JP2013133730A - 可変圧縮比機構を備える内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関において、スロットル弁の開度が設定開度より大きく吸気管負圧を発生させることができないときにおいても、電動ポンプなどを使用することなく、ガソリン蒸気吸着装置から吸気系へガソリンを放出可能とする。
【解決手段】ガソリン蒸気吸着装置９０がサージタンク１２より下流側の吸気通路１１に接続され、スロットル弁１７の開度が設定開度より大きいときにガソリン蒸気吸着装置からガソリンを吸気通路へ放出させようとするときには、可変圧縮比機構Ａにより機械圧縮比を変化させて吸気上死点のピストン頂面からサージタンクまでの吸気流路の長さを変化させることにより、吸気流路において吸気脈動の定常波を発生させ、ガソリン蒸気吸着装置の接続位置が負圧となるときにガソリン蒸気吸着装置からガソリンを放出させる。
【選択図】図１

Description

本発明は、可変圧縮比機構を備える内燃機関に関する。

機関低負荷時の熱効率を改善するために機械圧縮比を高めて膨張比を高くすることが可能な可変圧縮比機構を備える内燃機関が公知である（特許文献１参照）。この内燃機関において、膨張比と同時に実圧縮比も高くするとノッキングが発生し易くなるために、機械圧縮比を高くしても実圧縮比が一定となるように吸気弁の閉弁時期を遅角するように制御される。

機関負荷が低くなるほど熱効率が悪化するために、機械圧縮比は機関負荷が低くなるほど高くされ、それにより、機関負荷が低いほど吸気弁の閉弁時期が遅角されるために、スロットル弁を全開としても吸入空気量の制御が可能となる。こうしてスロットル弁を全開とすることによって、ポンピング損失の低減が可能となる。

特開２００７−３０３４２３ 特開２００２−２７６４７８ 特開２００１−３４２８５７ 特開２００８−００２４３７

ところで、内燃機関には、一般的に、燃料タンクから発生するガソリン蒸気の大気放出を抑制するために、ガソリン蒸気吸着装置が設けられている。このようなガソリン蒸気吸着装置は、無制限にガソリン蒸気を吸着させることはできず、限界量を超える以前に吸着したガソリンを吸気系へ放出することが必要とされる。

一般的には、ポンプ等の装置を必要とせずに、ガソリン蒸気吸着装置からガソリンを吸気系へ放出することを可能とするために、吸気系のスロットル弁下流側に発生する吸気管負圧が利用される。しかしながら、スロットル弁が全開とされていると吸気管負圧を発生させることができない。それにより、前述の内燃機関のように、スロットル弁が全開とされている期間が長くなると、ガソリン蒸気吸着装置からガソリンを吸気系へ放出させることができずに、吸着ガソリンが限界量となってガソリン蒸気吸着装置にガソリン蒸気を吸着させることができなくなってしまうことがある。

従って、本発明の目的は、機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関において、スロットル弁の開度が設定開度より大きく吸気管負圧を発生させることができないときにおいても、電動ポンプなどを使用することなく、ガソリン蒸気吸着装置から吸気系へガソリンを放出可能とすることである。

本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、ガソリン蒸気吸着装置が吸気系のサージタンクより下流側の吸気通路に接続されており、スロットル弁の開度が設定開度より大きいときに前記ガソリン蒸気吸着装置からガソリンを前記吸気通路へ放出させようとするときには、前記可変圧縮比機構により機械圧縮比を変化させて吸気上死点のピストン頂面から前記サージタンクまでの吸気流路の長さを変化させることにより、前記吸気流路において吸気脈動の定常波を発生させ、前記吸気脈動の定常波によって前記吸気系の前記ガソリン蒸気吸着装置の接続位置が負圧となるときに前記ガソリン蒸気吸着装置からガソリンを前記吸気系へ放出させることを特徴とする。

本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記吸気流路において吸気脈動の定常波を発生させるために、現在の機関回転数に応じて、前記可変圧縮比機構により機械圧縮比を変化させて前記吸気流路の長さを変化させることを特徴とする。

本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、ガソリン蒸気吸着装置が吸気系のサージタンクより下流側の吸気通路に接続されており、スロットル弁の開度が設定開度より大きいときにガソリン蒸気吸着装置からガソリンを吸気通路へ放出させようとするときには、可変圧縮比機構により機械圧縮比を変化させて吸気上死点のピストン頂面からサージタンクまでの吸気流路の長さを変化させることにより、吸気流路において吸気脈動の定常波を発生させ、吸気脈動の定常波によって吸気系のガソリン蒸気吸着装置の接続位置が負圧となるときにガソリン蒸気吸着装置からガソリンを吸気系へ放出させるようになっており、スロットル弁の開度が設定開度より大きくて、そのままでは吸気管負圧が発生しないときにおいても、電動ポンプなどを使用することなく、ガソリン蒸気吸着装置から吸気系へガソリンを放出させることができる。

本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、吸気流路において吸気脈動の定常波を発生させるために、現在の機関回転数に応じて、可変圧縮比機構により機械圧縮比を変化させて吸気流路の長さを変化させるようになっており、ガソリン蒸気吸着装置から吸気系へガソリンを放出させるために、機関回転数毎に吸気流路において吸気脈動の定常波を発生させることができる。

内燃機関の全体図である。 可変圧縮比機構の分解斜視図である。 図解的に表した内燃機関の側面断面図である。 可変バルブタイミング機構を示す図である。 吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。 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。 理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。 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。 機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。 スロットル弁の開度が比較的大きくてもガソリン蒸気吸着装置からのガソリン蒸気の放出を可能とするための可変圧縮比機構及びガソリン蒸気放出通路の制御弁の制御を示すフローチャートである。 吸気流路の長さを説明するための図である。 機関回転数と吸気脈動の定常波を発生させる機械圧縮比との関係を示すマップである。 吸気枝管のガソリン蒸気放出通路の接続位置の圧力変化を示すタイムチャートである。

図１は本発明による可変圧縮比機構を備える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。また、サージタンク１２の下流側の吸気枝管１１には、ガソリン蒸気吸着装置９０がガソリン蒸気放出通路９１を介して接続されている。ガソリン蒸気放出通路９１には制御弁９２が配置されている。

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装置２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。

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。

図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。

電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。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、ガソリン蒸気放出通路９１の制御弁９２、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。

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。

図２に示されるように一対のカムシャフト５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。

図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心軸５７は最も低い位置となる。

なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。

図３（Ａ）から図３（Ｃ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離間側に移動する。即ち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。

図２に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォーム６１，６２が取付けられており、これらウォーム６１，６２と噛合するウォームホイール６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。

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。

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。

一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。

これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。

このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。

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。

一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。

次に図９を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒装置２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯ_X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。

さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。

一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。

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。

機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ1まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比（上限機械圧縮比）に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。

一方、図９に示される実施例では機関負荷がＬ1まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。

吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。

一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。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、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌ1まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができる。

前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。従って本実施例では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。

図９を使用して説明したように、機関負荷が低くなるほど、可変圧縮比機構Ａにより膨張比を高めるために機械圧縮比は高くされるが、実圧縮比が高くなり過ぎてノッキングやプレイグニッションを発生させないために、実圧縮比を一定とするように、可変バルブタイミング機構Ｂにより吸気弁の閉弁時期は遅角されるようになっている。吸気弁の閉弁時期が最も遅角されるまでは（機関負荷Ｌ１以上）、スロットル弁は全開とされて、吸気弁の閉弁時期の遅角によって吸気量が制御される。

ところで、前述したガソリン蒸気吸着装置９０は、燃料タンク（図示せず）にも連通されており、燃料タンクにおいて発生するガソリン蒸気を活性炭等により吸着して大気へ放出されないようにするものである。しかしながら、無制限にガソリン蒸気を吸着することはできず、限界量を超える以前に吸着したガソリン蒸気を吸気系へ放出することが必要とされる。

本実施例では、ガソリン蒸気吸着装置９０は、ガソリン蒸気放出通路９１によって吸気枝管１１のサージタンク１２の下流側に接続されており、スロットル弁１７の開度が比較的小さいときには、吸気枝管１１に発生する吸気負圧を利用して、ガソリン蒸気吸着装置９０吸気枝管１１へガソリン蒸気を放出させることができる。しかしながら、スロットル弁１７が全開とされていると、何もしなければ、吸気枝管１１には吸気負圧は発生しないために、ガソリン蒸気吸着装置９０からガソリン蒸気を放出させることができない。

本実施例の内燃機関は、図９において説明したように、機関負荷がＬ１以上であるときには、スロットル弁１７は全開とされており、このように、スロットル弁が全開とされている期間が長くなると、ガソリン蒸気吸着装置９０において吸着ガソリンが限界量となってガソリン蒸気吸着装置９０にガソリン蒸気を吸着させることができなくなってしまうことがある。

本実施例の内燃機関では、図１０に示すフローチャートに従って可変圧縮比機構Ａ及びガソリン蒸気放出通路９１の制御弁９２が制御され、スロットル弁１７が全開であっても、ガソリン蒸気吸着装置９０からのガソリン蒸気の放出を可能としている。本フローチャートは、機関始動と同時に電子制御ユニット３０により実施される。

先ず、ステップ１０１において、ガソリン蒸気吸着装置９０の現在のガソリン蒸気吸着量Ａが限界量より僅かに少ない設定量Ａ’となったか否かが判断される。この判断が否定されるときには、ガソリン蒸気吸着装置９０には、まだガソリン蒸気を吸着する余裕があるために、そのまま終了する。ステップ１０１の判断において、前回のガソリン蒸気の放出完了からの経過時間が長いほど、ガソリン蒸気吸着装置９０の現在のガソリン蒸気吸着量Ａが多くなること等を利用することができる。

一方、ステップ１０１の判断が肯定されるときには、ガソリン蒸気吸着装置９０には、それほどガソリン蒸気を吸着する余裕はなく、吸気系へガソリン蒸気を放出することが望まれる。このときにはステップ１０２へ進む。ステップ１０２では、スロットル開度センサ２４の出力に基づいて、スロットル弁１７の開度ＴＡが全開近傍の設定開度Ａ’以上であるか否かが判断される。この判断が否定されるときには、吸気枝管１１には比較的大きな吸気管負圧が発生するために、ステップ１０３において、制御弁９２を開弁して、ガソリン蒸気放出通路９１を開放することにより、ガソリン蒸気吸着装置９０からガソリン蒸気を吸気系へ放出させることができる。

次いで、ステップ１０４において、ガソリン蒸気吸着装置９０からのガソリン蒸気の放出を開始してからの経過時間Ｔが第一設定時間Ｔ１に達したか否かが判断され、この判断が否定されるときには、ガソリン蒸気吸着装置９０からは十分にガソリン蒸気が放出されていないとして、ステップ１０３へ戻り、制御弁９２を開弁し続ける。一方、ステップ１０４の判断が肯定されるときには、ガソリン蒸気吸着装置９０に吸着されている全てのガソリン蒸気が放出されたとして、ステップ１０８において制御弁９２を閉弁して終了する。

また、スロットル弁１７の開度ＴＡが設定開度ＴＡ’以上であってステップ１０２の判断が肯定されるときには、そのままでは、吸気枝管１１内には吸気管負圧は発生しない。本フローチャートでは、ステップ１０５において、可変機械圧縮比機構Ａにより機械圧縮比Ｅを変化させて、吸気流路において気柱固有振動によって吸気脈動の定常波を発生させるようにしている。

ここで、吸気流路とは、図１１に示すように、吸気枝管１１と吸気ポート８とを含む吸気上死点のピストン４の頂面からサージタンク１２までであり、機械圧縮比Ｅを変化させて上死点のピストン頂面から吸気ポート８までの気筒内距離を変化させて吸気流路の長さＬＥを変化させることにより、吸気行程毎に吸気上死点において気筒内で発生する負圧波が開放端であるサージタンク１２において正圧波として反射する吸気脈動を定常波とすることができる。

図１２に示すように、現在の機関回転数ＮＥが低いほど、機械圧縮比Ｅを低くして、吸気流路の長さＬＥを長くするようにして、吸気脈動の定常波を発生させるようになっている。本実施例において、高回転時（例えば５０００ｒｍｐ）には、吸気流路の長さＬＥが最も短くなる上限機械圧縮比において、吸気流路に吸気脈動の定常波が発生するように、吸気枝管１１及び吸気ポート８の長さが設計されている。

こうして、現在の機関回転数に基づいて吸気経路において吸気脈動の定常波を発生させるように機械圧縮比Ｅを変化させると、ステップ１０６において、ガソリン蒸気放出通路９１の制御弁９２の開閉制御が実施される。図１３は、吸気脈動の定常波が発生しているときに、吸気枝管１１のガソリン蒸気放出通路９１の接続位置、すなわち、吸気経路のサージタンク１２の下流側において発生する圧力変化を示すタイムチャートである。ガソリン蒸気放出通路９１の接続位置は、発生させる定常波の節近傍とすることが好ましく、それにより、接続位置において大きく圧力が変化し、図１３に示すように、時刻ｔ１からｔ２の間、時刻ｔ３からｔ４の間、時刻ｔ５からｔ６の間は、負圧となる。このように、ガソリン蒸気放出通路９１の接続位置は、定期的に負圧となるために、負圧となっている間だけガソリン蒸気放出通路９１が開放されるように制御弁９２を開閉制御する。

それにより、スロットル弁１７の開度ＴＡが設定開度ＴＡ’以上であってそのままでは吸気管負圧を発生させることができないときにも、ガソリン蒸気吸着装置９０から吸気系へガソリン蒸気を放出させることができる。

次いで、ステップ１０７において、ガソリン蒸気吸着装置９０からのガソリン蒸気の放出を開始してからの経過時間Ｔが第二設定時間Ｔ２に達したか否かが判断され、この判断が否定されるときには、ガソリン蒸気吸着装置９０からは十分にガソリン蒸気が放出されていないとして、ステップ１０６へ戻り、制御弁９２を開閉制御し続ける。一方、ステップ１０７の判断が肯定されるときには、ガソリン蒸気吸着装置９０に吸着されている全てのガソリン蒸気が放出されたとして、ステップ１０８において制御弁９２を閉弁して終了する。このように、吸気脈動の定常波を発生させてガソリン蒸気吸着装置９０からガソリン蒸気を放出させる場合は、スロットル弁開度が比較的小さいときに発生する吸気管負圧を利用する場合に比較して、ガソリン蒸気を放出させ難いために、第二設定時間Ｔ２は、第一設定時間Ｔ１より長くされる。

ガソリン蒸気が吸気系へ放出されているときには、空燃比センサ２１を使用する空燃比制御によって燃料噴射弁１３から噴射される燃料量が少なくされることとなる。本実施例において、ガソリン蒸気放出通路９１は、特定気筒の吸気枝管１１に接続されているために、ガソリン蒸気が放出されているときには、特定気筒の燃料噴射弁１３の燃料量を制御することが必要となる。空燃比センサ２１が各気筒の排気集合部の下流側に配置されている場合には、特定気筒の排気ガスの空燃比を検出するには、特定気筒の排気行程直後の排気ガスの空燃比を検出すれば良い。もちろん、特定気筒用の空燃比センサを各気筒の排気集合部の上流側の特定気筒の排気通路に配置するようにしても良い。

１ クランクケース
２ シリンダブロック
４ ピストン
１２ サージタンク
１７ スロットル弁
９０ ガソリン蒸気吸着装置
９１ ガソリン蒸気放出通路
９２ 制御弁
Ａ 可変圧縮比機構

Claims (2)

1. ガソリン蒸気吸着装置が吸気系のサージタンクより下流側の吸気通路に接続されており、スロットル弁の開度が設定開度より大きいときに前記ガソリン蒸気吸着装置からガソリンを前記吸気通路へ放出させようとするときには、前記可変圧縮比機構により機械圧縮比を変化させて吸気上死点のピストン頂面から前記サージタンクまでの吸気流路の長さを変化させることにより、前記吸気流路において吸気脈動の定常波を発生させ、前記吸気脈動の定常波によって前記吸気系の前記ガソリン蒸気吸着装置の接続位置が負圧となるときに前記ガソリン蒸気吸着装置からガソリンを前記吸気系へ放出させることを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。
2. 前記吸気流路において吸気脈動の定常波を発生させるために、現在の機関回転数に応じて、前記可変圧縮比機構により機械圧縮比を変化させて前記吸気流路の長さを変化させることを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。

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