JP5640753B2

JP5640753B2 - 火花点火内燃機関

Info

Publication number: JP5640753B2
Application number: JP2011004297A
Authority: JP
Inventors: 中坂　幸博; 幸博中坂
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2011-01-12
Filing date: 2011-01-12
Publication date: 2014-12-17
Anticipated expiration: 2031-01-12
Also published as: JP2012145045A

Description

本発明は、火花点火内燃機関に関する。

可変圧縮比機構を備える火花内燃機関が公知である。このような内燃機関において、可変圧縮比機構により、熱効率の高い機関高負荷時には機械圧縮比を低くし、熱効率の低い機関低中負荷時には機械圧縮比を高くしている（特許文献１参照）。

ところで、機関排気系に配置された触媒装置が設定温度以上であるときには、排気ガス中の未燃燃料が触媒装置において燃焼すると、その燃焼熱によって触媒装置が溶損することがある。それにより、触媒装置が設定温度以上であるときには、気筒内へ供給する燃料を増量することにより、吸気中の殆どの酸素が気筒内で消費されるようにし、排気ガス中の未燃燃料が触媒装置において殆ど燃焼しないようにしている。

特に、機関中負荷時において触媒装置が設定温度以上となると、機関中負荷時には機械圧縮比が高くされて圧縮上死点の燃焼室容積が小さくされているために、圧縮上死点のクレビス容積の割合が高くなって点火直後にクレビスに流入して燃焼しない燃料が多くなり、そのままでは、気筒内で消費される酸素量が少なくなって、多量の未燃燃料と未消費酸素とが気筒内から排出されてしまうために、比較的多量に燃料を増量して点火直後にクレビスに燃料が流入しても気筒内で消費される酸素量の減少を抑制することが必要とされる。

特開２００７−３０３４２３特開２００９−１８５６６９特開２００９−２２１８５５

触媒装置が設定温度以上であるときには、機関中負荷から機関低負荷へ負荷変化しても、機械圧縮比は高いまま維持されるために、又は、機械圧縮比はさらに高くされるために、圧縮上死点のクレビス容積の割合は高いままであり、排気ガス中の酸素量を増加させないように、比較的多量に燃料を増量し続けて気筒内で消費される酸素量の減少を抑制しなければならず、燃料消費を非常に悪化させる。

従って、本発明の目的は、可変圧縮比機構を具備し、機関中負荷時及び機関低負荷時には機関高負荷時に比較して機械圧縮比が高められる火花点火内燃機関において、機関中負荷時において機関排気系の触媒装置が設定温度以上であるために気筒内で消費される酸素量の減少を抑制するために気筒内の燃料が増量されている場合に、機関低負荷へ負荷変化したときには気筒内の燃料の増量を抑制して燃料消費の悪化を改善することである。

本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関は、可変圧縮比機構を具備し、機関負荷が第一設定負荷以上で第二設定負荷未満の機関中負荷のとき及び前記第一設定負荷未満の機関低負荷のときには、前記第二設定負荷以上の機関高負荷のときに比較して機械圧縮比が高められる火花点火内燃機関において、前記機関中負荷のときにおいて機関排気系の触媒装置が設定温度以上であるために排気ガス中の酸素量を減少させるために気筒内の燃料を増量している場合に、前記機関中負荷から前記機関低負荷へ負荷変化したときには、前記機関低負荷のときにおいて点火時期を最大トルク点火時期より遅角して気筒内の増量燃料を減少させることを特徴とする。

本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関は、機関中負荷のときにおいて機関排気系の触媒装置が設定温度以上であるために排気ガス中の酸素量を減少させるために気筒内の燃料を増量している場合に、機関中負荷から機関低負荷へ負荷変化したときには、機関低負荷のときにおいても機械圧縮比が高いために、そのままでは、圧縮上死点のクレビス容積の割合が高く、排気ガス中の酸素量を増加させないように、比較的多量に燃料を増量し続けて気筒内で消費される酸素量の減少を抑制しなければならないが、点火時期を最大トルク点火時期より遅角して点火直後の気筒内圧力を低下させることにより、点火直後にクレビスへ流入して燃焼しない燃料量を減少させることができるために、気筒内の増量燃料を減少させて燃料消費の悪化を改善することが可能となる。

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。触媒装置の溶損防止のためのフローチャートである。

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。

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、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、すなわち、シリンダブロック側サポートが形成されており、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、すなわち、クランクケース側サポートが形成されており、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同心部分５８が位置している。各同心部分５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各同心部分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部５７が位置しており、この偏心部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は各同心部分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の同心部分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部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内において同心部分５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心部５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に同心部分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部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同心部分５８の中心ａと偏心部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の相対位置は同心部分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、同心部分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。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。

ところで、触媒装置２０が設定温度以上となっているときに、排気ガス中の未燃燃料が触媒装置２０において燃焼すると、その燃焼熱によって触媒装置２０が溶損することがある。それにより、触媒装置２０が設定温度以上であるときには、気筒内へ供給する燃料を増量することにより、吸気中の殆どの酸素が気筒内で消費されるようにし、排気ガス中の未燃燃料が触媒装置において殆ど燃焼しないようにすることが望まれる。

触媒装置２０が設定温度以上となっているときに気筒内の燃料を増量するための補正係数は、機械圧縮比に応じて変化させるようにしている。機械圧縮比が高いほど圧縮上死点の燃焼室容積が小さくされるために、圧縮上死点においてシリンダブロックとシリンダヘッドとの間の隙間等の火炎が侵入不可能なクレビス容積の割合が高くなり、点火直後にクレビスに流入して燃焼しない燃料の割合が多くなる。

それにより、クレビスに流入して燃焼しない分の燃料を増量して気筒内で消費される酸素量が少なくなることを抑制するために、機械圧縮比が高いほど燃料増量のための補正係数ｋ（＞＝１）は大きくされ、触媒装置２０が設定温度以上となっているときの燃料噴射量Ｑ’は、現在の機関運転状態の必要燃料量Ｑに補正係数ｋが乗算されて増量される（Ｑ’＝Ｑ＊ｋ）。

触媒装置２０が設定温度以上であるときにおいて、機関中負荷から機関低負荷へ負荷変化しても、機械圧縮比は高いまま維持されるために（又は、機械圧縮比はさらに高くされるために）、圧縮上死点のクレビス容積の割合は高いままであり、燃料増量のための補正係数ｋは大きく維持される。それにより、触媒装置２０が設定温度以上となっているときの負荷変化に際して機関低負荷時の燃料消費を非常に悪化させる。

本実施例の火花点火内燃機関は、電子制御ユニット３０によって図１０に示すフローチャートに従って点火栓６の点火時期を制御することにより、触媒装置２０が設定温度以上であるときの機関中負荷から機関低負荷への負荷変化時において機関低負荷時の燃料消費の悪化を抑制するようになっている。

先ず、ステップ１０１において、負荷センサ４１の出力に基づき今回の機関負荷Ｌ_iが第一設定負荷Ｌａ以下であるか否かが判断される。第一設定負荷Ｌａは図９の低負荷側の中負荷Ｌ１より小さな低負荷の上限値である。ステップ１０１の判断が否定されるときには、今回は機関低負荷の運転ではなく、そのまま終了する。

ステップ１０１の判断が肯定されるときには、ステップ１０２において、負荷センサ４１の出力に基づき前回の機関負荷Ｌ_i-1が第一設定負荷Ｌａより大きく第二設定負荷Ｌｂ以下であるか否かが判断される。第二設定負荷Ｌｂは図９の低負荷側の中負荷Ｌ１より大きな中負荷の上限値である。ステップ１０２の判断が否定されるときには、前回は機関中負荷の運転ではなく機関高負荷の運転であり、そのまま終了する。

ステップ１０２の判断が肯定されるときには、前回は機関中負荷の運転であり、今回は機関低負荷の運転であり、機関中負荷から機関低負荷へ負荷変化したときであり、ステップ１０３において、触媒装置２０の温度Ｔが設定温度Ｔ１以上であるか否かが判断される。触媒装置２０の温度Ｔは、直接的に測定したり、又は、触媒装置２０へ流入する排気ガス温度に基づき推定したりすることができ、また、触媒装置２０から流出する排気ガス温度を触媒装置２０の温度として使用することができる。

ステップ１０３の判断が否定されるときには、触媒装置２０において気筒内から排出される未燃燃料が気筒内から排出される未消費酸素を使用して燃焼しても触媒装置２０が溶損することはなく、特に気筒内の未消費酸素量を減少させるための燃料増量は必要ない。それにより、ステップ１０４において、目標点火時期ＩＴｔは、現在の機関回転数及び現在の機関負荷（低負荷）に基づく機関運転状態において最大トルクを発生する点火時期ＩＴ０（例えばＭＢＴ）とされ、ステップ１０５において、燃料増量のための補正係数ｋは１とされ、現在の機関運転状態の必要燃料量Ｑは増量されない。

一方、ステップ１０３の判断が肯定されるときには、触媒装置２０の温度Ｔが設定温度Ｔ１以上であって、ある程度の未燃燃料を触媒装置２０において燃焼させると、その燃焼熱によって触媒装置２０が溶損することがあるために、気筒内の燃料を増量して気筒内での未消費酸素量を減少させなければならない。機関低負荷の運転だけで触媒装置２０の温度Ｔが設定温度Ｔ１以上となることはなく、ステップ１０３の判断が肯定されるときには、前回の機関中負荷の運転において、触媒装置２０の温度Ｔが設定温度Ｔ１以上となっていて燃料増量が実施されている。

機関中負荷時は機械圧縮比が高くされているために、燃料増量の補正係数ｋが大きく（例えば１．２）されている。今回の機関低負荷の運転においても機械圧縮比が高く維持され、又は、さらに高くされるために、そのままでは、燃料増量の補正係数ｋは大きく維持され、又は、さらに大きくされることとなって、燃料消費を悪化させてしまう。

本フローチャートでは、ステップ１０６において、目標点火時期ＩＴｔは、現在の機関運転状態において最大トルクを発生する点火時期ＩＴ０より遅角側のＩＴ１とされる。こうして点火時期を最大トルク点火時期より遅角することにより点火直後の気筒内圧力を低下させ、点火直後においてクレビスへ流入して燃焼しない燃料量を減少させることができるために、気筒内の増量燃料を減少させても未消費酸素量を十分に減少させることができる。それにより、ステップ１０７において、燃料増量のための補正係数ｋは、現在の機械圧縮比に基づく値ｋからΔｋだけ小さくして、１へ近づける（好ましくは１とする）ようにされる。それにより、僅かな燃料増量しか実施されない（又は燃料増量は停止される）ようにされる。

ステップ１０６及びステップ１０７の処理は、触媒装置２０の温度Ｔが設定温度Ｔ１未満となるまで継続される。点火時期を最大トルク点火時期ＩＴ０からＩＴ１へ遅角することによって低負荷時の排気ガス温度は上昇するが、触媒装置２０の温度Ｔを設定温度Ｔ１以上とさせた中負荷時に比較して、低負荷時の排気ガス温度は低く、また、低負荷時の排気ガス量は少ないために、触媒装置２０の温度Ｔは比較的早期に設定温度Ｔ１未満となる。それにより、ステップ１０３の判断が否定されれば、ステップ１０４において目標点火時期ＩＴｔは最大トルクを発生する点火時期ＩＴ０とされ、ステップ１０５において、燃料増量のための補正係数ｋは１とされ、燃料増量が実施されていれば燃料増量は停止される。

こうして、前述の制御によって、機関中負荷時において触媒装置２０が設定温度Ｔ１以上であるために気筒内で消費される酸素量の減少を抑制するために気筒内の燃料が増量されている場合に、機関低負荷へ負荷変化したときには、圧縮上死点のクレビス容積の割合を低下させるように機関圧縮比を低くして効率を低下させなくても、気筒内の燃料の増量を抑制して燃料消費の悪化を改善することができる。

１クランクケース
２シリンダブロック
６点火栓
３０電子制御ユニット
Ａ可変圧縮比機構
Ｂ可変バルブタイミング機構

Claims

可変圧縮比機構を具備し、機関負荷が第一設定負荷以上で第二設定負荷未満の機関中負荷のとき及び前記第一設定負荷未満の機関低負荷のときには、前記第二設定負荷以上の機関高負荷のときに比較して機械圧縮比が高められる火花点火内燃機関において、前記機関中負荷のときにおいて機関排気系の触媒装置の温度が設定温度以上であるために排気ガス中の酸素量を減少させるために気筒内の燃料を増量している場合に、前記機関中負荷から前記機関低負荷へ負荷変化したときには、点火時期を最大トルク点火時期より遅角すると共に気筒内の増量燃料を減少させ、前記触媒装置の温度が設定温度未満の場合には、点火時期を最大トルク点火時期にすると共に燃料増量を停止することを特徴とする火花点火内燃機関。