JP4905591B2 - 高膨張比内燃機関 - Google Patents

Description

本発明は、高膨張比で運転可能な内燃機関に関する。

各気筒に配置された複数の吸気バルブのうち、一部の位相を可変とし、残りの位相を固定とした動弁システムが知られている（例えば、特許文献１を参照）。

また、ピストンが上死点に位置するときの気筒内の容積（燃焼室容積）とピストンが下死点に位置するときの気筒内の容積との比（機械圧縮比）を変更する可変圧縮比機構、及び燃焼室容積と吸気バルブが閉弁したときの気筒内の容積との比（有効圧縮比）を変更する可変動弁機構を備え、内燃機関の負荷が比較的低いときに機械圧縮比を高めつつ有効圧縮比を低下させることにより、膨脹比を可及的に高める高膨張比内燃機関が知られている（例えば、特許文献２を参照）。
特開平０３−０８８９０７号公報 特開２００７−３０３４２３号公報

本発明は、各気筒に設けられた複数の吸気バルブのうち、一部の位相を可変とし且つ残りの位相を不変とする可変動弁機構を利用して高膨張比内燃機関を成立させることを目的とする。

本発明は、上記した課題を解決するために、以下のような手段を採用した。

すなわち、本発明の高膨張比内燃機関は、
内燃機関の機械圧縮比を変更する可変圧縮比機構と、
複数の吸気バルブの一部を位相可変とし且つ残りを位相固定とした可変動弁機構と、
内燃機関が低負荷運転状態にあるときに、位相可変の吸気バルブの閉弁時期が位相固定の吸気バルブの閉弁時期に対して遅くなるように可変動弁機構を制御する制御手段と、
を備えるようにした。

高膨張比内燃機関が低負荷運転状態にあるときは、熱効率を高めるために膨脹比が高められる。膨脹比を高める方法としては、内燃機関の機械圧縮比を高める方法を例示することができる。

ただし、機械圧縮比と有効圧縮比とが略同等になると、内燃機関が低負荷運転状態にあってもノッキングを回避しきれない虞がある。このため、可変動弁機構を利用して吸気バルブの閉弁時期を遅角させることにより、膨脹比を高く維持しつつ有効圧縮比を低下させる必要がある。

ところで、近年では内燃機関の小型軽量化が要求されている。このような要求に対し、本発明に係わる高膨張比内燃機関は、気筒に設けられた複数の吸気バルブのうち、一部の吸気バルブのみ位相を可変とする可変動弁機構を備え、該内燃機関が低負荷運転状態にあるときは、位相可変の吸気バルブ（以下、「位相可変弁」と称する）の閉弁時期が位相固定の吸気バルブ（以下、「位相固定弁」と称する）の閉弁時期に対して遅くなるようにした。

その結果、内燃機関の小型軽量化を図りつつ、内燃機関の膨脹比を高めることが可能となる。

なお、本発明において、位相可変弁の作用角が位相固定弁の作用角より大きくなるように可変動弁機構が構成されてもよい

高膨張比内燃機関は、低負荷運転時の膨脹比を可及的に高めるために、機械圧縮比を最高値まで高める場合がある。そのような場合は、燃焼室容積が極めて小さくなるため、吸気バルブとピストンとの干渉（バルブスタンプ）が発生し易くなる。バルブスタンプを回避するためには、位相固定弁の開弁時期を通常の内燃機関よりも遅く設定せざるを得ない。その結果、内燃機関が高負荷運転状態にあるときは、位相可変弁の開弁時期を進角させて吸入空気量を確保する必要がある。

その際、位相可変弁の作用角と位相固定弁の作用角とが同等であると、位相可変弁の閉弁時期が位相固定弁より早くなるため、吸入空気量を目標量まで増加させることが困難になる。一方、位相可変弁の閉弁時期を位相固定弁の閉弁時期と略同等にする方法も考えられるが、バルブオーバーラップ量の減少による吸気の充填効率低下、又は吸気のポンプ損失増加を招く可能性がある。

これに対し、位相可変弁の作用角が位相固定弁の作用角より大きくされると、高負荷運転時に位相可変弁の開弁時期が進角させられても、該位相可変弁の閉弁時期が過剰に早まることが防止される。その結果、高負荷運転時における吸入空気量の不足を緩和することができる。

また、本発明によると、有効圧縮比を低下させることを目的として位相可変弁の閉弁時期が大幅に遅角させられた場合に、総流路面積（位相固定弁の開弁流路面積と位相可変弁の開弁流路面積との総和）を拡大することもできる。その結果、吸気ポートから気筒内へ吸気が流入する際の流動損失（例えば、吸気が吸気バルブを通過する際の絞り損失）に加え、気筒内から吸気ポートへ吸気が逆流するときの流動損失も低減することができる。

なお、有効圧縮比の低下を目的として位相可変弁の閉弁時期が遅角させられた場合において、位相固定弁の閉弁後は、気筒内から吸気ポートへ逆流する吸気の全てが位相可変弁を介して吸気ポートへ流れることになる。そのため、吸気が位相可変弁を介して流れる際の絞り損失が大きくなる。特に、高膨張比内燃機関においては位相可変弁の閉弁時期が圧縮行程半ばまで遅角される場合があるため、上記した絞り損失の増加が顕著となる。

そこで、本発明に係わる可変動弁機構は、位相可変弁のカーテン面積が位相固定弁のカーテン面積より大きくなるように構成されてもよい。ここでいう「カーテン面積」とは、開弁状態の弁傘部分と弁座（バルブシート）とを結ぶ円筒部分の面積である。

このように可変動弁機構が構成されると、上記した絞り損失の増加を緩和することができる。その結果、有効圧縮比を効率的に低下させることが可能となる。

また、位相可変弁の閉弁直前における絞り損失の増加を緩和する他の方法としては、該位相可変弁の閉弁動作時におけるカーテン面積の減少速度（単位時間（所定クランク角度）当たりにおけるカーテン面積の減少量）が位相固定弁の閉弁動作時におけるカーテン面積の減少速度より大きくなるように可変動弁機構を構成する方法も有効である。

この方法によると、位相可変弁のカーテン面積が急激に減少することになるため、位相可変弁の閉弁直前における絞り損失の増加を緩和することができる。

なお、位相可変弁の閉弁動作時におけるカーテン面積の減少速度を大きくする方法としては、該位相可変弁のリフト量（最大リフト量）を位相固定弁のリフト量より大きくする方法、或いは、位相可変弁の閉弁動作速度を位相固定弁の閉弁動作速度より大きくする方法（例えば、位相可変弁のリフト波形が凸曲線を描くようにカムプロフィールを形成する方法）等を例示することができる。これらの方法によると、位相可変弁の閉弁直前における絞り損失の増加を緩和することができるとともに、前述した総流路面積の増加を図ることも可能となる。

次に、本発明に係わる位相可変弁の作用角は、該位相可変弁の開弁時期が高負荷運転時における目標開弁時期まで進角された場合に、該位相可変弁の閉弁時期が位相固定弁の閉弁時期以降となるように設定されてもよい。このような構成によれば、高負荷運転時の吸入空気量不足を一層解消し易くなる。

上記した構成において、制御手段は、高負荷運転時における位相可変弁の閉弁時期を、内燃機関の回転速度（機関回転数）に応じて調整するようにしてもよい。例えば、制御手段は、機関回転数が予め定められた所定回転数以下である場合には位相可変弁の閉弁時期が位相固定弁の閉弁時期と同期するように可変動弁機構を制御し、機関回転数が前記所定回転数より高い場合には位相可変弁の閉弁時期が位相固定弁の閉弁時期より遅くなるように可変動弁機構を制御してもよい。

これは、機関回転数が高いときは、位相可変弁の閉弁時期が遅くなるほど吸気の慣性効果を得ることができるからである。なお、上記した所定回転数は、位相可変弁の閉弁時期を位相固定弁の閉弁時期より遅らせても吸気の慣性効果が得られない機関回転数の最高値であり、予め実験的に求めておくことができる。

本発明によれば、気筒に配置された複数の吸気バルブのうち一部の位相を可変とし且つ残りの位相を不変とする可変動弁機構を利用して高膨張比内燃機関を成立させることが可能となる。その結果、高膨張比内燃機関の小型軽量化を図ることが可能となる。

本発明を適用する内燃機関の概略構成を示す図である。 バルブ駆動機構の構成を示す平面図である。 第１吸気バルブを開閉駆動する機構を示す図である。 第２吸気バルブ及び排気バルブを開閉駆動する機構を示す図である。 第１吸気バルブの作用角と第２吸気バルブの作用角とが同等であるときの総流路面積を示す図である。 高負荷運転時において第１吸気バルブの好ましい作用角を示す図である。 低負荷運転時において第１吸気バルブの好ましい作用角を示す図である。 高負荷・低回転運転時における第１吸気バルブの開閉時期を示す図である。 高負荷・高回転運転時における第１吸気バルブの開閉時期を示す図である。 第２の実施例における第１吸気バルブ１３のカーテン面積と第２吸気バルブのカーテン面積を示す図である。 第１吸気バルブのカーテン面積を第２吸気バルブのカーテン面積より大きくするための第１の方法を示す図である。 第１吸気バルブのカーテン面積を第２吸気バルブのカーテン面積より大きくするための第２の方法を示す図である。 第１吸気バルブのカーテン面積を第２吸気バルブのカーテン面積より大きくするための第３の方法を示す図である。 第１吸気バルブのカーテン面積を第２吸気バルブのカーテン面積より大きくするための第４の方法を示す図である。 第１吸気バルブのカーテン面積を第２吸気バルブのカーテン面積より大きくするための第５の方法を示す図である。

符号の説明

１ 内燃機関
２ シリンダブロック
３ シリンダヘッド
４ クランクケース
５ 気筒
６ ピストン
７ クランクシャフト
８ コネクティングロッド
９ 駆動部
１０ 燃焼室
１１ 吸気ポート
１２ 排気ポート
１３ 吸気バルブ
１３ａ 第１吸気バルブ
１３ｂ 第２吸気バルブ
１４ 排気バルブ
１５ バルブ駆動機構
１６ 点火プラグ
１７ 燃料噴射弁
１５０ 吸気カムシャフト
１５１ 排気カムシャフト
１５２ 位相可変機構
１５３ 吸気側歯車
１５４ 排気側歯車
１５５ 第１吸気カム
１５６ 第１ロッカーアーム
１５７ 排気カム
１５８ 第２吸気カム
１５９ 第２ロッカーアーム
１６０ ロッカーシャフト

以下、本発明の具体的な実施形態について図面に基づいて説明する。本実施形態に記載される構成部品の寸法、材質、形状、相対配置等は、特に記載がない限り発明の技術的範囲をそれらのみに限定する趣旨のものではない。

＜実施例１＞
先ず、本発明の第１の実施例について図１〜図９に基づいて説明する。図１は、本発明に係る高膨張比内燃機関の概略構成を示す図である。

図１に示す内燃機関１は、複数の気筒５を具備した４ストローク・サイクルの内燃機関である。内燃機関１は、シリンダブロック２と、シリンダヘッド３と、クランクケース４とを備えている。

シリンダブロック２には、複数の気筒（シリンダ）５が形成されている。各気筒５には、ピストン６が摺動自在に挿入されている。ピストン６は、クランクケース４に回転自在に支持されたクランクシャフト７とコネクティングロッド８を介して連結されている。

ここで、シリンダブロック２は、クランクケース４に対してシリンダ軸方向に進退自在に支持されている。クランクケース４には、シリンダブロック２を進退駆動する駆動部９が取り付けられている。駆動部９がシリンダブロック２を進退させると、燃焼室１０の容積が変化し、それに伴って内燃機関１の機械圧縮比が変化する。このように駆動部９がシリンダブロック２を進退駆動することにより、本発明に係わる可変圧縮比機構が実現される。

次に、シリンダヘッド３には、吸気ポート１１と排気ポート１２が形成されている。シリンダヘッド３には、吸気ポート１１の開口端を開閉する吸気バルブ１３と、排気ポート１２の開口端を開閉する排気バルブ１４が取り付けられている。これら吸気バルブ１３及び排気バルブ１４は、後述するバルブ駆動機構１５により開閉駆動される。

また、シリンダヘッド３には、燃焼室１０内の混合気に着火するための点火プラグ１６と、吸気ポート１１内へ燃料を噴射するための燃料噴射弁１７とが取り付けられている。燃料噴射弁１７から噴射された燃料は、吸気バルブ１３が開弁したときに新気（空気）とともに燃焼室１０内へ流入し、点火プラグ１６により着火及び燃焼せしめられる。燃焼室１０内で燃焼されたガス（既燃ガス）は、排気バルブ１４が開弁したときに排気ポート１２へ排出される。

図２は、上記したバルブ駆動機構１５の構成を示す図である。図２においては、１気筒当たり吸気バルブ１３と排気バルブ１４が各々２つ設けられた場合を例示しているが、これに限られるものではない。例えば、吸気バルブ１３は、１気筒当たりに２つ以上設けられていればよい。また、排気バルブ１４は、１気筒当たりに１つ設けられていてもよく、或いは２つ以上設けられていてもよい。

バルブ駆動機構１５は、吸気カムシャフト１５０と排気カムシャフト１５１を備えている。吸気カムシャフト１５０の一端は、位相可変機構１５２を介して吸気側歯車１５３に連結されている。排気カムシャフト１５１の一端は、排気側歯車１５４に連結されている。吸気側歯車１５３と排気側歯車１５４とは相互に噛み合っている。

吸気側歯車１５３と排気側歯車１５４の何れか一方はクランクシャフト７とベルト又はチェーンを介して連結されているため、クランクシャフト７の回転力により吸気側歯車１５３及び排気側歯車１５４が回転される。

前記した位相可変機構１５２は、吸気側歯車１５３に対する吸気カムシャフト１５０の位相を変更する機構である。位相可変機構１５２としては、既知のベーン式可変機構や電動式可変機構などを利用することができる。

吸気カムシャフト１５０には、２つの吸気バルブ１３のうち一方（以下、「第１吸気バルブ１３ａ」と称する）を開閉駆動するための第１吸気カム１５５が設けられている。第１吸気カム１５５は、第１ロッカーアーム１５６に当接している。第１ロッカーアーム１５６は、図３に示すように、ピボット２００により揺動自在に支持されている。また、第１ロッカーアーム１５６の先端部は、第１吸気バルブ１３ａのステム基端に当接している。このような構成によると、第１吸気カム１５５が第１ロッカーアーム１５６を押下したときに、第１吸気バルブ１３ａが開弁することになる。

ここで図２に戻り、排気カムシャフト１５１には、一対の排気カム１５７が形成されている。各排気カム１５７は、排気バルブ１４のステム基端を直接押圧するようになっている。また、排気カムシャフト１５１における一対の排気カム１５７の間には、２つの吸気バルブ１３のうち他方（以下、「第２吸気バルブ１３ｂ」と称する）を開閉駆動するための第２吸気カム１５８が設けられている。

第２吸気カム１５８は、第２ロッカーアーム１５９に当接している。第２ロッカーアーム１５９は、図４に示すように、ロッカーシャフト１６０に回動自在に支持されている。第２ロッカーアーム１５９の基端は、前述の第２吸気カム１５８に当接している。第２ロッカーアーム１５９の先端は、第２吸気バルブ１３ｂのステム基端に当接している。このような構成によると、第２吸気カム１５８が第２ロッカーアーム１５９を押圧したときに、第２吸気バルブ１３ｂが開弁することになる。

このように構成されたバルブ駆動機構１５は、２つの吸気バルブ１３ａ，１３ｂのうち一方（第１吸気バルブ１３ａ）を吸気カムシャフト１５０により開閉駆動し、他方（第２吸気バルブ１３ｂ）を排気カムシャフト１５１により開閉駆動する機構となる。すなわち、バルブ駆動機構１５は、第１吸気バルブ１３ａの開閉タイミングを変更可能であり、且つ第２吸気バルブ１３ｂの開閉タイミングを変更不可能な可変動弁機構に相当する。

なお、上記したバルブ駆動機構１５によると、バルブ挟み角（吸気バルブ１３の軸線と排気バルブ１４の軸線とがなす角度）を小さくすることができるため、内燃機関１の小型軽量化を図ることが可能となる。

ここで図１に戻り、内燃機関１には、本発明に係わる制御手段としてのＥＣＵ２０が併設されている。ＥＣＵ２０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、バックアップＲＡＭ等から構成される電子制御ユニットである。ＥＣＵ２０には、クランクポジションセンサ２１やアクセルポジションセンサ２２などの各種センサの出力信号が入力されるようになっている。ＥＣＵ２０は、上記した各種センサの出力信号に基づき、駆動部９、点火プラグ１６、燃料噴射弁１７、バルブ駆動機構１５（位相可変機構１５２）等を電気的に制御する。

例えば、ＥＣＵ２０は、内燃機関１が低負荷運転状態にあるときの熱効率を高めるために、高膨張比制御を行う。高膨張比制御では、ＥＣＵ２０は、内燃機関１の機械圧縮比を高めるべく駆動部９を制御するとともに、内燃機関１の有効圧縮比を低下させるべく位相可変機構１５２を制御する。

詳細には、ＥＣＵ２０は、シリンダブロック２が下死点方向へ変位するように駆動部９を制御するとともに、第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期が圧縮行程半ばまで遅角するように位相可変機構１５２を制御する。

このような高膨張比制御が行われると、有効圧縮比がノッキングを回避し得る範囲に保たれたまま、膨脹比を高めることが可能となる。よって、本実施例によれば、内燃機関１の小型軽量化を図りつつ、該内燃機関１を高膨張比で運転させることが可能となる。

高膨張比制御の実行時は燃焼室容積が可及的に縮小されるため、第２吸気バルブ１３ｂの開弁時期が通常の内燃機関と同様（例えば、圧縮上死点より進角側）に設定されると、バルブスタンプが発生する。よって、第２吸気バルブ１３ｂの開弁時期を通常の内燃機関より遅く（例えば、圧縮上死点以降）設定する必要がある。

上記の制限下において内燃機関１が高負荷運転されると、新気（空気）の筒内流入タイミングが遅れる。このため、排気の慣性効果による吸入空気量の増加が見込めず、吸入空気量が不足する可能性がある。

これに対し、第１吸気バルブ１３ａの開弁時期を進角させることにより、吸入空気量の増加を図る方法が考えられる。その際、第１吸気バルブ１３ａの作用角が第２吸気バルブ１３ｂの作用角と同等であると、第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期が第２吸気バルブ１３ｂより早まる。このため、内燃機関１の吸入空気量を目標量まで増加させることができない可能性がある。

また、内燃機関１の低負荷運転時（高膨張比制御の実行時）は、有効圧縮比を低下させるために第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期が圧縮行程半ばまで遅角される。その際、第１吸気バルブ１３ａの作用角が第２吸気バルブ１３ｂの作用角と同等であると、第１吸気バルブ１３ａの開弁期間と第２吸気バルブ１３ｂの開弁期間とのオーバーラップ量が減少する。そのため、図５に示すように、第２吸気バルブ１３ｂの閉弁時期の前後において総流路面積（第１吸気バルブ１３ａの開弁流路面積と第２吸気バルブ１３ｂの開弁流路面積との総和）が縮小する。その結果、吸気の絞り損失が大きくなる可能性もある。なお、図５において、実線は総流路面積を示し、一点破線は第１吸気バルブ１３ａの流路面積を示し、破線は第２吸気バルブ１３ｂの流路面積を示す。

そこで、本実施例の高膨張比内燃機関は、第１吸気バルブ１３ａの作用角が第２吸気バルブ１３ｂの作用角より大きくなるように構成されるものとした。その際、第１吸気バルブ１３ａの作用角は、以下の２つの条件を満たすように決定されることが好ましい。

（１）第１吸気バルブ１３ａの開弁時期が高負荷運転時における目標閉弁時期に設定された場合に、第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期は、図６に示すように、第２吸気バルブ１３ｂの閉弁時期以降となる。なお、図６において、Ａ１（一点破線）は第１吸気バルブ１３ａの作用角を示し、Ａ２（実線）は第２吸気バルブ１３ｂの作用角を示す。

（２）第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期が低負荷運転時（高膨張比制御の実行時）の目標閉弁時期に設定された場合に、総流路面積は、図７に示すように、第２吸気バルブ１３ｂの閉弁時期前後において減少せず、又は増加する。なお、図７において、実線は総流路面積を示し、一点破線は第１吸気バルブ１３ａの流路面積を示し、破線は第２吸気バルブ１３ｂの流路面積を示す。

第１吸気バルブ１３ａの作用角が上記（１）、（２）の条件を満たすように決定されると、ＥＣＵ２０は、内燃機関１の高負荷運転時に第１吸気バルブ１３ａの開弁時期を第２吸気バルブ１３ｂより早めると同時に第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期を第２吸気バルブ１３ｂの閉弁時期以降にすることができる。その結果、高負荷運転時の吸入空気量を目標値まで増加させることが容易となる。

また、ＥＣＵ２０は、内燃機関１の低負荷運転時に第１吸気バルブ１３ａの開弁期間と第２吸気バルブ１３ｂの開弁期間とのオーバーラップ量の減少を軽減しつつ、第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期を圧縮行程半ばまで遅角させることができる。その結果、絞り損失（吸気ポート１１から気筒５内へ空気が流入するときの絞り損失、及び気筒５内から吸気ポート１１へ空気が逆流するときの絞り損失を含む）を軽減しつつ有効圧縮比を低下させることができる。

なお、ＥＣＵ２０は、内燃機関１の高負荷運転時において、機関回転数に応じて第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期を調整するようにしてもよい。例えば、ＥＣＵ２０は、機関回転数が予め定められた所定回転数以下である場合には第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期が第２吸気バルブ１３ｂの閉弁時期と同期するように位相可変機構１５２を制御（図８を参照）し、機関回転数が所定回転数より高い場合には第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期が第２吸気バルブ１３ｂより遅くなるように位相可変機構１５２を制御（図９を参照）してもよい。

機関回転数が高いときは、吸気の慣性力が大きくなる。このため、機関回転数が高いときに第２吸気バルブ１３ｂの閉弁時期が遅くされると、気筒５内に充填される吸気量が増加する。一方、機関回転数が低いときは、吸気の慣性力が小さくなる。このため、機関回転数が低いときに第２吸気バルブ１３ｂの閉弁時期が遅くされると、気筒５内に充填された吸気が吸気ポート１１へ逆流する。

従って、内燃機関１の高負荷運転時における第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期が機関回転数に応じて調整されると、吸気の充填効率を可及的に高めることができる。なお、上記した所定回転数は、第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期を第２吸気バルブ１３ｂの閉弁時期より遅らせても吸気の慣性効果が得られない機関回転数の最高値であり、予め実験的に求めておくものとする。

従って、本実施例の高膨張比内燃機関によれば、全吸気バルブの位相を変更可能な高膨張比内燃機関と略同等の性能を確保しつつ、該高膨張比内燃機関の小型軽量化を図ることが可能となる。

＜実施例２＞
次に、本発明の第２の実施例について図１０に基づいて説明する。ここでは、前述した第１の実施例と異なる構成について説明し、同様の構成については説明を省略する。

前述した第１の実施例では第１吸気バルブ１３ａの作用角を第２吸気バルブ１３ｂの作用角より大きくする例について述べたが、本実施例では第１吸気バルブ１３ａの作用角を第２吸気バルブ１３ｂの作用角より大きくすると同時に、第１吸気バルブ１３ａのカーテン面積を第２吸気バルブ１３ｂのカーテン面積より大きくする例について述べる。

内燃機関１の低負荷運転時（高膨張比制御の実行時）は、第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期は第２吸気バルブ１３ｂの閉弁時期より遅くなる。このため、第２吸気バルブ１３ｂの閉弁後は、吸気ポート１１から気筒５内へ流入する吸気の全て、及び気筒５内から吸気ポート１１へ逆流する吸気の全てが第１吸気バルブ１３ａのみを介して流動することになる。

その結果、第２吸気バルブ１３ｂの閉弁後における絞り損失が大きくなり易いという問題がある。特に、第１吸気バルブ１３ａの閉弁時期が圧縮行程半ばまで遅角される場合においては、第１吸気バルブ１３ａの閉弁間際に絞り損失が顕著に増加するという問題が生じる。これは、圧縮行程半ばにおいてピストン６の移動速度が最も大きくなるため、それに応じて吸気の流速も大きくなるからである。

そこで、本実施例の高膨張比内燃機関は、第１吸気バルブ１３ａのカーテン面積が第２吸気バルブ１３ｂのカーテン面積より大きくなるように構成されるものとした。ここでいうカーテン面積は、例えば、図１０に示すように、閉弁時期から所定クランク角度α前までの範囲におけるカーテン面積を例示することができる。その場合の所定クランク角度αとしては、第２吸気バルブ１３ｂのリフト量が最大リフト量から零となるまでに要するクランク角度を例示することができる。

このように第１吸気バルブ１３ａのカーテン面積が設定されると、吸気バルブの閉弁動作時において、単位時間（単位クランク角度）当たりのカーテン面積の減少量、言い換えると、カーテン面積の減少速度は、第２吸気バルブ１３ｂより第１吸気バルブ１３ａの方が大きくなる。その結果、第１吸気バルブ１３ａの閉弁直前において、該第１吸気バルブ１３ａのカーテン面積が急激に減少することになる。よって、第２吸気バルブ１３ｂのようにカーテン面積が徐々に減少する場合よりも絞り損失が増加し難くい。

次に、第１吸気バルブ１３ａのカーテン面積を第２吸気バルブ１３ｂのカーテン面積より大きくする方法について述べる。

第１吸気バルブ１３ａのカーテン面積を第２吸気バルブ１３ｂのカーテン面積より大きくする方法としては、図１１に示すように、第１吸気バルブ１３ａの弁径Ｒ１を第２吸気バルブ１３ｂの弁径Ｒ２より大きく（Ｒ１＞Ｒ２）する方法を例示することができる。

第１吸気バルブ１３ａのカーテン面積を第２吸気バルブ１３ｂのカーテン面積より大きくする他の方法としては、図１２に示すように、１気筒当たりに配置される第１吸気バルブ１３ａの個数を第２吸気バルブ１３ｂより多くする方法を例示することができる。

第１吸気バルブ１３ａのカーテン面積を第２吸気バルブ１３ｂのカーテン面積より大きくする他の方法としては、図１３に示すように、第１吸気バルブ１３ａの最大リフト量が第２吸気バルブ１３ｂの最大リフト量より大きくなるように第１吸気カム１５５のカムプロフィールを決定する方法も例示することができる。

第１吸気バルブ１３ａのカーテン面積を第２吸気バルブ１３ｂのカーテン面積より大きくする他の方法としては、図１４に示すように、第１吸気バルブ１３ａのリフト波形が凸曲線を描くように第１吸気カム１５５のカムプロフィールを決定する方法も例示することができる。その際、第１吸気バルブ１３ａの開弁動作時におけるリフト変化率（単位クランク角度当たりにおけるリフト量の増加量）に対し、第１吸気バルブ１３ａの閉弁動作時におけるリフト変化率（単位クランク角度当たりにおけるリフト量の減少量）が多くなるようにカムプロフィールが決定されてもよい。言い換えると、第１吸気バルブ１３ａの開弁動作時のリフト波形と閉弁動作時のリフト波形とが非対象になるように第１吸気カム１５５のカムプロフィールが決定されてもよい。

第１吸気バルブ１３ａのカーテン面積を第２吸気バルブ１３ｂのカーテン面積より大きくする他の方法としては、図１５に示すように、第１吸気バルブ１３ａのフェース角度（バルブのフェース面とバルブの軸線とのなす角度）α１を第２吸気バルブ１３ｂのフェース角度α２より大きくする方法も例示することができる。

上記した方法は、可能な限り組み合わせることができる。その場合、第１吸気バルブ１３ａのカーテン面積を一層大きくすることができるとともに、第１吸気バルブ１３ａの閉弁動作時におけるカーテン面積の減少速度を一層大きくすることができる。その結果、高膨張比制御の実行時において、第２吸気バルブ１３ｂが閉弁した後の絞り損失及び流動損失を可及的に低減することが可能となる。

Claims (11)

1. 内燃機関の機械圧縮比を変更する可変圧縮比機構と、
   気筒に配置された複数の吸気バルブの一部を位相可変とし且つ残りの吸気バルブを位相固定とした可変動弁機構と、
   内燃機関が低負荷運転状態にあるときに、内燃機関の機械圧縮比が高くなるように前記可変圧縮比機構を制御するとともに位相可変の吸気バルブの閉弁時期が位相固定の吸気バルブの閉弁時期に対して遅くなるように可変動弁機構を制御する制御手段と、
   を備えることを特徴とする高膨張比内燃機関。
2. 請求項１において、前記可変動弁機構は、位相可変の吸気バルブの作用角が位相固定の吸気バルブの作用角より大きく構成されることを特徴とする高膨張比内燃機関。
3. 請求項２において、前記制御手段は、内燃機関が高負荷運転状態にあるときは、内燃機関の機械圧縮比が低くなるように前記可変圧縮比機構を制御するとともに位相可変の吸気バルブの開弁時期が位相固定の吸気バルブの開弁時期より早くなるように前記可変動弁機構を制御することを特徴とする高膨張比内燃機関。
4. 請求項３において、位相可変の吸気バルブの作用角は、該吸気バルブの開弁時期が前記内燃機関の高負荷運転時における目標開弁時期まで進角された場合に、該吸気バルブの閉弁時期が位相固定の吸気バルブの閉弁時期以降となるように設定されることを特徴とする高膨張比内燃機関。
5. 請求項４において、前記制御手段は、前記内燃機関が高負荷運転状態にあり且つ機関回転数が予め定められた所定回転数以下である場合には位相可変の吸気バルブの閉弁時期を位相固定の吸気バルブの閉弁時期に同期させ、前記内燃機関が高負荷運転状態にあり且つ機関回転数が前記所定回転数より高い場合には位相可変の吸気バルブの閉弁時期を位相固定の吸気バルブの閉弁時期より遅くなるように前記可変動弁機構を制御することを特徴とする高膨張比内燃機関。
6. 請求項１において、前記可変動弁機構は、位相可変の吸気バルブのカーテン面積が位相固定の吸気バルブのカーテン面積より大きくなるように構成されることを特徴とする高膨
   張比内燃機関。
7. 請求項６において、前記可変動弁機構は、位相可変の吸気バルブの弁径が位相固定の吸気バルブの弁径より大きくなるように構成されることを特徴とする高膨張比内燃機関。
8. 請求項６において、前記可変動弁機構は、位相可変の吸気バルブの個数が位相固定の吸気バルブの個数より多くなるように構成されることを特徴とする高膨張比内燃機関。
9. 請求項１において、前記可変動弁機構は、位相可変の吸気バルブの閉弁動作時におけるカーテン面積の減少速度が位相固定の吸気バルブの閉弁動作時におけるカーテン面積の減少速度に対して大きくなるように構成されることを特徴とする高膨張比内燃機関。
10. 請求項９において、前記可変動弁機構は、位相可変の吸気バルブのリフト量が位相固定の吸気バルブのリフト量より多くなるように構成されることを特徴とする高膨張比内燃機関。
11. 請求項９において、前記可変動弁機構は、位相可変の吸気バルブの閉弁動作速度が位相固定の吸気バルブの閉弁動作速度より大きくなるように構成されることを特徴とする高膨張比内燃機関。

Images