(57)【要約】【課題】大気圧が変化しても要求トルクに応じた出力トルクを発生させる。【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とを具備しており、吸気弁７の閉弁時期を制御することによって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御される。大気圧が変化したとしても要求トルクに応じた出力トルクが得られるように大気圧が低下したときには吸気弁７の閉弁時期が吸気下死点に近ずけられると共に機械圧縮比が低下せしめられる。【選択図】図１
2008121499.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
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、吸気弁の閉弁時期を制御することによって燃焼室内に供給される吸入空気量を制御するようにした火花点火式内燃機関において、大気圧が変化したとしても要求トルクに応じた出力トルクが得られるように大気圧が低下したときには吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に近ずけると共に大気圧が低下したとき又は大気温が上昇したときには機械圧縮比を低下させるようにした火花点火式内燃機関。
【請求項２】
大気圧が変化したとしても要求トルクに応じた出力トルクが得られるように大気圧が低いほど吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に近ずけると共に大気圧が低いほど又は大気温が高いほど機械圧縮比を低下させ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】
大気圧が予め定められた基準大気圧であるときに要求トルクに応じた出力トルクの得られる吸気弁の基準閉弁時期が予め記憶されており、大気圧が該基準大気圧よりも低下したときには吸気弁の閉弁時期が予め定められた補正量だけ該基準閉弁時期よりも吸気下死点に近ずけられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
大気圧が上記基準大気圧よりも低下するほど吸気弁の閉弁時期に対する上記補正量が増大せしめられる請求項３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
大気圧が予め定められた基準大気圧であるときに要求トルクに応じた出力トルクの得られる吸気弁の基準閉弁時期が予め記憶されており、大気圧が該基準大気圧よりも上昇したときには吸気弁の閉弁時期が予め定められた補正量だけ該基準閉弁時期よりも吸気下死点から遠ざけられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
大気圧が上記基準大気圧よりも高くなるほど吸気弁の閉弁時期に対する上記補正量が増大せしめられる請求項５に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項７】
大気圧が予め定められた基準大気圧よりも低下したときには機械圧縮比が該基準大気圧下における基準機械圧縮比に対して予め定められた補正量だけ低下せしめられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項８】
大気圧が上記基準大気圧よりも低下するほど機械圧縮比に対する上記補正量が増大せしめられる請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項９】
大気圧が予め定められた基準大気圧よりも上昇したときには機械圧縮比が該基準大気圧下における基準機械圧縮比に対して予め定められた補正量だけ増大せしめられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１０】
大気圧が上記基準大気圧よりも高くなるほど機械圧縮比に対する上記補正量が増大せしめられる請求項９に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１１】
大気温が予め定められた基準大気温よりも上昇したときには機械圧縮比が該基準大気温下における基準機械圧縮比に対して予め定められた補正量だけ低下せしめられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１２】
大気温が上記基準大気温よりも高くなるほど機械圧縮比に対する上記補正量が増大せしめられる請求項１１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１３】
大気温が予め定められた基準大気温よりも低下したときには機械圧縮比が該基準大気圧下における基準機械圧縮比に対して予め定められた補正量だけ増大せしめられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１４】
大気温が上記基準大気温よりも低下するほど機械圧縮比に対する上記補正量が増大せしめられる請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１５】
大気圧が低下したとしても要求トルクに応じた出力トルクが得られるように吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に近ずけたときには圧縮端温度を低下すべく機械圧縮比を低下させて圧縮端圧力を低下させる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１６】
吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に近ずけたときに圧縮端温度および圧縮端圧力が正常な燃焼を行いうる許容限界値を越えたときには圧縮端温度および圧縮端圧力が該許容限界値となる機械圧縮比まで機械圧縮比が低下せしめられる請求項１５に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１７】
吸気弁の閉弁時期は、要求トルク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る請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１８】
吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの要求トルクよりも要求トルクの低い領域では機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によって燃焼室内に供給される吸入空気量が制御される請求項１７に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１９】
吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの要求トルクよりも要求トルクの低い領域では要求トルクが低くなるほど空燃比が大きくされる請求項１７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】
燃焼室の頂面に吸気弁および排気弁に加えて制御弁を配置し、この制御弁を圧縮行程の開始時に開弁しかつ圧縮行程の途中で閉弁させる制御手段を具備したディーゼル機関が公知である（特許文献１を参照）。このディーゼル機関では圧縮行程が開始されても制御弁が開弁せしめられている間は燃焼室内の吸入空気が制御弁を介して排出されるために圧縮作用が行われず、制御弁が閉弁したときから圧縮作用が開始される。従ってこのディーゼル機関では制御弁の閉弁時期を制御することによって圧縮比を制御するようにしている。
【０００３】
なお、このディーゼル機関では制御弁の閉弁時期を制御することによって大気圧が低いほど圧縮比が高くされ、大気温が低いほど圧縮比が高くされる。
【特許文献１】特開平４−８６３３８号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
一方、火花点火式内燃機関では機関の出力トルクは吸入空気量によって定まり、この場合吸気弁の閉弁時期を制御することによって燃焼室内への吸入空気量を制御することができる。即ち、圧縮行程が開始されても吸気弁が開弁せしめられている間は燃焼室内の吸入空気が吸気弁を介して吸気ポート内に排出されるので実際に燃焼室内に供給される吸入空気量は吸気弁が閉弁したときに燃焼室内に閉じ込められた吸入空気量となる。従って吸気弁の閉弁時期を制御することによって燃焼室内への吸入空気量を制御できることになる。
【０００５】
ところで内燃機関では大気圧が変化したとしても機関の運転状態に応じて要求される出力トルクを発生させることが好ましい。そのためには大気圧が変化しても燃焼室内に供給される吸入空気の質量を同一に維持することが必要となる。従って、例えば大気圧が低下した場合には吸入空気の密度が薄くなるために燃焼室内に供給される吸入空気の体積を増大しなければならず、従って吸気弁を吸気下死点後に閉弁させるようにしている場合にはこのとき吸気弁の閉弁時期を早めることが必要となる。
【０００６】
ところが吸気弁の閉弁時期を早めると圧縮比が高くなるために例えば大気温が同一であったとすると圧縮端温度が極めて高くなってしまう。一方、この場合、圧縮端温度を低下させるためには吸気弁の閉弁時期を遅らせればよいが吸気弁の閉弁時期を遅らせると今度は吸入空気量が減少し、斯くして出力トルクが要求トルクに対して低くなってしまう。
【０００７】
前述した公知のディーゼル機関では制御弁の閉弁時期を制御することによって圧縮比が大気圧および大気温に応じた目標圧縮比に制御される。即ち、圧縮端圧力および圧縮端温度が圧縮着火燃焼に適した圧縮端圧力および圧縮端温度に制御される。しかしながら吸気弁の閉弁時期を制御することによって燃焼室内に供給される吸入空気量を制御するようにした場合にはたとえ圧縮端温度が極めて高くなる場合であっても要求トルクに応じた出力トルクを得るために吸気弁の閉弁時期を遅らせることができず、圧縮端温度を制御するためには上述のディーゼル機関とは異なって更に別の制御が必要となる。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
そこで本発明では、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、吸気弁の閉弁時期を制御することによって燃焼室内に供給される吸入空気量を制御するようにした火花点火式内燃機関において、大気圧が変化したとしても要求トルクに応じた出力トルクが得られるように大気圧が低下したときには吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に近ずけると共に大気圧が低下したとき又は大気温が上昇したときには機械圧縮比を低下させるようにしている。
【発明の効果】
【０００９】
機械圧縮比を変えることによって圧縮端温度が最適な温度に制御される。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１０】
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。
【００１１】
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、大気圧を検出するための大気圧センサ１９と、大気温を検出するための大気温センサ２０とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド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２１内には空燃比センサ２３が配置される。
【００１２】
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。
【００１３】
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、大気圧センサ１９、大気温センサ２０および空燃比センサ２３の各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。
【００１４】
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。
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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には要求トルク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は大気圧が基準大気圧、例えば１気圧で、大気温が基準大気温、例えば０℃のときを示している。また、本発明による実施例では触媒コンバータ２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯxを同時に低減しうるように通常燃焼室５内における平均空燃比は空燃比センサ２３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。
【００３９】
さて、前述したように機関高負荷運転時には、即ち要求トルクが高いときには図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。
【００４０】
一方、図９に示されるように要求トルクが低くなるとそれに伴って機械圧縮比が増大され、従って膨張比も増大される。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において実線で示される如く要求トルクが低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。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。
【００４１】
このように機関高負荷運転状態から要求トルク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。即ち、吸気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。
【００４２】
要求トルク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。従って要求トルクが低いときには、即ち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。
【００４３】
一方、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は要求トルク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要求トルクＬ2よりも要求トルク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。
【００４４】
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要求トルクＬ2よりも要求トルクの低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御される。ただし、スロットル弁１７による吸入空気量の制御が行われると図９に示されるようにポンピング損失が増大する。
【００４５】
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要求トルクＬ2よりも要求トルク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要求トルク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。
【００４６】
一方、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。従って本発明による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。また、図９に示される例では機械圧縮比は要求トルク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要求トルクに応じて段階的に変化させることもできる。
【００４７】
一方、図９において破線で示すように要求トルク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、要求トルク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。
【００４８】
さて、本発明による実施例ではアクセルペダル４０の踏込み量や機関回転数等から定まる機関の運転状態に応じて機関の出力トルクに対する要求値、即ち要求トルクが予め定められており、大気圧が基準大気圧から変化したとしても機関の運転状態に応じて要求される出力トルクが発生するように機関が制御される。
【００４９】
ところで本発明による実施例では前述したように出力トルクは燃焼室５内に供給される吸入空気の質量によって定まり、従って本発明による実施例では大気圧が基準大気圧から変化したとしても燃焼室５内に供給される吸入空気の質量が基準大気圧のときの吸入空気の質量と同一となるように制御される。従って例えば大気圧が低下した場合には吸入空気の密度が薄くなるために燃焼室５内に供給される吸入空気の体積を増大しなければならず、従って図９において実線で示されるように吸気弁７が吸気下死点後に閉弁せしめられる場合にはこのとき吸気弁７の閉弁時期が早められる。
【００５０】
しかしながらこのように吸気弁７の閉弁時期を早めると圧縮比が高くなるために例えば大気温が同一であったとすると圧縮端温度が極めて高くなってしまう。そこで本発明ではこのとき圧縮端温度が過度に高くならないように機械圧縮比を低下させるようにしている。次にこのことについて図１０から図１２を参照しつつ説明する。
【００５１】
図１０（Ａ）は大気圧が基準大気圧であって大気温が基準大気温のときの燃焼室５の容積Ｖと燃焼室５内の圧力Ｐとの関係を示している。なお、図１０（Ａ）において縦軸の圧力Ｐおよび横軸の容積Ｖは共に対数で表示されており、これは図１０（Ｂ）および図１１（Ａ），（Ｂ）についても同様である。
【００５２】
図１０（Ａ）において点ａは排気下死点および吸気下死点を示しており、点ｂは吸気下死点後において吸気弁７が閉弁せしめられた場合の吸気弁７の閉弁時期を示している。排気下死点ａから吸気下死点ａに至る間、および吸気下死点ａから吸気弁７の閉弁時期ｂに至る間は燃焼室５内の圧力Ｐは基準大気圧Ｐｏとなっている。次いで圧縮行程が進行すると燃焼室５内の圧力Ｐが上昇し、ピストン４が上死点ｃに達すると燃焼室５内の圧力Ｐが圧縮端圧力Ｐｅとなる。次いで燃焼が行われると燃焼室５内の圧力Ｐはｄ点まで上昇し、次いでピストン４が下降すると排気作用が開始されるまで燃焼室５内の圧力Ｐは徐々に低下する。
【００５３】
さて、例えば車両が高地で使用されることにより大気圧Ｐが基準大気圧Ｐｏから大気圧ＰａまでΔＰだけ低くなり、このとき図１０（Ａ）と同じ時期に吸気弁７が閉弁せしめられたとすると燃焼室５の容積Ｖおよび燃焼室５内の圧力Ｐは図１０（Ｂ）に示されるように変化する。図１０（Ｂ）からわかるようにこのときには圧縮端圧力が図１０（Ａ）に示されるＰｅからＰｆまで低下する。このことは燃焼室５内に供給された吸入空気の質量が少なくなったことを意味している。
【００５４】
この場合、燃焼室５内に供給された吸入空気の質量を図１０（Ａ）に示す場合と同一にするには圧縮端圧力をＰｅにする必要があり、そのためには図１１（Ａ）に示されるように吸気弁７が閉弁するときの燃焼室５の容積がＶｓからＶｔになるように吸気弁７の閉弁時期をΔθだけ早める必要がある。ところが吸気弁７の閉弁時期が早められると圧縮開始時期が早められるので実圧縮比が増大する。従ってこのとき大気温が基準大気温であったとすると圧縮端温度が極度に高くなってしまう。
【００５５】
そこで本発明では圧縮端温度が極度に高くなるのを阻止するために図１１（Ｂ）に示されるように圧縮上死点における燃焼室５の容積ＶがＶｅからＶｇに減少するように機械圧縮比をΔＣＲだけ低下させるようにしている。機械圧縮比を低下させると実圧縮比が低下するために圧縮端温度が低下する。一方、機械圧縮比を低下させると図１１（Ｂ）に示されるように圧縮端圧力が図１０（Ａ）に示されるＰｅに比べて若干低下するが燃焼室５内に供給された吸入空気の質量は図１０（Ａ）に示される場合と同一であるので出力トルクは図１０（Ａ）に示される場合の出力トルクとほぼ同一となる。
【００５６】
次に、以上のことを別の観点から説明する。
図１２は燃焼室５内の圧縮端圧力および圧縮端温度と、正常な燃焼を行いうる許容限界値ＫＯとの関係を示している。図１２においてハッチングで示す領域はノッキングが発生する等、異常な燃焼が行われる領域を示しており、その他の領域は正常な燃焼が行われる領域を示している。許容限界値ＫＯは異常な燃焼が行われる領域に極く近い正常燃焼領域内に位置している。この許容限界値ＫＯ上では最も高い熱効率が得られ、従って本発明による実施例では圧縮端圧力および圧縮端温度がこの許容限界値となるように吸気弁７の閉弁時期や機械圧縮比が定められている。
【００５７】
即ち、図１０（Ａ）に示されるように大気圧が基準大気圧であり、大気温が基準大気温であるときの圧縮端圧力Ｐｅと圧縮端温度が図１２の点ａで示されている。大気温が同一のもので図１０（Ｂ）に示されるように大気圧が低下したとするとこのときの圧縮端圧力Ｐｆと圧縮端温度は図１２の点ｂとなる。一方、大気圧が低下したときに図１１（Ａ）に示されるように吸気弁７の閉弁時期をΔθだけ早めて圧縮端圧力をＰｅにしたとするとこのときの圧縮端圧力Ｐｅと圧縮端温度は図１２の点ｃとなる。即ち、圧縮端温度および圧縮端圧力が正常な燃焼を行いうる許容限界値ＫＯを越えてしまう。
【００５８】
そこで本発明では吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点に近ずけたときに圧縮端温度および圧縮端圧力が正常な燃焼を行いうる許容限界値ＫＯを越えたときには圧縮端温度および圧縮端圧力が許容限界値ＫＯとなる機械圧縮比まで機械圧縮比を低下せしめるようにしている。このときの圧縮端圧力と圧縮端温度が図１２において点ｄで示されている。即ち、図１２からわかるように機械圧縮比を低下させると圧縮端圧力はわずかばかり低下するが圧縮端温度は大巾に低下する。
【００５９】
次に図１３から図１８を参照しつつ本発明による実施例について具体的に説明する。図１３における各実線は図９に示される機械圧縮比と要求トルクの関係および図９において実線で示される吸気弁７の閉弁時期と要求トルクの関係、即ち大気圧が基準大気圧であって大気温が基準大気温であるときの基準機械圧縮比と要求トルクの関係および吸気弁７の基準閉弁時期と要求トルクの関係を夫々示している。
【００６０】
ところで要求トルクを得ることのできる吸入空気量を燃焼室５内に供給するのに必要な吸気弁７の基準閉弁時期ＩＣは要求トルクおよび機関回転数の関数となる。従って本発明による実施例では吸気弁７の基準閉弁時期ＩＣが要求トルクＴＱおよび機関回転数Ｎの関数として図１５（Ａ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、このマップから図１３において実線で示される吸気弁７の基準閉弁時期が算出される。
【００６１】
一方、前述したように本発明による実施例では機関低回転時には要求トルクにかかわらずに実圧縮比がほぼ一定に保持される。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ずらくなり、従って本発明による実施例では図１５（Ｂ）に示されるように機関回転数Ｎが高くなるほど目標実圧縮比が高くされる。一方、実圧縮比をこの目標実圧縮比とするのに必要な機械圧縮比は要求トルクおよび機関回転数の関数となる。従って本発明による実施例では実圧縮比を目標実圧縮比とするのに必要な基準機械圧縮比ＣＲが要求トルクＴＱおよび機関回転数Ｎの関数として図１５（Ｃ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、図１３において実線で示される基準機械圧縮比が算出される。
【００６２】
さて、前述したように本発明による実施例では大気圧が低くなると図１１（Ａ）に示されるように吸気弁７の閉弁時期がΔθだけ早められ、図１１（Ｂ）に示されるように機械圧縮比がΔＣＲだけ低下せしめられる。即ち、大気圧が基準大気圧よりも低下したときには吸気弁７の閉弁時期が図１３において実線で示される基準閉弁時期から破線で示される閉弁時期まで補正量Δθだけ吸気下死点に近づけられ、機械圧縮比が図１３において実線で示される基準機械圧縮比から破線で示される機械圧縮比まで補正量ΔＣＲだけ低下せしめられる。
【００６３】
図１６（Ａ）は図１３に示される吸気弁７の閉弁時期に対する補正量Δθと大気圧Ｐａとの関係を示している。なお、図１６（Ａ）においてＰｏは基準大気圧を示している。図１６（Ａ）からわかるように補正量Δθは大気圧Ｐａが基準大気圧Ｐｏよりも低下するほど増大し、大気圧Ｐａが基準大気圧Ｐｏよりも上昇するほど負となって低下する。即ち、大気圧Ｐａが基準大気圧Ｐｏよりも低下すると吸気弁７の閉弁時期が吸気上死点に近ずけられ、大気圧Ｐａが基準大気圧Ｐｏよりも上昇すると吸気弁７の閉弁時期が吸気下死点から遠ざけられる。
【００６４】
一方、図１７（Ａ）は図１３に示される機械圧縮比に対する補正量ΔＣＲと大気圧Ｐａとの関係を示している。なお、図１７（Ａ）においてもＰｏは基準大気圧を示している。図１７（Ａ）からわかるように補正量ΔＣＲは大気圧Ｐａが基準大気圧Ｐｏよりも低下するほど負となって低下し、大気圧Ｐａが基準大気圧Ｐｏよりも上昇するほど増大する。即ち、大気圧Ｐａが基準大気圧Ｐｏよりも低下すると機械圧縮比が低下せしめられ、大気圧Ｐａが基準大気圧Ｐｏよりも上昇すると機械圧縮比が増大せしめられる。
【００６５】
一方、大気温が高くなるとそれに伴なって圧縮端温度が高くなるので大気温が高くなったときには機械圧縮比を低下させることが好ましい。図１７（Ｂ）はこのような場合を考慮したときの機械圧縮比に対する補正量ΔＣＲと大気温Ｔａとの関係を示している。なお、図１７（Ｂ）においてＴｏは基準大気温を示している。図１７（Ｂ）からわかるように補正量ΔＣＲは大気温Ｔａが基準大気温Ｔｏよりも高くなるほど負となって低下し、大気温Ｔａが基準大気温Ｔｏよりも低下するほど増大する。即ち、大気温Ｔａが基準大気温Ｔｏよりも高くなると機械圧縮比が低下せしめられ、大気温Ｔａが基準大気温Ｔｏよりも低下すると機械圧縮比が増大せしめられる。
【００６６】
このように本発明によれば大気圧Ｐａが低いほど吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点に近ずけると共に大気圧Ｐａが低いほど又は大気温Ｔａが高いほど機械圧縮比を低下させるようにしている。なお、機械圧縮比に対する補正量ΔＣＲは大気圧Ｐａおよび大気温Ｔａの関数として図１７（Ｃ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。
【００６７】
図１４は図９において破線で示されるように吸気弁７の閉弁時期が吸気下死点前とされる場合を示している。この場合には大気圧が低下すると図１４に示されるように吸気弁７の閉弁時期が補正量Δθだけ遅くらされ、機械圧縮比が補正量ΔＣＲだけ低下せしめられる。この場合の吸気弁７の閉弁時期に対する補正量Δθは図１６（Ｂ）に示されるように大気圧Ｐａが低くなるほど低下せしめられる。即ち、吸気弁７の閉弁時期は大気圧Ｐａが低下するほど遅くらされる。
【００６８】
図１８に運転制御ルーチンを示す。
図１８を参照するとまず初めにステップ１００において図１５（Ａ）に示すマップから吸気弁７の基準閉弁時期ＩＣが算出され、次いでステップ１０１において図１６（Ａ）又は図１６（Ｂ）に示す関係から吸気弁７の閉弁時期に対する補正量Δθが算出される。次いでステップ１０２では基準閉弁時期ＩＣに補正値Δθを加算することによって最終的な閉弁時期ＩＣＯ（＝ＩＣ＋Δθ）が算出され、吸気弁７の閉弁時期がこの閉弁時期ＩＣＯとされる。次いでステップ１０３では図１５（Ｃ）に示すマップから基準機械圧縮比ＣＲが算出され、次いでステップ１０４では図１７（Ｃ）に示すマップから機械圧縮比に対する補正値ΔＣＲが算出される。次いでステップ１０５では基準機械圧縮比ＣＲに補正値ΔＣＲを加算することによって最終的な機械圧縮比ＣＲＯ（＝ＣＲ＋ΔＣＲ）が算出され、機械圧縮比がこの機械圧縮比ＣＲＯとされる。
【図面の簡単な説明】
【００６９】
【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】要求トルクに応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
【図１０】ＰＶ線図を示す図である。
【図１１】ＰＶ線図を示す図である。
【図１２】正常な燃焼を行いうる許容限界値を示す図である。
【図１３】機械圧縮比と吸気弁の閉弁時期とを示す図である。
【図１４】機械圧縮比と吸気弁の閉弁時期とを示す図である。
【図１５】吸気弁の基準閉弁時期ＩＣのマップ等を示す図である。
【図１６】吸気弁の閉弁時期に対する補正量Δθを示す図である。
【図１７】機械圧縮比に対する補正量ΔＣＲを示す図である。
【図１８】運転制御を行うためのフローチャートである。
【符号の説明】
【００７０】
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
【図１】
2008121499.tif 000003
【図２】
2008121499.tif 000004
【図３】
2008121499.tif 000005
【図４】
2008121499.tif 000006
【図５】
2008121499.tif 000007
【図６】
2008121499.tif 000008
【図７】
2008121499.tif 000009
【図８】
2008121499.tif 000010
【図９】
2008121499.tif 000011
【図１０】
2008121499.tif 000012
【図１１】
2008121499.tif 000013
【図１２】
2008121499.tif 000014
【図１３】
2008121499.tif 000015
【図１４】
2008121499.tif 000016
【図１５】
2008121499.tif 000017
【図１６】
2008121499.tif 000018
【図１７】
2008121499.tif 000019
【図１８】
2008121499.tif 000020