(57)【要約】【課題】運転状態に応じて機関吸気通路の吸気脈動の大きさの調整が可能な火花点火式内燃機関を提供する。【解決手段】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と、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定する吸気脈動推定装置とを備える。機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさに基づいて機械圧縮比を変更することにより吸気脈動の下流側振動端の位置を変更し、吸気脈動の大きさを変化させる。【選択図】図１１
2012237294.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、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定する吸気脈動推定装置とを備え、
機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさに基づいて機械圧縮比を変更することにより吸気脈動の下流側振動端の位置を変更し、吸気脈動の大きさを変化させることを特徴とする、火花点火式内燃機関。
【請求項２】
吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変動弁機構を備え、
要求負荷が小さくなるほど燃焼室に供給される新気の量を減少させるように、吸気弁の閉弁時期が遅角される運転領域を有しており、
要求負荷が零のときに予め定められた運転状態を維持するアイドリング制御を行うように形成されており、
アイドリング制御を行っているときに吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きい場合には、機械圧縮比を変更することにより吸気脈動の大きさを減少させることを特徴とする、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
燃焼室に充填する新気の量を増加させるべき運転状態において、吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも小さい場合に、機械圧縮比を変更することにより吸気脈動の大きさを増大させることを特徴とする、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
燃焼室における点火時期を変更可能な点火時期調整装置を備え、
点火時期を変化させることにより、吸気脈動の下流側振動端の位置を変更することを特徴とする、請求項１から３のいずれか一項に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
可変圧縮比機構は、運転期間中の実際の機械圧縮比を推定する機械圧縮比検出器を含み、
吸気脈動推定装置は、実際の機械圧縮比を推定し、実際の機械圧縮比の振動の大きさに基づいて吸気脈動の大きさを推定することを特徴とする、請求項１から４のいずれか一項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】
内燃機関の燃焼室においては、空気および燃料の混合気が圧縮された状態で点火される。混合気を圧縮するときの圧縮比は、出力されるトルクおよび燃料消費量に影響を与えることが知られている。圧縮比を高くすることにより出力されるトルクを大きくしたり、燃料消費量を少なくしたりすることができる。一方で、圧縮比を高くしすぎると、ノッキング等の異常燃焼が生じることが知られている。従来の技術においては、運転期間中に圧縮比を変更することができる可変圧縮比機構と、吸気弁の開閉時期を変更可能に形成された可変バルブタイミング機構を備える内燃機関が知られている。
【０００３】
特開２００４−２３９１４６号公報においては、吸入新気量を可変にする吸入新気量可変機構と、圧縮比を可変にする可変圧縮比機構とを備え、アイドル時に目標エンジン回転数になるように吸入新気量可変機構を制御して吸入新気量を制御するエンジンが開示されている。このエンジンの吸気制御装置においては、アイドル時に吸入新気量可変機構の制御量を、可変圧縮比機構によって制御される実圧縮比に基づいて補正することが開示されている。
【０００４】
特開平４−１４０４６６号公報においては、内燃機関の吸気経路中の前流側に設けられた吸気脈動の検出用センサと、吸気経路の検出用センサよりも後流側に配置された振動板と、振動板を駆動する圧電アクチュエータと、検出用センサの信号を受けて吸気脈動の周期と振幅と検出する検出手段とを備える内燃機関の吸気構造が開示されている。この内燃機関の吸気構造においては、検出手段から信号を受けて検出された周期に対して位相をずらし、かつ検出された振幅と同一の振幅で圧電アクチュエータを発振させることにより、吸気脈動による騒音を防止することが開示されている。
【０００５】
また、特開２００９−２７０４８３号公報においては、吸入空気量の変化に応じて出力が応答良く変化する高応答型のエアフロメータを吸気管に設置し、吸気脈動や逆流も検出可能になっているエンジンが開示されている。このエンジンにおいては、各気筒の吸気行程と吸気脈動タイミングとの関係を考慮して決められた所定期間に、吸気開閉弁を閉止し、他の期間に吸気開閉弁を開放する制御を実行することが開示されている。この内燃機関においては、製造ばらつきや経時変化の影響を受けずに確実に充填効率を向上させると開示されている。
【０００６】
特開２００８−２６７２０９号公報においては、吸気マニホルド内の密度とシリンダ容積との積によりシリンダ充填空気量を算出する内燃機関のシリンダ充填空気量の算出装置が開示されている。シリンダ充填空気量を算出する装置は、実効シリンダ容積に対する吸気脈動による第１の補正係数を算出し、実効シリンダ容積に第１の補正係数を乗じて補正を行なった実効シリンダ容積を算出することが開示されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特開２００４−２３９１４６号公報
【特許文献２】特開平４−１４０４６６号公報
【特許文献３】特開２００９−２７０４８３号公報
【特許文献４】特開２００９−２５７１１７号公報
【特許文献５】特開２００８−２６７２０９号公報
【特許文献６】特開２００９−２６４２５８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
内燃機関は、アクセルペダルの踏み込み量等に対応する要求負荷に応じて、燃料の噴射量や吸入空気量などの内燃機関の運転状態が定められる。内燃機関の運転期間中には、運転者からの要求負荷が零の運転状態が存在する。例えば、車輪を回転させるための要求負荷が零の無負荷運転状態としてアイドリングの運転状態が存在する。アイドリングの運転状態においては、例えば機関回転数が予め定められた範囲内になるように内燃機関が制御される。
【０００９】
内燃機関の機械圧縮比を変更する可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を変更する可変動弁機構とを備える内燃機関においては、アイドリング運転の期間中には熱効率の向上のために機械圧縮比を高くすることが好ましい。また、吸気損失を小さくするために、吸気弁の閉弁時期を調整することにより吸入空気量を少なくすることが好ましい。
【００１０】
吸入空気量をスロットル弁のみで制御する通常の内燃機関では、アイドリングの運転期間中に吸気脈動は生じにくい。ところが、吸気弁の閉弁時期により吸入空気量を調整する内燃機関においては、例えば、ピストンが下死点に位置する時期よりも遅い時期に吸気弁が閉弁される。アイドリングの運転状態においては、機関回転数が小さいために、吸入空気量も小さく設定される。吸気弁の閉弁時期は最も遅角側に設定される。ピストンが下死点から上死点に向かう期間中には吸気弁が開いた時期が有り、機関吸気通路に対して吹き戻しが発生する。このために、可変圧縮比機構と可変動弁機構とを備える内燃機関においては、アイドリングの運転期間中でも吸気脈動が発生しやすいという特性を有する。
【００１１】
また、アイドリングの運転状態においては、要求負荷が零であるために機関回転数は低く抑えられる。燃焼室に流入する吸入空気量は高精度な制御が必要である。特に、アイドリングの運転状態においては、出力されるトルクの高精度な制御性が要求される。このために、例えば、燃料噴射量を調整することにより、吸気脈動による吸入空気量の変動を補正することが難しいという問題がある。
【００１２】
このように、アイドリングの運転期間中に吸気脈動が生じることにより、機関回転数等を安定させることが難しくなるという問題がある。機関回転数の収束性が悪くなり、騒音や振動が生じる場合がある。更に、吸気脈動により燃焼室に流入する新気の量が一時的に少なくなって、内燃機関が停止するエンストが生じる虞がある。または、吸気脈動により燃焼室に流入する新気の量が一時的に多くなって、機関回転数が過上昇するオーバーランが生じる虞がある。
【００１３】
一方で、内燃機関の運転状態には、燃焼室に流入する新気の量を多くすることが好ましい場合がある。たとえば、要求負荷が大きい場合などにおいては、燃焼室に供給する新気の量を多くすることが好ましい。すなわち充填効率を高めることが好ましい。充填効率を高めたい場合に、吸気脈動により燃焼室に供給する新気の量を大きくすることができれば好ましい。
【００１４】
本発明は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を備え、運転状態に応じて機関吸気通路の吸気脈動の大きさの調整が可能な火花点火式内燃機関を供給することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１５】
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と、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定する吸気脈動推定装置とを備える。機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさに基づいて機械圧縮比を変更することにより吸気脈動の下流側振動端の位置を変更し、吸気脈動の大きさを変化させる。
【００１６】
上記発明においては、吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変動弁機構を備え、要求負荷が小さくなるほど燃焼室に供給される新気の量を減少させるように、吸気弁の閉弁時期が遅角される運転領域を有しており、要求負荷が零のときに予め定められた運転状態を維持するアイドリング制御を行うように形成されており、アイドリング制御を行っているときに吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きい場合には、機械圧縮比を変更することにより吸気脈動の大きさを減少させることができる。
【００１７】
上記発明においては、燃焼室に充填する新気の量を増加させるべき運転状態において、吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも小さい場合に、機械圧縮比を変更することにより吸気脈動の大きさを増大させることができる。
【００１８】
上記発明においては、燃焼室における点火時期を変更可能な点火時期調整装置を備え、点火時期を変化させることにより、吸気脈動の下流側振動端の位置を変更することができる。
【００１９】
上記発明においては、可変圧縮比機構は、運転期間中の実際の機械圧縮比を推定する機械圧縮比検出器を含み、吸気脈動推定装置は、実際の機械圧縮比を推定し、実際の機械圧縮比の振動の大きさに基づいて吸気脈動の大きさを推定することができる。
【発明の効果】
【００２０】
本発明によれば、運転状態に応じて機関吸気通路の吸気脈動の大きさの調整が可能な可変圧縮比機構を備える火花点火式内燃機関を供給することができる。
【図面の簡単な説明】
【００２１】
【図１】実施の形態における内燃機関の概略全体図である。
【図２】実施の形態における可変圧縮比機構の概略分解斜視図である。
【図３】（Ａ）から（Ｃ）は、実施の形態における機械圧縮比の変化を説明する可変圧縮比機構の概略断面図である。
【図４】実施の形態における可変バルブタイミング機構を説明する概略図である。
【図５】実施の形態における吸気弁および排気弁の開閉時期を説明するグラフである。
【図６】（Ａ）は機械圧縮比の説明図、（Ｂ）は実圧縮比の説明図、および（Ｃ）は膨張比の説明図である。
【図７】実施の形態における内燃機関の膨張比と理論熱効率との関係を説明するグラフである。
【図８】（Ａ）は通常の運転サイクルの説明図であり、（Ｂ）は超高膨張比サイクルの説明図である。
【図９】実施の形態における内燃機関の運転制御のグラフである。
【図１０】（Ａ）は、アイドリング運転の期間中に、吸気脈動が大きくなっているときの説明図であり、（Ｂ）は、実施の形態における第１の振動端変更制御を行なったときの説明図である。
【図１１】実施の形態の内燃機関において、アイドリングの運転状態における吸気脈動を抑制する制御のフローチャートである。
【図１２】実施の形態における吸気脈動の大きさを推定する制御を説明するタイムチャートである。
【図１３】実施の形態における吸気脈動の大きさを推定する他の制御を説明するタイムチャートである。
【図１４】比較例における吸気脈動が生じていない時の運転状態を説明するタイムチャートである。
【図１５】（Ａ）は、アイドリング運転の期間中に吸気脈動が大きくなっているときの説明図であり、（Ｂ）は、実施の形態における第２の振動端変更制御を行なったときの説明図である。
【図１６】気筒内における点火時期と、内燃機関の出力および排気圧力との関係を説明するグラフである。
【発明を実施するための形態】
【００２２】
図１から図１６を参照して、実施の形態における内燃機関について説明する。本実施の形態における内燃機関は、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変更可能な可変動弁機構とを備え、低負荷の領域において膨張比を大きくする超高膨張比制御を行う。
【００２３】
図１は、本実施の形態における内燃機関の概略全体図である。本実施の形態における内燃機関は、クランクケース１、シリンダブロック２、およびシリンダヘッド３を備える。シリンダブロック２の内部に形成された穴部には、ピストン４が配置されている。ピストン４の頂面とシリンダヘッド３に囲まれる燃焼室５の頂面中央部には、点火栓６が配置されている。シリンダヘッド３には、吸気ポート８および排気ポート１０が形成されている。吸気ポート８の端部には吸気弁７が配置されている。排気ポート１０の端部には、排気弁９が配置されている。吸気ポート８は、吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結されている。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内に直接的に燃料を噴射するように配置されていても構わない。
【００２４】
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に連結されている。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が配置されている。また、吸気ダクト１４内には、例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８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に連結されている。排気マニホルド１９には空燃比センサ２１が配置されている。
【００２５】
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が設けられている。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。本実施の形態における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動弁機構としての可変バルブタイミング機構を含む。
【００２６】
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との間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられている。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が取付けられている。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。
【００２７】
本実施の形態における内燃機関の制御装置は、電子制御ユニット３０を含む。本実施の形態における電子制御ユニット３０は、デジタルコンピュータを含む。デジタルコンピュータは、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を含む。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。負荷センサ４１の出力により要求負荷を検出することができる。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が接続されている。クランク角センサ４２の出力により、機関回転数を検出することができる。
【００２８】
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のアクチュエータ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。これらの装置は、電子制御ユニット３０により制御されている。
【００２９】
図２に、図１に示す可変圧縮比機構の分解斜視図を示す。図３に、可変圧縮比機構の作用を説明する内燃機関の概略断面図を示す。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が形成されている。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の間に嵌合される複数個の突出部５２が形成されている。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。
【００３０】
本実施の形態における可変圧縮比機構は、一対のカムシャフト５４，５５を含む。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が延びている。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、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。カム回転角度センサ２５の出力は、電子制御ユニット３０に入力される。
【００３１】
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ように、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。
【００３２】
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。
【００３３】
図３（Ａ）から図３（Ｃ）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。
【００３４】
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。
【００３５】
なお、本実施の形態における可変圧縮比機構は、クランクケースを含む下部構造物に対して、シリンダブロックを相対的に移動させているが、この形態に限られず、可変圧縮比機構は、機械圧縮比を変更可能な任意の機構を採用することができる。
【００３６】
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。本実施の形態における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さ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とを備えており、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。
【００３７】
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。
【００３８】
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が右方に移動させられ、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される。
【００３９】
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が左方に移動させられ、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される。
【００４０】
回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転し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され、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たり、遅角させたりすることができる。
【００４１】
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る。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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【００４６】
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。
【００４７】
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。
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。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。
【００５１】
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す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。
【００５２】
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。
【００５３】
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まで減少する。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。
【００５４】
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。
【００５５】
次に、図９を参照して、本実施の形態における運転制御例について説明する。図９は、超高膨張比制御の一般的な運転制御全般について概略的に説明するグラフである。図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた要求吸入空気量、吸気弁の閉弁時期、膨張比（機械圧縮比）、実圧縮比およびスロットル弁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。
【００５６】
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、吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される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。
【００５７】
一方で、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機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大される。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、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。
【００５８】
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される。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の容積が減少する。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。
【００５９】
機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大する。図９に示す内燃機関においては、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。
【００６０】
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。
【００６１】
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、このときに、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。
【００６２】
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まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動されることになる。
【００６３】
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。
【００６４】
本実施の形態における内燃機関は、運転者による要求負荷が零のときに、予め定められた運転状態を維持するアイドリング制御を行うように形成されている。アイドリング制御においては、たとえば、予め定められた機関回転数を維持するように制御される。
【００６５】
図９に示すように、本実施の形態の内燃機関においては、アイドリング運転を行なう場合には、機械圧縮比が予め定められた高い機械圧縮比に維持されている。吸気弁の閉弁時期は、予め定められた最も遅角された時期にて維持されている。吸入空気量の調整は、スロットル弁の開度を調整することにより行われる。
【００６６】
アイドリング運転の期間中には、吸気弁の閉弁時期は、ピストンが下死点に位置する時期よりも遅く設定されている。ピストンが上死点に向かって上昇しているときにも吸気弁が開いている期間があり、一旦、気筒内に流入した新気の一部が機関吸気通路に逆流する場合がある。このために、機関吸気通路において吸気脈動が生じ易く、燃焼室に充填される吸入空気量が不安定になり、運転状態が不安定になる場合がある。
【００６７】
本実施の形態の内燃機関においては、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定する吸気脈動推定装置を備えている。内燃機関は、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定し、推定した吸気脈動の大きさに基づいて機械圧縮比を変更することにより、吸気脈動の下流側振動端の位置を変化させる。下流側振動端の位置が変化することにより、吸気脈動の大きさを変化させる振動端変更制御を行うことができる。内燃機関は、運転状態に応じて吸気脈動の大きさを変化させることができる。
【００６８】
本実施の形態のアイドリング運転の期間中には、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きい場合は、機械圧縮比を変更することにより、吸気脈動の下流側振動端を変更し、吸気脈動の大きさを減少させる。吸気脈動を抑制する第１の振動端変更制御を行う。
【００６９】
図１０に、本実施の形態における吸気脈動を抑制する第１の振動端変更制御を行う前後の状態の説明図を示す。図１０（Ａ）は、内燃機関がアイドリングの運転状態であるときに、吸気脈動が生じているときの説明図である。図１０（Ｂ）は、本実施の形態における第１の振動端変更制御を行なったときの説明図である。
【００７０】
図１０（Ａ）を参照して、アイドリングの運転状態においては、機械圧縮比は高圧縮比に維持されている。左側の端部は吸気脈動の上流側振動端であり、本実施の形態においては、エアクリーナの位置に相当する。下流側には、ピストンが移動するときの上死点および下死点が示されている。ピストンは、上死点と下死点との間の移動範囲Ｒにて移動する。移動範囲Ｒは、ピストンの行程容積に対応する。また、吸気弁の位置は燃焼室の入口に相当する。吸気弁の位置とピストンの上死点との間の領域は、燃焼室に対応する。
【００７１】
図１０（Ａ）に示される例では、上流側振動端を振動の節として吸気脈動が生じている。吸気脈動の下流側振動端は、例えばピストンの冠面であり、図１０においては、燃焼サイクルにおいて平均化したサイクル平均の下流側振動端の位置が示されている。図１０（Ａ）においては、下流側振動端と吸気脈動の節の位置とが一致している。上流側振動端と下流側振動端との間の距離が、吸気脈動の波長の整数倍になっている。このような場合には、吸気脈動が大きくなり、例えば、吸気脈動の振幅が大きくなる。
【００７２】
サイクル平均の下流側振動端となる位置としては、例えば、ピストンの移動端である上死点と下死点とのほぼ中間位置を例示することができる。または、例えば、下流側振動端は、筒内圧力や吸気弁の開閉時期および排気弁の開閉時期の関数として定めることができる。
【００７３】
本実施の形態の内燃機関においては、アイドリングの運転状態のときに、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きくなったことを検出して、下流側振動端を移動させる振動端変更制御を行う。本実施の形態の振動端変更制御は、機械圧縮比を変更する制御を含む。
【００７４】
図１０（Ｂ）を参照して、本実施の形態においては機械圧縮比を低くする制御を行っている。ピストンの上死点および下死点の位置は、エアクリーナから離れる方向に移動する。下流側振動端は、矢印１１１に示すように、上流側振動端から離れる方向に移動する。このため、吸気脈動の節の位置から下流側振動端を離すことができて、吸気脈動の大きさを減少させることができる。たとえば、吸気脈動の振幅を小さくすることができる。
【００７５】
本実施の形態においては、機械圧縮比を高圧縮比から低下させているが、この形態に限られず、機械圧縮比を上昇させても構わない。例えば、可変圧縮比機構の達成可能な限界機械圧縮比に対する余裕を考慮して、限界機械圧縮比よりも低い圧縮比にてアイドリング運転を行なう場合がある。このような場合においては、アイドリングの運転状態においても機械圧縮比をさらに上昇することができる。すなわち、機械圧縮比を上昇させることによっても、振動端変更制御を行なうことができる。
【００７６】
図１１に、本実施の形態における第１の振動端変更制御のフローチャートを示す。図１１に示す制御は、例えば、運転期間中に予め定められた時間間隔ごとに繰り返して行なうことができる。
【００７７】
ステップ１０１においては、内燃機関がアイドリングの運転状態であるか否かを判別する。ステップ１０１において、内燃機関がアイドリング制御を行なっていない場合には、この制御を終了する。ステップ１０１において、内燃機関がアイドリング制御を行なっている場合には、ステップ１０２に移行する。
【００７８】
ステップ１０２においては、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定する。ステップ１０３において、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きいか否かを判別する。吸気脈動が大きいか否かを判別する。
【００７９】
図１２に、本実施の形態における吸気脈動の大きさの推定を説明するタイムチャートを示す。図１２は、徐々に吸気脈動が大きくなっている運転状態を例示している。本実施の形態の吸気脈動推定装置は、機関吸気通路に配置されている吸入空気量検出器１８の出力により吸気脈動の大きさを推定する。
【００８０】
本実施の形態においては、吸入空気流量を検出し、検出した吸入空気流量の変化からそれぞれの時刻における中央値を算出する。また、中央値に対して、予め定められた判定基準値を加減した値を設定する。中央値から判定基準値を減算した値を下限値と称し、中央値から判定基準値を加算した値を上限値と称する。
【００８１】
本実施の形態においては、吸気脈動の振幅の大きさを推定し、振幅の大きさが予め定められた振幅の判定値以内である場合には、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値以内であると判別する。振幅の判定値としては、たとえば、吸入空気流量の上限値から下限値を減算した値（判定基準値×２）を採用することができる。
【００８２】
時刻ｔａ１や時刻ｔａ５等には、上限値（中央値＋判定値基準値）と下限値（中央値−判定基準値）との範囲内にて吸気脈動が生じている。吸入空気流量の振幅は、振幅の判定値以下であり、吸気脈動の大きさが脈動判定値以内であると判別することができる。吸入空気流量が大きくなっている時刻ｔａ１の値から、吸入空気流量が小さくなっている時刻ｔａ４の値を減算することにより、振幅の大きさを推定することができる。この振幅の大きさと振幅の判定値と比較することができる。
【００８３】
これに対して、時刻ｔｂ１以降においては、吸気脈動の振幅が大きくなっている。例えば、吸入空気流量が大きくなっている時刻ｔｂ３の値から、吸入空気流量が小さくなっている時刻ｔｂ１の値を減算することにより、振幅の大きさを推定することができる。時刻ｔｂ１においては、吸入空気流量が下限値より小さくなっている。時刻ｔｂ３においては、吸入空気流量が上限値よりも大きくなっている。このため、吸入空気流量の振幅が予め定められた振幅の判定値を超えている。このために、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きいと判別することができる。
【００８４】
図１１を参照して、ステップ１０３において、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値以下である場合には、この制御を終了する。吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きい場合には、ステップ１０４に移行する。
【００８５】
ステップ１０４においては、振動端変更制御を行う。本実施の形態の振動端変更制御においては、図１０を参照して、上流側振動端と下流側振動端との間の距離（サイクル平均の振動端同士の長さ）を変更する。第１の振動端変更制御では、サイクル平均の振動端同士の長さが吸気脈動の波長の整数倍になることを回避するように、機械圧縮比を低下させる制御を行う。機械圧縮比の変更量は、例えば、予め定められた量を採用することができる。または、振動端同士の間の領域における吸気脈動の波長または吸気脈動の周期等を推定し、機械圧縮比の変更量を定めることができる。
【００８６】
本実施の形態においては、アイドリング制御を行なっている期間中に吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きい場合には機械圧縮比を変更することにより、吸気脈動を抑制することができる。
【００８７】
吸気脈動の大きさの判別方法としては、上記の吸入空気流量の振幅を推定する方法に限られず、吸気脈動の大きさの判別が可能な任意の方法を採用することができる。例えば、吸入空気流量が下限値および上限値のうち少なくとも一方を越えた場合に、吸気脈動の大きさが脈動判定値を越えたと判別することができる。また、吸気脈動の大きさとしては、上記の吸入空気流量の振幅に限られず、たとえば、吸入空気流量の振動の加速度等を採用することができる。
【００８８】
図１３に、本実施の形態の他の吸気脈動推定装置におけるタイムチャートを示す。他の吸気脈動推定装置では、実際の機械圧縮比を推定し、実際の機械圧縮比の変化に基づいて、吸気脈動の大きさを推定する。図１３には、可変圧縮比機構の駆動モータ５９への供給電圧、気筒内の圧力（サイクル平均値）、および実際に推定した機械圧縮比の値を示している。
【００８９】
本実施の形態における可変圧縮比機構は、運転期間中の実際の機械圧縮比を推定する機械圧縮比検出器を含む。本実施の形態における機械圧縮比検出器は、クランクケース１とシリンダブロック２との間の相対位置を検出する相対位置センサ２２を含む。実際の機械圧縮比は、相対位置センサ２２の出力（図１参照）により推定することができる。
【００９０】
時刻ｔｘまでは、機械圧縮比をほぼ一定に維持している。本実施の形態における可変圧縮比機構は、図示しない機械圧縮比の固定機構を備えている。このために、機械圧縮比を一定に保つ期間中には、実際の機械圧縮比に振動は生じずにほぼ一定の値で維持される。時刻ｔｘにおいて、固定機構による機械圧縮比の固定を解除している。時刻ｔｘにおいて、可変圧縮比機構の駆動モータに供給する電圧を上昇させている。本実施の形態においては、実際の機械圧縮比を徐々に上昇させる制御を行なっている。
【００９１】
図１４に、機関吸気通路に吸気脈動が生じない比較例のタイムチャートを示す。時刻ｔｘにおいて駆動モータへの供給電圧を上昇させている。時刻ｔｘまでは、気筒内圧力がほぼ一定であり、実際の機械圧縮比もほぼ一定である。時刻ｔｘにおいて、可変圧縮比機構の駆動モータに電力を供給することにより、気筒内の圧力および機械圧縮比は徐々に上昇する。気筒内の圧力および機械圧縮比は、ほぼ一定の割合で直線状に上昇する。
【００９２】
図１３を参照して、機関吸気通路に吸気脈動が生じている場合には、時刻ｔｘ以降においても気筒内圧力が振動する。気筒内の圧力は、振動しながら徐々に上昇する。ところで、気筒内の圧力が振動することにより、例えば、ピストンが上死点に到達したときの燃焼室の大きさも変化する。気筒内の圧力により気筒内の壁面が押圧されるために、気筒内の体積が僅かに変化する。本実施の形態においては、クランクケースに対するシリンダブロックの相対位置が小さく変化する。本実施の形態における相対位置センサは、このような小さな変化も検出可能に形成されている。振動により気筒内圧力が上昇すると機械圧縮比が低くなる。このように、吸気脈動が生じて気筒内圧力が脈動すると、実際の機械圧縮比も振動しながら上昇する。
【００９３】
本実施の形態の他の吸気脈動推定装置においては、実際の機械圧縮比を推定し、実際の機械圧縮比の振動の大きさに基づいて吸気脈動の大きさを推定する。実際の機械圧縮比の振動の大きさが予め定められた振動判定値よりも大きい場合に、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きいと判別する。図１３の運転例においては、機械圧縮比が上昇している期間における中央値を算出し、中央値に対して、予め定められた判定基準値を加減した値を上限値および下限値としている。
【００９４】
例えば、時刻ｔｄ１においては、実際の機械圧縮比が上限値を超えている。また、時刻ｔｄ２においては実際の機械圧縮比が下限値未満になっている。実際の機械圧縮比の振幅の大きさが、振幅の判定値よりも大きいと判別することができる。この場合に、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きいと判別することができる。
【００９５】
本実施の形態の他の吸気脈動推定装置においては、吸気脈動に実質的に影響しない程度に機械圧縮比をゆっくりと変化させている。吸気脈動の大きさを推定する制御においては、可変圧縮比機構の固定機構を解除し、機械圧縮比がほぼ一定の状態で、実際の機械圧縮比の振動の大きさを推定しても構わない。
【００９６】
なお、本実施の形態においては、機械圧縮比を変更することにより、吸気脈動の下流側振動端の位置を変更しているが、この形態に限られず、任意の方法により下流側振動端の位置を変更することができる。次に、燃焼室における点火時期を変更することにより、下流側振動端の位置を変更する第２の振動端変更制御について説明する。
【００９７】
図１５に、本実施の形態における第２の振動端変更制御を行う前後の状態の説明図を示す。図１５（Ａ）は、アイドリング状態において、吸気脈動が生じているときの概略図である。下流側振動端の位置と吸気脈動の節の位置とが重なっている。吸気脈動が大きくなっている。
【００９８】
図１６に、本実施の形態における内燃機関の点火時期と、内燃機関の出力（トルク）および排気圧力の関係を説明するグラフを示す。内燃機関は、点火時期に応じて出力が変化する。内燃機関は、出力が最大になる点火時期ＭＢＴ（Minimum Advance for Best Torque）を有する。本実施の形態においては、矢印１１２に示すように、点火時期θ１から点火時期θ２に遅角する制御を行う。点火時期θ１から点火時期θ２に移行することにより、出力されるトルクをほぼ同じに維持することができる。すなわち、点火時期を遅角しても、機関回転数をほぼ一定に保つことができる。
【００９９】
一方で、点火時期を遅くすることにより、排気圧力を下げることができる。排気圧力が下がることにより、前回の燃焼サイクルの排気ガスが燃焼室内に存在する量（内部ＥＧＲ量）を少なくすることができる。この結果、気筒内圧力（サイクル平均）を下げることができる。気筒内の空気が柔らかくなるために、上流側振動端と下流側振動端との振動端同士の距離を長くすることができる。
【０１００】
図１５（Ｂ）は、第２の振動端変更制御を行ったときの概略図である。図１５（Ｂ）は、燃焼室において点火する時期を点火時期θ１から点火時期θ２に移行したときの説明図である。点火時期を変更することにより、矢印１１３に示すように、下流側振動端を上流側振動端から遠ざけることができる。下流側振動端の位置を、吸気脈動の振動の節の位置から外すことができる。この結果、吸気脈動を抑制することができる。上記の第２の振動端変更制御においては、点火時期を遅角しているが、この形態に限られず、点火時期を進角しても構わない。
【０１０１】
また、本実施の形態における第２の振動端変更制御は、本実施の形態における第１の振動端変更制御と組み合わせることができる。すなわち、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定して、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きい場合には、機械圧縮比を変更するとともに、点火時期を変更することができる。
【０１０２】
ところで、上述の実施の形態においては、アイドリングの運転状態において、吸気脈動を抑制する振動端変更制御について説明を行ったが、この形態に限られず、吸気脈動を積極的に利用して、吸気脈動を大きくする振動端変更制御を行なうことができる。燃焼室に充填する新気の量を増加させるべき運転状態においては、吸気脈動を大きくして、燃焼室に流入する新気の量を増加させることができる。たとえば、運転者による要求負荷や要求吸入空気量がほぼ最大の場合は、燃焼室における充填効率を高めることが好ましい。
【０１０３】
本実施の形態の内燃機関においては、燃焼室に充填する新気の量を増加させるべき運転状態において、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも小さい場合には、吸気脈動の大きさを増大させる第３の振動端変更制御を行うことができる。第３の振動端変更制御においては、たとえば、機械圧縮比を変更することにより、吸気脈動の大きさを増大させる制御を行なうことができる。下流側振動端を吸気脈動の節の位置を合わせる制御を行なうことができる。この場合には、機関吸気通路に生じている吸気脈動の周期や波長を推定する推定装置を有することが好ましい。
【０１０４】
吸気脈動の周期や波長は、例えば、吸入空気流量、機関回転数、吸気弁と排気弁とのバルブオーバーラップ量、および、スロットル弁の開度（スロットル弁の開口面積）等から推定することができる。このような公知の方法により、吸気脈動の周期や波長等を推定し、下流側振動端を吸気脈動の節となる位置に向かって移動させて、吸気脈動を大きくする制御を行なうことができる。この制御を行なうことにより、多くの新気を燃焼室に充填することができる。また、吸気脈動を大きくする制御を行う場合にも、燃焼室における点火時期を変更することにより、吸気脈動の大きさを増大することができる。
【０１０５】
本実施の形態においては、可変圧縮比機構と可変動弁機構とを備える内燃機関を例示して説明を行なったが、この形態に限られず、可変動弁機構を有していない内燃機関にも本発明を適用することができる。
【０１０６】
本実施の形態においては、車両に取り付けられている内燃機関を例示して説明を行なったが、この形態に限られず、任意の装置や設備等に配置されている内燃機関に本発明を適用することができる。
【０１０７】
更に、上記のそれぞれの実施の形態は、適宜組み合わせることができる。上述のそれぞれの図において、同一または相当する部分には同一の符号を付している。なお、上記の実施の形態は例示であり発明を限定するものではない。また、実施の形態においては、特許請求の範囲に示される変更が含まれている。
【符号の説明】
【０１０８】
１    クランクケース
２    シリンダブロック
４    ピストン
５    燃焼室
７    吸気弁
１５    エアクリーナ
１７    スロットル弁
１８    吸入空気量検出器
２２    相対位置センサ
２３    バルブタイミングセンサ
３０    電子制御ユニット
５１    挿入孔
５３    挿入孔
５４    カムシャフト
５６    円形カム
５７    偏心軸
５８    円形カム
５９    駆動モータ
７６    進角用油圧室
７７    遅角用油圧室
７８    作動油供給制御弁
Ａ    可変圧縮比機構
Ｂ    可変バルブタイミング機構
【図１】
2012237294.tif 000003
【図２】
2012237294.tif 000004
【図３】
2012237294.tif 000005
【図４】
2012237294.tif 000006
【図５】
2012237294.tif 000007
【図６】
2012237294.tif 000008
【図７】
2012237294.tif 000009
【図８】
2012237294.tif 000010
【図９】
2012237294.tif 000011
【図１０】
2012237294.tif 000012
【図１１】
2012237294.tif 000013
【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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