(57)【要約】【課題】吸気多弁式の内燃機関において、互いに隣接する少なくとも二つの吸気ポートを有し、一方の吸気ポートの内壁における他方の吸気ポートとは反対側に凹部を形成することなく、二つの吸気ポートから供給される吸気により強いスワール流が気筒内に形成されるようにする。【解決手段】一方の吸気ポート８ａの気筒内開口回りにおける他方の吸気ポート８ｂとは反対側には、開弁時の吸気弁を覆うマスク壁Ｗが形成され、一方の吸気ポートから供給される吸気Ｆ１がマスク壁によりシリンダボアに沿って他方の吸気ポートの気筒内開口方向に案内されるようにし、他方の吸気ポートは、シリンダボアに沿って一方の吸気ポートの気筒内開口とは反対側へ吸気Ｆ２を供給する。【選択図】図４
2013130177.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
互いに隣接する少なくとも二つの吸気ポートを有し、一方の前記吸気ポートの気筒内開口回りにおける他方の前記吸気ポートとは反対側には、開弁時の吸気弁を覆うマスク壁が形成され、前記一方の吸気ポートから供給される吸気が前記マスク壁によりシリンダボアに沿って前記他方の吸気ポートの気筒内開口方向に案内されるようにし、前記他方の吸気ポートは、シリンダボアに沿って前記一方の吸気ポートの気筒内開口とは反対側へ吸気を供給することを特徴とする吸気多弁式の内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、吸気多弁式の内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
吸気二弁式の内燃機関において、二つの吸気弁を介して気筒内へ供給される吸気によって気筒内に強いスワール流を形成することが望まれている。そのために、互いに隣接する二つの吸気ポートにおいて、一方の吸気ポートの内壁には、他方の吸気ポートとは反対側に凹部が形成され、一方の吸気ポートから気筒内へ供給される吸気が凹部によりシリンダボアに沿って他方の吸気ポートの気筒内開口方向に案内されるようにすると共に、他方の吸気ポートから気筒内へ供給される吸気がシリンダボアに沿って一方の吸気ポートの気筒内開口とは反対側へ供給されるようにし、これらの吸気によって気筒内に強いスワール流を形成するようにした吸気二弁式の内燃機関が公知である（特許文献１参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開平０８−１５８８７３
【特許文献２】特開平０６−２９９８５８
【特許文献３】特開２０１０−２６１３１４
【特許文献４】特開２００７−２３９６０４
【特許文献５】特開２００５−０４２６７３
【特許文献６】特開平１０−１８４３７０
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
前述の吸気二弁式の内燃機関において、一方の吸気ポートの内壁における他方の吸気ポートとは反対側に凹部を形成すると、この凹部と干渉しないようにするために、シリンダヘッドの冷却水通路が気筒中心から離間することとなり、気筒上部略中心に位置する点火プラグの冷却が不十分となってプレイグニッションが発生し易くなる。
【０００５】
従って、本発明の目的は、吸気多弁式の内燃機関において、互いに隣接する少なくとも二つの吸気ポートを有し、一方の吸気ポートの内壁における他方の吸気ポートとは反対側に凹部を形成することなく、二つの吸気ポートから供給される吸気により強いスワール流が気筒内に形成されるようにすることである。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明による請求項１に記載の吸気多弁式の内燃機関は、互いに隣接する少なくとも二つの吸気ポートを有し、一方の前記吸気ポートの気筒内開口回りにおける他方の前記吸気ポートとは反対側には、開弁時の吸気弁を覆うマスク壁が形成され、前記一方の吸気ポートから供給される吸気が前記マスク壁によりシリンダボアに沿って前記他方の吸気ポートの気筒内開口方向に案内されるようにし、前記他方の吸気ポートは、シリンダボアに沿って前記一方の吸気ポートの気筒内開口とは反対側へ吸気を供給することを特徴とする。
【発明の効果】
【０００７】
本発明による請求項１に記載の吸気多弁式の内燃機関によれば、互いに隣接する少なくとも二つの吸気ポートを有し、一方の吸気ポートの気筒内開口回りにおける他方の吸気ポートとは反対側には、開弁時の吸気弁を覆うマスク壁が形成され、一方の吸気ポートから供給される吸気がマスク壁によりシリンダボアに沿って他方の吸気ポートの気筒内開口方向に案内されるようにし、他方の吸気ポートは、シリンダボアに沿って一方の吸気ポートの気筒内開口とは反対側へ吸気を供給するようになっているために、二つの吸気ポートから供給される吸気により気筒内に強いスワール流を形成することができる。こうして、一方の吸気ポートの内壁における他方の吸気ポートとは反対側に凹部を形成する必要はないために、凹部と干渉しないようにシリンダヘッドの冷却水通路を気筒中心から離間させて、気筒上部略中心に位置する点火プラグの冷却が不十分となることはない。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【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】シリンダヘッドの概略気筒内底面図である。
【図５】吸気弁の開弁状態を示す概略側面図である。
【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。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
図１は本発明による吸気多弁式の内燃機関の側面断面図を示す。本内燃機関は、可変圧縮比機構を備えている。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。
【００１０】
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とスロットル弁１７の上流側には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。
【００１１】
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。
【００１２】
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は、電磁又は油圧アクチュエータとして構成され、任意の時期に吸気弁７を開閉させることができると共に、必要に応じて吸気弁開弁時の最大リフト量も変化させることができる。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。
【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、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、可変バルブタイミング機構Ｂ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、可変バルブタイミング機構Ｂ、および過給器２８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。
【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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
図４は、本実施形態の内燃機関のシリンダヘッドの概略気筒内底面図（ピストン側から見た図）である。本内燃機関は、吸気多弁式であり、例えば、二つの吸気弁７ａ及び７ｂを有している。各吸気弁７ａ及び７ｂに対応して、シリンダヘッド３には、二つの吸気ポート８ａ及び８ｂが形成されている。
【００２１】
これら二つの吸気ポート８ａ及び８ｂから気筒内へ供給される吸気によって気筒内に強いスワール流を生成することが好ましい。スワール流のような気流を、吸気行程において消滅しないように強くして、圧縮行程後半においても気筒内に持続させることができれば、圧縮行程末期にピストン４により押し潰すことにより気筒内に乱れを発生させることができ、燃焼速度の速い良好な燃焼が実現可能となる。
【００２２】
互いに隣接する二つの吸気ポートから気筒内へ供給される吸気流により強いスワール流を気筒内に生成するためには、二つの吸気流を互いに衝突させないようにしなければならず、そのためには、図４に示すように、一方の吸気ポート８ａから気筒内へ供給される吸気流Ｆ１は、シリンダボアに沿って他方の吸気ポート８ｂの気筒内開口方向に案内されるようにすると共に、他方の吸気ポート８ｂから気筒内へ供給される吸気流Ｆ２は、シリンダボアに沿って一方の吸気ポート８ａの気筒内開口とは反対側へ供給されるようにしなければならない。例えば、一方の吸気ポート８ａはストレートポートとすることができ、他方の吸気ポート８ｂはヘリカルポートとすることができる。
【００２３】
他方の吸気ポート８ｂの内壁における一方の吸気ポート８ａとは反対側に突出部８ｃを形成することにより、他方の吸気ポート８ｂから気筒内へ供給される吸気流Ｆ２は、他方の吸気ポート８ｂを通過する間において、矢印で示すように、突出部８ｃに沿って進行して、容易にシリンダボアに沿って一方の吸気ポート８ａの気筒内開口とは反対側へ供給されるようにすることができる。
【００２４】
一方の吸気ポート８ａから気筒内へ供給される吸気流Ｆ１を、シリンダボアに沿って他方の吸気ポート８ｂの気筒内開口方向に案内されるようにするには、一方の吸気ポート８ａの内壁における他方の吸気ポートとは反対側に凹部を形成すれば良いが、このように凹部を形成すると、シリンダヘッドの冷却水通路は、凹部と干渉しないようにしなければならず、気筒中心から離間することとなり、気筒上部略中心に位置する点火プラグ６の冷却が不十分となってプレイグニッションが発生し易くなる。
【００２５】
本実施形態の内燃機関では、図４に示すように、一方の吸気ポート８ａの気筒内開口回りにおける他方の吸気ポート８ｂとは反対側には、開弁時の吸気弁を覆うマスク壁Ｗが形成され、一方の吸気ポートから供給される吸気流Ｆ１がマスク壁Ｗによりシリンダボアに沿って他方の吸気ポート８ｂの気筒内開口方向に案内されるようにし、他方の吸気ポート８ｂから気筒内へ供給される吸気流Ｆ２と共に気筒内に強いスワール流を生成するようになっている。
【００２６】
それにより、一方の吸気ポート８ａの内壁における他方の吸気ポート８ｂとは反対側に凹部を形成する必要はないために、凹部と干渉しないようにシリンダヘッドの冷却水通路を気筒中心から離間させて、気筒上部略中心に位置する点火プラグの冷却が不十分となることはない。
【００２７】
図５は、一方の吸気弁７ａの開弁状態を示す概略側面図である。実線で示す吸気弁７ａの開弁に際して、マスク壁Ｗは、開弁時の吸気弁７ａの他方の吸気ポート８ｂとは反対側を覆うために、一方の吸気ポート７ａから気筒内へ供給される吸気流は、他方の吸気ポート８ｂとは反対側へは進行できず、シリンダボアに沿って他方の吸気ポート８ｂの気筒内開口方向に案内されるようになる。
【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。
【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】
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。
【００４８】
図９を使用して説明したように、機関負荷が低くなるほど、可変圧縮比機構Ａにより膨張比を高めるために機械圧縮比は高くされるが、実圧縮比が高くなり過ぎてノッキングやプレイグニッションを発生させないために、実圧縮比を一定とするように、可変バルブタイミング機構Ｂにより吸気弁の閉弁時期は遅角されるようになっている。
【００４９】
ところで、可変バルブタイミング機構Ｂにより二つの吸気弁７ａ及び７ｂの開弁時の最大リフト量を大きくすると、一方の吸気弁７ａは、図５に一点鎖線で示すように、マスク壁Ｗを越えて開弁される。また、こうして吸気弁７ａ及び７ｂを大きく開弁すると、二つの吸気ポート８ａ及び８ｂから気筒内へ供給される吸気流は、縦方向の速度成分が大きくなり、互いに平行にシリンダボアの排気弁９側を下降して、シリンダボアの吸気弁７ａ及び７ｂ側を上昇して、気筒内を縦方向に旋回するタンブル流を生成し易くなる。
【００５０】
それにより、可変バルブタイミング機構Ｂが、吸気弁開閉用カムの位相を変化させるものでは、吸気弁の閉弁時期を制御は可能であっても、吸気弁開弁時のリフト量を変化させることはできないが、本実施形態のように可変バルブタイミング機構Ｂが、吸気弁の開閉時期を可変とすることに加えて、吸気弁７ａ及び７ｂのリフト量を可変とするものである場合には、吸気弁７ａ及び７ｂのリフト量を大きくして開弁させ、気筒内に強いタンブル流を生成し、圧縮行程末期にピストンによりタンブル流が押し潰されて発生する乱れによって燃焼速度を速めるようにしても良い。
【００５１】
しかしながら、例えば、図９において機関負荷がＬ１以下のときには、吸気弁７ａ及び７ｂの閉弁時期は最大に遅角されており、このときには、シリンダボアの吸気弁側を上昇する吸気は、吸気ポート８ａ及び８ｂから流出し易くなっているために、気筒内に強いタンブル流を生成することはできない。それにより、機関負荷がＬ１以下のときには、可変バルブタイミング機構Ｂにより、吸気弁７ａ及び７ｂの開弁時の最大リフト量を小さくして、前述したように、気筒内に強いスワール流を生成することが好ましい。もちろん、吸気弁の閉弁時期が遅角されるほど、気筒内に強いタンブル流の生成が難しくなるために、タンブル流とスワール流とを切り換える機関負荷は、吸気弁の開弁時期を最大に遅角するＬ１に限定されることなく、Ｌ１より大きな任意の負荷とすることができる。
【符号の説明】
【００５２】
１    クランクケース
２    シリンダブロック
７ａ    一方の吸気弁
７ｂ    他方の吸気弁
８ａ    一方の吸気ポート
８ｂ    他方の吸気ポート
Ａ    可変圧縮比機構
Ｂ    可変バルブタイミング機構
Ｗ    マスク壁
【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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