JP4305477B2 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

Description

本発明は、火花点火式内燃機関に関する。

機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、機関中負荷運転時及び機関高負荷運転時には過給機による過給作用を行い、且つこれら機関中高負荷運転時においては実圧縮比を一定に保持した状態で機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比を増大すると共に吸気弁の閉弁時期を遅くするようにした火花点火式内燃機関が公知である（例えば特許文献１を参照）。

ところで、この内燃機関では機関低負荷運転時にも機械圧縮比が高くされ、吸気弁の閉弁時期が遅くされている。しかし、機関低負荷運転時において燃焼室内に供給される吸入空気量の制御がどのようにして行われているのか不明である。

特開２００４−２１８５２２号公報 特開平５−１５６９５３号公報

さて、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、従って車両走行時における熱効率を向上させるためには、すなわち燃費を向上させるためには機関低負荷運転時における熱効率を向上させることが必要となる。

ところで、内燃機関では膨張比が大きくなればなるほど膨張行程時にピストンに対して押下げ力が作用する期間が長くなり、従って膨張比が大きくなるほど熱効率が向上する。一方、機械圧縮比を高くすると膨張比が高くなる。従って車両走行時における熱効率を向上させるためには機関低負荷運転時における機械圧縮比を可能な限り高くして、機関低負荷運転時に最大の膨張比を得られるようにすることが好ましいことになる。

また、内燃機関ではスロットル弁の開度が小さくなるにつれてポンピング損失が大きくなり、機関低負荷運転時にはこのような傾向が顕著になる。このようにポンピング損失が大きくなると熱効率が低下する。従って、車両走行時における熱効率を向上させるためには、機関低負荷運転時におけるポンピング損失を低減すべくスロットル弁の開度を大きくすることが必要となる。このように機関低負荷運転時、すなわち燃焼室に供給すべき吸入空気量の少ない時においてスロットル弁の開度を大きくするためには吸気弁の閉弁時期を変更することによって吸入空気量を制御することが好ましいことになる。

ところが、吸気弁の閉弁時期を変更することによって吸入空気量を制御するには限界があり、機関負荷が極めて低いとき、すなわち燃焼室に供給すべき吸入空気量が極めて少ないときには、もはや吸気弁の閉弁時期を遅くすることによっては吸入空気量を適切に制御するのが困難である。

そこで、本発明の目的は、吸気弁の閉弁時期を変更することによっては吸入空気量を適切に制御するのが困難な領域においても吸入空気量を適切に制御することができる火花点火式内燃機関を提供することにある。

上記課題を解決するために、第１の発明では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、筒内の気流を制御する気流制御弁とを具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされると共に機関低負荷運転時における実圧縮比を機関中高負荷運転時の実圧縮比の±１０パーセントの範囲内とし、機関負荷が極低負荷領域内にあるときには上記気流制御弁によって筒内の気流及び燃焼室内に供給される吸入空気量が制御される火花点火式内燃機関が提供される。

第２の発明では、第１の発明において、上記吸気弁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まで吸気下死点から離れる方向に移動せしめられる。
第３の発明では、第２の発明において、上記極低負荷領域は上記吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域とされる。
第４の発明では、第３の発明において、上記極低負荷領域では吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に保持される。

第５の発明では、第２の発明において、吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では燃焼室内に供給される吸入空気量が気流制御弁及び機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によらずに吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される。
第６の発明では、第５の発明において、吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域ではスロットル弁が全開状態に保持される。
第７の発明では、第５の発明において、吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では気流制御弁が全開状態に保持される。

第８の発明では、第１の発明において、上記極低負荷領域では機関吸気通路内に配置されたスロットル弁が全開状態から全開よりも１０パーセント閉弁された状態の間の範囲内とされている。
第９の発明では、第１の発明において、上記極低負荷領域では、上記気流制御弁及び機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によって吸入空気量が制御される。
第１０の発明では、第９の発明において、上記極低負荷領域では、上記気流制御弁は機関負荷が低くなるにつれてその開度が小さくせしめられ、上記気流制御弁が全閉になったときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によって燃焼室内に供給される吸入空気量が制御される。

第１１の発明では、第１の発明において、機関低負荷運転時には膨張比が２０以上とされる。
第１２の発明では、第１の発明において、機関低回転時には機関負荷に関わらずに上記実圧縮比がほぼ９から１１の間とされる。
第１３の発明では、第１２の発明において、機関回転数が高くなるほど上記実圧縮比が高くされる。

第１４の発明では、第１の発明において、上記機械圧縮比は機関負荷が低くなるにつれて限界機関圧縮比まで増大せしめられる。
第１５の発明では、第１４の発明において、上記機械圧縮比が上記限界機械圧縮比に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が上記限界機械圧縮比に保持される。
第１６の発明では、第１〜第１５のいずれか一つの発明において、機関低負荷運転時には機械圧縮比が最大機械圧縮比とされる。

本発明によれば、吸気弁の閉弁時期を変更することによっては吸入空気量を適切に制御するのが困難な領域、すなわち機関負荷が極めて低い極低負荷領域においても吸入空気量を適切に制御することができる。

図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１にはそれぞれ対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。

サージタンク１２は吸気ダクト１４を介して排気ターボチャージャ１５のコンプレッサ１５ａの出口に連結され、コンプレッサ１５ａの入口は例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１６を介してエアクリーナ１７に連結される。吸気枝管１１内にはアクチュエータ１８によって駆動されるスワール制御弁（ＳＣＶ）１９が配置され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ２０によって駆動されるスロットル弁２１が配置される。

一方、排気ポート１０は排気マニホルド２２を介して排気ターボチャージャ１５の排気タービン１５ｂの入口に連結され、排気タービン１５ｂの出口は排気管２３を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２４に連結される。排気管２３内には空燃比センサ２５が配置される。

一方、図１に示した実施形態ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更するために吸気弁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が設けられている。

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及び出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１６の出力信号及び空燃比センサ２５の出力信号はそれぞれ対応するＡＤ変換器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を介して点火プラグ６、燃料噴射弁１３、スワール制御弁駆動用アクチュエータ１８、スロットル弁駆動用アクチュエータ２０、可変圧縮比機構Ａ及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内にはそれぞれ断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔ててそれぞれ対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。

図２に示したように一対のカムシャフト５４、５５が設けられており、各カムシャフト５４、５５上には一つおきに各カム挿入孔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に示した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。

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したように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）に示したように偏心軸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。

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。

図２に示したように各カムシャフト５４、５５をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ螺旋方向が逆向きの一対のウォームギア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がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。この実施形態では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。なお、図１から図３に示した可変圧縮比機構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。

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に対して設けられている可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４に示したように可変バルブタイミング機構Ｂはカムシャフト７０の一端に取付けられてカムシャフト７０のカムの位相を変更するためのカム位相変更部Ｂ１と、カムシャフト７０と吸気弁７のバルブリフタ２６との間に配置されてカムシャフト７０のカムの作用角を異なる作用角に変更して吸気弁７に伝達するカム作用角変更部Ｂ２から構成されている。なお、カム作用角変更部Ｂ２については図４に側面断面図と平面図とが示されている。

まず初めに可変バルブタイミング機構Ｂのカム位相変更部Ｂ１について説明すると、このカム位相変更部Ｂ１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、カムシャフト７０と一緒に回転し且つ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側にはそれぞれ進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。

各油圧室７６、７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６、７７にそれぞれ連結された油圧ポート７９、８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３、８４と、各ポート７９、８０、８２、８３、８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。

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が下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Ｘ方向に相対回転せしめられる。

これに対し、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が上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Ｘ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に示した中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従ってカム位相変更部Ｂ１によってカムシャフト７０のカムの位相を図５（Ａ）に示したように所望の量だけ進角又は遅角させることができる。すなわち、カム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の閉弁時期を任意に進角又は遅角させることができることになる。

次に可変バルブタイミング機構Ｂのカム作用角変更部Ｂ２について説明すると、このカム作用角変更部Ｂ２はカムシャフト７０と平行に並列配置され且つアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられる制御ロッド９０と、カムシャフト７０のカム９２と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された軸線方向に延びるスプライン９３に摺動可能に嵌合せしめられている中間カム９４と、吸気弁７を駆動するためにバルブリフタ２６と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された螺旋状に延びるスプライン９５に摺動可能に嵌合する揺動カム９６とを具備しており、揺動カム９６上にはカム９７が形成されている。

カムシャフト９０が回転するとカム９２によって中間カム９４が常に一定の角度だけ揺動せしめられ、このとき揺動カム９６も一定の角度だけ揺動せしめられる。一方、中間カム９４及び揺動カム９６は制御ロッド９０の軸線方向には移動不能に支持されており、従って制御ロッド９０がアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられたときに揺動カム９６は中間カム９４に対して相対回転せしめられることになる。

中間カム９４と揺動カム９６との相対回転位置関係によりカムシャフト７０のカム９２が中間カム９４と係合しはじめたときに揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２６と係合しはじめる場合には図５（Ｂ）においてａで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフトは最も大きくなる。これに対し、アクチュエータ９１によって揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向に相対回転せしめられると、カムシャフト７０のカム９２が中間カム９４に係合した後、暫らくしてから揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２６と係合する。この場合には図５（Ｂ）においてｂで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量はａに比べて小さくなる。

揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向に更に相対回転せしめられると図５（Ｂ）においてｃで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量は更に小さくなる。すなわち、アクチュエータ９１により中間カム９４と揺動カム９６の相対回転位置を変更することによって吸気弁７の開弁期間を任意に変えることができる。ただし、この場合、吸気弁７のリフト量は吸気弁７の開弁期間が短くなるほど小さくなる。

このようにカム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の閉弁時期を任意に変更することができ、カム作用角変更部Ｂ２によって吸気弁７の開弁期間を任意に変更することができるのでカム位相変更部Ｂ１とカム作用角変更部Ｂ２との双方によって、すなわち可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁７の閉弁時期と開弁期間とを、すなわち吸気弁７の開弁時期と閉弁時期とを任意に変更することができることになる。

なお、図１及び図４に示した可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、図１及び図４に示した例以外の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。

図６は、一つの気筒に通じる吸気ポート８及び吸気枝管１１の概略図を示している。図６を参照すると、吸気枝管１１はその下流側において二つの分岐管１１ａ及び１１ｂに分岐しており、各分岐管１１ａ、１１ｂはそれぞれ一つの吸気ポート８に連通する。そして、分岐管１１ａ、１１ｂに通じる二つの吸気ポート８は同一の気筒に連通する。

二つの分岐管１１ａ、１１ｂのうち一方の分岐管１１ｂ内にはスワール制御弁１９が設けられる。スワール制御弁１９は、分岐管１１ｂ内を通過する空気の流量を制御することができ、これに伴って燃焼室５内で生成されるスワール（旋回流）の強さを調整することができる。

図７（Ａ）はスワール制御弁１９を全開にしているとき、図７（Ｂ）はスワール制御弁１９を全閉にしているときの燃焼室５内に流入する空気の流れを示している。図中の矢印は空気の流れを示している。図７（Ａ）に示したように、スワール制御弁１９が全開になっているときには、両分岐管１１ａ、１１ｂに空気が流入し、よって両吸気ポート８からほぼ同量の空気が燃焼室５に流入せしめられる。このとき各吸気ポート８から流入した空気は他方の吸気ポート８から流入した空気と干渉し、よって燃焼室５内にはスワールが生成されにくい。

一方、図７（Ｂ）に示したように、スワール制御弁１９が全閉になっているときには、分岐管１１ｂには空気が流入せず、よってスワール制御弁１９の設けられていない分岐管１１ａのみから空気が燃焼室５に流入せしめられる。燃焼室５に流入した空気は燃焼室５の壁面に沿って流れようとするため、燃焼室５内には図７（Ｂ）に示したような空気の旋回流、すなわちスワールが生成される。

また、図７（Ｂ）から分かるように、スワール制御弁１９を閉弁すると、二つの分岐管１１ａ、１１ｂのうち一つの分岐管１１ａのみしか空気が流れることができず、よって空気が流通可能な通路が絞られることになる。すなわち、スワール制御弁１９の開度を変更することによって、吸気枝管１１を通過する空気の流量が変更せしめられ、その結果、燃焼室５内に供給される吸入空気量が変更せしめられる。特に、本実施形態では、スワール制御弁１９は全開と全閉との間で連続的に制御可能であることから、スワール制御弁１９の開度を制御することにより、燃焼室５内に供給される吸入空気量を連続的に変更することができる。

なお、本実施形態では、燃焼室５内に生じる気流を制御する気流制御手段としてスワール制御弁１９が用いられているが、燃焼室５内に生じる気流を制御することができ且つ燃焼室５内に供給される吸入空気量を或る程度制御することができれば（すなわち絞りとして作用させることができれば）如何なる手段が用いられてもよい。このような手段として、例えばタンブル制御弁等が考えられる。

次に図８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８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８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８（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８（Ａ）に示した例ではこの機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。

図８（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。すなわち、図８（Ｂ）に示したように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。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８（Ｂ）に示した例では実圧縮比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０となる。

図８（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８（Ｃ）に示した例ではこの膨張比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。

次に図９及び図１０を参照しつつ本発明において最も基本となっている特徴について説明する。なお、図９は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図１０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１０（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ圧縮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１０（Ａ）に示す例でも図８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１０（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。すなわち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。

図９における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、すなわち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、すなわち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。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本発明者は機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分して理論熱効率を高めることについて検討し、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を見出したのである。すなわち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。

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９の破線は実圧縮比を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９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１０（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａ及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１０（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１０（Ａ）に示した通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図１０（Ｂ）に示した場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。

前述したように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、従って車両走行時における熱効率を向上させるためには、すなわち燃費を向上させるには機関低負荷運転時における熱効率を向上させることが必要となる。一方、図１０（Ｂ）に示した超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、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低負荷運転時には図１０（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１０（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。これが本発明が基本としている特徴である。

図１１は機関回転数の低い定常運転時における運転制御全般について示している。以下この図１１を参照しつつ運転制御全般について説明する。

図１１には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２１の開度、スワール制御弁（ＳＣＶ）１９の開度及びポンピング損失の各変化が示されている。なお、本発明による実施形態では触媒コンバータ２４内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ、ＣＯ及びＮＯ_xを同時に低減しうるように通常燃焼室５内における平均空燃比は空燃比センサ２５の出力信号に基づいて理論空燃比にフィードバック制御されている。

さて、上述したように機関高負荷運転時には図１０（Ａ）に示した通常のサイクルが実行される。従って図１１に示したようにこのときには機械圧縮比が低くされるために膨張比は低く、図１１において実線で示したように吸気弁７の閉弁時期は早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスワール制御弁１９及びスロットル弁２１の開度は全開又はほぼ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１１に示したように機関負荷が低くなるとそれに伴って機械圧縮比が増大され、従って膨張比も増大される。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機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期が遅くされる（図１１の実線）。なお、このときにもスワール制御弁１９及びスロットル弁２１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２１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。このときにもポンピング損失は零となる。

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。すなわち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。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、機械圧縮比が燃焼室５の構造上限界となる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。従って機関低負荷運転時に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本発明では機関低負荷運転時に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。また、このとき実圧縮比は機関中高負荷運転時とほぼ同じ実圧縮比に維持される。

一方、図１１において実線で示したように吸気弁７の閉弁時期は機関負荷が低くなるにつれて燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期まで遅らされ、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Ｌ₂よりも負荷の低い領域（以下、「極低負荷領域」と称す）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しえないので他の何らかの方法によって吸入空気量を制御する必要がある。

図１１に示した実施形態ではこのとき、すなわち極低負荷領域ではスワール制御弁１９及びスロットル弁２１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。

具体的には、機関負荷Ｌ₂から機関負荷が低くなるにつれてまずスワール制御弁１９の開度が徐々に小さくされていく。この間、スロットル弁２１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ワール制御弁１９によって制御される。

そして、スワール制御弁１９の開度は機関負荷が低くなるにつれて零又はほぼ零になるまで小さくされ、スワール制御弁１９の開度が零又はほぼ零に達したときの機関負荷Ｌ₀よりも負荷の低い領域では、スワール制御弁１９の開度が零又はほぼ零に保持される。スワール制御弁１９の開度が零又はほぼ零に保持されるともはやスワール制御弁１９によっては吸入空気量を制御しえない。

従って、スワール制御弁１９の開度が零又はほぼ零に達したときの機関負荷Ｌ₀よりも負荷の低い領域ではスロットル弁２１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。ただし、スワール制御弁１９及びスロットル弁２１による吸入空気量の制御が行われると図１１に示したようにポンピング損失が増大する。

なお、このようなポンピング損失の発生を最小限にとどめるべく、スワール制御弁１９の開度が零又はほぼ零に達したときの機関負荷Ｌ₀よりも負荷の低い領域ではスロットル弁２１を全開又はほぼ全開に保持した状態で機関負荷が低くなるほど空燃比を大きくすることもできる。このときには燃料噴射弁１３を燃焼室５内に配置して成層燃焼させることが好ましい。

図１１に示したように機関低回転時には機関負荷にかかわらずに実圧縮比がほぼ一定に保持される。このときの実圧縮比は機関中高負荷運転時の実圧縮比に対してほぼ±１０パーセントの範囲内とされ、好ましくは±５パーセントの範囲内とされる。なお、本発明による実施形態では機関低回転時の実圧縮比はほぼ１０±１、すなわち、９から１１の間とされる。ただし、機関回転数が高くなると燃焼室５内の混合気に乱れが発生するためにノッキングが発生しづらくなり、従って本発明による実施形態では機関回転数が高くなるほど実圧縮比が高くされる。

一方、前述したように図１０（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。

また、図１１に示した例では機械圧縮比は機関負荷に応じて連続的に変化せしめられている。しかしながら機械圧縮比は機関負荷に応じて段階的に変化させることもできる。

一方、図１１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２１及びスワール制御弁１９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１１に実線で示した場合と破線で示した場合とをいずれも包含し得るように表現すると、本発明の実施形態では、吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御し得る限界閉弁時期Ｌ₂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。なお、以下の説明では、機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を遅くする場合（図１１の実線の場合）についてのみ説明するが、機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早くする場合も同様である。

ところで、上述したように本実施形態では、極低負荷領域ではスワール制御弁１９及びスロットル弁２１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ているが、吸入空気量の制御という観点ではスワール制御弁１９を用いずにスロットル弁２１のみを用いることも可能である。そこで、以下、図１２及び図１３を参照して、極低負荷領域において、スロットル弁２１のみによって吸入空気量を制御した場合と、スワール制御弁１９及びスロットル弁２１によって吸入空気量を制御した場合との相違について説明する。

図１２及び図１３には、機関低負荷運転状態における機関負荷に応じた機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期、吸入空気量、スロットル弁２１の開度、スワール制御弁（ＳＣＶ）１９の開度、スワール比及び時間損失の各変化が示されている。図１２は、極低負荷領域においてスロットル弁２１のみによって吸入空気量を制御した場合、図１３は極低負荷領域においてスワール制御弁１９及びスロットル弁２１によって吸入空気量を制御した場合をそれぞれ示している。

極低負荷領域においてスロットル弁２１のみによって吸入空気量を制御する場合、図１２に示したように機関負荷Ｌ₂から機関負荷が低くなるにつれて燃焼室５内に供給される吸入空気量を減らすべくスロットル弁２１の開度が小さくされる。このときスワール制御弁１９は用いられないため、燃焼室５内に供給された空気のスワール比は機関負荷に関わらず低い値でほぼ一定となっている。

このようにスロットル弁２１の開度を小さくすることにより吸入空気量が制御されているときには、吸気弁７の閉弁時における燃焼室５内の圧力が低く、これに伴って圧縮上死点における燃焼室５内の圧力（圧縮端圧力）及び温度（圧縮端温度）も低くなる。このように圧縮端圧力及び圧縮端温度が低くなると燃焼室５内において混合気が燃焼しにくくなり、その結果混合気の燃焼期間が長くなる。従って、スロットル弁２１の開度が小さくなるほど混合気の燃焼期間が長くなる。

特に、本実施形態では、上述したように機関低負荷運転時において膨張比、すなわち機械圧縮比が２０以上とされている。従って、ピストン４が圧縮上死点にあるときの燃焼室５の容積は極めて小さく、よってＳ／Ｖ比が極めて大きなものとなる。このため、燃焼室壁面を介して燃焼室５内から熱が奪われ易く、このことによっても混合気の燃焼期間が長くなる。従って、機械圧縮比が増大されるほど混合気の燃焼期間が長くなる。

このように混合気の燃焼期間が長くなると、後述するように時間損失が大きくなる。すなわち、スロットル弁の開度が小さくなるほど及び機械圧縮比が大きくなるほど時間損失が増大することになる。このような時間損失の増大は熱効率の悪化を招くことになる。

ここで、混合気の燃焼期間と時間損失との関係について簡単に説明する。図１４に示すＰＶ線図を参照すると、図中の状態１〜４の変化は定容サイクルにおける各変化を表している。また、図中の状態１〜４をつなぐ線によって囲まれる面積は、燃料が燃焼することによって得られるエネルギを表している。

ここで、図１４に破線で示したような状態２から状態３への変化は、一定容積で熱が供給された場合、すなわち圧縮上死点において瞬時に燃焼が完了した場合の状態の変化を表している。しかしながら、実際の燃焼は瞬時には完了せず、或る程度の燃焼期間を要する。このように燃焼期間が長くなると、図１４に破線で示したようには状態が推移せず、例えば図１４に実線で示したように推移することになる。このように状態が推移すると、定容サイクルにおいて燃料が燃焼することによって得られるエネルギ（図中の状態１〜４をつなぐ線によって囲まれる面積に相当）から斜線部分Ｘの面積に相当するエネルギ損失が生じることになる。このようなエネルギ損失を時間損失といい、この時間損失は燃焼期間が長くなるほど大きくなる。

例えば、図１４に実線で示した場合よりも燃焼期間が長くなると、図１４に一点鎖線で示したように状態が推移することになる。このように状態が推移すると、斜線部分Ｘに加えて斜線部分Ｙの面積の相当するエネルギ損失が生じることになる。

一方、本実施形態のように、極低負荷領域においてスワール制御弁１９及びスロットル弁２１によって吸入空気量を制御した場合、図１３に示したようにまず機関負荷Ｌ₂から機関負荷が低くなるにつれて燃焼室５内に供給される吸入空気量を減らすべくスワール制御弁１９の開度が小さくされる。このとき、スワール制御弁１９の開度に応じて燃焼室５内に供給された空気のスワール比が増大せしめられる。

その後、スワール制御弁１９の開度が零又はほぼ零に達したときの機関負荷Ｌ₀よりも負荷の低い領域では、機関負荷Ｌ₀から機関負荷が低くなるにつれて燃焼室５内に供給される吸入空気量を減らすべくスロットル弁２１の開度が小さくされる。このとき、スワール制御弁１９は全閉又はほぼ全閉とされているため、燃焼室５内に供給された空気のスワール比は高い値で保持される。

ここで、上述したスロットル弁のみによって吸入空気量を制御する場合と同様に、極低負荷領域では、機関負荷が低くなるにつれてスワール制御弁１９の開度が小さくされ、これに伴って吸気弁７の閉弁時における燃焼室５内の圧力が低くなり、圧縮端圧力及び圧縮端温度が低くなる。また、機械圧縮比の増大に伴って燃焼室５内から熱が奪われ易くなる。このため、極低負荷領域においてスワール制御弁１９によって吸入空気量を制御した場合であっても混合気の燃焼期間が長くなる傾向にある。

しかしながら、本実施形態では、機関負荷が低くなるにつれて、スワール制御弁１９の開度が小さくされることによりスワール比が大きくされる。このようにスワール比が大きくなると、燃焼室５内で混合気が攪拌されて混合気が燃焼し易くなり、よって燃焼速度が増大する。このため、圧縮端圧力及び圧縮端温度が低下及び機械圧縮比の増大による燃焼期間の増大を最小限に抑えることができる。

また、スワール制御弁１９の開度が零又はほぼ零に達したときの機関負荷Ｌ₀よりも負荷の低い領域においても、スワール比が高い値で保持されているため、この領域においても圧縮端圧力及び圧縮端温度が低下及び機械圧縮比の増大による燃焼期間の増大を低く抑えることができる。

このように、本実施形態では、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Ｌ₂よりも負荷の低い領域において燃焼期間の増大、すなわち時間損失の増大を抑制することができ、よって熱効率を向上させることができる。

なお、上記実施形態では、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Ｌ₂よりも負荷の低い領域を極低負荷領域とし、この極低負荷領域内のみにおいてスワール制御弁１９による吸入空気量の制御を行うこととしている。しかしながら、極低負荷領域は機関低負荷領域内であって機関負荷Ｌ₂よりも僅かに負荷の高い領域を含んでもよく、よってスワール制御弁１９による吸入空気量の制御を上記機関負荷Ｌ₂よりも僅かに高い負荷から開始してもよい。

また、上記実施形態では、極低負荷領域において機関負荷が低くなるにつれてまずスワール制御弁１９の開度を小さくし、その後スワール制御弁１９の開度が零になってからスロットル制御弁２１の開度を小さくすることとしている。しかしながら、極低負荷領域において機関負荷が低くなるにつれてまずスワール制御弁１９の開度を小さくし、その後スロットル制御弁２１の開度を小さくしていれば、スワール制御弁１９の開度が零になる前にスロットル制御弁２１の開度を小さくしてもよい。さらに、燃焼室５内に供給される吸入空気量を適切に制御すべく機関負荷が低くなるにつれてスワール制御弁１９の開度とスロットル制御弁２１の開度を同時に小さくするようにしてもよい。

次に図１５を参照しつつ運転制御ルーチンについて説明する。
図１５を参照すると、まず初めにステップ１０１において図１６（Ａ）に示すマップから、目標実圧縮比が算出される。図１６（Ａ）に示されるようにこの目標実圧縮比は機関回転数Ｎが高くなるほど高くなる。次いで、ステップ１０２では、現在の機関負荷Ｌが図１０等に示される負荷Ｌ₂よりも低いか否かが判定される。Ｌ≧Ｌ₂と判定されたときにはステップ１０３に進み、図１６（Ｂ）に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出される。すなわち、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及び機関回転数Ｎの関数として図１６（Ｂ）に示すようなマップの形でＲＯＭ３２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１０４、１０５では、スワール制御弁１９及びスロットル弁２１の開度が全開とされ、ステップ１１２へと進む。

一方、ステップ１０２においてＬ＜Ｌ₂と判定されたときにはステップ１０６へと進む。ステップ１０６では、吸気弁７の閉弁時期ＩＣが限界閉弁時期とされる。次いで、ステップ１０７では、機関負荷Ｌが図１０等に示される負荷Ｌ₀よりも低いか否かが判定される。Ｌ≧Ｌ₀と判定されたときにはステップ１０８に進み、スワール制御弁１９の開度ＤＳＣが算出される。すなわち、要求吸入空気量を燃焼室５内に供給するのに必要なスワール制御弁１９の開度ＤＳＣが機関負荷Ｌ及び機関回転数Ｎの関数として図１６（Ｃ）に示すようなマップの形でＲＯＭ３２に記憶されており、このマップからスワール制御弁１９の開度ＤＳＣが算出される。次いで、ステップ１０９では、スロットル弁２１の開度が全開とされ、ステップ１１２へと進む。

一方、ステップ１０７において、Ｌ＜Ｌ₀と判定されたときにはステップ１１０に進み、スワール制御弁１９の開度が全開とされる。次いで、ステップ１１１ではスロットル弁２１の開度ＤＳＬが算出される。すなわち、要求吸入空気量を燃焼室５内に供給するのに必要なスロットル弁２１の開度ＤＳＬが機関負荷Ｌ及び機関回転数Ｎの関数として図１６（Ｄ）に示すようなマップの形でＲＯＭ３２に記憶されており、このマップからスロットル弁２１の開度ＤＳＬが算出される。その後、ステップ１１２へと進む。

ステップ１１２では、機関負荷Ｌが図１０等に示される負荷Ｌ₁よりも低いか否かが判定される。Ｌ≧Ｌ₁と判定されたときにはステップ１１３に進み、図１６（Ｅ）に示すマップから機械圧縮比ＣＲが算出される。すなわち、実圧縮比を目標実圧縮比とするのに必要な機械圧縮比ＣＲが機関負荷Ｌ及び機関回転数Ｎの関数として図１６（Ｅ）に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。ステップ１１３ではこのマップから機械圧縮比ＣＲが算出される。その後、ステップ１１４へと進む。

一方、ステップ１１２において、Ｌ＜Ｌ₁と判定されたときにはステップ１１４に進み、機械圧縮比ＣＲが限界機械圧縮比とされる。次いで、ステップ１１５では、各種アクチュエータの駆動処理が行われる。具体的には、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が制御される。更に、スワール制御弁１９の開度が開度ＤＳＣとされ、スロットル制御弁２１の開度が開度ＤＳＬとされる。その後、制御ルーチンが終了せしめられる。

火花点火式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。 吸気弁のリフト量を示す図である。 吸気ポート及び吸気枝管の概略図である。 燃焼室内に流入する空気の流れを示す図である。 機械圧縮比、実圧縮比及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。 通常のサイクル及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。 機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。 機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。 時間損失を説明するための図である。 運転制御を行うためのフローチャートである。 目標実圧縮比等を算出するためのマップを示す図である。

符号の説明

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
１９ スワール制御弁
２１ スロットル弁
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 可変バルブタイミング機構

Claims (16)

1. 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、筒内の気流を制御する気流制御弁とを具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされると共に機関低負荷運転時における実圧縮比を機関中高負荷運転時の実圧縮比の±１０パーセントの範囲内とし、機関負荷が極低負荷領域内にあるときには上記気流制御弁によって筒内の気流及び燃焼室内に供給される吸入空気量が制御される、火花点火式内燃機関。
2. 上記吸気弁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まで吸気下死点から離れる方向に移動せしめられる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
3. 上記極低負荷領域は、上記吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域である、請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
4. 上記極低負荷領域では吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に保持される、請求項３に記載の火花点火式内燃機関。
5. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では燃焼室内に供給される吸入空気量が上記気流制御弁及び機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によらずに吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される、請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
6. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域ではスロットル弁が全開状態に保持される、請求項５に記載の火花点火式内燃機関。
7. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では気流制御弁が全開状態に保持される、請求項５に記載の火花点火式内燃機関。
8. 上記極低負荷領域では機関吸気通路内に配置されたスロットル弁が全開状態と全開よりも１０パーセント閉弁された状態との間の範囲内とされている、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
9. 上記極低負荷領域では、上記気流制御弁及び機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によって吸入空気量が制御される、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
10. 上記極低負荷領域では、上記気流制御弁は機関負荷が低くなるにつれてその開度が小さくせしめられ、上記気流制御弁が全閉になったときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によって燃焼室内に供給される吸入空気量が制御される、請求項９に記載の火花点火式内燃機関。
11. 機関低負荷運転時には膨張比が２０以上とされる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
12. 機関低回転時には機関負荷に関わらずに上記実圧縮比が９から１１の間とされる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
13. 機関回転数が高くなるほど上記実圧縮比が高くされる、請求項１２に記載の火花点火式内燃機関。
14. 上記機械圧縮比は機関負荷が低くなるにつれて限界機関圧縮比まで増大せしめられる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
15. 上記機械圧縮比が上記限界機械圧縮比に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が上記限界機械圧縮比に保持される、請求項１４に記載の火花点火式内燃機関。
16. 機関低負荷運転時には機械圧縮比が最大機械圧縮比とされる、請求項１〜１５のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。

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