JP5428928B2 - 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を備えた火花点火式内燃機関が知られている。斯かる火花点火式内燃機関では、内燃機関の始動時に、機械圧縮比を内燃機関の通常運転時とは異なる態様で制御することが提案されている。

例えば、特許文献１に記載の内燃機関では、内燃機関の始動時に機械圧縮比を高くするほどスタータモータによってクランクシャフトを回転駆動するために必要なフリクショントルクが大きくなるため、内燃機関の始動時には機械圧縮比を低くしている。特に、特許文献１では、クランキング時に機関回転数が一定回転数以上であれば実圧縮比が高くなるほど混合気の着火性が向上する点を考慮して、内燃機関の始動時の機械圧縮比を設定している。

また、特許文献２に記載の内燃機関では、燃焼室内において混合気の燃焼が行われている際に可変圧縮比機構により機械圧縮比を変更すると可変圧縮比機構を駆動するためのアクチュエータには大きな駆動力が要求されるため、燃焼室内において混合気の燃焼が行われていない時、すなわち機関始動時であって燃料噴射及び燃料への点火が行われていないクランキング時に機械圧縮比を変更し、その後内燃機関の運転中には機械圧縮比を一定に維持している。

特開２００６−５２６８２号公報 特開２００８−１１１３７５号公報 特開２００２−２７６４４６号公報 特開２００６−３４２６７７号公報

ところで、内燃機関の始動時において、機械圧縮比が高すぎるとスタータモータによるクランキング時に機関回転数が十分に上昇しなくなり、その結果、内燃機関を適切に始動させることができない。逆に、機械圧縮比が低すぎるとピストンが圧縮上死点にあるときの燃焼室内の混合気の温度及び圧力が低下し、その結果、内燃機関を適切に始動させることができない。したがって、内燃機関を適切に始動させるためには、機械圧縮比をこれらの中間の最適な機械圧縮比に設定する必要がある。

このような内燃機関の始動に最適な機械圧縮比は、機関冷却水の温度、吸入空気の温度、大気圧、バッテリの状態等によって変化する。例えば、機関冷却水の温度や吸入空気の温度が高くなるほど、最適な機械圧縮比は低下する。したがって、内燃機関の始動の際に機械圧縮比を常に同一の圧縮比にすると、機関冷却水の温度等によっては、内燃機関を適切に始動させることができなくなってしまう。

一方、機関始動時にこれら機関冷却水の温度等を検出し、これら検出された機関冷却水の温度等に基づいて機関始動時の機械圧縮比を最適な圧縮比に設定することも考えられる。しかしながらこの場合、機関冷却水の温度等を検出するセンサに故障が生じた場合には、機関始動時の機械圧縮比を最適な圧縮比に設定することができなくなってしまう。

そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、可変圧縮比機構を備える内燃機関において、機関冷却水の温度等を適切に検出できない場合であっても内燃機関を始動させることができるようにすることにある。

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を具備し、機械圧縮比が機関運転状態に応じて設定された目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構が制御される火花点火式内燃機関において、内燃機関を始動する場合にはクランキング及び燃料供給の開始から内燃機関の始動開始までの間に目標機械圧縮比が変更せしめられ、上記クランキング及び燃料供給の開始時からの目標機械圧縮比の変更は、クランキング及び燃料供給の開始からの時間経過に伴って目標機械圧縮比を繰り返し増大及び減少させることによって行われる。
第１の発明によれば、クランキング中に目標機械圧縮比が変更され、これに伴って実際の機械圧縮比も変更される。このように実際の機械圧縮比が変更されることにより、その変更中に機械圧縮比が内燃機関の始動に適切な機械圧縮比となり、この時に内燃機関の始動が開始されることになる。

上記課題を解決するために、第２の発明では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を具備し、機械圧縮比が機関運転状態に応じて設定された目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構が制御される火花点火式内燃機関において、内燃機関を始動する場合にはクランキング及び燃料供給の開始から内燃機関の始動開始までの間に目標機械圧縮比が変更せしめられ、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をさらに具備し、内燃機関を始動する場合にはクランキング及び燃料供給の開始から内燃機関の始動開始までの間に吸気弁の目標閉弁時期はほぼ一定に維持され、クランキング及び燃料供給の開始からの経過時間を計測する経過時間計測手段をさらに具備し、該経過時間計測手段によって計測された時間が所定時間を超えても内燃機関が始動されない場合には、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点側に移動させると共に目標機械圧縮比を減少させる。

第３の発明では、第２の発明において、上記クランキング及び燃料供給の開始時からの目標機械圧縮比の変更は、クランキング及び燃料供給の開始からの時間経過に伴って目標機械圧縮比を繰り返し増大及び減少させることによって行われる。

第４の発明では、第２の発明において、クランキング及び燃料供給の開始から内燃機関の始動開始までの間に機械圧縮比の上昇に伴って瞬間機関回転数が基準回転数以下となった場合には、目標機械圧縮比を瞬間機関回転数が基準回転数以下となった時の機械圧縮比以下に制御する。

第５の発明では、第１〜第４のいずれか一つの発明において、上記クランキング開始時から内燃機関の始動開始時までの間の目標機械圧縮比の変更はクランキング及び燃料供給の開始からの時間経過に伴って連続的に行われる。

第６の発明では、第１〜第５のいずれか一つの発明において、上記機械圧縮比は、クランキング及び燃料供給の開始前に機関低負荷運転時における機械圧縮比よりも低い所定の機械圧縮比とされ、クランキング及び燃料供給の開始直後には最初に高圧縮比側に変更せしめられる。

本発明によれば、可変圧縮比機構を備える内燃機関において、機関冷却水の温度等を適切に検出できない場合であっても内燃機関を始動させることができる。

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。 吸気弁及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。 内燃機関を始動する場合における機械圧縮比等のタイムチャートである。 アクチュエータの駆動制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。 目標機械圧縮比算出用積算時間と目標機械圧縮比とのマップを示す図である。 第二実施形態における制御を行った場合の目標機械圧縮比等のタイムチャートである。 目標機械圧縮比算出制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。 第三実施形態における制御を行った場合の吸気弁の目標閉弁時期等を示すフローチャートである。

以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。

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エアフロメータ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。

一方、図１に示される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、さら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に示される実施形態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。なお、本実施形態では、現在の機械圧縮比を検出するための機械圧縮比検出装置として相対位置センサ２２が用いられるが、機械圧縮比検出装置としては相対位置センサ２２以外の検出装置を使用することも可能である。

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。エアフロメータ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及びスロットル開度センサ２４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。さらに入力ポート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、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、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。さらに、機関本体のクランクシャフト（図示せず）にはクランクシャフトを回転駆動するためのスタータモータ４４が取り付けられ、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介してこのスタータモータ４４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ように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。次いでさらに円形カム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）にはそれぞれ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から離れる。すなわち、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、したが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。

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。

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。したが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。したがって吸気弁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、したがって吸気弁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及び図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。すなわち、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。したがって実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記のように表される。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及び図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。

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。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、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。したが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出されたのである。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。したが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の実線で示したような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、したが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幅に高めることができる。図８（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、したがって機関運転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、したが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。したが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、実圧縮比及びスロットル弁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及び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の出力信号に基づ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。したがって図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、したが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、したがって燃焼室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。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。したがってピストン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。

機関負荷がさらに低くなると機械圧縮比はさらに増大せしめられ、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最大限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が最大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最大限界機械圧縮比に保持される。したがって低負荷側の機関中負荷運転時及び機関低負荷運転時にはすなわち、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に示される実施形態では機関負荷が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に示される実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁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。したがって、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が、以下本発明について吸気弁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た場合を例にとって説明する。

なお、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。したが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。

ところで、機関始動時には、実圧縮比を高くし過ぎるとピストンによる圧縮作用に必要なエネルギが増大し、クランキング時にスタータモータ４４によって機関回転数を十分に上昇させることができなくなる。また、実圧縮比を高くし過ぎると機関始動直後にノッキングやプレイグニッションが発生する可能性もある。このため、機関始動時に実圧縮比を高くし過ぎると、内燃機関を適切に始動させることができなくなる。

一方、機関始動時に実圧縮比を低くし過ぎると、クランキング時においてピストン４が圧縮上死点にあるときの燃焼室５内の混合気の温度（圧縮端温度）及び圧力（圧縮端圧力）が低下し、燃焼室５内において混合気を適切に燃焼させることができなくなる。このため、機関始動時に実圧縮比を低くし過ぎても、内燃機関を適切に始動させることができなくなる。したがって、内燃機関を適切に始動させるためには、実圧縮比をこれらの中間の最適な実圧縮比に設定する必要がある。

なお、機関始動の際のクランキング時における吸入空気量は、機関冷却水の温度等によって多少の変動はあるにせよ、常にほぼ一定とされる。すなわち、機関始動直後の機関回転数の吹き上がりを或る一定の範囲内に収めるためには機関始動時における燃料供給量を或る一定の範囲内に設定する必要がある。これに伴って、機関始動時には吸入空気量も或る一定の範囲内にする必要がある。

このように機関始動の際には吸入空気量は常にほぼ一定とされることから、機関始動の際には吸気弁７の閉弁時期及びスロットル弁１７の開度もほぼ一定とされる。したがって、内燃機関を適切に始動させるためには、機械圧縮比を最適な機械圧縮比に設定する必要があるということもできる。

このような内燃機関の始動に最適な機械圧縮比（実圧縮比）は、機関冷却水の温度、吸入空気の温度、大気圧、バッテリの状態等によって変化する。例えば、機関冷却水の温度や吸入空気の温度が高くなるほど圧縮端温度が高くなりノッキングが発生し易くなることから、機関冷却水の温度及び吸入空気の温度が高くなった場合には内燃機関の始動に最適な機械圧縮比は低くなる。このため、内燃機関を始動する場合に機械圧縮比を常に同一の圧縮比にすると、機関冷却水の温度等によっては内燃機関を適切に始動させることができなくなってしまう。

一方、内燃機関の始動直前に、水温センサや大気温度センサ等を用いて機関冷却水の温度や吸入空気の温度等を検出し、これら検出された機関冷却水の温度や吸入空気の温度等に基づいて、機関始動時の機械圧縮比を最適な機械圧縮比に設定することも考えられる。しかしながらこの場合、水温センサや大気温度センサ等に故障が生じると、機関始動時の機械圧縮比を最適な機械圧縮比に設定することができなくなる。また、相対位置センサ２２が故障して現在の機械圧縮比を正確に検出することができなくなると、機関始動時に最適な目標機械圧縮比を設定しても、実際の機械圧縮比をその目標機械圧縮比に制御することができない。この結果、水温センサ、大気温度センサや相対位置センサ２２等が故障すると内燃機関を最適に始動させることができなくなる。

そこで、本発明の実施形態では、内燃機関を始動する場合に、クランキング及び燃料供給の開始時から内燃機関の始動開始までの間に目標機械圧縮比を変更させることとしている。

図１０は、内燃機関を始動する場合における、クランキングの有無、燃料供給の有無、目標機械圧縮比、機関回転数、吸気弁７の目標閉弁時期及びスロットル弁１７の目標開度のタイムチャートである。図中のモータリングはＯＮのときにスタータモータ４４よるクランクシャフトの駆動、すなわちクランキングが行われていることを示しており、また図中の燃料供給はＯＮのときに燃料噴射弁１３からの燃料供給が行われていることを示している。

図１０に示した例では、時刻ｔ₀においてイグニッションがオンとなり、これと同時にスタータモータ４４によるクランキングと燃料供給弁１３からの燃料供給とを開始している。なお、クランキングの開始と燃料供給の開始とは必ずしも同時に開始されなくてもよい。

時刻ｔ₀になる前、すなわちクランキング及び燃料供給の開始前には、機械圧縮比は比較的低い予め定められた始動時目標圧縮比とされている。具体的には、例えば、前回の内燃機関の運転終了直後に機械圧縮比が始動時目標圧縮比とされる。始動時目標圧縮比は、例えば、機関運転時に機関負荷が低負荷運転領域又は中負荷運転領域内にあるときに設定される機械圧縮比よりも低い値、或いは可変圧縮比機構Ａの構造上限界となる最小限界機械圧縮比又はその付近の値とされる。図１０に示した例では、始動時目標圧縮比は最小限界機械圧縮比εｍｍｉｎとされる。

同様に、時刻₀になる前には、吸気弁７の閉弁時期及びスロットル弁１７の開度もそれぞれ予め定められた始動時目標閉弁時期及び始動時目標開度とされる。これら吸気弁７の閉弁時期及びスロットル弁１７の開度に関しても、機械圧縮比と同様に、前回の内燃機関の運転終了直後にそれぞれ始動時目標閉弁時期及び始動時目標開度とされる。吸気弁７の始動時目標閉弁時期及びスロットル弁１７の始動時目標開度は、例えば、機関始動直後に機関回転数が適切に吹き上がるような閉弁時期及び開度とされる。

その後、時刻ｔ₀において、クランキングが開始され且つ燃料供給が開始されると、機関回転数が上昇せしめられる。その後、スタータモータ４４の駆動により機関回転数が一定の回転数に到達すると（時刻ｔ₁）、目標機械圧縮比の変更が開始される。図１０に示した実施形態では、時刻ｔ₁から目標機械圧縮比が徐々に増大せしめられる。

その後、目標機械圧縮比が時刻ｔ₂において最大限界機械圧縮比εｍｍａｘに到達すると、目標機械圧縮比は最大限界機械圧縮比εｍｍａｘに一定期間維持された後、時刻ｔ₃から徐々に減少せしめられる。そして、目標機械圧縮比が最小限界機械圧縮比εｍｍｉｎまで減少せしめられると、目標機械圧縮比は最小限界機械圧縮比εｍｍｉｎに一定期間維持され、その後再び徐々に増大せしめられる。

図１０に示した例では、このように目標機械圧縮比を増減させた結果、時刻ｔ₄において、燃焼室５内での混合気の燃焼により機関回転数が機関始動判定回転数（例えば、４００ｒｐｍ）を超え、内燃機関の始動が開始される。このような内燃機関の始動開始により、スタータモータ４４によるクランクシャフトの駆動が停止せしめられる。

図１０に示した例では、クランキング及び燃料供給が開始されてから内燃機関の始動が開始されるまでの間、吸気弁７の閉弁時期及びスロットル弁１７の開度の開度はほぼ一定に維持される。これにより、内燃機関の始動が開始された時に、機関回転数を適切に吹き上がらせることができる。なお、内燃機関の始動の際の機関回転数の吹き上がり方は、機関始動時における機関冷却水の温度や大気温度等によって変化するため、クランキング及び燃料供給の開始から内燃機関の始動が開始されるまでの間の吸気弁７の閉弁時期及びスロットル弁１７の開度をこれら機関冷却水の温度、大気温度等に基づいて変化させるようにしてもよい。

また、上記例では、目標機械圧縮比を一回増大及び減少させた後に再び増大させたときに内燃機関の始動が開始された場合を示している。仮に、このときに内燃機関の始動が開始されない場合には、図１０中に破線で示したように、その後も目標機械圧縮比の増大及び減少が繰り返される。

このように、本発明の実施形態では、内燃機関を始動させる場合に、クランキング及び燃料供給が開始されてから内燃機関の始動が開始されるまで目標機械圧縮比が連続的に変更せしめられ、特に上記実施形態では、繰り返し増大及び減少せしめられる。

ここで、相対位置センサ２２が故障等していない場合には、目標機械圧縮比の変更に追従して実際の機械圧縮比も変更せしめられるため、実際の機械圧縮比も図１０に示した目標圧縮比と同様に変化せしめられる。このように実際の機械圧縮比が変更せしめられると、その変更の途中で必ず機械圧縮比が内燃機関の始動に適切な機械圧縮比になる時が存在し、このときに内燃機関の始動が開始されることになる。したがって、本発明の実施形態によれば、水温センサや大気温度センサ等の出力値を用いることなく内燃機関の始動を開始することができ、よってたとえ水温センサや大気温度センサが故障したとしても確実に内燃機関を始動させることができる。

一方、相対位置センサ２２の出力値にずれが生じていたり故障していたりした場合、実際の機械圧縮比は目標機械圧縮比には正確に追従しない。しかしながら、例えば、相対値センサ２２の出力値にずれが生じていた場合であっても目標機械圧縮比の変動に伴って実際の機械圧縮比も変動することになる。また、相対値センサ２２が故障していて相対位置センサ２２の出力値が一定値になっていた場合であっても、目標機械圧縮比が上昇してこの一定値よりも高い場合には実際の機械圧縮比が上昇せしめられ、一方、目標機械圧縮比が低下してこの一定値よりも低くなっている場合には実際の機械圧縮比が低下せしめられる。このため、相対値センサ２２が故障している場合であっても実際の機械圧縮比は変動せしめられる。このように実際の機械圧縮比が変動する限り、上述したように機械圧縮比が内燃機関の始動に最適な機械圧縮比になる時が存在する。このため、相対位置センサ２２の出力値にずれが生じていたり故障していたりしても確実に内燃機関を始動させることができる。

また、内燃機関を高温で再始動するような場合、機械圧縮比、すなわち実圧縮比が高いと、圧縮端温度が上昇してノッキングやプレイグニッションの発生を招く場合がある。上記実施形態では、スタータモータ４４によるクランクシャフトの駆動及び燃料噴射弁１３からの燃料供給の開始時には、機械圧縮比は比較的低い圧縮比とされため、内燃機関を高温で再始動するような場合であってもノッキングやプレイグニッションの発生を抑制することができる。

なお、上記実施形態では、機械圧縮比を上下に変動させている間、機械圧縮比が最大限界機械圧縮比及び最小機械圧縮比に到達した場合には、それぞれ最大限界機械圧縮比及び最小限界機械圧縮比に一定期間維持した後に機械圧縮比を減少及び増大させている。しかしながら、必ずしも一定期間維持する必要はなく、機械圧縮比が最大限界機械圧縮比及び最小機械圧縮比に到達したら直ぐに機械圧縮比を減少及び増大させてもよい。

また、上記実施形態では、クランキング及び燃料供給の開始時の機械圧縮比を常に予め定められた一定の始動時目標圧縮比としている。しかしながら、クランキング及び燃料供給の開始時の目標機械圧縮比を、クランキング及び燃料供給の開始直前における機関冷却水の温度、大気温度、大気圧、バッテリ状態等に応じて変更するようにしてもよい。この場合、イグニッションがオンにされてから微少時間経過後にクランキング及び燃料供給が開始され、イグニッションがオンにされてからクランキング及び燃料供給が開始されるまでの間に目標機械圧縮比の変更が行われる。

このようにクランキング及び燃料供給の開始時の目標機械圧縮比を機関冷却水の温度等に基づいて変更することにより、機関冷却水の温度等を検出するセンサに故障がなければ、クランキング及び燃料供給の開始時に機械圧縮比を内燃機関の始動に最適な機械圧縮比とすることができ、内燃機関を適切に始動させることができる。一方で、機関冷却水の温度等を検出するセンサに故障が生じている場合にも、上述したように機械圧縮比を変動させることにより内燃機関を適切に始動させることができる。

図１１は、可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９、可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８及びスロットル弁１７駆動用のアクチュエータ１６等のアクチュエータの駆動制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。

図１１に示したように、まず、ステップＳ１１ではスタータモータ４４によるクランクシャフトの駆動が開始されたか否かが判定される。未だスタータモータ４４による駆動が開始されていない場合には制御ルーチンが終了せしめられる。

一方、スタータモータ４４による駆動が開始されている場合には、ステップＳ１１からステップＳ１２へと進む。ステップＳ１２では、内燃機関が始動したか否かが判定される。内燃機関の始動の判定は、例えば、機関回転数が所定の回転数（例えば、４００ｒｐｍ）に到達したか否かによって行われる。機関回転数が所定の回転数に達しておらず、未だ内燃機関の始動が開始されていないと判定された場合にはステップＳ１２からステップＳ１３へと進む。ステップＳ１３では、スタータモータ４４による駆動が開始されてからの積算時間ｔを機械圧縮比の変動周期Ｔで割った余りが目標機械圧縮比算出用積算時間ｔ’とされる。なお、機械圧縮比の変動周期Ｔは、機械圧縮比の増大及び減少を一回行う周期、すなわち図１０中のＴを意味する。

次いで、ステップＳ１４では、ステップＳ１３で算出された目標機械圧縮比算出用積算時間ｔ’に基づいて図１２に示したようなマップを用いて目標機械圧縮比が算出される。次いで、ステップＳ１５では吸気弁７の目標閉弁時期及びスロットル弁１７の目標開度が算出される。上述した実施形態では、吸気弁７の目標閉弁時期及びスロットル弁１７の目標開度はそれぞれ予め定められた一定の始動時目標閉弁時期および始動時目標開度とされる。次いで、ステップＳ１６では、ステップＳ１４、Ｓ１５で算出された目標機械圧縮比、吸気弁７の目標閉弁時期及びスロットル弁１７の目標開度になるように、可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９、可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８及びスロットル弁１７駆動用のアクチュエータ１６が制御される。

その後、内燃機関が始動して機関回転数が所定の回転数以上になると、次のルーチンではステップＳ１２において内燃機関が始動したと判定されてステップＳ１７へと進む。ステップＳ１７では図９に示したような通常制御が行われる。

次に、図１２を参照して、本発明の第二実施形態について説明する。第二実施形態の火花点火式内燃機関の構成は基本的に第一実施形態の火花点火式内燃機関の構成と同様である。ただし、第二実施形態の火花点火式内燃機関では、内燃機関を始動させる場合に、機械圧縮比を必ずしも最大限界機械圧縮比まで変動させない点で第一実施形態の火花点火式内燃機関とは異なっている。

ところで、上述したように、クランキング中に機械圧縮比を高くし過ぎると、ピストン４の圧縮作用に必要なエネルギが増大し、クランキング時にスタータモータ４４によって機関回転数を十分に上昇させることができなくなる。一方、内燃機関を始動させるにはクランキングによって機関回転数を或る一定回転数以上にしておく必要がある。このためクランキング中に機械圧縮比を高くし過ぎて機関回転数が低下すると内燃機関を適切に始動させることが困難になる。

そこで、本発明の第二実施形態では、クランキング開始から内燃機関が始動するまでに機械圧縮比を変動させる際に、機関回転数が所定の限界機関回転数（基準回転数）ＮＥｍｉｎよりも低くなった場合には機械圧縮比をそのときの機械圧縮比以下に維持するようにしている。

図１３は、第二実施形態において内燃機関を始動する場合の、クランキングの有無、燃料供給の有無、目標機械圧縮比及び機関回転数のタイムチャートである。図１３に示した例では、時刻ｔ₅においてイグニッションがオンとなり、これと同時にスタータモータ４４によるクランキングと燃料噴射弁１３からの燃料供給が開始される。なお、時刻ｔ₅になる前には、上記第一実施形態と同様に、機械圧縮比は始動時目標機械圧縮比とされている。

時刻ｔ₅において、スタータモータ４４によるクランキング及び燃料供給弁１３からの燃料供給が開始されると、機関回転数が上昇せしめられる。その後、クランキング等の開始から一定時間Ｔａが経過すると（時刻ｔ₆）、目標機械圧縮比の変更が開始される。この一定時間Ｔａは、例えば、クランキングの開始から機関回転数が一定の回転数（例えば、後述する限界機関回転数ＮＥｍｉｎ）に到達するのに通常かかる時間とされる。なお、目標機械圧縮比の変更は、スタータモータ４４の駆動により機関回転数が一定の回転数に到達したときに開始するようにしてもよい。

時刻ｔ₆から目標機械圧縮比が徐々に高くなると、実際の機械圧縮比も徐々に高くなり、それに伴って機関回転数が低下せしめられる。このような機関回転数の低下が続くと、ついには時刻ｔ₇において機関回転数が限界機関回転数ＮＥｍｉｎに到達する。この限界機関回転数は、例えば、これ以上機関回転数が低下すると機械圧縮比等が適切であっても内燃機関の始動が困難になるような回転数とされる。本発明の実施形態では、このように機関回転数が限界機関回転数ＮＥｍｉｎに達すると、それ以降は機械圧縮比を機関回転数が限界機関回転数ＮＥｍｉｎに達したときの機械圧縮比εｍｘ以下の範囲内で制御される。図示した例では、機関回転数が限界機関回転数ＮＥｍｉｎに達した時刻ｔ₇以降には、徐々に機械圧縮比を低下させるようにしている。

その後、機関回転数が再び限界機関回転数ＮＥｍｉｎに達しない限り、機械圧縮比は最低限界機械圧縮比と上記εｍｘとの間で繰り返し増大及び減少せしめられる。一方、機関回転数が再び限界機関回転数ＮＥｍｉｎに達した場合には、その後、機械圧縮比は最低限界機械圧縮比と機関回転数が再び限界機械回転数ＮＥｍｉｎに達したときの機械圧縮比との間で繰り返し増大及び減少せしめられる。

このように、本発明の第二実施形態では、クランキング開始から内燃機関が始動するまでに機械圧縮比を変動させる際に、機関回転数が所定の限界機関回転数ＮＥｍｉｎよりも低くなった場合には機械圧縮比をそのときの機械圧縮比以下に維持することにより、クランキング中に機械圧縮比を高くし過ぎて機関回転数が過度に低下してしまうことを抑制することができる。

なお、図１３に示した例では、時刻ｔ₇において機関回転数が限界機関回転数ＮＥｍｉｎに到達した後に機械圧縮比を徐々に低下させるようにしているが、図１３に破線で示したように機関回転数が限界機関回転数ＮＥｍｉｎに到達した後に機械圧縮比をそのときの機械圧縮比に維持するようにしてもよい。ここで、一般に、クランキング時の機関回転数を一定回転数以上に維持することができれば、機械圧縮比が高いほど内燃機関を始動し易い。このため、機関回転数が限界機関回転数ＮＥｍｉｎに到達した後に機械圧縮比をそのときの機械圧縮比に維持することで、内燃機関を迅速に始動させることができるようになる。

図１４は、本発明の第二実施形態における目標機械圧縮比算出制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図１４は、図１３に破線で示した制御を行う場合の制御ルーチンを示している。また、図１４におけるステップＳ２１、Ｓ２２はそれぞれ図１１におけるステップＳ１１、Ｓ１２と同様であるため説明を省略する。

ステップＳ２３では、クランキング等が開始されてからの経過時間ｔが所定時間Ｔａを経過したか否かが判定され、所定時間Ｔａを経過していないと判定された場合にはステップＳ２４へと進む。ステップＳ２４では、目標機械圧縮比が始動時機械圧縮比εｍｉｎｉとされる。

その後、クランキング等が開始されてからの経過時間ｔが所定時間Ｔａを経過すると、次のルーチンでは、ステップＳ２３からステップＳ２５へと進む。ステップＳ２５では、現在の機関回転数ＮＥが限界機関回転数ＮＥｍｉｎ以上であるか否かが判定され、現在の機関回転数ＮＥが限界機関回転数ＮＥｍｉｎ以上であると判定された場合にはステップＳ２６へと進む。ステップＳ２６では、前回のルーチンにおける目標機械圧縮比εｍ（ｎ−１）に予め定められた所定値Δεｍを加えたものが今回の目標機械圧縮比εｍ（ｎ）とされ（ε（ｎ）＝εｍ（ｎ−１）＋Δεｍ）、目標機械圧縮比が増大せしめられる。

このような目標機械圧縮比の増大に伴って機関回転数が低下して限界機関回転数ＮＥｍｉｎに達すると、次のルーチンではステップＳ２５からステップＳ２７へと進む。ステップＳ２７では、今回の目標機械圧縮比εｍ（ｎ）が前回の目標機械圧縮比εｍ（ｎ−１）とされ、目標機械圧縮比が一定に維持される。

その後、内燃機関が始動して機関回転数が所定の回転数以上になると、次のルーチンではステップＳ２２において内燃機関が始動したと判定されてステップＳ２８へと進む。ステップＳ２８では図９に示したような通常制御が行われるように目標機械圧縮比が設定される。

なお、上記実施形態では、所定時間Ｔａ、所定値Δεｍ、限界機関回転数ＮＥｍｉｎ等のパラメータを常に一定の値としている。しかしながら、これらパラメータを、クランクシャフトの駆動及び燃料供給の開始直前における機関冷却水の温度、大気温度、大気圧、バッテリ状態等に応じて変更するようにしてもよい。

次に、図１５を参照して、本発明の第三実施形態について説明する。第三実施形態の火花点火式内燃機関の構成は、基本的に第一実施形態又は第二実施形態の火花点火式内燃機関の構成と同様である。

ところで、内燃機関の始動が適切に行われない要因の一つとして、点火プラグ６のプラグギャップに液体燃料が付着して、点火プラグ６によって適切に点火を行うことができなくなること（すなわち、点火プラグ６の燃料被り）が挙げられる。このように点火プラグ６に燃料被りが生じている場合には、上記第一実施形態又は第二実施形態のように機械圧縮比を調整しても点火プラグ６の燃料被りを解消することができず、よって内燃機関を始動させることができない。

そこで、本発明の第三実施形態では、上記第一実施形態又は第二実施形態に示したような制御を行っても一定時間以上内燃機関が始動しない場合には、吸気弁７の閉弁時期を進角して吸気下死点に近づけると共に、機械圧縮比を低下させて最低限界機械圧縮比に近づけるようにしている。

図１５は、第三実施形態における制御を行った場合の、クランキングの有無、燃料供給の有無、吸気弁７の目標閉弁時期及び目標機械圧縮比のタイムチャートである。図１５に示した例では、時刻ｔ₈においてイグニッションがオンとなり、これと同時にスタータモータ４４によるクランキングと燃料噴射弁１３からの燃料供給が開始される。

図１５からわかるように、本実施形態においても、上記実施形態と同様に、クランキング等が開始された後には、目標機械圧縮比が変動せしめられ、吸気弁７の閉弁時期は始動時目標閉弁時期に維持される。このように目標機械圧縮比を変動させても内燃機関の始動が開始されない場合には、クランキング等の開始から一定時間Ｔｂが経過した時刻ｔ₉において燃料噴射弁１３からの燃料供給が停止せしめられると共に、吸気弁７の目標閉弁時期が吸気下死点近傍まで進角せしめられる。また、時刻ｔ₉において目標機械圧縮比が最小限界機械圧縮比よりも高い圧縮比となっている場合には、目標機械圧縮比が最小限界機械圧縮比近傍まで低下せしめられる。

このように、吸気弁７の目標閉弁時期を吸気下死点近傍まで進角させると、燃焼室５内には多量の空気が供給され、その結果、吸気ポート８及び燃焼室５内を通過する空気の流量が多くなる。したがって、燃焼室５内の壁面や吸気ポート８の壁面に付着していた液体燃料が燃焼室５から排気ポート１０へ排出され易くなる。これに伴って点火プラグ６のプラグギャップに付着していた燃料も気化して排気ポート１０へ排出されるようになり、よって点火プラグ６の燃料被りを解消することができる。

また、吸気弁７の閉弁時期を進角させると燃焼室５内に多量の空気が流入することになるため、ピストンによる圧縮作用に必要なエネルギが大きくなり、その結果、機関回転数の低下を招くことになる。このように機関回転数が低下すると、単位時間当たりに吸気ポート８や燃焼室５内を通過する空気の流量が減少してしまい、その結果、燃焼室５内の壁面や点火プラグ６のプラグギャップに付着していた燃料の気化を促進させることができなくなる。本実施形態によれば、吸気弁７の閉弁時期が進角されるときには機械圧縮比が最小限界機械圧縮比近傍まで低下せしめられるため、ピストンによる圧縮作用に必要なエネルギの増大を抑制することができ、その結果、機関回転数の低下を抑制することができる。

その後、時刻ｔ₉から予め定められた一定時間Ｔｃが経過した時刻ｔ₁₀において、燃料噴射弁１３からの燃料供給が再開されると共に、吸気弁７の目標閉弁時期が元の始動時目標閉弁時期に戻され、さらに機械圧縮比の変動が開始される。

なお、このような燃料被りを解消するための制御は、１回だけではなく複数回行われてもよい。この場合、例えば、前回の燃料被りを解消するための制御が終了してから上記一定時間Ｔｂ経過後に再度燃料被りを解消するための制御が行われることになる。

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
１７ スロットル弁
４４ スタータモータ
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 可変バルブタイミング機構

Claims (6)

1. 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を具備し、機械圧縮比が機関運転状態に応じて設定された目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構が制御される火花点火式内燃機関において、
   内燃機関を始動する場合にはクランキング及び燃料供給の開始から内燃機関の始動開始までの間に目標機械圧縮比が変更せしめられ、
   上記クランキング及び燃料供給の開始時からの目標機械圧縮比の変更は、クランキング及び燃料供給の開始からの時間経過に伴って目標機械圧縮比を繰り返し増大及び減少させることによって行われる、火花点火式内燃機関。
2. 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を具備し、機械圧縮比が機関運転状態に応じて設定された目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構が制御される火花点火式内燃機関において、
   内燃機関を始動する場合にはクランキング及び燃料供給の開始から内燃機関の始動開始までの間に目標機械圧縮比が変更せしめられ、
   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をさらに具備し、内燃機関を始動する場合にはクランキング及び燃料供給の開始から内燃機関の始動開始までの間に吸気弁の目標閉弁時期はほぼ一定に維持され、
   クランキング及び燃料供給の開始からの経過時間を計測する経過時間計測手段をさらに具備し、
   該経過時間計測手段によって計測された時間が所定時間を超えても内燃機関が始動されない場合には、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点側に移動させると共に目標機械圧縮比を減少させる、火花点火式内燃機関。
3. 上記クランキング及び燃料供給の開始時からの目標機械圧縮比の変更は、クランキング及び燃料供給の開始からの時間経過に伴って目標機械圧縮比を繰り返し増大及び減少させることによって行われる、請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
4. クランキング及び燃料供給の開始から内燃機関の始動開始までの間に機械圧縮比の上昇に伴って瞬間機関回転数が基準回転数以下となった場合には、目標機械圧縮比を瞬間機関回転数が基準回転数以下となった時の機械圧縮比以下に制御する、請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
5. 上記クランキング開始時から内燃機関の始動開始時までの間の目標機械圧縮比の変更はクランキング及び燃料供給の開始からの時間経過に伴って連続的に行われる、請求項１〜４のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
6. 上記機械圧縮比は、クランキング及び燃料供給の開始前に機関低負荷運転時における機械圧縮比よりも低い所定の機械圧縮比とされ、クランキング及び燃料供給の開始直後には最初に高圧縮比側に変更せしめられる、請求項１〜５のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。

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