(57)【要約】【課題】ハイブリッド車両の火花点火内燃機関において、車両減速時にモータ・ジェネレータを発電機として作動させることができないときに、火花点火内燃機関の振動及び騒音の増大を抑制して比較的大きなエンジンブレーキを発生させる。【解決手段】モータ・ジェネレータと共にハイブリッド車両に組み込まれる火花点火内燃機関において、機械圧縮比可変機構を具備し、車両減速時に前記モータ・ジェネレータを発電機として作動させることができないときには（ステップ１０２）、自動変速器により機関回転数を高める（ステップ１０９）と共に機械圧縮比可変機構により実圧縮比を低下させる（ステップ１０８）。【選択図】図１３
2012086720.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
モータ・ジェネレータと共にハイブリッド車両に組み込まれる火花点火内燃機関において、機械圧縮比可変機構を具備し、車両減速時に前記モータ・ジェネレータを発電機として作動させることができないときには、自動変速器により機関回転数を高めると共に前記機械圧縮比可変機構により実圧縮比を低下させることを特徴とする火花点火内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ハイブリッド車両の火花点火内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
車両の減速時において、吸気量を増加するために吸気弁の閉弁時期を進角させて実圧縮比を高めることにより圧縮行程でのポンピング損失を増大させ、十分なエンジンブレーキ力が得られるようにすることが提案されている（特許文献１参照）。また、機関回転数を高めるようにしても吸気行程でのポンピング損失及び摩擦損失が増大するために十分なエンジンブレーキ力を得ることができる。
【０００３】
ところで、モータ・ジェネレータを具備するハイブリッド車両では、車両減速時には、一般的に、モータ・ジェネレータを発電機として作動させて、バッテリを充電とすると共に制動力（回生ブレーキ）を発生させている。しかしながら、バッテリの充電量が十分であるときには、バッテリの過充電を防止するために、モータ・ジェネレータを発電機として作動させることはできず、内燃機関において十分なエンジンブレーキ力を発生させることが望まれる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００３−０３５１７８
【特許文献２】特開２００４−２７０６７９
【特許文献３】特開平１０−００９００５
【特許文献４】特開２００４−２３９１４７
【特許文献５】特開２００５−００９３６６
【特許文献６】特開２００６−０８３７２９
【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、十分なエンジンブレーキ力を発生させるために、内燃機関において実圧縮比を高めたり機関回転数を高めたりすると振動及び騒音が増大してしまう。
【０００６】
従って、本発明の目的は、ハイブリッド車両の火花点火内燃機関において、車両減速時にモータ・ジェネレータを発電機として作動させることができないときに、火花点火内燃機関の振動及び騒音の増大を抑制して比較的大きなエンジンブレーキを発生させることである。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関は、モータ・ジェネレータと共にハイブリッド車両に組み込まれる火花点火内燃機関において、機械圧縮比可変機構を具備し、車両減速時に前記モータ・ジェネレータを発電機として作動させることができないときには、自動変速器により機関回転数を高めると共に前記機械圧縮比可変機構により実圧縮比を低下させることを特徴とする。
【発明の効果】
【０００８】
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、モータ・ジェネレータと共にハイブリッド車両に組み込まれる火花点火内燃機関において、機械圧縮比可変機構を具備し、車両減速時にモータ・ジェネレータを発電機として作動させることができないときに、自動変速器により機関回転数を高めれば、吸気行程でのポンピング損失を増大させることができると共に摩擦損失を増大させることができ、エンジンブレーキ力を大きくすることができる。しかしながら、そのままでは、高められた機関回転数により振動及び騒音が増大してしまうために、同時に機械圧縮比可変機構により実圧縮比を低下させることによって、振動及び騒音が増大することを抑制するようにしている。その結果、吸気量を減少させることなく実圧縮比を低下させることができ、圧縮行程でのポンピング損失の低下を抑制することができ、増大させた吸気行程でのポンピング損失及び摩擦損失により比較的大きなエンジンブレーキ力を発生させることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】火花点火式の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】本発明による内燃機関が組み込まれるハイブリッド車両の概略図である。
【図１１】図１０のハイブリッド車両の基本的動作を説明するための共線図である。
【図１２】図１０のハイブリッド車両の高速定常走行時を示す共線図である。
【図１３】図１０のハイブリッド車両の減速時の制御を示すフローチャートである。
【図１４】図１０のハイブリッド車両の回生ブレーキの発生時を示す共線図である。
【図１５】図１０のハイブリッド車両のエンジンブレーキの発生時を示す共線図である。
【発明を実施するための形態】
【００１０】
図１に火花点火式の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。
【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】
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。
【００１４】
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。
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【００１９】
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から離れる。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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。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。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【００４６】
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。
【００４７】
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、燃焼室内に供給される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。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができる。
【００４８】
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。
【００４９】
本実施例において、このように構成された火花点火式の内燃機関がハイブリッド車両に組み込まれる。図１０はハイブリッド車両を示す概略図である。同図において、ＥＧが内燃機関であり、ＭＧ１は第一モータ・ジェネレータ、ＭＧ２は第二モータ・ジェネレータである。第一モータ・ジェネレータＭＧ１、及び、第二モータ・ジェネレータＭＧ２も、電子制御ユニット３０により制御される。
【００５０】
第一及び第二モータ・ジェネレータＭＧ１及びＭＧ２は、同期電動発電機として構成されている。内燃機関ＥＧと第一モータ・ジェネレータＭＧ１と第二モータ・ジェネレータＭＧ２とは、プラネタリギヤ（遊星歯車装置）を介して機械的に結合されている。
【００５１】
プラネタリギヤは、中心で回転するサンギヤ１３１と、サンギヤ１３１の周囲を自転しながら公転するプラネタリピニオンギヤ１３３と、その外周で回転するリングギヤ１３２とを有している。プラネタリピニオンギヤ１３３はプラネタリキャリア１３４に軸支されている。内燃機関ＥＧのクランクシャフト１５０はダンパ１５１を介してプラネタリキャリア１３４の回転軸１３５に結合されている。ダンパ１５１はクランクシャフト１５０に生じる捻り振動を吸収するために設けられている。
【００５２】
第一モータ・ジェネレータＭＧ１の回転子Ｒ１はサンギヤ１３１の回転軸１３６に結合されている。また、第二モータ・ジェネレータＭＧ２の回転子Ｒ２はリングギヤ１３２の回転軸１３７に結合されている。リングギヤ１３２の回転は、チェーンベルト１３８を介して駆動軸１４０へ伝達され、最終的に車輪１４１及び１４２へ伝達される。
【００５３】
プラネタリギヤは、上述の三つの回転軸１３５、１３６、１３７のうちの二つの回転軸の回転数及びトルク（以下、回転状態と称する）が決定されると、残りの回転軸の回転状態が定まる性質を有している。各回転軸１３５、１３６、１３７の回転状態の関係は、機構学において周知の計算式によって求めることができるが、図１１及び１２に示すような共線図により幾何学的に求めることもできる。
【００５４】
図１１において、縦軸は各回転軸の回転数を示しており、横軸は各ギヤのギヤ比を距離的な関係で示している。サンギヤ１３１の回転軸１３６（Ｓ）と、リングギヤ１３２の回転軸３７（Ｒ）とを両端とし、位置Ｓと位置Ｒとの間を１：ｐに内分する位置Ｃをプラネタリキャリア１３４の回転軸１３５の位置Ｃとする。ｐはリングギヤ１３２の歯数に対するサンギヤ１３１の歯数の比である。こうして定義された位置Ｓ、Ｃ、及びＲに、各ギヤの回転軸１３５、１３６、１３７の回転数Ｎe、Ｎｓ、Ｎｒをプロットすると、一直線となり、この直線が動作共線と呼ばれる。動作共線は、二点が決まれば一義的に定まるために、三つの回転軸１３５、１３６、１３７のうちの二つの回転軸の回転数から残りの回転軸の回転数を求めることができる。
【００５５】
また、プラネタリギヤでは、各回転軸のトルクを動作共線に働く力に置き換えて示した時に、動作共線が剛体として釣り合いが保たれる。例えば、プラネタリキャリア１３４の回転軸１３５に作用するトルクをＴｅとする。この時に、図１１に示すように、トルクＴｅに相当する大きさの力を位置Ｃにおいて動作共線に下側から鉛直方向に作用させる。また、リングギヤ１３２の回転軸１３７から出力されるトルクＴｒを位置Ｒにおいて動作共線に上側から鉛直方向に作用させる。図１１において、Ｔｅｓ及びＴｅｒは剛体に作用する力の分配法則に基づいてトルクＴｅを等価な二つの力に分配したものである。すなわち、Ｔｅｓ＝ｐ／（１＋ｐ）＊Ｔｅとなり、Ｔｅｒ＝１／（１＋ｐ）＊Ｔｅとなる。これらの力が作用した状態で、動作共線が剛体として釣り合いがとれているという条件を考慮すれば、サンギヤ１３１の回転軸１３６に作用すべきトルクＴｍ１と、リングギヤ１３２の回転軸１３７に作用すべきトルクＴｍ２とを求めることができる。トルクＴｍ１はトルクＴｅｓに等しくなり、トルクＴｍ２は駆動軸１４へ与えられるトルクＴｒとトルクＴｅｒとの差分に等しくなる。
【００５６】
プラネタリキャリア１３４の回転軸１３５に結合された内燃機関ＥＧが回転している時に、動作共線に関する上述の条件を満足すれば、サンギヤ１３１及びリングギヤ１３２は様々な回転状態で回転することができる。サンギヤ１３１が回転している時は、その回転動力を利用して第一モータ・ジェネレータＭＧ１により発電することが可能である。また、リングギヤ１３２が回転している時は、内燃機関ＥＧから出力された動力を駆動軸１４０に伝達することが可能である。また、内燃機関ＥＧから出力された動力を駆動軸１４０に機械的に伝達される動力と、電力として回生される動力に分配し、さらに回生された電力を利用して第二モータ・ジェネレータＭＧ２を電動機として作動させて動力のアシストを行わせることもできる。
【００５７】
第一モータ・ジェネレータＭＧ１及び第二モータ・ジェネレータＭＧ２の動力により車両を走行させることができ、この時には、内燃機関ＥＧを停止させたり、アイドル運転させたりすることができる。
【００５８】
図１２は、車両の高速定常走行時の共線図を示している。図１１に示す共線図ではサンギヤ１３１の回転軸１３６の回転数Ｎｓは正であったが、内燃機関ＥＧの回転数Ｎｅとリングギヤ１３２の回転軸１３７の回転数Ｎｒとによって、図１２の共線図ではサンギヤ１３１の回転軸１３６の回転数Ｎｓは負となっている。この時には、第一モータ・ジェネレータＭＧ１では、回転の方向とトルクの作用する方向とが同じになるから、第一モータ・ジェネレータＭＧ１は電動機として動作し、トルクＴｍ１と回転数Ｎｓとの積で表される電気エネルギを消費する。一方、第二モータ・ジェネレータＭＧ２では、回転の方向とトルクの作用する方向とが逆になるから、第二モータ・ジェネレータＭＧ２は発電機として動作し、トルクＴｍ２と回転数Ｎｒとの積で表される電気エネルギをリングギヤ３２の回転軸１３７から回生することになる。このように、本ハイブリッド車両は、プラネタリギヤの作用に基づいて種々の運転状態で走行することができる。
【００５９】
図１３は車両減速時の制御を示すフローチャートである。先ず、ステップ１０１において、車両減速時であるか否かが判断される。この判断が否定されるときにはそのまま終了する。車両減速時には、ステップ１０１の判断が肯定され、ステップ１０２において、バッテリの充電量Ｃが設定充電量Ｃ１以上であるか否かが判断される。この判断が否定されるときには、バッテリが過充電となるまで余裕があるために、ステップ１０３において、第二モータ・ジェネレータＭＧ２を発電機として作動させて回生ブレーキ力を発生させ、車両の制動エネルギを電気エネルギとしてバッテリに回収することができる。
【００６０】
ＭＧ２により回生ブレーキ力を発生させるためには、図１４に示す共線図のように、内燃機関ＥＧは単にフューエルカットされ、内燃機関ＥＧは比較的低い回転数Ｎｅ’において負のトルクＴｅ’を発生する。このときにリングギヤ１３２の回転軸１３７は回転数Ｎｒ’となっており、サンギヤ１３１の回転軸１３６は回転数Ｎｓ’となる。負のトルクＴｅ’は、前述のように分配され、サンギヤ１３１の回転軸１３６に作用すべきトルクＴｍ１と、今回の車両減速において必要な制動トルクＴｒ’（機械式ブレーキが併用される場合には、その分を小さくなる）をリングギヤ１３２の回転軸１３７に発生させることを考慮してリングギヤ１３２の回転軸１３７に作用すべきトルクＴｍ２とが求められる。第一モータ・ジェネレータＭＧ１は回転の方向とトルクＴｍ１の作用する方向とが同じになるから電動機として作動するが、第二モータ・ジェネレータＭＧ２は回転の方向とトルクＴｍ２の作用する方向とが逆になるから発電機として作動する。第二モータ・ジェネレータＭＧ２の発電量を大きくするためには（Ｔｍ２を大きくするためには）、例えばスロットル弁の開度を大きくしてポンピング損失を減少させることにより、内燃機関ＥＧにより発生する負のトルクＴｅ’の絶対値を小さくすることが好ましい。
【００６１】
一方、ステップ１０２の判断が肯定されるときには、バッテリの過充電を防止するために、第一モータ・ジェネレータＭＧ１及び第二モータ・ジェネレータＭＧ２のいずれも発電機として作動させることはできず、回生ブレーキ力を発生させることができないために、内燃機関においてエンジンブレーキを発生させることが好ましい。
【００６２】
それにより、ステップ１０４において、今回の車両減速において必要な制動トルクＴｒ”（機械式ブレーキが併用されることが考慮され、回生制動の場合と同じにはならない）をリングギヤ１３２の回転軸１３７に発生させるようなエンジンブレーキ力を内燃機関において発生させる第一目標回転数ＴＮ１が算出される。この場合のエンジンブレーキ力は、フューエルカットされてスロットル弁の開度が最小開度又は設定開度まで小さくされた状態において、第一目標回転数ＴＮ１において内燃機関に発生するポンピング損失と、第一目標回転数ＴＮ１において内燃機関の各部材間で発生する摩擦損失である。
【００６３】
次いで、ステップ１０５において、内燃機関を第一目標回転数ＴＮ１とした場合において発生する騒音及び振動が許容範囲内であるか否かが判断される。今回の車両減速において必要な制動トルクＴｒ”が設定値より小さい場合には、騒音及び振動は許容範囲内となるために、ステップ１０５の判断は肯定され、ステップ１０６において、第一モータ・ジェネレータＭＧ１を電動機として作動させて内燃機関の回転数を第一目標回転数ＴＮ１に高める。この場合において、第二モータ・ジェネレータＭＧ２は電動機としても発電機としても作動しないようにされる。
【００６４】
一方、ステップ１０５の判断が否定されるときには、振動及び騒音が許容範囲外となるために、内燃機関の回転数を第一目標回転数ＴＮ１とすることはできない。それにより、ステップ１０７において、第一目標回転数ＴＮ１より高い第二目標回転数ＴＮ２を算出する。第二目標回転数ＴＮ２は、フューエルカットされてスロットル弁の開度を最小開度又は設定開度に小さくした状態において、第一目標回転数ＴＮ１の場合に比較して小さくされた所望の実圧縮比を実現して振動及び騒音が許容範囲内とし、それにより、第一目標回転数ＴＮ１の場合に比較して圧縮行程でのポンピング損失は小さくなるが、第一目標回転数ＴＮ１の場合に比較して高回転のために吸気行程でのポンピング損失が大きくなると共に摩擦損失が増大し、今回の車両減速において必要な制動トルクＴｒ”をリングギヤ１３２の回転軸１３７に発生させるようなエンジンブレーキ力を内燃機関において発生させる回転数である。すなわち、内燃機関ＥＧにおいて、フューエルカットされてスロットル弁の開度が最小開度又は設定開度とされ、第一目標回転数ＴＮ１の場合より小さく設定された実圧縮比の第二目標回転数ＴＮ２が実現されれば、振動及び騒音は許容範囲内となり、必要な制動トルクＴｒ”をリングギヤ１３２の回転軸１３７に発生させることができる。
【００６５】
こうして、第二目標回転数ＴＮ２が算出されれば、ステップ１０８において、第二目標回転数ＴＮ２に対して定められたように現在の実圧縮比に比較して実圧縮比を低下させ、ステップ１０９において、第一モータ・ジェネレータＭＧ１を電動機として作動させて内燃機関の回転数を第二目標回転数ＴＮ２に高める。この場合において、第二モータ・ジェネレータＭＧ２は電動機としても発電機としても作動しないようにされる。
【００６６】
内燃機関の回転数を第二目標回転数ＴＮ２とした場合の共線図を図１５に示す。内燃機関ＥＧは比較的高い第二目標回転数ＴＮ２において負のトルクＴｅ”を発生する。この負のトルクＴｅ”は、前述のように分配され、今回の車両減速において必要な制動トルクＴｒ”をリングギヤ１３２の回転軸１３７に発生させる。ここで、内燃機関の回転数を第一目標回転数ＴＮ１とした場合の共線図は図１５において点線で示されており、内燃機関ＥＧは、第二目標回転数ＴＮ２より低い第一目標回転数ＴＮ１において同じ大きさの負のトルクＴｅ”を発生する（回転数の低下により摩擦損失が小さくなり、実圧縮比が高いことにより圧縮行程でのポンプ損失が大きくなる）。リングギヤ１３２の回転軸１３７の回転数は第二目標回転数ＴＮ２のときのＮｒ”と同じであり、サンギヤ１３１の回転軸１３６の回転数は第二目標回転数ＴＮ２のときのＮｓ”より低い回転数となる。
【００６７】
図１３のフローチャートのステップ１０８において、実圧縮比を低下させるのに、可変バルブタイミング機構Ｂにより吸気弁の閉弁時期を遅角させて吸気量を減少させると、圧縮行程でのポンピング損失がさらに低下するために、機械圧縮比可変機構として機能する可変圧縮比機構Ａにより機械圧縮比が小さくされる。それにより、吸気量を減少させることなく実圧縮比を低下させることができ、圧縮行程でのポンピング損失の低下が抑制されるために、エンジンブレーキ力を大きくするのに有利である。
【００６８】
こうして、本実施例では、ハイブリッド車両において、車両減速時にモータ・ジェネレータを発電機として作動させることができないときに、内燃機関によりエンジンブレーキを発生させるために、実圧縮比を変化させることなく自動変速器により変速比を大きくして機関回転数を第一目標回転数に高めるようにし、もし、それにより振動及び騒音が許容範囲外となるならば、自動変速器により変速比を大きくして機関回転数を第一目標回転数より高い第二目標回転数に高めるようにすると共に機械圧縮比可変機構により実圧縮比を低下させるようにし、振動及び騒音を許容範囲内としている。もちろん、車両減速時にモータ・ジェネレータを発電機として作動させることができないときに、内燃機関によりエンジンブレーキを発生させるために、自動変速器により変速比を大きくして機関回転数を目標回転数に高めるようにすると共に機械圧縮比可変機構により実圧縮比を低下させるようにして振動及び騒音を許容範囲内にするようにしても良い。
【００６９】
本実施例では、ハイブリッド車両の自動変速器としてプラネタリギヤが使用されているが、これは本発明を限定するものではなく、例えば、自動無段変速器（ＣＶＴ）又は自動有段変速器により内燃機関が駆動軸に接続されている場合においても、車両減速時にモータ・ジェネレータを発電機（回生ブレーキ）として作動させることができないときに、内燃機関により所望のエンジンブレーキ力を発生させるために、振動及び騒音を許容範囲内とするように機械圧縮比可変機構により実圧縮比を低下させて、自動無段変速器又は自動有段変速器により変速比を大きくして内燃機関の回転数を目標回転数へ高めるようにすれば良い。
【符号の説明】
【００７０】
ＥＧ    内燃機関
ＭＧ１    第一モータ・ジェネレータ
ＭＧ２    第二モータ・ジェネレータ
Ａ    可変圧縮比機構
Ｂ    可変バルブタイミング機構
【図１】
2012086720.tif 000003
【図２】
2012086720.tif 000004
【図３】
2012086720.tif 000005
【図４】
2012086720.tif 000006
【図５】
2012086720.tif 000007
【図６】
2012086720.tif 000008
【図７】
2012086720.tif 000009
【図８】
2012086720.tif 000010
【図９】
2012086720.tif 000011
【図１０】
2012086720.tif 000012
【図１１】
2012086720.tif 000013
【図１２】
2012086720.tif 000014
【図１３】
2012086720.tif 000015
【図１４】
2012086720.tif 000016
【図１５】
2012086720.tif 000017