JP2011106371A - Spark-ignition internal combustion engine - Google Patents
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Abstract
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.
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.
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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