JP5196033B2 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents
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Description
本発明の目的は、アルコールを含有した燃料を用いたときに過膨張となるのを阻止し、それにより高い熱効率を確保することのできる火花点火式内燃機関を提供することにある。
図2は可変圧縮比機構の分解斜視図である。
図3は図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
図4は可変バルブタイミング機構を示す図である。
図5は吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
図6は機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
図7は理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
図8は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。
図9は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
図10はPV線図である。
図11はアルコール濃度と膨張比との関係を示す図である。
図12はアルコール濃度と実圧縮比との関係を示す図である。
図13は吸気弁閉弁時期IC等のマップを示す図である。
図14は運転制御を行うためのフローチャートである。
図15は火花点火式内燃機関の別の実施例を示す全体図である。
図16は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
図17はアルコール濃度と排気弁開弁時期の進角量との関係を示す図である。
図18は排気弁開弁時期EOのマップを示す図である。
図19は運転制御を行うためのフローチャートである。
図20は運転制御を行うためのフローチャートである。
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。
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。
図1に示される実施例では燃料としてアルコールを含有した燃料が用いられており、燃料タンク22内に貯留されているアルコール含有燃料が燃料噴射弁13に供給される。本発明による実施例において使用される燃料中のアルコール濃度は0%から85%程度の広い範囲に亘っており、従って燃料噴射弁13から噴射される燃料中のアルコール濃度も広い範囲に亘って変化する。燃料タンク22内には燃料噴射弁13から噴射される燃料中のアルコール濃度を検出するためのアルコール濃度センサ23が取付けられている。
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。
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およびアルコールセンサ23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。
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。
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。
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。
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高膨張比サイクルについて説明する。なお、図7は燃料としてガソリンを用いた場合の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い出したのである。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、機械圧縮比、膨張比、膨張端圧力、実圧縮比、吸気弁7の閉弁時期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において破線は燃料としてガソリンを用いた場合を示しており、実線は燃料として或るアルコール濃度のアルコール含有燃料を用いた場合を示している。また、本発明による実施例では触媒コンバータ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通常燃焼室5内における平均空燃比は空燃比センサ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。
まず初めに図9において破線で示される場合、即ち、燃料としてガソリンを用いた場合について説明すると機関高負荷運転時には前述したように図8(A)に示される通常のサイクルが実行される。従ってこのときには図9に示されるように機械圧縮比は低くされるので膨張比は低く、図9において破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。
一方、図9において破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。
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、機関負荷が中負荷領域の或る負荷L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L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に示される例では機関負荷が負荷L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L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。このように機関負荷が負荷L以下になると機械圧縮比および吸気弁7の閉弁時期は一定に保持されるので実圧縮比は一定に保持される。
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L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。
また、機関負荷が低くなると燃焼圧が低下するために膨張端圧力も低下する。従って図9において破線で示されるように機関負荷が低下するにつれて膨張端圧力も低下する。この場合、機関負荷が最も低下したときに膨張端圧力も最も低下するが図9からわかるように膨張端圧力が最も低下したときでも膨張端圧力は大気圧以下とはならない。
一方、図9において一点鎖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において破線で示される場合と一点鎖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、図9に示される例では吸気弁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L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において破線で示すように変化させても制御することができるし、一点鎖線に示すように変化させても制御することができるが、以下吸気弁7の閉弁時期を図9において破線で示すように変化させた場合を例にとって説明する。
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。
図10は燃焼室5の容積Vおよび燃焼室5内の圧力Pの双方を対数で表したPV線図を示しており、図10において実線は燃料としてガソリンを用いた場合の機関低負荷運転時における容積Vと圧力Pとの関係を示している。図10において実線で示されるように燃料としてガソリンが用いられている場合には機関低負荷運転時であっても膨張端圧力は大気圧以上であることがわかる。ところが本発明におけるように燃料としてアルコールを含有した燃料を用いた場合には膨張端圧力が大気圧以下となってしまう場合がある。
即ち、アルコールのような酸素を含有した燃料を燃焼させると比熱の大きな水が通常のガソリンを燃焼させた場合に比べて多量に生成される。その結果燃焼温度が低下し、燃焼圧が低下する。燃焼圧が低下すると膨張端圧力が低下し、その結果図10において破線で示されるように膨張端圧力が大気圧以下になってしまう場合、即ち過膨張となってしまう場合がある。しかしながらこのように過膨張になると熱効率が大巾に低下し、従ってこのように過膨張になるのを阻止する必要がある。
ところで燃料としてアルコールを含有した燃料を用いた場合には燃料中のアルコール濃度が高いほど燃焼圧が低下し、膨張端圧力が低下する。一方、膨張端圧力は膨張比を低下させるにつれて上昇する。従って過膨張になるのを阻止するためには燃料中のアルコール濃度が高いほど膨張比を低下させればよいことになる。そこで本発明では燃料中のアルコール濃度が高い場合には燃料中のアルコール濃度が低い場合に比べて機関低負荷運転時における膨張比を低下させるようにしている。
なお、本発明による実施例では図11に示されるように燃料中のアルコール濃度が高くなるにつれて膨張比が高くされる。また、燃料中のアルコール濃度が高くなるほどノッキングが生じにくくなり、従って燃料中のアルコール濃度が高くなるほど実圧縮比を高めることができる。従って本発明では燃料中のアルコール濃度が高い場合には燃料中のアルコール濃度が低い場合に比べて実圧縮比が高くされる。この場合、本発明による実施例では図12に示されるように燃料中のアルコール濃度が高くなるほど実圧縮比が大きくされる。
さて、膨張比を低下させるには機械圧縮比を低下させる方法と排気弁9の開弁時期を早める方法との二つの方法がある。図9の実線は、機械圧縮比を低下させることによって機関低負荷運転時における膨張比を低下させるようにした場合の機械圧縮比等の変化を示している。なお、図9の実線は、燃料として或る濃度のアルコール含有燃料が用いられていて実圧縮比が機関負荷にかかわらずに一律に高められている場合を示している。
図9を参照すると、実線で示されるように機関高負荷運転時には実圧縮比が高められている分だけ機械圧縮比が高くされている。従ってこのとき膨張比も破線で示す場合、即ちガソリンを用いた場合に比べて高くなっている。一方、このとき膨張端圧力はガソリンを用いた場合に比べて低くなっている。また、このときスロットル弁17は全開又はほぼ全開状態に保持されている。
機関負荷が低くなると図9において実線で示されるように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。また、このとき膨張端圧力は徐々に低下する。
次いで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、機関負荷が負荷L1(>L)まで低下すると機械圧縮比は最大機械圧縮比に達する。一方、図9に示される例では機関負荷が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ず、従ってこのときにはスロットル弁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。機関負荷がL1よりも低くなると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に示す例では実線で示されるように機関負荷がL2(<L)まで低下すると膨張端圧力が大気圧まで低下する。従って膨張端圧力が大気圧となる負荷L2よりも機関負荷の低い低負荷運転時には機械圧縮比を低下させることによって膨張比が低下せしめられる。図9からわかるように機関低負荷運転時に膨張比が一定に保持されていたとすると膨張端圧力は機関負荷が低下するにつれて大気圧以下にどんどん低下していき、このとき膨張端圧力が大気圧以下となるのを阻止するためには機関負荷が低下したときには膨張比を低下させる必要がある。
そこで本発明では、機関低負荷運転時において機関負荷の低い側では機関負荷の高い側に比べて膨張比の低下量を大きくするようにしている。なお、この場合図9に示される例では機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が低下せしめられ、それに伴なって膨張比が低下せしめられる。一方、図9に示される例では機関負荷がL2よりも低い機関低負荷運転領域では実圧縮比を一定に維持するために機械圧縮比が低下せしめられるにつれて吸気弁7の閉弁時期が早められ、このとき吸入空気量が負荷に応じた要求吸入空気量となるようにスロットル弁17の開度はガソリンを用いた場合に比べて閉弁せしめられる。
本発明による実施例では吸気弁7の閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル弁17の開度は機関負荷および機関回転数に加えて燃料中のアンモニア濃度の関数となる。本発明による実施例では種々のアルコール濃度に対して図13(A)に示すような複数の吸気弁7の閉弁時期ICのマップが機関負荷Lおよび機関回転数Nの関数として予めROM32内に記憶されており、種々のアルコール濃度に対して図13(B)に示すような複数の機械圧縮比CAのマップが機関負荷Lおよび機関回転数Nの関数として予めROM32内に記憶されており、種々のアルコール濃度に対して図13(C)に示すような複数のスロットル弁17の開度θのマップが機関負荷Lおよび機関回転数Nの関数として予めROM32内に記憶されている。
図14に運転制御ルーチンを示す。図14を参照するとまず初めにステップ100においてアルコール濃度センサ23により燃焼室5内に供給される燃料中のアルコール濃度が検出される。次いでステップ101では検出されたアルコール濃度に応じた図13(A)に示されるマップから吸気弁7の閉弁時期ICが算出され、次いでステップ102では検出されたアルコール濃度に応じた図13(B)に示されるマップから機械圧縮比CRが算出され、次いでステップ103では検出されたアルコール濃度に応じた図13(C)に示されるマップからスロットル弁17の開度が算出される。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。
図15に別の実施例を示す。この実施例では排気弁9の開弁時期を制御するために可変バルブタイミング機構Bと同様な構造を有する可変バルブタイミング機構B′が排気弁9を駆動するカムシャフト90に対して設けられている。この実施例では可変バルブタイミング機構B′により排気弁9の開弁時期を早めることにより機関低負荷運転時における膨張比が低下せしめられる。
図16の破線は図9と同様に燃料としてガソリンを用いたときを示しており、図16の実線は燃料として或るアルコール濃度のアルコール含有燃料を用いた場合を示している。図16において実線で示されるようにこの実施例では膨張端圧力が大気圧となる負荷L2よりも機関負荷が低い機関低負荷運転領域では排気弁9の開弁時期がガソリンを用いた場合、即ち破線で示される場合に比べて進角される。排気弁9の開弁時期が進角されると膨張比は低下する。
この場合、本発明による実施例では図17に示されるように燃料中のアルコール濃度が高くなるほど排気弁9の開弁時期の進角量は増大される。また、図16の実線からわかるように機関低負荷運転時には機関負荷が低下するほど排気弁9の開弁時期の進角量は増大され、斯くして機関負荷が低くなるほど膨張比が低下せしめられる。なお、この実施例では機関低負荷運転時には機械圧縮比は最大機械圧縮比に維持されており、吸気弁7の閉弁時期は限界閉弁時期に保持されている。
この実施例においても吸気弁7の閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル弁17の開度は機関負荷および機関回転数に加えて燃料中のアンモニア濃度の関数となり、これら吸気弁7の閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル弁17の開度は種々のアルコール濃度に対して図13(A),(B),(C)に示されるようなマップの形で予め記憶されている。
また、この実施例において排気弁9の開弁時期も機関負荷および機関回転数に加えて燃料中のアンモニア濃度の関数となる。従ってこの実施例では種々のアルコール濃度に対して図18に示すような複数の排気弁9の開弁時期EOのマップが機関負荷Lおよび機関回転数Nの関数として予めROM32内に記憶されている。
図19に運転制御ルーチンを示す。図19を参照するとまず初めにステップ200においてアルコール濃度センサ23により燃焼室5内に供給される燃料中のアルコール濃度が検出される。次いでステップ201では検出されたアルコール濃度に応じた図13(A)に示されるようなマップから吸気弁7の閉弁時期ICが算出され、次いでステップ202では検出されたアルコール濃度に応じた図13(B)に示されるようなマップから機械圧縮比CRが算出され、次いでステップ203では検出されたアルコール濃度に応じた図13(C)に示されるようなマップからスロットル弁17の開度が算出される。
次いでステップ204では検出されたアルコール濃度に応じた図18に示されるマップから排気弁9の開弁時期EOが算出される。次いでステップ205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、排気弁9の開弁時期がEO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。
図20に更に別の実施例を示す。この実施例では、通常は排気弁9の開弁時期を早めることによって機関低負荷運転時における膨張比が低下され、機械圧縮比を低下すべき要求があった場合には機械圧縮比を低下させることによって機関低負荷運転時における膨張比が低下される。
即ち、図9および図16を比較するとわかるように機関低負荷運転時におけるスロットル弁17の開度は図9に示される場合の方が図16に示される場合よりも小さくされ、従って図9に示される場合の方が図16に示される場合よりもポンピング損失が大きくなる。従って熱効率を考えると図16に示されるように排気弁9の開弁時期EOを早めることによって膨張比を低下させることが好ましく、従ってこの例では通常排気弁9の開弁時期EOを早めることによって膨張比が低下せしめられる。
しかしながら機械圧縮比を低下すべき要求が出される場合がある。即ち、機械圧縮比を変化しうる場合、機械圧縮比が高くなるほど燃焼室5が扁平となる。その結果、機械圧縮比が高くなるほど燃焼室5周辺部の燃料が燃焼しずらくなり、斯くして未燃HCが発生しやすくなる。従って例えばこのとき未燃HCの発生量を低下させたい場合には機械圧縮比を低下することが好ましく、このような場合に機械圧縮比を低下すべき要求が出される。
このように機械圧縮比を低下すべき要求が出される場合の一例としては機関始動時或いは機関暖機運転時が挙げられる。即ち、機関始動時および機関暖機運転時は通常、触媒20が活性化しておらず、従ってこのとき未燃HCが触媒20に流入すると未燃HCは触媒20において浄化されることなく触媒20を素通りすることになる。従って機関始動時或いは機関暖機運転時には燃焼室5からの未燃HCの排出量を低下させることが好ましく、従ってこの例では機関始動時或いは機関暖機運転時に機関圧縮比を低下すべき要求が出される。この実施例ではこのように機械圧縮比を低下すべき要求が出されたときに機械圧縮比を低下させることによって膨張比が低下せしめられる。
図20に示される運転制御ルーチンを参照するとまず初めにステップ300においてアルコール濃度センサ23により燃焼室5内に供給される燃料中のアルコール濃度が検出される。次いでステップ301では機械圧縮比を低下すべき要求が出されているか否かが判別される。機械圧縮比を低下すべき要求が出されていない場合にはステップ302に進んで図16の実線で示されるように機械圧縮比等が制御される。
即ち、ステップ302では検出されたアルコール濃度に応じた図13(A)に示されるようなマップから吸気弁7の閉弁時期ICが算出され、次いでステップ303では検出されたアルコール濃度に応じた図13(B)に示されるようなマップから機械圧縮比CRが算出され、次いでステップ304では検出されたアルコール濃度に応じた図13(C)に示されるようなマップからスロットル弁17の開度が算出される。次いでステップ305では検出されたアルコール濃度に応じた図18に示されるマップから排気弁9の開弁時期EOが算出される。
次いでステップ306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、排気弁9の開弁時期がEO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。
一方、ステップ301において機械圧縮比を低下すべき要求が出されていると判断されたときにはステップ307に進み、図9の実線で示されるように機械圧縮比等が制御される。
即ち、ステップ307では検出されたアルコール濃度に応じた図13(A)に示されるマップから吸気弁7の閉弁時期ICが算出され、次いでステップ308では検出されたアルコール濃度に応じた図13(B)に示されるマップから機械圧縮比CRが算出され、次いでステップ309では検出されたアルコール濃度に応じた図13(C)に示されるマップからスロットル弁17の開度が算出される。次いでステップ310では排気弁9の開弁時期EOが基準時期に固定され、次いでステップ306に進む。このときステップ306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。
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
23…アルコール濃度センサ
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
Claims (6)
- 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ており、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて膨張比が高くされる火花点火式内燃機関において、燃料としてアルコールを含有した燃料が用いられ、燃料中のアルコール濃度が高い場合には燃料中のアルコール濃度が低い場合に比べて機関低負荷運転時における膨張比を低下させるようにした火花点火式内燃機関。
- 燃料中のアルコール濃度が高い場合には燃料中のアルコール濃度が低い場合に比べて実圧縮比を高くするようにした請求項1に記載の火花点火式内燃機関。
- 機関低負荷運転時における膨張比を低下させるときに機関負荷の低い側では機関負荷の高い側に比べて膨張比の低下量を大きくするようにした請求項1又は請求項2に記載の火花点火式内燃機関。
- 機械圧縮比を低下させることによって機関低負荷運転時における膨張比が低下される請求項1又は請求項2に記載の火花点火式内燃機関。
- 排気弁の開弁時期を早めることによって機関低負荷運転時における膨張比が低下される請求項1又は請求項2に記載の火花点火式内燃機関。
- 通常は排気弁の開弁時期を早めることによって機関低負荷運転時における膨張比が低下され、機械圧縮比を低下すべき要求があった場合には機械圧縮比を低下させることによって機関低負荷運転時における膨張比が低下される請求項1又は請求項2に記載の火花点火式内燃機関。
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