変化させて、可変ノズル式ターボ過給機により過給圧をステップ的に高めるようになっており、過給圧を容易にステップ的に高めることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００７】
【図１】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】過給圧制御を示す第一フローチャートである。
【図１１】機関負荷と過給圧との関係を示すグラフである。
【図１２】第一機械圧縮比制御と第二機械圧縮比制御との切り換え制御を示す第二フローチャートである。
【図１３】常用動作領域を示すマップであり、（Ａ）は第一機械圧縮比制御が実施される場合、（Ｂ）は第二機械圧縮比制御が実施される場合を示している。
【発明を実施するための形態】
【０００８】
図１は本発明による火花点火内燃機関の側面断面図を示す。図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１には夫々対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒装置２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。
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。また、本実施例の火花点火内燃機関は、吸気ダクト１４に過給機のコンプレッサＣＰが配置されており、過給により機関出力を高めることができるようになっている。コンプレッサＣＰは、機関駆動式であり、電磁クラッチ（図示せず）を介して機関駆動軸と機械的に連結されている。
図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。
電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火栓６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。また、過給機の電磁クラッチも、対応する駆動回路３８を介して出力ポート３６に接続されている。
図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
図２に示されるように一対のカムシャフト５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。
図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心軸５７は最も低い位置となる。
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。
図３（Ａ）から図３（Ｃ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離間側に移動する。即ち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。
図２に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォーム６１，６２が取付けられており、これらウォーム６１，６２と噛合するウォームホイール６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。
一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。
これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。
回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。
図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
図１および図４に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。
次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。
図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。
図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。
図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０ｍｌから２０ｍｌまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００ｍｌから２００ｍｌになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６となる。図８（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。
一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。
次に図９を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒装置２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯＸを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基づいて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。
さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。
一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように、第一機械圧縮比制御として、図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。
このように、機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて、第一機械圧縮比制御により機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。従ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ１まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比（上限機械圧縮比）に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。
一方、図９に示される実施例では機関負荷がＬ１まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。
前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。従って本実施例では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
このように、第一機械圧縮比制御では、機関負荷がＬ２より低いときの低負荷側運転領域（機関負荷Ｌ１を含む）の機械圧縮比は、機関負荷がＬ２以上の高負荷側運転領域の機械圧縮比に比較して高められて、低負荷側運転領域の膨張比を高負荷側運転領域の膨張比に比較して高くするようになっており、それにより、低負荷側運転領域の熱効率を改善することができる。
このような可変圧縮比機構Ａを備える火花点火内燃機関において、低負荷側運転領域でも設定負荷以上であるときには過給により機関出力を高めることが好ましい。図１０は、過給圧制御を示す第一フローチャートであり、電子制御装置３０により設定時間毎に繰り返し実施される。先ず、ステップ１０１において、負荷センサ４１の出力に基づき現在の機関負荷Ｌが設定負荷ＬＣより小さいか否かが判断され、この判断が肯定されるときには、ステップ１０２において、前述の電磁クラッチにより、機関駆動軸とコンプレッサＣＰとは切り離され、コンプレッサＣＰは非作動状態とされる。一方、現在の機関負荷Ｌが設定負荷ＬＣ以上となると、ステップ１０１の判断は否定され、ステップ１０３において、前述の電磁クラッチにより、機関駆動軸とコンプレッサＣＰとが連結され、コンプレッサＣＰは作動状態とされる。
それにより、機関負荷と過給圧との関係を示すグラフである図１１に示すように、機関負荷が設定負荷ＬＣとなると、過給圧はステップ的に高められ、設定負荷ＬＣでの負荷変化に対する過給圧変化が最大となる。こうして、機関負荷が設定負荷ＬＣ以上となると、コンプレッサＣＰにより過給圧が高められて機関出力を高めることができる。図１１のグラフは一例であり、機関負荷が設定負荷ＬＣ以上のときの過給圧は、機関駆動軸の回転数により変化する。
ところで、機関始動直後のように触媒装置２０が触媒活性化温度となっていないときには、触媒装置２０は十分に機能せず、早期暖機を必要とする。このときにも膨張比を高くして熱効率を高めると、排気ガス温度が低くなるために、触媒装置２０の早期暖機に不利となる。また、アイドル運転時は、膨張比を高くすると、燃焼が不安定となり易くなる。
それにより、本実施例の内燃機関では、図９に破線で示すように、第二機械圧縮比制御として、機関負荷が低くなっても、機械圧縮比を一定に維持して膨張比も一定に維持し、低負荷側運転領域においても熱効率を高めないようにすることも可能としている。また、第二機械圧縮比制御が実施されるときには、図９において破線で示すように、吸気弁７の閉弁時期も機関負荷に係わらず吸気下死点直後で一定に維持され、実圧縮比も一定に保持される。吸入空気量は、機関負荷が低くなるに伴って減少させるように、スロットル弁１７の開度が徐々に小さくされる。
このように、第二機械圧縮比制御では、機関負荷がＬ２より低いときの低負荷側運転領域（機関負荷Ｌ１を含む）の機械圧縮比は、機関負荷がＬ２以上の高負荷側運転領域の機械圧縮比と等しくされ、低負荷側運転領域の膨張比を高負荷側運転領域の膨張比と等しくするようになっており、低負荷側運転領域の膨張比は、第一機械圧縮比制御が実施されたときの低負荷側運転領域の膨張比に比較して低くされる。
図１２は、第一機械圧縮比制御と第二機械圧縮比制御との切り換え制御を示す第二フローチャートであり、電子制御装置３０により設定時間毎に繰り返し実施される。先ず、ステップ２０１において、冷却水温ＴＨＷが設定温度ＴＨＷ１以上であるか否かが判断される。この判断が肯定されるときには、触媒装置２０は活性化温度以上に昇温しており、触媒装置２０の暖機は必要ないために、ステップ２０２において、第一機械圧縮比制御が実施され、高負荷側運転領域（＞＝Ｌ２）に比較して低負荷側運転領域（＜Ｌ２）では、機械圧縮比が高くされる。それにより、高負荷側運転領域に比較して低負荷側運転領域では、膨張比が高くされて熱効率が高められる。次いで、ステップ２０３では、図１０に示す第一フローチャートのコンプレッサＣＰを作動するか否かの設定負荷ＬＣは、第一設定負荷ＬＣ１とされる。
一方、冷却水温ＴＨＷが設定温度ＴＨＷ１未満であるときには、触媒装置２０は活性化温度に昇温しておらず、十分に機能していない。このときに、第一機械圧縮比制御を実施して低負荷側運転領域の熱効率を高めると、排気ガス温度が低下するために、触媒装置２０の早期暖機に不利となる。それにより、ステップ２０４において、第二機械圧縮比制御が実施され、低負荷運転領域の機械圧縮比は、第一機械圧縮比制御が実施されるときの低負荷運転領域の機械圧縮比に比較して低くされ、低負荷運転領域の膨張比は、第一機械圧縮比制御が実施されるときの低負荷運転領域の膨張比に比較して低くされる。こうして、低負荷運転領域の熱効率が低くされるために、排気ガス温度が上昇し、触媒装置２０の早期暖機に有利となる。前述したように、アイドル運転時は、膨張比を高くすると、燃焼が不安定となり易いために、アイドル運転が実施されるときにも、第二機械圧縮比制御が実施されるようにしても良い。
図１３は、常用動作領域を示すマップであり、（Ａ）は第一機械圧縮比制御が実施される場合を示している。図１３（Ａ）には、低燃料消費率の運転領域が一点鎖線で示されており、これらの低燃料消費率の運転領域に重なる実線で囲まれた常用運転領域での運転が実施されることが好ましい。前述したように、機関負荷が第一設定負荷ＬＣ１を超えれば、過給圧がステップ的に高められて機関出力が良好に高められる。
一方、図１３（Ｂ）は第二機械圧縮比制御が実施される場合の常用動作領域を示している。第二機械圧縮比制御では、膨張比が低くされて熱効率が低くされるために、一点鎖線で示された低燃料消費率の運転領域は、図１３（Ａ）に比較して、高負荷側へ移動し、それにより、実線で囲まれた常用運転領域も高負荷側へ移動するために、変速機を使用して機関出力を維持するように機関回転数を低下させて機関負荷を高めるようになっている。
その結果、過給圧制御の設定負荷ＬＣを第一機械圧縮比制御のときの第一設定負荷ＬＣ１としていると、機関負荷が第一設定負荷ＬＣ１近傍とされる運転機会が増加し、機関負荷が頻繁に第一設定負荷ＬＣ１を上回ったり下回ったりし、過給圧がステップ的に高くされたり低くされたりすることが繰り返されるために、ドライバビリティが非常に悪化してしまう。
本実施例では、図１２の第二フローチャートにおいて、ステップ２０４において第二機械圧縮比制御が実施されるときには、ステップ２０５において、図１０に示す第一フローチャートのコンプレッサＣＰを作動するか否かの設定負荷ＬＣは、第一設定負荷ＬＣ１より高い第二設定負荷ＬＣ２とされる。それにより、図１３（Ｂ）に示すように、機関負荷が頻繁に第二設定負荷ＬＣ２を上回ったり下回ったりすることはなく、過給圧の変動に伴うドライバビリティの悪化を抑制することができる。
本実施例の吸気ダクト１４に配置されたコンプレッサＣＰは、電磁クラッチにより、機関駆動軸に連結させたり、又は、機関駆動軸から切り離したりすることが可能な機関駆動式過給機（スーパーチャージャ）としたが、電気モータにより駆動される電動式過給機としても良い。この場合には、機関負荷が設定負荷ＬＣとなったときに電気モータを作動して、コンプレッサＣＰを非作動状態から作動状態とすれば、過給圧をステップ的に高めることができる。
また、過給機が排気圧力を利用するターボチャージャの場合には、コンプレッサＣＰは機関排気系のタービンに連結されており、機関負荷が設定負荷ＬＣとなったときに、機関排気系のタービンをバイパスするウエストゲート通路に設けられたウエストゲートバルブの開度を急激に小さくすることにより、タービンの回転数を急激に高くし、コンプレッサＣＰにより過給圧をステップ的に高めることができる。この場合には、機関負荷が設定負荷ＬＣより小さいときにもタービンが低速で回転してコンプレッサＣＰにより大気圧より僅かに高い過給圧が発生していることもある。
また、過給機が可変ノズル式ターボ過給機の場合には、コンプレッサＣＰは、機関排気系の可変ノズルを備えたタービンに連結されており、機関負荷が設定負荷ＬＣとなったときに、タービンの回転数を急激に高くするように可変ノズルの角度を急激に変化させることにより、コンプレッサＣＰにより過給圧をステップ的に高めることができる。この場合には、機関負荷が設定負荷ＬＣより小さいときにもタービンが低速で回転してコンプレッサＣＰにより大気圧より僅かに高い過給圧が発生していることもある。
【符号の説明】
【０００９】
Ａ    可変圧縮比機構
ＣＰ    コンプレッサ
３０    電子制御ユニット
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【国際調査報告】
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