(57)【要約】【課題】高膨張比サイクルを行いうる内燃機関に用いられてもＥＧＲ冷却器の流通抵抗の増大を抑制することができるＥＧＲ機構、及び斯かるＥＧＲ機構を備えた内燃機関を提供する。【解決手段】、ＥＧＲ機構は、内燃機関の吸気通路及び排気通路に連通して排気通路から吸気通路へとＥＧＲガスを供給するＥＧＲ通路２６と、ＥＧＲ通路内を流れるＥＧＲガスを冷却するＥＧＲ冷却器２７と、ＥＧＲ冷却器よりも下流側でＥＧＲ通路から分岐して排気通路に連通する分岐通路２９と、ＥＧＲ冷却器から流出したＥＧＲガスをそのままＥＧＲ通路に流す第一位置と分岐通路に流す第二位置との間で切換可能な切換弁３０とを具備する。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃機関の吸気通路及び排気通路に連通して排気通路から吸気通路へとＥＧＲガスを供給するＥＧＲ通路と、該ＥＧＲ通路内を流れるＥＧＲガスを冷却するＥＧＲ冷却器と、ＥＧＲ冷却器よりも下流側でＥＧＲ通路から分岐して排気通路に連通する分岐通路と、ＥＧＲ冷却器から流出したＥＧＲガスをそのままＥＧＲ通路に流す第一位置と分岐通路に流す第二位置との間で切換可能な切換弁とを具備する、ＥＧＲ機構。
【請求項２】
上記切換弁は、ＥＧＲ冷却器内の堆積物の量が予め定められた限界量を超えたとき又は予め定められた限界量を超えたと予想されるときには第二位置に切り換えられる、請求項１に記載のＥＧＲ機構。
【請求項３】
請求項２に記載のＥＧＲ機構を備えた内燃機関において、
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を更に具備し、機械圧縮比が所定圧縮比以上である状態でＥＧＲガスが上記ＥＧＲ冷却器を流れていた総時間が予め定められた時間を超えたときには場合には、ＥＧＲ冷却器内の堆積物の量が予め定められた量を超えたと予想される、請求項２に記載の内燃機関。
【請求項４】
請求項１又は２に記載のＥＧＲ機構を備えた内燃機関において、
燃焼室から排出される排気ガスを昇温させる昇温手段を具備し、該昇温手段は上記切換弁が第二位置に切り換えられたときに排気ガスを昇温させる、内燃機関。
【請求項５】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を更に具備し、上記昇温手段は、通常運転時に比べて機械圧縮比を低下させることで燃焼室から排出される排気ガスを昇温する、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、ＥＧＲ機構及びＥＧＲ機構を備えた内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来から、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バルブタイミング機構とを具備し、機関運転状態に応じて、機械圧縮比を高めると共に吸気弁の閉弁時期を遅角させる高膨張比サイクルを行う内燃機関が知られている。
【０００３】
斯かる内燃機関では、高膨張比サイクルが行われると機械圧縮比が高められるため、クエンチ領域やクレビスボリュームに入り込む燃料が増大する。これに伴って、機関本体から排出される未燃ＨＣの量が増大する。このため、内燃機関の運転中に排気浄化触媒の温度が低下したときには、機械圧縮比を高めることで排気浄化触媒に未燃ＨＣを流入させて、反応熱により排気浄化触媒を昇温させることが提案されている（特許文献１）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２０１０−２３６４３１号公報
【特許文献２】特開２０１０−１１２２２９号公報
【特許文献３】特開２０１０−０３１７５０号公報
【特許文献４】特開２０１０−０９６１４３号公報
【特許文献５】特開２００３−３３６５４９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ところで、高膨張比サイクルを行う内燃機関においても、内燃機関の燃焼室から排出された排気ガスの一部をＥＧＲ通路を介して吸気通路内に供給し、その後、燃焼室に再び流入させるＥＧＲ機構を備える場合がある。
【０００６】
斯かるＥＧＲ機構では、高温の排気ガスをそのまま吸気通路内に供給すると燃焼室内に流入する吸気ガスの温度が高くなって燃焼効率の悪化を招く。このため、ＥＧＲ機構の多くではＥＧＲ通路内にＥＧＲ冷却器を設けて、ＥＧＲ通路を通過する排気ガス（ＥＧＲガス）を冷却するようにしている。
【０００７】
ところが、上述したように高膨張比サイクルが行われると機関本体から排出される未燃ＨＣの量が増大する。このため、ＥＧＲ冷却器にも多量の未燃ＨＣを含んだ排気ガスが流入することになる。この結果、ＥＧＲ冷却器にデポジット等が付着・堆積して、ＥＧＲ冷却器の流通抵抗が増大し（すなわち、ＥＧＲ冷却器による圧力損失が増大し）、結果的に出力や燃費、排気エミッションの悪化を招く可能性がある。
【０００８】
そこで、上記問題点に鑑みて、本発明の目的は、高膨張比サイクルを行いうる内燃機関に用いられてもＥＧＲ冷却器の流通抵抗の増大を抑制することができるＥＧＲ機構、及び斯かるＥＧＲ機構を備えた内燃機関を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
上記課題を解決するために、第１の発明では、内燃機関の吸気通路及び排気通路に連通して排気通路から吸気通路へとＥＧＲガスを供給するＥＧＲ通路と、該ＥＧＲ通路内を流れるＥＧＲガスを冷却するＥＧＲ冷却器と、ＥＧＲ冷却器よりも下流側でＥＧＲ通路から分岐して排気通路に連通する分岐通路と、ＥＧＲ冷却器から流出したＥＧＲガスをそのままＥＧＲ通路に流す第一位置と分岐通路に流す第二位置との間で切換可能な切換弁とを具備する、ＥＧＲ機構が提供される。
【００１０】
第２の発明では、第１の発明において、上記切換弁は、ＥＧＲ冷却器内の堆積物の量が予め定められた限界量を超えたとき又は予め定められた限界量を超えたと予想されるときには第二位置に切り換えられる。
【００１１】
第３の発明では、第２の発明に係るＥＧＲ機構を備えた内燃機関おいて、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を更に具備し、機械圧縮比が所定圧縮比以上である状態でＥＧＲガスが上記ＥＧＲ冷却器を流れていた総時間が予め定められた時間を超えたときには場合には、ＥＧＲ冷却器内の堆積物の量が予め定められた量を超えたと予想される。
【００１２】
第４の発明では、第１又は第２の発明に係るＥＧＲ機構を備えた内燃機関において、燃焼室から排出される排気ガスを昇温させる昇温手段を具備し、該昇温手段は上記切換弁が第二位置に切り換えられたときに排気ガスを昇温させる。
【００１３】
第５の発明では、第４の発明において、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を更に具備し、上記昇温手段は、通常運転時に比べて機械圧縮比を低下させることで燃焼室から排出される排気ガスを昇温する。
【発明の効果】
【００１４】
本発明によれば、高膨張比サイクルを行いうる内燃機関に用いられてもＥＧＲ冷却器の流通抵抗の増大を抑制することができるＥＧＲ機構、及び斯かるＥＧＲ機構を備えた内燃機関が提供される。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【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】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】ＥＧＲ制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
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プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。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にはそれぞれ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。
【００１７】
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エアフロメータ１８とが配置される。
【００１８】
一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して三元触媒２０を内蔵した触媒コンバータ２１および排気管２２を介してＮＯX吸蔵還元触媒２３を内蔵した触媒コンバータ２４に連結される。排気マニホルド１９内には空燃比センサ２５が配置される。なお、三元触媒２０およびＮＯX吸蔵還元触媒２３は、排気ガス中の未燃ＨＣ、ＣＯおよびＮＯＸを浄化することができれば、他の触媒（例えば三元触媒、ＮＯX吸蔵還元触媒、ＮＯX選択還元触媒等）を用いてもよい。
【００１９】
排気マニホルド１９とサージタンク１４とは再循環排気ガス（以下、ＥＧＲガスという）が流通するＥＧＲ導管（ＥＧＲ通路）２６を介して互いに連結される。このＥＧＲ導管２６内には、ＥＧＲガスを冷却するためのＥＧＲ冷却器２７と、サージタンク１４内に供給するＥＧＲガスの流量を制御するＥＧＲ制御弁２８とが配置される。図１に示した実施形態では機関冷却水がＥＧＲ冷却器２７内に流入せしめられ、機関冷却水によってＥＧＲガスが冷却される。しかしながら、ＥＧＲ冷却器２７では必ずしも機関冷却水によってＥＧＲガスを冷却する必要はなく、例えば、ＥＧＲ冷却器２７に当たる空気のみによってＥＧＲガスの冷却を行うようにしてもよい。
【００２０】
加えて、ＥＧＲ導管２６は、ＥＧＲ冷却器２７とＥＧＲ制御弁２８との間の分岐部において分岐管（分岐通路）２９へと分岐している。分岐管２９は、三元触媒２０とＮＯX吸蔵還元触媒２３との間において、排気管２２に連結せしめられる。
【００２１】
ＥＧＲ導管２６から分岐管２９への分岐部には、三方切換弁３０が配置される。三方切換弁３０は、三方切換弁３０よりも上流側のＥＧＲ導管２６（ＥＧＲ冷却器２７側のＥＧＲ導管２６。以下、「上流側ＥＧＲ導管２６ａ」という）を三方切換弁３０よりも下流側のＥＧＲ導管２６（ＥＧＲ制御弁２８側のＥＧＲ導管２６。以下、「下流側ＥＧＲ導管２６ｂ」という）に連通させる第一位置と、上流側ＥＧＲ導管２６ａを分岐管２９に連通させる第二位置との間で切換可能である。換言すると、三方切換弁３０は、ＥＧＲ冷却器２７から流出したＥＧＲガスをそのままＥＧＲ導管２６に流す第一位置と、斯かるＥＧＲガスを分岐通路に流す第二位置との間で切換可能である。
【００２２】
なお、ＥＧＲ導管２６は、サージタンク１４に連結されているが、吸気ポート８、吸気枝管１１、吸気管１４を含む吸気通路であれば、他の箇所に連結されてもよい。また、ＥＧＲ導管２６は、排気マニホルド１９に連結されているが、触媒コンバータ２１、２４及び排気管２２を含む排気通路であれば、他の箇所に連結されてもよい。加えて、分岐管２９は、三元触媒２０とＮＯX吸蔵還元触媒２３との間において排気管２２に連結せしめられているが、ＥＧＲ導管２６の連通位置よりも下流側であって最終段の触媒よりも上流側であれば排気通路のどこに連通せしめられてもよい。
【００２３】
一方、図１に示した実施形態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、さら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に示した実施形態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。
【００２４】
電子制御ユニット３５はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３６によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３７、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３８、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３９、入力ポート４０および出力ポート４１を具備する。エアフロメータ１８及び空燃比センサ２５の出力信号はそれぞれ対応するＡＤ変換器４２を介して入力ポート４０に入力される。また、アクセルペダル４５にはアクセルペダル４５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４６が接続され、負荷センサ４６の出力電圧は対応するＡＤ変換器４２を介して入力ポート４０に入力される。さらに入力ポート４０にはクランクシャフトが例えば１５°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４７が接続される。一方、出力ポート４１は対応する駆動回路４３を介して点火プラグ６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、ＥＧＲ制御弁２８、三方切換弁３０、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。
【００２５】
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内にはそれぞれ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それぞれ対応する突出部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内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
【００２６】
図２に示した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に示した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。
【００２７】
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）において矢印で示した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）に示したように偏心軸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を矢印で示した方向に回転させると図３（Ｃ）に示したように偏心軸５７は最も低い位置となる。
【００２８】
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）にはそれぞれ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。
【００２９】
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。すなわち、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、したが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。
【００３０】
図２に示したように各カムシャフト５４、５５をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ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がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。この実施形態では駆動モータ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。
【００３１】
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と一緒に回転し且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の両側にはそれぞれ進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
【００３２】
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にそれぞれ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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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に示した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。したが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。
【００３６】
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。したがって吸気弁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、したがって吸気弁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。
【００３７】
図１および図４に示した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。
【００３８】
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。
【００３９】
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）に示した例ではこの機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。
【００４０】
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。すなわち、図６（Ｂ）に示した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。したが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）に示した例では実圧縮比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０となる。
【００４１】
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）に示した例ではこの膨張比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。
【００４２】
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。
【００４３】
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。すなわち、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。
【００４４】
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、すなわ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高くなるほど、すなわ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。したが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。
【００４５】
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出された。すなわち、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。
【００４６】
これに対し、膨張比を高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。したがって膨張比は高くすれば高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。
【００４７】
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、したが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幅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。
【００４８】
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）に示した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）に示した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。そこで、斯かるサイクルを超高膨張比サイクルと称する。
【００４９】
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、したがって機関運転時における熱効率を向上させるためには、すなわ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）に示した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、したが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。したが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。
【００５０】
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、触媒コンバータ２１、２４内の触媒２０、２３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２２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。
【００５１】
さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示した通常のサイクルが実行される。したがって図９に示した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において実線で示したように吸気弁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。
【００５２】
一方、図９において実線で示した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、したが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、したがって燃焼室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。
【００５３】
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。すなわち、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。したがってピストン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。
【００５４】
機関負荷がさらに低くなると機械圧縮比はさらに増大せしめられ、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最大限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が最大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最大限界機械圧縮比に保持される。したがって低負荷側の機関中負荷運転時及び機関低負荷運転時には、すなわ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。
【００５５】
一方、図９に示した実施形態では機関負荷が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。
【００５６】
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に示した実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁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。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に示したようにポンピング損失が増大する。
【００５７】
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機関負荷Ｌ1よりも負荷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機関負荷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。
【００５８】
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。したがって、図９において実線で示した場合と破線で示した場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施形態では吸気弁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。
【００５９】
なお、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。したがって本発明では膨張比が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。
【００６０】
ところで、図９に示したような機械圧縮比等の制御を行った場合、機関負荷に応じて、機関本体から排出された排気ガス中の未燃ＨＣの量が変化する。これは、機械圧縮比が高いほど、混合気の燃焼時に火炎の進行が不能なクレビス容積が増大すると共にＳＶ比が大きくなることでクエンチ領域の比率が拡大することによるものである。このようにクレビス容積が増大し且つクエンチ領域の比率が拡大すると、燃焼室５内において燃焼の生じない混合気の量が増大し、その結果、機関本体から排出される未燃ＨＣ（未燃の燃料）の量が増大する。したがって、クレビス容積の増大等の観点からは、機械圧縮比が高くなるほど、すなわち機関負荷が低いほど排気ガス中に含まれるＨＣ量が増大する。特に、本実施形態では、上述したように機械圧縮比（膨張比）が２０以上とされるため、機械圧縮比が１２程度の通常の内燃機関に比べて排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量が多い。
【００６１】
ここで、上述したように、本実施形態の内燃機関には、内燃機関の燃焼室５から排出された排気ガスの一部をＥＧＲ導管２６を介して吸気通路内に供給し、その後、燃焼室５に再び流入させるＥＧＲ機構が設けられている。ＥＧＲ機構は、例えば、燃焼室５から排出される排気ガス中のＮＯX濃度を低下させるべく、燃焼室５内での混合気の燃焼温度が高い領域においてＥＧＲガスを燃焼室５内に供給するようにしている。
【００６２】
上述したように、本実施形態では、機械圧縮比が２０以上の高い圧縮比となる内燃機関が用いられているため、機関運転状態に応じて燃焼室５から排出される排気ガス中には多量の未燃ＨＣが含まれる場合がある。このように未燃ＨＣを含む排気ガスは、ＥＧＲ制御弁２８が開いているときには、ＥＧＲ導管２６に流入することになる。
【００６３】
一方、本実施形態のＥＧＲ機構では、ＥＧＲ導管２６を流通するＥＧＲガスを冷却するために、ＥＧＲ冷却器２７が設けられている。ＥＧＲ冷却器２７は一般に多数の細い流通管を具備し、この流通管内をＥＧＲガスが流れることになる。
【００６４】
多量の未燃ＨＣを含んだＥＧＲガスがこのように構成されたＥＧＲ冷却器２７内を流通すると、ＥＧＲ冷却器２７の各流通管内面にデポジット等が付着・堆積する。各流通管内面にデポジット等が付着・堆積すると、各流通管の流路面積が減少し、その結果、流路抵抗が増大する。
【００６５】
したがって、超高膨張比サイクルを実行可能な内燃機関を用いた場合には、未燃ＨＣを多量に含んだＥＧＲガスがＥＧＲ冷却器２７に流入し、これによってＥＧＲ冷却器２７の流通路にデポジット等が付着・堆積することにより、ＥＧＲ冷却器２７の流通抵抗が増大することになる。このようにＥＧＲ冷却器２７の流通抵抗が大きくなると、ＥＧＲガスの供給量が減少したり、ＥＧＲガスの供給量を正確に制御することができなくなったりするため、燃費の悪化や排気エミッションの悪化を生じうる。
【００６６】
そこで、本発明による実施形態では、ＥＧＲ冷却器２７内のデポジット等の堆積物の量が予め定められた限界量を超えたとき、又は予め定められた限界量を超えたと予想されるときには、ＥＧＲ冷却器２７に積極的に高温の排気ガスを流通させてＥＧＲ冷却器２７内の堆積物を燃焼・除去させるようにしている。
【００６７】
図１０は、本実施形態のＥＧＲ制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
図１０に示したように、まず、ステップＳ１１では、ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物の量が予め定められた限界量以下であるか否か、又は予め定められた限界量以下であると予想されるか否かが判定される。
【００６８】
ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物の量が予め定められた限界量以下であるか否か、又は予め定められた限界量以下であると予想されるか否かを判定する方法としては、例えば以下のような方法が挙げられる。
【００６９】
まず、一つ目の方法としては、ＥＧＲ冷却器２７の上流側のＥＧＲ導管２６内の圧力とＥＧＲ冷却器２７の下流側のＥＧＲ導管２６内の圧力との差圧（ＥＧＲ冷却器２７の前後差圧）を検出するための差圧センサ（図示せず）を用いることが考えられる。すなわち、ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物の量が多くなるほど、ＥＧＲ導管２６内をＥＧＲガスが流れているときにおけるＥＧＲ冷却器２７による圧力損失が大きくなる。このため、ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物の量が多くなるほど、ＥＧＲ冷却器２７の前後差圧が大きくなる。このため、ＥＧＲ導管２６内をＥＧＲガスが流れているときにおけるＥＧＲ冷却器２７の前後差圧に基づいてＥＧＲ冷却器２７内の堆積物の量を推定することができる。したがって、このＥＧＲ冷却器２７の前後差圧が、予め定められた限界量に対応する限界差圧を超えたときに、ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物の量が予め定められた限界量を超えたと判定される。
【００７０】
なお、ＥＧＲ冷却器２７の前後差圧は、ＥＧＲ冷却器２７内のＥＧＲガスの流量によっても変化する。このため、ＥＧＲ冷却器２７の前後差圧を検出する差圧センサに加えて、ＥＧＲ冷却器２７内を通過するＥＧＲガスの流量を検出する流量センサ（図示せず）も必要である。また、上記実施形態では、ＥＧＲ冷却器２７の前後差圧を検出する差圧センサが用いられているが、ＥＧＲ冷却器２７の上流側のＥＧＲ導管２６内の圧力を検出する圧力センサ（図示せず）と、ＥＧＲ冷却器２７の下流側のＥＧＲ導管２６内の圧力を検出する圧力センサ（図示せず）とを用いてＥＧＲ冷却器２７の前後差圧を算出するようにしてもよい。
【００７１】
二つ目の方法としては、前回ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物を燃焼・除去してから（或いは初めてＥＧＲ冷却器２７を使用してから）、機械圧縮比が所定圧縮比以上である状態でＥＧＲガスがＥＧＲ冷却器２７を流れていた総時間に応じて判定を行うことが考えられる。上述したように、燃焼室５から排出される排気ガス中の未燃ＨＣ量は機械圧縮比に応じて変化し、機械圧縮比が高いほど未燃ＨＣ量も増大する。このため、機械圧縮比が予め定められた所定圧縮比以上である状態が長時間続くほどＥＧＲ冷却器２７への堆積物の量が増大するものと考えられる。ただし、ＥＧＲ制御弁２８が閉弁されている間はＥＧＲガスがＥＧＲ冷却器２７内を流れないため、ＥＧＲ冷却器２７への堆積物の量は増大しない。したがって、機械圧縮比が予め定められた所定の圧縮比以上である状態でＥＧＲガスがＥＧＲ冷却器２７を流れていた（ＥＧＲ制御弁２８が開弁されていた）総時間が予め定められた時間を超えたときに、ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物の量が予め定められた量を超えたと予想するようにしてもよい。
【００７２】
三つ目の方法としては、前回ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物を燃焼・除去してから（或いは初めてＥＧＲ冷却器２７を使用してから）、機械圧縮比が所定圧縮比以上である状態においてＥＧＲガスがＥＧＲ冷却器２７を流れた総流量に応じて判定を行うことが考えられる。上記二つ目の方法では、ＥＧＲガスがＥＧＲ冷却器２７を流れていた総時間に基づいてＥＧＲ冷却器２７への堆積物の量を予想しているが、本三つ目の方法ではＥＧＲ冷却器２７を流れたＥＧＲガスの総流量に基づいてＥＧＲ冷却器２７への堆積物の量を予想している。ＥＧＲ冷却器２７への堆積物の量はＥＧＲ冷却器２７内のＥＧＲガスの流量に応じて変化するため、上記二つ目の方法よりも予想精度は高くなると考えられる。ただし、三つ目の方法ではＥＧＲ導管２６にＥＧＲガスの流量を検出する流量センサ（図示せず）を設けることが必要になる。
【００７３】
ステップＳ１１において、ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物の量が予め定められた限界量以下であると判定された場合には、ステップＳ１２へと進む。この場合には、ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物を燃焼・除去する必要がないため、ステップＳ１２では、三方切換弁３０の切換位置が第一位置とされる。これにより、ＥＧＲ冷却器２７から流出したＥＧＲガスは分岐管２９に流入することなくそのままＥＧＲ導管２６内を流れる。また、ＥＧＲ制御弁２８は、通常通りに制御される。
【００７４】
一方、ステップＳ１１において、ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物の量が予め定められた限界量を超えていると判定された場合にはステップＳ１４へと進む。この場合には、ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物を燃焼・除去することが必要になる。このため、ステップＳ１４では、三方切換弁３０の切換位置が第二位置とされる。これにより、ＥＧＲ冷却器２７から流出した排気ガスは分岐管２９に流入することになる。
【００７５】
このように、ＥＧＲ冷却器２７から流出した排気ガスは分岐管２９に流入することでＥＧＲ冷却器２７には多量の排気ガスに流入することになる。すなわち、三方切換弁３０の切換位置が第一位置とされているときには、ＥＧＲガスの流量はＥＧＲ制御弁２８の開度に応じて変化する。通常、ＥＧＲガスはそれほど大量には吸気通路内に供給されることはなく、ＥＧＲ制御弁２８の開度が全開となってもＥＧＲ冷却器２７にはそれほど多くの排気ガスは流入しない。三方切換弁３０の切換位置が第二位置とされると、ＥＧＲ冷却器２７は三元触媒２０と並列に排気通路内に配置されることになる。三元触媒２０の排気抵抗は比較的高いため、ＥＧＲ冷却器２７にも多量の排気ガスが流入することになる。
【００７６】
次いで、ステップＳ１５では、ＥＧＲ制御弁２８が閉弁され、ステップＳ１６では、通常運転時に比べて機械圧縮比が低下せしめられる。ここで、上述した内燃機関では、機械圧縮比が高いほど燃焼室５から排出される排気ガスの温度が低くなる。これは、機械圧縮比（すなわち膨張比）が高いほど、膨張行程時にピストン４に対して押下げ力が作用する期間が長くなり、よって混合気の燃焼によって生じた熱エネルギがピストン４を押し下げる運動エネルギに変換される比率が高くなるためである。したがって、ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物を燃焼・除去すべきときに機械圧縮比が高いと、燃焼室５から排出される排気ガスの温度が低くなり、その結果、排気ガスをＥＧＲ冷却器２７に多量に流通させてもＥＧＲ冷却器２７内の堆積物を燃焼・除去することができない。これに対して、ステップＳ１６では、通常運転時に比べて機械圧縮比が低下せしめられるため、燃焼室５から排出される排気ガスの温度が高くなり、よってＥＧＲ冷却器２７に高温の排気ガスが多量に流入することになる。これにより、ＥＧＲ冷却器２７内の堆積物を効果的に燃焼・除去させることができる。
【００７７】
なお、上記実施形態では、ステップＳ１６において、機械圧縮比を通常運転時に比べて低下させるようにしているが、機械圧縮比を予め定められた所定の上限圧縮比以下（例えば、設定可能な機械圧縮比を高・中・低の三つに分けたときの低圧縮比領域内）にするようにしてもよい。これにより、燃焼室５から排出される排気ガスの温度をより確実に高いものとすることができる。
【００７８】
また、上記実施形態では、機械圧縮比を低下させることのみによって燃焼室５から排出される排気ガスを昇温するようにしている。しかしながら、燃焼室５から排出される排気ガスを昇温させる方法としては、様々な方法を用いることができる。例えば、点火プラグ６による点火タイミングを遅らせることによって、燃焼室５から排出される排気ガスの温度を昇温させることができる。また、燃焼室５内に直接燃料を噴射可能な燃料噴射弁を用いた場合には、燃焼室５に燃料を噴射するタイミングを遅らせたり、燃焼室５に機関駆動用の燃料を噴射した後に少量の燃料を噴射して燃焼させたりすることで、燃焼室５から排出される排気ガスの温度を上昇させることができる。したがって、燃焼室５から排出される排気ガスを昇温させる昇温手段として、機械圧縮比を低下させる方法とは異なるこれら方法を実行する手段を用いてもよい。
【符号の説明】
【００７９】
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
１６    アクチュエータ
１７    スロットル弁
２６    ＥＧＲ導管（ＥＧＲ通路）
２７    ＥＧＲ冷却器
２８    ＥＧＲ制御弁
２９    分岐管（分岐通路）
３０    三方切換弁
Ａ    可変圧縮比機構
Ｂ    可変バルブタイミング機構
【図１】
2013119823.tif 000003
【図２】
2013119823.tif 000004
【図３】
2013119823.tif 000005
【図４】
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【図５】
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【図６】
2013119823.tif 000008
【図７】
2013119823.tif 000009
【図８】
2013119823.tif 000010
【図９】
2013119823.tif 000011
【図１０】
2013119823.tif 000012