JP2011106371A - Spark-ignition internal combustion engine - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a spark-ignition internal combustion engine rapidly heating up catalyst for exhaust emission control. <P>SOLUTION: The spark-ignition internal combustion engine includes a variable compression ratio mechanism A capable of changing mechanical compression ratio, and a variable valve timing mechanism B capable of controlling the valve closing timing of an intake valve 7. The mechanical compression ratio is maintained at the maximum mechanical compression ratio on the low-load operation side of the engine. When the catalyst for exhaust emission control is heated up on the low-load operation side of the engine where the mechanical compression ratio is maintained at the maximum mechanical compression ratio, the actual compression ratio is decreased. This decreasing action of the actual compression ratio is carried out by shifting the valve closing timing of the intake valve 7 in the direction separating from the intake bottom dead center. <P>COPYRIGHT: (C)2011,JPO&INPIT

Description

本発明は火花点火式内燃機関に関する。   The present invention relates to a spark ignition internal combustion engine.

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、機関排気通路内に配置された触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されるときには実圧縮比を同一に保持しつつ又は実圧縮比を増大させつつ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が公知である（特許文献１を参照）。この内燃機関では機械圧縮比を低下させることにより熱効率を低下させて排気ガス温を上昇させ、それによって触媒の温度を活性温度以下に低下させないようにしている。   It has a variable valve timing mechanism that can control the closing timing of the intake valve and a variable compression ratio mechanism that can change the mechanical compression ratio, and the temperature of the catalyst arranged in the engine exhaust passage is below the activation temperature. A spark-ignition internal combustion engine is known in which the mechanical compression ratio is lowered while keeping the actual compression ratio the same or increasing the actual compression ratio when it is predicted to decrease (see Patent Document 1). In this internal combustion engine, by reducing the mechanical compression ratio, the thermal efficiency is lowered and the exhaust gas temperature is raised, so that the temperature of the catalyst is not lowered below the activation temperature.

特開２００９−１１５０３５号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2009-115035

ところで触媒の温度は、排気ガス温を増大させるよりも、排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量を増大させてこの未燃ＨＣによる酸化反応熱を増大させた方がはるかに急速に上昇する。一方、機械圧縮比を変更可能な場合には機械圧縮比が高くされるほど圧縮行程末期におけるシリンダヘッド内壁面とピストン頂面間の間隙が小さくなるために燃焼火炎が燃焼室の周辺部まで広がりずらくなり、斯くして機械圧縮比が高くされるほど未燃ＨＣの発生量が増大することになる。   By the way, the temperature of the catalyst rises much more rapidly by increasing the amount of unburned HC contained in the exhaust gas and increasing the heat of oxidation reaction by the unburned HC than by increasing the exhaust gas temperature. . On the other hand, if the mechanical compression ratio can be changed, the higher the mechanical compression ratio, the smaller the gap between the cylinder head inner wall surface and the piston top surface at the end of the compression stroke, so the combustion flame does not spread to the periphery of the combustion chamber. Therefore, the amount of unburned HC generated increases as the mechanical compression ratio increases.

従って上述の内燃機関におけるように機械圧縮比を低下させることによって触媒の温度が活性温度以下に低下するのを阻止するようにした場合には、このとき排気ガス温は増大せしめられるものの排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量が減少するために酸化反応熱による触媒の急速な昇温作用が弱められ、斯くして触媒を急速に昇温させることができないという問題がある。   Therefore, if the catalyst temperature is prevented from lowering below the activation temperature by reducing the mechanical compression ratio as in the internal combustion engine described above, the exhaust gas temperature is increased at this time, although the exhaust gas temperature is increased. Since the amount of unburned HC contained in the catalyst decreases, the rapid temperature raising action of the catalyst due to the heat of oxidation reaction is weakened, and thus there is a problem that the temperature of the catalyst cannot be rapidly raised.

上記問題点を解決するために本発明によれば、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、燃焼室内に供給される吸入空気が吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、機関低負荷運転側では機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持されると共に吸気弁の閉弁時期が予め定められている基準閉弁時期に制御される火花点火式内燃機関において、機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持される機関低負荷運転側において排気浄化用触媒を昇温すべきときには実圧縮比が低下せしめられ、この実圧縮比の低下作用は主に吸気弁の閉弁時期を上記基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。   In order to solve the above problems, according to the present invention, a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve and a variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio are provided. The intake air supplied to the engine is controlled by changing the closing timing of the intake valve. On the engine low load operation side, the mechanical compression ratio is maintained at the maximum mechanical compression ratio and the closing timing of the intake valve is determined in advance. In a spark ignition type internal combustion engine controlled at the reference valve closing timing, the actual compression ratio decreases when the exhaust purification catalyst should be heated on the engine low load operation side where the mechanical compression ratio is maintained at the maximum mechanical compression ratio. The actual compression ratio lowering action is mainly performed by moving the closing timing of the intake valve away from the intake bottom dead center with respect to the reference closing timing.

実圧縮比を低下させるには、機械圧縮比を低下させるか、或いは吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させるかのいずれかである。本発明ではこの実圧縮比の低下作用は主に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。従って燃焼室からは多量の未燃ＨＣが排出されるので排気ガス温の増大による触媒の昇温作用に加え、未燃ＨＣの酸化反応熱による触媒の昇温作用が行われ、斯くして触媒を急速に昇温させることができる。   In order to lower the actual compression ratio, either the mechanical compression ratio is lowered, or the closing timing of the intake valve is moved away from the intake bottom dead center. In the present invention, the actual compression ratio is lowered mainly by moving the closing timing of the intake valve away from the intake bottom dead center. Accordingly, since a large amount of unburned HC is discharged from the combustion chamber, in addition to the catalyst temperature raising action due to the increase in exhaust gas temperature, the catalyst temperature raising action is performed due to the oxidation reaction heat of the unburned HC. Can be heated rapidly.

火花点火式内燃機関の全体図である。1 is an overall view of a spark ignition internal combustion engine. 可変圧縮比機構の分解斜視図である。It is a disassembled perspective view of a variable compression ratio mechanism. 図解的に表した内燃機関の側面断面図である。1 is a schematic side sectional view of an internal combustion engine. 可変バルブタイミング機構を示す図である。It is a figure which shows a variable valve timing mechanism. 吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。It is a figure which shows the lift amount of an intake valve and an exhaust valve. 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。It is a figure for demonstrating a mechanical compression ratio, an actual compression ratio, and an expansion ratio. 理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between theoretical thermal efficiency and an expansion ratio. 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。It is a figure for demonstrating a normal cycle and a super-high expansion ratio cycle. 機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。It is a figure which shows changes, such as a mechanical compression ratio according to an engine load. 理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between theoretical thermal efficiency and an expansion ratio. 燃焼室内で生成される未燃ＨＣと機械圧縮比との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between unburned HC produced | generated in a combustion chamber, and a mechanical compression ratio. 触媒が活性化していないときの触媒の昇温作用時における機械圧縮比や吸気弁の開弁時期等の制御を示す図である。It is a figure which shows control of the mechanical compression ratio at the time of the temperature rising effect | action of a catalyst when the catalyst is not activated, the valve opening time of an intake valve, etc. 触媒が活性化しているときの触媒の昇温作用時における吸気弁の閉弁時期等の制御を示す図である。It is a figure which shows control of the valve closing timing etc. of an intake valve at the time of the temperature rising effect | action of a catalyst when the catalyst is activated. 触媒の昇温制御を示すタイムチャートである。It is a time chart which shows temperature rising control of a catalyst. 触媒の昇温作用時における触媒温度と昇温目標温度との温度差と、機械圧縮比の低下量および吸気弁閉弁時期の進角量との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the temperature difference of the catalyst temperature at the time of the temperature rising effect of a catalyst, and temperature rising target temperature, the amount of fall of a mechanical compression ratio, and the advance amount of intake valve closing timing. 触媒の昇温作用時における触媒温度と昇温目標温度との温度差と吸気弁閉弁時期の遅角量との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the temperature difference of the catalyst temperature at the time of the temperature rising effect of a catalyst, and temperature rising target temperature, and the retard amount of intake valve closing timing. 活性フラグをセットするためのフローチャートである。It is a flowchart for setting an active flag. 吸気弁の閉弁時期のマップを示す図である。It is a figure which shows the map of the valve closing time of an intake valve. 運転制御を行うためのフローチャートである。It is a flowchart for performing operation control.

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。 FIG. 1 shows a side sectional view of a spark ignition type internal combustion engine.
Referring to FIG. 1, 1 is a crankcase, 2 is a cylinder block, 3 is a cylinder head, 4 is a piston, 5 is a combustion chamber, 6 is a spark plug disposed at the center of the top surface of the combustion chamber 5, and 7 is intake air. 8 is an intake port, 9 is an exhaust valve, and 10 is an exhaust port. The intake port 8 is connected to a surge tank 12 via an intake branch pipe 11, and a fuel injection valve 13 for injecting fuel into the corresponding intake port 8 is arranged in each intake branch pipe 11. The fuel injection valve 13 may be arranged in each combustion chamber 5 instead of being attached to each intake branch pipe 11.

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コンバータ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。また、触媒コンバータ２０には触媒コンバータ２０内に内蔵された触媒、例えば三元触媒の温度を検出するための温度センサ２２が取付けられている。   The surge tank 12 is connected to an air cleaner 15 via an intake duct 14, and a throttle valve 17 driven by an actuator 16 and an intake air amount detector 18 using, for example, heat rays are arranged in the intake duct 14. On the other hand, the exhaust port 10 is connected to a catalytic converter 20 containing, for example, a three-way catalyst via an exhaust manifold 19, and an air-fuel ratio sensor 21 is disposed in the exhaust manifold 19. The catalytic converter 20 is provided with a temperature sensor 22 for detecting the temperature of a catalyst built in the catalytic converter 20, for example, a three-way catalyst.

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。   On the other hand, in the embodiment shown in FIG. 1, the piston 4 is positioned at the compression top dead center by changing the relative position of the crankcase 1 and the cylinder block 2 in the cylinder axial direction at the connecting portion between the crankcase 1 and the cylinder block 2. There is provided a variable compression ratio mechanism A capable of changing the volume of the combustion chamber 5 at the time, and further an actual compression action start timing changing mechanism B capable of changing the actual start time of the compression action. In the embodiment shown in FIG. 1, the actual compression action start timing changing mechanism B is composed of a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve 7.

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の出力信号、空燃比センサ２１の出力信号および温度センサ２２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。   The electronic control unit 30 is composed of a digital computer, and is connected to each other by a bidirectional bus 31. A ROM (read only memory) 32, a RAM (random access memory) 33, a CPU (microprocessor) 34, an input port 35 and an output port 36. It comprises. The output signal of the intake air amount detector 18, the output signal of the air-fuel ratio sensor 21, and the output signal of the temperature sensor 22 are input to the input port 35 via the corresponding AD converters 37. A load sensor 41 that generates an output voltage proportional to the depression amount L of the accelerator pedal 40 is connected to the accelerator pedal 40, and the output voltage of the load sensor 41 is input to the input port 35 via the corresponding AD converter 37. Is done. Further, a crank angle sensor 42 that generates an output pulse every time the crankshaft rotates, for example, 30 ° is connected to the input port 35. On the other hand, the output port 36 is connected to the spark plug 6, the fuel injection valve 13, the throttle valve driving actuator 16, the variable compression ratio mechanism A, and the variable valve timing mechanism B through corresponding drive circuits 38.

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。   2 is an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A shown in FIG. 1, and FIG. 3 is a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown. Referring to FIG. 2, a plurality of protrusions 50 spaced from each other are formed below both side walls of the cylinder block 2, and cam insertion holes 51 each having a circular cross section are formed in each protrusion 50. Has been. On the other hand, a plurality of protrusions 52 are formed on the upper wall surface of the crankcase 1 so as to be fitted between the corresponding protrusions 50 spaced apart from each other. Cam insertion holes 53 each having a circular cross section are formed.

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。   As shown in FIG. 2, a pair of camshafts 54 and 55 are provided, and on each camshaft 54 and 55, a circular cam 56 is rotatably inserted into each cam insertion hole 51. It is fixed. These circular cams 56 are coaxial with the rotational axes of the camshafts 54 and 55. On the other hand, an eccentric shaft 57 arranged eccentrically with respect to the rotation axis of each camshaft 54, 55 extends between the circular cams 56 as shown by hatching in FIG. A cam 58 is eccentrically mounted for rotation. As shown in FIG. 2, the circular cams 58 are disposed between the circular cams 56, and the circular cams 58 are rotatably inserted into the corresponding cam insertion holes 53.

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。   When the circular cams 56 fixed on the camshafts 54 and 55 are rotated in opposite directions as indicated by solid arrows in FIG. 3A from the state shown in FIG. In order to move toward the lower center, the circular cam 58 rotates in the opposite direction to the circular cam 56 in the cam insertion hole 53 as shown by the broken arrow in FIG. 3A, and is shown in FIG. As described above, when the eccentric shaft 57 moves to the lower center, the center of the circular cam 58 moves below the eccentric shaft 57.

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。   3A and 3B, the relative positions of the crankcase 1 and the cylinder block 2 are determined by the distance between the center of the circular cam 56 and the center of the circular cam 58. The cylinder block 2 moves away from the crankcase 1 as the distance between the center and the center of the circular cam 58 increases. When the cylinder block 2 moves away from the crankcase 1, the volume of the combustion chamber 5 increases when the piston 4 is positioned at the compression top dead center. Therefore, by rotating the camshafts 54 and 55, the piston 4 is compressed at the top dead center. The volume of the combustion chamber 5 when it is located at can be changed.

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。   As shown in FIG. 2, in order to rotate the camshafts 54 and 55 in the opposite directions, a pair of worm gears 61 and 62 having opposite spiral directions are attached to the rotation shaft of the drive motor 59, respectively. Gears 63 and 64 meshing with the worm gears 61 and 62 are fixed to the end portions of the camshafts 54 and 55, respectively. In this embodiment, by driving the drive motor 59, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 is located at the compression top dead center can be changed over a wide range. The variable compression ratio mechanism A shown in FIGS. 1 to 3 shows an example, and any type of variable compression ratio mechanism can be used.

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。   On the other hand, FIG. 4 shows the variable valve timing mechanism B attached to the end of the camshaft 70 for driving the intake valve 7 in FIG. Referring to FIG. 4, the variable valve timing mechanism B includes a timing pulley 71 that is rotated in the direction of an arrow by a crankshaft of an engine via a timing belt, a cylindrical housing 72 that rotates together with the timing pulley 71, an intake valve A rotating shaft 73 that rotates together with the driving camshaft 70 and is rotatable relative to the cylindrical housing 72, and a plurality of partition walls 74 that extend from the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 to the outer peripheral surface of the rotating shaft 73. And a vane 75 extending from the outer peripheral surface of the rotating shaft 73 to the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 between the partition walls 74, and an advance hydraulic chamber 76 on each side of each vane 75. A retarding hydraulic chamber 77 is formed.

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。   The hydraulic oil supply control to the hydraulic chambers 76 and 77 is performed by a hydraulic oil supply control valve 78. The hydraulic oil supply control valve 78 includes hydraulic ports 79 and 80 connected to the hydraulic chambers 76 and 77, a hydraulic oil supply port 82 discharged from the hydraulic pump 81, a pair of drain ports 83 and 84, And a spool valve 85 for controlling communication between the ports 79, 80, 82, 83, and 84.

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。   When the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 should be advanced, the spool valve 85 is moved to the right in FIG. 4 and the hydraulic oil supplied from the supply port 82 is advanced via the hydraulic port 79. The hydraulic oil in the retard hydraulic chamber 77 is discharged from the drain port 84 while being supplied to the hydraulic chamber 76. At this time, the rotary shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the direction of the arrow.

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。   On the other hand, when the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 should be retarded, the spool valve 85 is moved to the left in FIG. 4, and the hydraulic oil supplied from the supply port 82 causes the hydraulic port 80 to move. The hydraulic oil in the advance hydraulic chamber 76 is discharged from the drain port 83 while being supplied to the retard hydraulic chamber 77. At this time, the rotating shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the direction opposite to the arrow.

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。   If the spool valve 85 is returned to the neutral position shown in FIG. 4 while the rotation shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72, the relative rotation operation of the rotation shaft 73 is stopped, and the rotation shaft 73 is The relative rotation position at that time is held. Therefore, the variable valve timing mechanism B can advance and retard the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 by a desired amount.

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。   In FIG. 5, the solid line shows the time when the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 is advanced the most by the variable valve timing mechanism B, and the broken line shows the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 being the most advanced. It shows when it is retarded. Therefore, the valve opening period of the intake valve 7 can be arbitrarily set between the range indicated by the solid line and the range indicated by the broken line in FIG. 5, and therefore the closing timing of the intake valve 7 is also the range indicated by the arrow C in FIG. Any crank angle can be set.

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。   The variable valve timing mechanism B shown in FIG. 1 and FIG. 4 shows an example. For example, the variable valve timing that can change only the closing timing of the intake valve while keeping the opening timing of the intake valve constant. Various types of variable valve timing mechanisms, such as mechanisms, can be used.

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。   Next, the meanings of terms used in the present application will be described with reference to FIG. 6 (A), (B), and (C) show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for the sake of explanation. , (B), (C), the combustion chamber volume represents the volume of the combustion chamber when the piston is located at the compression top dead center.

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。   FIG. 6A explains the mechanical compression ratio. The mechanical compression ratio is a value mechanically determined only from the stroke volume of the piston and the combustion chamber volume during the compression stroke, and this mechanical compression ratio is expressed by (combustion chamber volume + stroke volume) / combustion chamber volume. In the example shown in FIG. 6A, this mechanical compression ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11.

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。   FIG. 6B describes the actual compression ratio. This actual compression ratio is a value determined from the actual piston stroke volume and the combustion chamber volume from when the compression action is actually started until the piston reaches top dead center, and this actual compression ratio is (combustion chamber volume + actual (Stroke volume) / combustion chamber volume. That is, as shown in FIG. 6B, even if the piston starts to rise in the compression stroke, the compression operation is not performed while the intake valve is open, and the actual compression is performed from the time when the intake valve is closed. The action begins. Therefore, the actual compression ratio is expressed as described above using the actual stroke volume. In the example shown in FIG. 6B, the actual compression ratio is (50 ml + 450 ml) / 50 ml = 10.

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。   FIG. 6C illustrates the expansion ratio. The expansion ratio is a value determined from the stroke volume of the piston and the combustion chamber volume during the expansion stroke, and this expansion ratio is expressed by (combustion chamber volume + stroke volume) / combustion chamber volume. In the example shown in FIG. 6C, this expansion ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11.

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。   Next, an ultra-high expansion ratio cycle used in the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio, and FIG. 8 shows a comparison between a normal cycle and an ultrahigh expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention.

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。   FIG. 8A shows a normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action by the piston is started from the vicinity of the intake bottom dead center. In the example shown in FIG. 8A, the combustion chamber volume is 50 ml, and the stroke volume of the piston is 500 ml, as in the examples shown in FIGS. 6A, 6B, and 6C. As can be seen from FIG. 8A, in a normal cycle, the mechanical compression ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11, the actual compression ratio is almost 11, and the expansion ratio is also (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11. That is, in a normal internal combustion engine, the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, and the expansion ratio are substantially equal.

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。   The solid line in FIG. 7 shows the change in the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio and the expansion ratio are substantially equal, that is, in a normal cycle. In this case, it can be seen that the theoretical thermal efficiency increases as the expansion ratio increases, that is, as the actual compression ratio increases. Therefore, in order to increase the theoretical thermal efficiency in a normal cycle, it is only necessary to increase the actual compression ratio. However, the actual compression ratio can only be increased to a maximum of about 12 due to the restriction of the occurrence of knocking at the time of engine high load operation, and thus the theoretical thermal efficiency cannot be sufficiently increased in a normal cycle.

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、実圧縮比が或る程度高いときには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。   On the other hand, it is considered to increase the theoretical thermal efficiency while strictly dividing the mechanical compression ratio and the actual compression ratio under such circumstances. As a result, when the actual compression ratio is somewhat high, the expansion ratio dominates the theoretical thermal efficiency. However, it has been found that the actual compression ratio has little influence on the theoretical thermal efficiency. That is, if the actual compression ratio is increased, the explosive force is increased, but a large amount of energy is required for compression. Thus, even if the actual compression ratio is increased, the theoretical thermal efficiency is hardly increased.

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。図７から実圧縮比を１０から１２程度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、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。   On the other hand, when the expansion ratio is increased, the period during which the pressing force acts on the piston during the expansion stroke becomes longer, and thus the period during which the piston applies the rotational force to the crankshaft becomes longer. Therefore, the larger the expansion ratio, the higher the theoretical thermal efficiency. The broken line ε = 10 in FIG. 7 indicates the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased with the actual compression ratio fixed at 10. From FIG. 7, the theoretical thermal efficiency increases when the expansion ratio is increased while the actual compression ratio is maintained at about 10 to 12, and the theoretical thermal efficiency increases when the actual compression ratio is also increased with the expansion ratio as shown by the solid line. It can be seen that there is no significant difference from the amount.

このように実圧縮比が１０から１２程度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１０から１２程度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。   Thus, when the actual compression ratio is maintained at about 10 to 12, knocking does not occur. Therefore, when the expansion ratio is increased while the actual compression ratio is maintained at about 10 to 12, knocking is prevented from occurring. The theoretical thermal efficiency can be greatly increased. FIG. 8B shows an example where the variable compression ratio mechanism A and variable valve timing mechanism B are used to increase the expansion ratio while maintaining the actual compression ratio at a low value.

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。   Referring to FIG. 8B, in this example, the variable compression ratio mechanism A reduces the combustion chamber volume from 50 ml to 20 ml. On the other hand, the variable valve timing mechanism B delays the closing timing of the intake valve until the actual piston stroke volume is reduced from 500 ml to 200 ml. As a result, in this example, the actual compression ratio is (20 ml + 200 ml) / 20 ml = 11, and the expansion ratio is (20 ml + 500 ml) / 20 ml = 26. In the normal cycle shown in FIG. 8A, the actual compression ratio is almost 11 and the expansion ratio is 11, as described above. Compared with this case, only the expansion ratio is shown in FIG. 8B. It can be seen that it has been increased to 26. This is why it is called an ultra-high expansion ratio cycle.

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。従って本発明による実施例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。   Generally speaking, in an internal combustion engine, the lower the engine load, the worse the thermal efficiency. Therefore, in order to improve the thermal efficiency during engine operation, that is, to improve fuel efficiency, it is necessary to improve the thermal efficiency when the engine load is low. Necessary. On the other hand, in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. 8B, since the actual piston stroke volume during the compression stroke is reduced, the amount of intake air that can be sucked into the combustion chamber 5 is reduced. The expansion ratio cycle can only be adopted when the engine load is relatively low. Therefore, in the embodiment according to the present invention, when the engine load is relatively low, the super high expansion ratio cycle shown in FIG. 8B is used, and during the engine high load operation, the normal cycle shown in FIG. 8A is used.

次に図９を参照しつつ運転制御全般について説明する。
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、燃焼室５から排出される未燃ＨＣ量の各変化が示されている。なお、図９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。 Next, the overall operation control will be described with reference to FIG.
FIG. 9 shows a mechanical compression ratio, an expansion ratio, a closing timing of the intake valve 7, an actual compression ratio, an intake air amount, an opening degree of the throttle valve 17, and the combustion chamber 5 according to the engine load at a certain engine speed. Each change in the amount of unburned HC discharged is shown. 9 shows that the average air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the output signal of the air-fuel ratio sensor 21 so that unburned HC, CO and NO x in the exhaust gas can be simultaneously reduced by the three-way catalyst in the catalytic converter 20. This shows a case where feedback control is performed to the stoichiometric air-fuel ratio based on the above.

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の開度は全開又はほぼ全開に保持されている。   As described above, the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is executed during engine high load operation. Accordingly, as shown in FIG. 9, the expansion ratio is low because the mechanical compression ratio is lowered at this time, and the valve closing timing of the intake valve 7 is advanced as shown by the solid line in FIG. ing. At this time, the intake air amount is large, and at this time, the opening degree of the throttle valve 17 is kept fully open or almost fully open.

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。   On the other hand, as shown by the solid line in FIG. 9, when the engine load becomes low, the closing timing of the intake valve 7 is delayed in order to reduce the intake air amount. Further, at this time, as shown in FIG. 9, the mechanical compression ratio is increased as the engine load is lowered so that the actual compression ratio is kept substantially constant. Therefore, the expansion ratio is also increased as the engine load is lowered. At this time as well, the throttle valve 17 is kept fully open or substantially fully open, and therefore the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 changes the closing timing of the intake valve 7 regardless of the throttle valve 17. Is controlled by that.

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。   As described above, when the engine load is reduced from the engine high load operation state, the mechanical compression ratio is increased as the intake air amount is decreased while the actual compression ratio is substantially constant. That is, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is decreased in proportion to the decrease in the intake air amount. Therefore, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center changes in proportion to the intake air amount. At this time, in the example shown in FIG. 9, the air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the stoichiometric air-fuel ratio, so the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is proportional to the fuel amount. Will change.

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Ｌ0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Ｌ0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。 When the engine load is further reduced, the mechanical compression ratio is further increased, and when the engine load is lowered to a medium load L 0 slightly closer to the low load, the mechanical compression ratio reaches a limit mechanical compression ratio that is a structural limit of the combustion chamber 5. When the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio, the mechanical compression ratio is held at the limit mechanical compression ratio in a region where the load is lower than the engine load L 0 when the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio. Accordingly, the mechanical compression ratio is maximized and the expansion ratio is maximized at the time of low engine load operation and low engine load operation, that is, at the engine low load operation side. In other words, the mechanical compression ratio is maximized so that the maximum expansion ratio is obtained on the engine low load operation side.

一方、図９に示される例では機関負荷がＬ0よりも低くなると吸気弁７の閉弁時期が予め定められている基準閉弁時期に制御される。図９に示される例ではこの基準閉弁時期は一定値であり、従って図９に示される例では機関負荷がＬ0よりも低くなると吸気弁７の閉弁時期は一定に保持されることになる。 On the other hand, in the example shown in FIG. 9, when the engine load becomes lower than L 0 , the closing timing of the intake valve 7 is controlled to a predetermined reference closing timing. In the example shown in FIG. 9, this reference valve closing timing is a constant value. Therefore, in the example shown in FIG. 9, when the engine load becomes lower than L 0 , the closing timing of the intake valve 7 is held constant. Become.

一方、このように吸気弁７の閉弁時期が一定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、即ち機関負荷がＬ0よりも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。このときスロットル弁１７の開度は機関負荷が低くなるにつれて小さくされる。 On the other hand, if the closing timing of the intake valve 7 is kept constant in this way, the amount of intake air can no longer be controlled by the change in the closing timing of the intake valve 7. In the embodiment shown in FIG. 9, at this time, that is, in the region where the engine load is lower than L 0, the intake air amount supplied into the combustion chamber 5 is controlled by the throttle valve 17. At this time, the opening degree of the throttle valve 17 is made smaller as the engine load becomes lower.

一方、図９において破線で示すように機関負荷がＬ0よりも高い領域においては、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、予め定められている基準閉弁時期まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。 On the other hand, as shown by the broken line in FIG. 9, in the region where the engine load is higher than L 0 , the intake air amount is also independent of the throttle valve 17 by advancing the closing timing of the intake valve 7 as the engine load decreases. Can be controlled. Accordingly, when expressing the case shown in FIG. 9 so as to include both the case indicated by the solid line and the case indicated by the broken line, in the embodiment according to the present invention, the valve closing timing of the intake valve 7 becomes smaller as the engine load becomes lower. It is moved in a direction away from the intake bottom dead center BDC until a predetermined reference valve closing timing.

ところで前述したように図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。   Incidentally, as described above, the expansion ratio is 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. This expansion ratio is preferably as high as possible, but if it is 20 or more, a considerably high theoretical thermal efficiency can be obtained. Therefore, in the present invention, the variable compression ratio mechanism A is formed so that the expansion ratio is 20 or more.

さて、図９に示される如く機関負荷がＬ0よりも低い領域では機械圧縮比および吸気弁７の閉弁時期が共に一定に維持されるので実圧縮比も一定に維持されている。このときの実圧縮比は機関高負荷運転時と同じ実圧縮比とされ、従って図９に示される例では機関負荷にかかわらず実圧縮比が一定とされている。 Now, as shown in FIG. 9, in the region where the engine load is lower than L 0 , the mechanical compression ratio and the closing timing of the intake valve 7 are both kept constant, so the actual compression ratio is also kept constant. The actual compression ratio at this time is the same as the actual compression ratio at the time of engine high load operation. Therefore, in the example shown in FIG. 9, the actual compression ratio is constant regardless of the engine load.

一方、図７に示されるように実圧縮比εが低くなると膨張比が同一であっても理論熱効率は実圧縮比εが低くなるほど低下する。なお、図７において実圧縮比ε＝５は実用上使用可能な下限実圧縮比を示している。図７からわかるように理論熱効率からみると実圧縮比εはノッキングが発生しない限り、高くすることが好ましく、従って図９に示される例では実圧縮比は機関負荷にかかわらずに１０から１２程度とされている。   On the other hand, as shown in FIG. 7, when the actual compression ratio ε decreases, the theoretical thermal efficiency decreases as the actual compression ratio ε decreases even if the expansion ratio is the same. In FIG. 7, an actual compression ratio ε = 5 indicates a lower limit actual compression ratio that can be used practically. As can be seen from FIG. 7, from the viewpoint of theoretical thermal efficiency, it is preferable to increase the actual compression ratio ε unless knocking occurs. Therefore, in the example shown in FIG. 9, the actual compression ratio is about 10 to 12 regardless of the engine load. It is said that.

さて、図９からわかるように機関負荷がＬ0よりも低い機関低負荷運転側では１０〜１２程度の実圧縮比のもとで２０以上の膨張比とされており、従って図７からわかるように理論熱効率はかなり高くなっている。しかしながら理論熱効率が高くなると排気ガス温が低下し、その結果機関始動時であれば触媒コンバータ２０内の触媒例えば三元触媒を活性化させるのが困難になり、機関運転時であれば三元触媒の温度が活性温度以下に低下するのを阻止するのが困難になるという問題を生ずる。 As can be seen from FIG. 9, on the engine low load operation side where the engine load is lower than L 0 , the expansion ratio is 20 or more under an actual compression ratio of about 10 to 12, and therefore as can be seen from FIG. The theoretical thermal efficiency is quite high. However, when the theoretical thermal efficiency increases, the exhaust gas temperature decreases. As a result, it becomes difficult to activate a catalyst such as a three-way catalyst in the catalytic converter 20 when the engine is started, and a three-way catalyst when the engine is operating. This causes a problem that it is difficult to prevent the temperature of the liquid from decreasing below the activation temperature.

このような問題を解決するためには機関始動時に熱効率を低下させ、或いは機関運転中において機関負荷が低負荷運転側となったときに一時的に熱効率を低下させ、それによって排気ガス温を上昇させればよいことになる。この場合、熱効率を低下させる方法は基本的に二つの方法があり、次にこのことについて図７と同様な図１０を参照しつつ説明する。   In order to solve such a problem, the thermal efficiency is lowered at the time of starting the engine, or the thermal efficiency is temporarily lowered when the engine load becomes the low load operation side during the engine operation, thereby increasing the exhaust gas temperature. You can do that. In this case, there are basically two methods for reducing the thermal efficiency. Next, this will be described with reference to FIG. 10 similar to FIG.

例えば機関負荷が低負荷運転側であるときに機械圧縮比が２５とされ、実圧縮比εが１０とされていたとすると、このときの状態は図１０のＡ点で示されることになる。このような状態で理論熱効率を矢印で示すだけ低下させるための一つの方法はＡ点からＢ1点に向けて実圧縮比εを変化させることなく膨張比、即ち機械圧縮比を低下させる方法であり、もう一つの方法はＡ点からＢ2点に向けて膨張比、即ち機械圧縮比を変化させることなく実圧縮比εを低下させる方法である。無論、機械圧縮比および実圧縮比εを共に変化させることにより理論熱効率を矢印で示すだけ低下させることもできる。 For example, if the mechanical compression ratio is 25 and the actual compression ratio ε is 10 when the engine load is on the low load operation side, the state at this time is indicated by point A in FIG. One way is the expansion ratio without changing the actual compression ratio ε toward the point A to a point B for lowering only show such a state the theoretical thermal efficiency in the arrow, i.e. in a manner to reduce the mechanical compression ratio There, another method is a method of reducing the actual compression ratio ε without changing the expansion ratio, i.e. the mechanical compression ratio toward the two points B from point a. Of course, by changing both the mechanical compression ratio and the actual compression ratio ε, the theoretical thermal efficiency can be lowered only by the arrow.

ところで三元触媒のように触媒が酸化機能を有している場合には、触媒の温度は、排気ガス温を増大させるよりも、排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量を増大させてこの未燃ＨＣによる酸化反応熱を増大させた方がはるかに急速に上昇する。即ち、触媒の温度を上昇させるには排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量を増大させることが好ましいことになる。   By the way, when the catalyst has an oxidation function like a three-way catalyst, the temperature of the catalyst increases the amount of unburned HC contained in the exhaust gas rather than increasing the exhaust gas temperature. Increasing the heat of oxidation reaction by unburned HC increases much more rapidly. That is, in order to increase the temperature of the catalyst, it is preferable to increase the amount of unburned HC contained in the exhaust gas.

一方、本発明におけるように機械圧縮比を変更可能な場合には機械圧縮比が高くされるほど圧縮行程末期におけるシリンダヘッド３の内壁面とピストン４の頂面間の間隙が小さくなるために燃焼火炎が燃焼室５の周辺部まで広がりずらくなり、斯くして機械圧縮比が高くされるほど未燃ＨＣの発生量が増大する。事実、図１に示される内燃機関では図１１に示されるように排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量は機械圧縮比が高くなるほど増大する。従って触媒の温度を急速に上昇させるには機械圧縮比を低下させないことが好ましいことになる。   On the other hand, when the mechanical compression ratio can be changed as in the present invention, the higher the mechanical compression ratio, the smaller the gap between the inner wall surface of the cylinder head 3 and the top surface of the piston 4 at the end of the compression stroke. However, the amount of unburned HC generated increases as the mechanical compression ratio increases. In fact, in the internal combustion engine shown in FIG. 1, as shown in FIG. 11, the amount of unburned HC contained in the exhaust gas increases as the mechanical compression ratio increases. Therefore, it is preferable not to lower the mechanical compression ratio in order to rapidly increase the temperature of the catalyst.

さて、前述したように熱効率を低下させて排気ガス温を上昇させるには機械圧縮比を低下させるか、或いは実圧縮比を低下させるかのいずれかである。この場合、触媒の温度を急速に上昇させるには機械圧縮比はできる限り低下させないことが好ましく、主に実圧縮比を低下させることが好ましいことになる。一方、実圧縮比を低下させるには、機械圧縮比を低下させるか、或いは吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させるかのいずれかである。この場合、触媒の温度を急速に上昇させるには上述した如く機械圧縮比はできる限り低下させないことが好しく、従って、主に吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させることが好ましいことになる。   As described above, in order to decrease the thermal efficiency and increase the exhaust gas temperature, either the mechanical compression ratio is decreased or the actual compression ratio is decreased. In this case, in order to rapidly increase the temperature of the catalyst, it is preferable not to decrease the mechanical compression ratio as much as possible, and it is preferable to mainly decrease the actual compression ratio. On the other hand, to reduce the actual compression ratio, either the mechanical compression ratio is lowered or the closing timing of the intake valve 7 is moved away from the intake bottom dead center. In this case, in order to rapidly increase the temperature of the catalyst, it is preferable not to decrease the mechanical compression ratio as much as described above. Therefore, the closing timing of the intake valve 7 is mainly moved away from the intake bottom dead center. It is preferable to do so.

従って本発明では、 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、燃焼室５内に供給される吸入空気が吸気弁７の閉弁時期を変化させることによって制御され、機関低負荷運転側では機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持されると共に吸気弁７の閉弁時期が予め定められている基準閉弁時期に制御される火花点火式内燃機関において、機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持される機関低負荷運転側において排気浄化用触媒を昇温すべきときには実圧縮比が低下せしめられ、この実圧縮比の低下作用は主に吸気弁７の閉弁時期を基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。   Therefore, in the present invention, the variable valve timing mechanism B capable of controlling the closing timing of the intake valve 7 and the variable compression ratio mechanism A capable of changing the mechanical compression ratio are provided and supplied into the combustion chamber 5. The intake air is controlled by changing the closing timing of the intake valve 7. On the engine low load operation side, the mechanical compression ratio is maintained at the maximum mechanical compression ratio and the closing timing of the intake valve 7 is predetermined. In a spark ignition internal combustion engine controlled at the reference valve closing timing, when the temperature of the exhaust purification catalyst should be raised on the engine low load operation side where the mechanical compression ratio is maintained at the maximum mechanical compression ratio, the actual compression ratio is lowered. The actual compression ratio is lowered mainly by moving the closing timing of the intake valve 7 away from the intake bottom dead center with respect to the reference closing timing.

このように本発明では実圧縮比の低下作用が主に吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われるので燃焼室５からは多量の未燃ＨＣが排出される。その結果、排気ガス温の増大による触媒の昇温作用に加え、未燃ＨＣの酸化反応熱による触媒の昇温作用が行われるので触媒を急速に昇温させることができることになる。   Thus, in the present invention, the actual compression ratio is lowered mainly by moving the closing timing of the intake valve 7 in the direction away from the intake bottom dead center, so that a large amount of unburned HC is discharged from the combustion chamber 5. Is done. As a result, in addition to the catalyst temperature raising action by increasing the exhaust gas temperature, the catalyst temperature raising action by the oxidation reaction heat of unburned HC is performed, so that the catalyst temperature can be rapidly raised.

図１２は図９に示される運転制御が行われている場合において機関負荷がＬ1のときに触媒の急速昇温が行われた場合の具体的な制御例を示している。図１２に示されるようにこの場合には機械圧縮比は低下せしめられず、吸気弁７の閉弁時期をΔＩＣだけ遅角させることによって実圧縮比がＡ点からＢ2点まで低下せしめられる。即ち、この具体的な制御例では、実圧縮比の低下作用は機械圧縮比を最大機械圧縮比に維持しつつ吸気弁７の閉弁時期を基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。 FIG. 12 shows a specific control example in a case where the rapid temperature rise of the catalyst is performed when the engine load is L 1 when the operation control shown in FIG. 9 is performed. The mechanical compression ratio when this, as shown in FIG. 12 is not be allowed to decrease, the actual compression ratio is made to decrease from the point A to the two points B by only retarding ΔIC the closing timing of the intake valve 7. That is, in this specific control example, the actual compression ratio lowering action is such that the closing timing of the intake valve 7 is further away from the intake bottom dead center than the reference closing timing while maintaining the mechanical compression ratio at the maximum mechanical compression ratio. This is done by moving to

なお、図１２に示されるように吸気弁７の閉弁時期が遅角されると吸入空気量が減少するのでこのとき吸気弁７の閉弁時期が遅角されても吸入空気量が変化しないようにスロットル弁１７の開度が増大せしめられる。なお、機関負荷に応じた吸入空気量の得られるスロットル弁１７の開度は機関負荷、機関回転数および吸気弁７の閉弁時期の関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されており、従ってスロットル弁１７の開度はこのＲＯＭ３２内に記憶されている開度に基づいて制御される。   As shown in FIG. 12, when the closing timing of the intake valve 7 is retarded, the intake air amount decreases. Therefore, even if the closing timing of the intake valve 7 is retarded at this time, the intake air amount does not change. Thus, the opening degree of the throttle valve 17 is increased. Note that the opening degree of the throttle valve 17 from which the intake air amount corresponding to the engine load is obtained is stored in advance in the ROM 32 as a function of the engine load, the engine speed, and the closing timing of the intake valve 7. The opening is controlled based on the opening stored in the ROM 32.

一方、このときには機械圧縮比は低下せしめられず、最大機械圧縮比に維持されているので図１２に示されるように燃焼室５から排出される未燃ＨＣの量は変化しない。即ち、このとき燃焼室５からは多量の未燃ＨＣが排出されるので触媒が急速に加熱されることになる。   On the other hand, at this time, the mechanical compression ratio is not lowered and is maintained at the maximum mechanical compression ratio, so the amount of unburned HC discharged from the combustion chamber 5 does not change as shown in FIG. That is, since a large amount of unburned HC is discharged from the combustion chamber 5 at this time, the catalyst is rapidly heated.

ところで触媒が活性化していないときに燃焼室５から多量の未燃ＨＣが排出されるとこれら未燃ＨＣは触媒において酸化されることなく大気中に排出されることになり、好ましくない。従って本発明による実施例では図１２に示される実圧縮比の低下作用は触媒が活性化しているときに行うようにしている。   By the way, if a large amount of unburned HC is discharged from the combustion chamber 5 when the catalyst is not activated, the unburned HC is discharged into the atmosphere without being oxidized in the catalyst, which is not preferable. Therefore, in the embodiment according to the present invention, the action of decreasing the actual compression ratio shown in FIG. 12 is performed when the catalyst is activated.

即ち、触媒が活性化していないときには燃焼室５から未燃ＨＣができる限り排出しないようにして排気ガス温を上昇させることが好ましく、そのためには機械圧縮比を低下させることが好ましいと言える。従って本発明による実施例では触媒を昇温すべきときに触媒が活性化していないときには、触媒の昇温作用は主に機械圧縮比を最大機械圧縮比から低下させることによって行うようにしている。   That is, when the catalyst is not activated, it is preferable to raise the exhaust gas temperature so that unburned HC is not discharged from the combustion chamber 5 as much as possible. For that purpose, it can be said that the mechanical compression ratio is preferably lowered. Therefore, in the embodiment according to the present invention, when the temperature of the catalyst is to be raised and the catalyst is not activated, the temperature raising action of the catalyst is mainly performed by lowering the mechanical compression ratio from the maximum mechanical compression ratio.

図１３は触媒が活性化していない場合において機関負荷がＬ1のときに触媒の昇温作用が行われた場合の具体的な制御例を示している。図１３に示されるようにこの場合には機械圧縮比がＡ点からＢ1点までΔＣＲだけ低下せしめら、このとき実圧縮比が変化しないように吸気弁７の閉弁時期がΔＩＣだけ進角される。即ち、このとき触媒の昇温作用は実圧縮比を一定に維持しつつ機械圧縮比を最大機械圧縮比から低下させることによって行われる。このとき図１３に示されるように燃焼室５から排出される未燃ＨＣの量は減少せしめられる。 FIG. 13 shows a specific control example in the case where the temperature raising action of the catalyst is performed when the engine load is L 1 when the catalyst is not activated. Et allowed lowering the mechanical compression ratio is only ΔCR from point A to point B in the case as shown in FIG. 13, the closing timing of the intake valve 7 so that the actual compression ratio at this time is not changed only ΔIC advance Is done. That is, at this time, the temperature raising action of the catalyst is performed by lowering the mechanical compression ratio from the maximum mechanical compression ratio while keeping the actual compression ratio constant. At this time, as shown in FIG. 13, the amount of unburned HC discharged from the combustion chamber 5 is reduced.

一方、吸気弁７の閉弁時期が進角されると吸入空気量が増大するのでこのときには吸入空気量が変化しないように図１３に示される如くスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。   On the other hand, when the closing timing of the intake valve 7 is advanced, the intake air amount increases. At this time, the opening degree of the throttle valve 17 is decreased as shown in FIG. 13 so that the intake air amount does not change.

図１４に触媒の昇温制御のタイムチャートを示す。なお、図１４には機関負荷の変化、触媒温度ＴＣの変化、活性フラグの状態および昇温制御の形態が示されている。また、図１４の触媒温度ＴＣにおいてＴ0は触媒の活性温度、ＴＸは活性温度Ｔ0よりも若干高い温度であって触媒がまちがいなく活性していると判断しうる活性判断温度であり、ＴＣＯは触媒を昇温する際の昇温目標温度を示している。 FIG. 14 shows a time chart of catalyst temperature increase control. FIG. 14 shows a change in engine load, a change in catalyst temperature TC, an activation flag state, and a form of temperature increase control. In addition, in the catalyst temperature TC of FIG. 14, T 0 is an activation temperature of the catalyst, TX is a temperature slightly higher than the activation temperature T 0 , and is an activity determination temperature at which it can be determined that the catalyst is definitely active. Indicates the target temperature for raising the temperature of the catalyst.

図１４に示されるように本発明による実施例では機関の始動後、触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸを越えるまでは図１３に示される昇温制御Ｉが行われ、触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸを越えると活性フラグがセットされると共に触媒温度ＴＣが昇温目標温度ＴＣＯを越えるまで図１２に示される昇温制御ＩＩが行われる。その後、触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸ以下になると触媒温度ＴＣが昇温目標温度ＴＣＯを越えるまで再び図１２に示される昇温制御ＩＩが行われる。即ち、活性フラグが一旦セットされるとその後は昇温制御Ｉは行われることはなく、昇温制御ＩＩのみが行われることになる。   As shown in FIG. 14, in the embodiment according to the present invention, after the engine is started, the temperature increase control I shown in FIG. 13 is performed until the catalyst temperature TC exceeds the activity judgment temperature TX, and the catalyst temperature TC is the activity judgment temperature. When the temperature exceeds TX, the activation flag is set and the temperature increase control II shown in FIG. 12 is performed until the catalyst temperature TC exceeds the temperature increase target temperature TCO. Thereafter, when the catalyst temperature TC becomes equal to or lower than the activity determination temperature TX, the temperature increase control II shown in FIG. 12 is performed again until the catalyst temperature TC exceeds the temperature increase target temperature TCO. That is, once the activation flag is set, the temperature increase control I is not performed thereafter, and only the temperature increase control II is performed.

なお、昇温制御ＩおよびＩＩを行う際の吸気弁７の閉弁時期の進角量や遅角量ΔＩＣおよび機械圧縮比の低下量ΔＣＲは触媒の昇温作用時における触媒温度ＴＣと昇温目標温度ＴＣＯとの温度差ΔＴに基づいて制御される。即ち、昇温制御Ｉのときには図１５に示されるように触媒温度ＴＣと昇温目標温度ＴＣＯとの温度差ΔＴが大きいほど最大機械圧縮比からの機械圧縮比の低下量ΔＣＲが大きくされると共に吸気弁７の閉弁時期の進角量ΔＩＣが増大される。即ち、このとき吸気弁７の閉弁時期は吸気下死点に近づく方向に移動せしめられる。   The advance amount and retard amount ΔIC of the intake valve 7 when the temperature increase control I and II are performed and the decrease amount ΔCR of the mechanical compression ratio are the catalyst temperature TC and the temperature increase during the temperature increase operation of the catalyst. Control is performed based on a temperature difference ΔT with respect to the target temperature TCO. That is, in the temperature increase control I, as shown in FIG. 15, as the temperature difference ΔT between the catalyst temperature TC and the temperature increase target temperature TCO is larger, the reduction amount ΔCR of the mechanical compression ratio from the maximum mechanical compression ratio is increased. The advance amount ΔIC of the closing timing of the intake valve 7 is increased. That is, at this time, the closing timing of the intake valve 7 is moved in a direction approaching the intake bottom dead center.

これに対し、昇温制御ＩＩのときには図１６に示されるように触媒温度ＴＣと昇温目標温度ＴＣＯとの温度差ΔＴが大きいほど吸気弁７の閉弁時期の遅角量ΔＩＣが増大される。即ち、このときには吸気弁７の閉弁時期は基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動せしめられる。即ち、昇温制御ＩおよびＩＩが行われたときには熱効率をできるだけ低下させないように昇温制御Ｉにおいて温度差ΔＴが小さくなったときには機械圧縮比の低下量ΔＣＲが小さくされ、昇温制御ＩＩにおいて温度ΔＴが小さくなったときには実圧縮比が増大するように吸気弁７の閉弁時期の遅角量ΔＩＣが小さくされる。   In contrast, in the temperature increase control II, as shown in FIG. 16, as the temperature difference ΔT between the catalyst temperature TC and the temperature increase target temperature TCO is larger, the retard amount ΔIC of the closing timing of the intake valve 7 is increased. . That is, at this time, the closing timing of the intake valve 7 is moved in a direction away from the intake bottom dead center relative to the reference closing timing. That is, when the temperature increase control I and II are performed, the mechanical compression ratio decrease amount ΔCR is decreased when the temperature difference ΔT is reduced in the temperature increase control I so that the thermal efficiency is not reduced as much as possible. When ΔT becomes small, the retard amount ΔIC of the closing timing of the intake valve 7 is made small so that the actual compression ratio increases.

図１７は図１４に示される活性フラグのセット処理ルーチンを示しており、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図１７を参照するとまず初めにステップ９０において活性フラグがセットされているか否かが判別される。活性フラグがセットされていないときにはステップ９１に進んで触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸを越えたか否かが判別される。ＴＣ＞ＴＸとなったときにはステップ９２に進んで活性フラグがセットされる。この活性フラグは機関が停止されるとリセットされる。 FIG. 17 shows an activation flag setting processing routine shown in FIG. 14, and this routine is executed by interruption every predetermined time.
Referring to FIG. 17, first, at step 90, it is judged if the activation flag is set. When the activation flag is not set, the routine proceeds to step 91, where it is judged if the catalyst temperature TC has exceeded the activation judgment temperature TX. When TC> TX, the routine proceeds to step 92, where the activation flag is set. This activation flag is reset when the engine is stopped.

図１９は運転制御ルーチンを示しており、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図１９を参照するとまず初めにステップ１００において図１８に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出される。即ち、要求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の閉弁時期ＩＣが機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として図１８に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、このマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出される。次いでステップ１０１では実圧縮比を予め定められた実圧縮比とするのに必要な機械圧縮比ＣＲが算出される。 FIG. 19 shows an operation control routine, which is executed by interruption every predetermined time.
Referring to FIG. 19, first, at step 100, the valve closing timing IC of the intake valve 7 is calculated from the map shown in FIG. That is, the valve closing timing IC of the intake valve 7 necessary for supplying the required intake air amount into the combustion chamber 5 is previously stored in the ROM 32 in the form of a map as shown in FIG. 18 as a function of the engine load L and the engine speed N. The valve closing timing IC of the intake valve 7 is calculated from this map. Next, at step 101, a mechanical compression ratio CR necessary for setting the actual compression ratio to a predetermined actual compression ratio is calculated.

次いでステップ１０２では機関負荷Ｌが予め定められた機関負荷Ｌ0よりも低いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ0のときにはステップ１０３にジャンプしてスロットル弁１７の開度が算出される。前述したようにこのスロットル弁１７の開度θは予めＲＯＭ３２内に記憶されている。次いでステップ１０４では機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期が閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、スロットル弁１７の開度が開度θとなるようにスロットル弁１７が制御される。 Then whether step 102 the engine load L is lower than the engine load L 0 defined in advance is determined. When L ≧ L 0, the routine jumps to step 103, where the opening degree of the throttle valve 17 is calculated. As described above, the opening θ of the throttle valve 17 is stored in the ROM 32 in advance. Next, at step 104, the variable compression ratio mechanism A is controlled so that the mechanical compression ratio becomes the mechanical compression ratio CR, and the variable valve timing mechanism B is controlled so that the closing timing of the intake valve 7 becomes the closing timing IC, The throttle valve 17 is controlled so that the opening degree of the throttle valve 17 becomes the opening degree θ.

一方、ステップ１０２においてＬ＜Ｌ0であると判断されるとステップ１０５に進んで活性フラグがセットされているか否かが判別される。活性フラグがセットされていないときにはステップ１０６に進んで昇温フラグがセットされる。次いでステップ１０７に進んで図１４に示される昇温制御Ｉが行われる。 On the other hand, if it is determined in step 102 that L <L 0 , the routine proceeds to step 105, where it is determined whether or not the activation flag is set. When the activation flag is not set, the routine proceeds to step 106, where the temperature raising flag is set. Next, the routine proceeds to step 107 where the temperature raising control I shown in FIG. 14 is performed.

即ち、ステップ１０７では図１５に示す関係から温度差ΔＴに基づいて機械圧縮比の低下量ΔＣＲが算出され、次いでステップ１０８では図１５に示す関係から温度差ΔＴに基づいて吸気弁閉弁時期の進角量ΔＩＣが算出される。次いでステップ１０９ではステップ１０１において算出された機械圧縮比ＩＣとステップ１０７において算出された低下量ΔＩＣから最終的な機械圧縮比ＩＣが算出され、次いでステップ１１０ではステップ１００において算出された吸気弁７の閉弁時期ＩＣとステップ１０８において算出された進角量ΔＩＣから最終的な空気弁７の閉弁時期ＩＣが算出される。次いでステップ１０３に進む。   That is, in step 107, the reduction amount ΔCR of the mechanical compression ratio is calculated based on the temperature difference ΔT from the relationship shown in FIG. 15, and then in step 108, the intake valve closing timing is calculated based on the temperature difference ΔT from the relationship shown in FIG. An advance amount ΔIC is calculated. Next, at step 109, the final mechanical compression ratio IC is calculated from the mechanical compression ratio IC calculated at step 101 and the amount of decrease ΔIC calculated at step 107. Next, at step 110, the intake valve 7 calculated at step 100 is calculated. The final valve closing timing IC of the air valve 7 is calculated from the valve closing timing IC and the advance amount ΔIC calculated in step 108. Next, the routine proceeds to step 103.

一方、ステップ１０５において活性フラグがセットされたと判断されるとステップ１１１に進んで図１４に示される昇温制御ＩＩを実行すべきことを示す昇温フラグがセットされているか否かが判別される。昇温フラグがセットされているときにはステップ１１４にジャンプして触媒温度ＴＣが昇温目標温度ＴＣＯを越えたか否かが判別される。ＴＣ≦ＴＣＯのときにはステップ１１５に進んで図１６に示す関係から温度差ΔＴに基づいて吸気弁閉弁時期の遅角量ΔＩＣが算出される。次いでステップ１１０ではステップ１００において算出された吸気弁７の閉弁時期ＩＣとステップ１１５において算出された遅角量ΔＩＣから最終的な吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出される。次いでステップ１０３に進む。   On the other hand, when it is determined in step 105 that the activation flag has been set, the routine proceeds to step 111, where it is determined whether or not the temperature increase flag indicating that the temperature increase control II shown in FIG. 14 should be executed is set. . When the temperature raising flag is set, the routine jumps to step 114, where it is judged if the catalyst temperature TC has exceeded the temperature raising target temperature TCO. When TC ≦ TCO, the routine proceeds to step 115, where the retardation amount ΔIC of the intake valve closing timing is calculated based on the temperature difference ΔT from the relationship shown in FIG. Next, at step 110, the final closing timing IC of the intake valve 7 is calculated from the closing timing IC of the intake valve 7 calculated at step 100 and the retard amount ΔIC calculated at step 115. Next, the routine proceeds to step 103.

次いでステップ１１４においてＴＣ＞ＴＣＯになったと判断されるとステップ１１６に進んで昇温フラグがリセットされ、昇温制御ＩＩが停止される。昇温フラグがリセットされるとステップ１１１からステップ１１２に進んで触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸ以下に低下したか否かが判別される。ＴＣ＜ＴＸになるとステップ１１３に進んで昇温フラグがセットされる。次いでステップ１１４を経てステップ１１５に進み、再び昇温制御ＩＩが行われる。   Next, when it is determined at step 114 that TC> TCO, the routine proceeds to step 116 where the temperature raising flag is reset and the temperature raising control II is stopped. When the temperature raising flag is reset, the routine proceeds from step 111 to step 112, where it is determined whether or not the catalyst temperature TC has dropped below the activation determination temperature TX. When TC <TX, the routine proceeds to step 113, where the temperature raising flag is set. Next, the routine proceeds to step 115 through step 114, and the temperature raising control II is performed again.

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
２０ 触媒コンバータ
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 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Crankcase 2 Cylinder block 3 Cylinder head 4 Piston 5 Combustion chamber 7 Intake valve 20 Catalytic converter 70 Intake valve drive camshaft A Variable compression ratio mechanism B Variable valve timing mechanism

Claims (7)

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、燃焼室内に供給される吸入空気が吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、機関低負荷運転側では機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持されると共に吸気弁の閉弁時期が予め定められている基準閉弁時期に制御される火花点火式内燃機関において、機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持される機関低負荷運転側において排気浄化用触媒を昇温すべきときには実圧縮比が低下せしめられ、この実圧縮比の低下作用は主に吸気弁の閉弁時期を上記基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる火花点火式内燃機関。   It has a variable valve timing mechanism that can control the closing timing of the intake valve and a variable compression ratio mechanism that can change the mechanical compression ratio, and the intake air supplied into the combustion chamber controls the closing timing of the intake valve. The spark ignition internal combustion engine is controlled by changing the engine low load operation side so that the mechanical compression ratio is maintained at the maximum mechanical compression ratio and the closing timing of the intake valve is controlled to a predetermined reference closing timing. In an engine, when the temperature of the exhaust purification catalyst is to be raised on the engine low load operation side where the mechanical compression ratio is maintained at the maximum mechanical compression ratio, the actual compression ratio is lowered. A spark ignition internal combustion engine which is performed by moving the valve closing timing in a direction away from the intake bottom dead center with respect to the reference valve closing timing. 上記実圧縮比の低下作用は機械圧縮比を最大機械圧縮比に維持しつつ吸気弁の閉弁時期を上記基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。   The lowering action of the actual compression ratio is performed by moving the closing timing of the intake valve in a direction away from the intake bottom dead center from the reference closing timing while maintaining the mechanical compression ratio at the maximum mechanical compression ratio. 2. The spark ignition internal combustion engine according to 1. 上記実圧縮比の低下作用は上記排気浄化用触媒が活性化しているときに行われる請求項１又は請求項２に記載の火花点火式内燃機関。   The spark ignition internal combustion engine according to claim 1 or 2, wherein the action of reducing the actual compression ratio is performed when the exhaust purification catalyst is activated. 上記排気浄化用触媒を昇温すべきときに該触媒が活性化していないときには、該触媒の昇温作用は主に機械圧縮比を最大機械圧縮比から低下させることによって行われる請求項３に記載の火花点火式内燃機関。   The temperature raising action of the catalyst is mainly performed by lowering the mechanical compression ratio from the maximum mechanical compression ratio when the catalyst is not activated when the temperature of the exhaust purification catalyst is to be raised. Spark ignition internal combustion engine. 該触媒の昇温作用は実圧縮比を一定に維持しつつ機械圧縮比を最大機械圧縮比から低下させることによって行われる請求項４に記載の火花点火式内燃機関。   The spark ignition internal combustion engine according to claim 4, wherein the temperature raising action of the catalyst is performed by lowering the mechanical compression ratio from the maximum mechanical compression ratio while maintaining the actual compression ratio constant. 上記排気浄化用触媒の昇温目標温度が予め設定されており、該触媒の昇温作用時に該触媒の温度と該昇温目標温度との温度差が大きいほど最大機械圧縮比からの機械圧縮比の低下量が大きくされる請求項５に記載の火花点火式内燃機関。   The temperature increase target temperature of the exhaust purification catalyst is set in advance, and the mechanical compression ratio from the maximum mechanical compression ratio increases as the temperature difference between the catalyst temperature and the temperature increase target temperature increases during the temperature increase action of the catalyst. The spark ignition type internal combustion engine according to claim 5, wherein a decrease amount of the spark ignition is increased. 上記排気浄化用触媒の昇温目標温度が予め設定されており、該実圧縮比の低下作用時に該触媒の温度と該昇温目標温度との温度差が大きいほど吸気弁の閉弁時期を上記基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させるようにした請求項２に記載の火花点火式内燃機関。   The temperature increase target temperature of the exhaust purification catalyst is set in advance, and the closing timing of the intake valve becomes greater as the temperature difference between the catalyst temperature and the temperature increase target temperature increases when the actual compression ratio decreases. 3. The spark ignition internal combustion engine according to claim 2, wherein the internal combustion engine is moved in a direction away from the intake bottom dead center with respect to the reference valve closing timing.
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2013245567A (en) * 2012-05-23 2013-12-09 Toyota Motor Corp Internal combustion engine

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000265873A (en) * 1999-03-12 2000-09-26 Nissan Motor Co Ltd Combustion control device for internal combustion engine
JP2008274963A (en) * 2008-08-11 2008-11-13 Toyota Motor Corp Spark ignition internal combustion engine
JP2009115035A (en) * 2007-11-08 2009-05-28 Toyota Motor Corp Spark ignition type internal combustion engine
WO2009091077A1 (en) * 2008-01-16 2009-07-23 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Spark ignition type internal combustion engine

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000265873A (en) * 1999-03-12 2000-09-26 Nissan Motor Co Ltd Combustion control device for internal combustion engine
JP2009115035A (en) * 2007-11-08 2009-05-28 Toyota Motor Corp Spark ignition type internal combustion engine
WO2009091077A1 (en) * 2008-01-16 2009-07-23 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Spark ignition type internal combustion engine
JP2008274963A (en) * 2008-08-11 2008-11-13 Toyota Motor Corp Spark ignition internal combustion engine

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2013245567A (en) * 2012-05-23 2013-12-09 Toyota Motor Corp Internal combustion engine

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