(57)【要約】【課題】熱効率が最大となるように過給制御を行う。【解決手段】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、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構Ａとを具備する。排気ターボチャージャ１５の排気タービン１５ｂを迂回する排気バイパス通路２３内にバイパス制御弁２５を配置する。吸気弁７の開弁している吸気行程時における燃焼室５内の平均圧力が排気弁９の開弁している排気行程時における燃焼室５内の平均圧力よりも高くなったときにバイパス制御弁２５を閉弁して過給作用を行う。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
排気ターボチャージャを備えた内燃機関において、排気ターボチャージャの排気タービンを迂回する排気バイパス通路を設けると共に該排気バイパス通路内にバイパス制御弁を配置し、吸気弁の開弁している吸気行程時における燃焼室内の平均圧力が排気弁の開弁している排気行程時における燃焼室内の平均圧力よりも高いときにはバイパス制御弁を閉弁して過給作用を行い、吸気弁の開弁している吸気行程時における燃焼室内の平均圧力が排気弁の開弁している排気行程時における燃焼室内の平均圧力よりも低いときにはバイパス制御弁を開弁して過給作用を停止するようにした内燃機関。
【請求項２】
吸気弁の開弁している吸気行程時における燃焼室内の平均圧力が排気弁の開弁している排気行程時における燃焼室内の平均圧力とほぼ等しくなるときの吸入空気量が基準吸入空気量として予め求められており、吸入空気量が該基準空気量よりも多いときにはバイパス制御弁が閉弁せしめられ、吸入空気量が該基準空気量よりも少ないときにはバイパス制御弁が開弁せしめられる請求項１に記載の内燃機関。
【請求項３】
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、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構とを具備しており、要求負荷に応じた量の吸入空気が燃焼室内に供給されるように吸気弁の閉弁時期が制御され、膨張比が実圧縮比よりも高いときに上記バイパス制御弁が閉弁せしめられて過給作用が開始される請求項１に記載の内燃機関。
【請求項４】
過給作用が開始されると過給圧は機関負荷の増大に伴ない高くされ、燃焼室内に供給される吸入空気量が機関負荷の増大に伴ない増大するように吸気弁の閉弁時期が制御され、機関負荷の増大に伴ない実圧縮比が低くなるように機械圧縮比が制御される請求項４に記載の内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は内燃機関に関する。
【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、実圧縮比が膨張比よりも大きくなる機関運転領域のときに排気ターボチャージャによる過給を行うようにした内燃機関が公知である（特許文献１を参照）。
【特許文献１】特開２００３−３１４３１５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら実圧縮比が膨張比よりも低いときでも過給を行うと熱効率を高められる運転領域があり、従って上述の内燃機関におけるように実圧縮比が膨張比よりも大きくなる運転領域のみで過給を行うようにした場合には十分に熱効率を高めることができないという問題がある。
【課題を解決するための手段】
【０００４】
上記問題を解決するために本発明によれば、排気ターボチャージャを備えた内燃機関において、排気ターボチャージャの排気タービンを迂回する排気バイパス通路を設けると共に排気バイパス通路内にバイパス制御弁を配置し、吸気弁の開弁している吸気行程時における燃焼室内の平均圧力が排気弁の開弁している排気行程時における燃焼室内の平均圧力よりも高いときにはバイパス制御弁を閉弁して過給作用を行い、吸気弁の開弁している吸気行程時における燃焼室内の平均圧力が排気弁の開弁している排気行程時における燃焼室内の平均圧力よりも低いときにはバイパス制御弁を開弁して過給作用を停止するようにしている。
【発明の効果】
【０００５】
機関の熱効率を高めることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００６】
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。
【０００７】
サージタンク１２は吸気ダクト１４を介して排気ターボチャージャ１５のコンプレッサ１５ａの出口に連結され、コンプレッサ１５ａの入口は吸入空気量を検出するための吸入空気量検出器１６を介してエアクリーナ１７に連結される。吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１８によって駆動されるスロットル弁１９が配置される。
【０００８】
一方、排気ポート１０は排気マニホルド２０を介して排気ターボチャージャ１５の排気タービン１５ｂの入口に連結され、排気タービン１５ｂの出口は排気管２１を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２２に連結され、排気マニホルド２０と排気管２１とは排気タービン１５ｂを迂回する排気バイパス通路２３により連結され、この排気バイパス通路２３内にはアクチュエータ２４によって全開位置か又は全閉位置に切換えられるバイパス制御弁２５が配置される。なお、触媒コンバータ２２の入口には空燃比センサ２６が配置される。
【０００９】
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。
【００１０】
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１６の出力信号および空燃比センサ２６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１８、バイパス制御弁駆動用アクチュエータ２４、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。
【００１１】
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。
【００１２】
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。
【００１３】
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。
【００１４】
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。
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
次に図７および図８を参照しつつ超高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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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、即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。従って本発明による実施例では機関低負荷運転時には図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。
【００３５】
次に図９を参照しつつ排気ターボチャージャ１５による過給作用について説明する。
図９は図１においてバイパス制御弁２５を常時閉鎖状態に保持した場合の、即ち常時排気ターボチャージャ１５による過給作用が行われ得る状態にした場合の吸入空気量Ｇａと圧力Ｐｉｎ，Ｐｅｘとの関係を示している。なお、図９においてＰｉｎは吸気弁７が開弁している吸気行程時における吸気ポート８内の平均圧力、即ち吸気弁７が開弁している吸気行程時における燃焼室５内の平均圧力を示しており、Ｐｅｘは排気弁９が開弁している排気行程時における排気ポート１０内の平均圧力、即ち排気弁９が開弁している排気行程時における燃焼室５内の平均圧力を示している。なお、以下、Ｐｉｎは単に吸気圧力と言い、Ｐｅｘは単に排気圧力と言う。
【００３６】
図９に示される場合には排気ガスが常に流れ抵抗となる排気ターボチャージャ１５ｂを流通せしめられているので排気圧力Ｐｅｘは吸入空気量Ｇａが増大するにつれて大気圧に対し徐々に高くなっていく。一方、吸入空気量Ｇａが少ないときにはスロットル弁１９が閉弁せしめられるので吸気圧力Ｐｉｎは大気圧以下となる。吸入空気量Ｇａが若干増大するとスロットル弁１９が開弁してほぼ全開状態に保持されるので吸気圧力Ｐｉｎは大気圧となる。吸気空気量Ｇａが更に増大すると排気ターボチャージャ１５による過給作用が開始されるので吸気圧力Ｐｉｎは上昇しはじめ、吸入空気量ＧａがＧｏを越えると吸気圧力Ｐｉｎが排気圧力Ｐｅｘよりも高くなって強力な過給作用が開始される。
【００３７】
図９に示されるように吸入空気量ＧａがＧｏよりも少ない領域では吸気圧力Ｐｉｎが排気圧力Ｐｅｘよりも低くなっている。この場合の図９のＡ点におけるＰ−Ｖ線図が図１０（Ａ）に示されている。図１０（Ａ）からわかるようにこの場合にはハッチングを施した領域が熱損失領域となり、従って熱効率は低下する。これに対し、図９において吸入空気量ＧａがＧｏよりも多い領域では吸気圧力Ｐｉｎが排気圧力Ｐｅｘよりも高くなっている。この場合の図９のＢ点におけるＰ−Ｖ線図が図１０（Ｂ）に示されている。図１０（Ｂ）からわかるようにこの場合にはハッチングを施した領域が仕事領域となり、従って熱効率が向上する。
【００３８】
即ち、図９において吸入空気量ＧａがＧｏよりも少ないときに排気ガスを排気タービン１５ｂに送り込むと排気圧力Ｐｅｘが吸気圧力Ｐｉｎよりも高くなるので熱損失が発生する。このときバイパス制御弁２５を開弁して過給作用を停止すれば排気圧力Ｐｅｘは大気圧となるために図１０（Ａ）に示されるような熱損失が発生しなくなる。従ってこのときにはバイパス制御弁２５を開弁させることが好ましいことになる。これに対して吸入空気量ＧａがＧｏよりも多いときには熱効率が向上するので常に過給をすることが好ましい。
【００３９】
そこで本発明では図９において吸気弁７の開弁している吸気行程時における燃焼室５内の平均圧力Ｐｉｎが排気弁９の開弁している排気行程時における燃焼室５内の平均圧力Ｐｅｘよりも高いときにはバイパス制御弁２５を閉弁して過給作用を行い、吸気弁７の開弁している吸気行程時における燃焼室５内の平均圧力Ｐｉｎが排気弁９の開弁している排気行程時における燃焼室５内の平均圧力Ｐｅｘよりも低いときにはバイパス制御弁２５を開弁して過給作用を停止するようにしている。このようにしたときの吸気圧力Ｐｉｎと排気圧力Ｐｅｘの変化が図１１に示されている。
【００４０】
なお、本発明による実施例では吸気弁７の開弁している吸気行程時における燃焼室５内の平均圧力Ｐｉｎが排気弁９の開弁している排気行程時における燃焼室５内の平均圧力Ｐｅｘとほぼ等しくなるときの吸入空気量Ｇａが図９および図１１に示される基準吸入空気量Ｇｏとして予め求められており、図１２のバイパス制御弁の制御ルーチンに示されるようにこの基準吸入空気量Ｇｏを基準としてバイパス制御弁２５の開閉制御が行われる。
【００４１】
即ち、図１２を参照するとまず初めにステップ９０において吸入空気量Ｇａが基準吸入空気量Ｇｏよりも多いか否かが判別される。吸入空気量Ｇａが基準空気量Ｇｏよりも多いときにはステップ９１に進んでバイパス制御弁２５が閉弁せしめられ、吸入空気量Ｇａが基準空気量Ｇｏよりも少ないときにはステップ９２に進んでバイパス制御弁２５が開弁せしめられる。
【００４２】
次に図１３を参照しつつ運転制御全般について説明する。
図１３には機関負荷に応じた理論熱効率、スロットル弁１９の開度、吸気弁７の閉弁時期、燃焼室５の容積、膨張比、実圧縮比および吸気圧力Ｐｉｎの各変化が示されている。なお、本発明による実施例では触媒コンバータ２２内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯxを同時に低減しうるように通常燃焼室５内における平均空燃比は空燃比センサ２６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。
【００４３】
図１３において実線は本発明による過給制御を行った場合を示しており、破線は実圧縮比と膨張比とが一致したときから過給を行うようにした従来の制御を示している。なお、過給が行われていないときには本発明による制御と従来の制御は同じとなる。
【００４４】
即ち、過給が行われていないときには負荷が低下するにつれて燃焼室５内に供給される吸入空気量が減少するように吸気弁７の閉弁時期が遅角される。一方、負荷が低下しても実圧縮比がほぼ一定に維持されるように燃焼室５の容積が小さくされる。即ち、機械圧縮比が増大される。その結果、膨張比が増大せしめられる。また、スロットル弁１９はほぼ全開状態に保持され、吸気圧力Ｐｉｎは大気圧に維持される。
【００４５】
これに対して過給が開始されると図１３において実線で示されるように過給圧、即ち吸気圧力Ｐｉｎが機関負荷の増大に伴ない高くされる。また燃焼室５内に供給される吸入空気量が機関負荷の増大に伴ない増大するように吸気弁７の閉弁時期が制御される。更に、機関負荷の増大に伴ない実圧縮比が低くなるように機械圧縮比、即ち燃焼室５の容積が制御される。このとき図１３に示されるように理論熱効率は従来に比べて高くなる。
【図面の簡単な説明】
【００４６】
【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】吸気圧力Ｐｉｎと排気圧力Ｐｅｘの変化を示す図である。
【図１０】両軸を対数で表示したＰ−Ｖ線図を示す図である。
【図１１】吸気圧力Ｐｉｎと排気圧力Ｐｅｘの変化を示す図である。
【図１２】バイパス制御弁を制御するためのフローチャートである。
【図１３】負荷に応じた吸気弁閉弁時期等の変化を示す図である。
【符号の説明】
【００４７】
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
９    排気弁
１５    排気ターボチャージャ
１５ｂ    排気タービン
２３    排気バイパス通路
２５    バイパス制御弁
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】
2008196407.tif 000003
【図２】
2008196407.tif 000004
【図３】
2008196407.tif 000005
【図４】
2008196407.tif 000006
【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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