JPS58167841A - Compression ratio controller of engine - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To prevent knocking of an engine, by providing an intake bypass passage communicating a combustion chamber to an intake passage of the engine and a control valve opening and closing said intake bypass passage and controlling open timing of the control valve in accordance with a load and a level of the knocking. CONSTITUTION:An intake bypass passage 21 comprising a communication hole 18, through hole 19 and a connective path 20 is provided between a combustion chamber 5 and an intake passage 8 of an engine 2, and an intake control valve 26 opening and closing said passage 21 is provided. While a control unit 34 inputs engine operational condition signals of an intake quantity sensor 41, engine speed sensor 57, valve opening sensor 59, knocking sensor 6, etc. to calculate optimum valve open timing in accordance with a load further not caused with knocking and output a driving signal to a solenoid actuator 27. In this way, substantial compression ratio is controlled to a prescribed value and the generation of knocking can be prevented.

Description

【発明の詳細な説明】[Detailed description of the invention]

この発明は、エンジンの圧縮比制御装置、詳し２くは、
エンジンの燃焼室に吸入された混合気等を吸気路に還流
させることにより、実質的なエンジンの圧縮比を制御す
る装置に関する。 従来のエンジンの圧縮比制御装置と１．ては、例えば、
実開昭５２−１９５３号公報や特開昭５６−４６１６３
号公報に記載されたものが知られている。 まず、実開昭５２−１９５３号公報に記載されたものに
ついて説明する。−これは、スプロケットホイールの回
転を利用してバルブタイミングを制御することにより、
実質的な圧縮比を変化させている。すなわち、クランク
シャフトの回転をカムシャフトに伝達するスプロケット
ホイールを中心部材と外周部材とに分割し、これらの両
部材の間にバルブタイミング調整用のリングを軸方向に
移動可能に挿入している。そしてこのリングに軸線に平
行な内周突起とこの内周突起と交叉する外周突起とを形
成し、内周突起を前記中心部材に形成した溝に嵌合させ
、外周突起を前記外周部材に形成した溝に嵌合させる。 中心部材に揺動可能な操作レバーを有した操作機構を取
り付け、操作レバーの一端にフライウェイトを設は他端
を前記リングに当接させる。そこでスプロケットホイー
ルが回転すると、フライウェイトに遠心力が作用し、操
作レバーの他端がリングを移動する。リングが移動する
と、このリングに押されて外周部利が回転方向にずらさ
れ、パルプタイミングが変化する。 したがって、バルブタイミングが変化することにより、
吸気量が変わり、実質的な圧縮比が変化する。 次に、特開昭５６−４６１６３号公報に記載されたもの
について説明する。これは、ピストンを上下に２分割し
、上部を移動させることにより圧縮比を変化させている
。すなわち、ピストンの上部を互に嵌子にした外方部と
内方部に分割し、外方部と内方部との間に油室を画成す
るとともに外方部を内方部に対し摺動可能とする。この
油室内への油の供給はピストンの下降時にコンロッドか
らの給油子により行い、油室内からの油の放出はピスト
ンの上昇時における燃焼室内の圧力と油室内子力との圧
力関係で制御弁を作動させることにより行う。したがっ
て、ピストンの外方部はピストンの下降時、最大値まで
上昇し、ピストンの上昇時、燃焼室山田力に基づいて下
降量が決定される。その結果、の高さの変化により、エ
ンジンの圧縮比が変化する。 しかし彦から、このような従来の田縮比制御装置は、前
者にあっては、カム軸のスプロケットホイールを２分割
しその間に挿入されたリングをスプロケットホイールの
回転を利用した操作機構で移動させることにより、バル
ブタイミングを調整して実質的な圧縮比を制御していた
ため、回転小鈎り合いが生じ易く適切な圧縮比制御が困
難であり、また摺動部分の摩耗が生じ易く耐久性に欠け
る。さらにカム軸全体を駆動するのに強力な駆動装置が
必要である等の問題点があった。また、後者にあっては
、ピストンの」一部を上下に２分割してその間に油室を
形成し、この油室内の油の放出を制御弁で制御してピス
トン頂部の高さを変えることによりエンジンの圧縮比を
制御していた大め、構造が複雑となり、また油の気密上
の問題から生産コストが高くなる。さらに、エンジ／の
負荷やガソリンのオクタン価に応じて精度良く圧縮比を
制御できないという問題点があった。 この発明は、このような従来の問題点に着目してなされ
たもので、燃焼室と吸気路を連通する吸気バイパス路と
、吸気バイパス路を開閉する吸気制御弁と、を備え、前
記吸気制御弁の開閉期間をエンジンの負荷の大きさと、
ノンキングの大きさとに基づいて制御することにより、
上記問題点を解決することを目的としている。 以下、この発明を図面に基づいて説明する。 第１，２図はこの発明の一実施例を示す図である。 まず、構成を説明すると、第１図において（ＩＩハエン
ジン（２）のシリンダブロックでアリ、シリンダブロッ
ク（１）内にはピストン（３）が摺動自在に収納されて
いる。シリンダブロック（１）の上端にはシリンダヘッ
ド（４）が固締されており、これらのシリンダブロック
（１）、ピストン（３）およヒシリンダヘッド（４）は
燃焼室（５）を画成している。７リングブロツク（１）
にはノッキングセンサ（６）が取り付けられており、ノ
ンキングセンサ（６）は燃焼時に発生するノッキング振
動（６５〜ｌ０Ｋ）Ｉｚ）を検出している。シリンダヘ
ッド（４）には燃焼室（５）と吸気管（７）とを連通ず
る吸気路（８）と、エキゾーストマニホールドに連通ず
る排気路（９）とが形成されており、これら吸気路（８
）および排気路（９）は吸気弁および排気弁により開閉
される。吸気弁はロッカアームα０）の揺動に連動して
作動し、ロッカアーム００）はカム旧）の回転により揺
動される。これらのロツ・カアーム００）やカムＯｌを
覆うように、７す／ダヘッドカバ０２１がシリンダヘッ
ド（４）の上端に取シ付けられている。シリンダヘッド
（４）にはその先端が燃焼室（５）に突出する点火プラ
グ（１３１が取り付けられ、また燃焼室（５）とシリン
ダヘッド（４）外部とを連通する孔ｔ１４１が形成され
ている。孔Ｑ４）内にはガイド筒（１５１が固設されて
おり、ガイド筒（１５１の燃焼室（５）側一端にはシー
ト面（１６）が、他端にはスプリングシート０７）が形
成されている。 ガイド筒（１５）にはシート面（１６１からガイド筒（
１５１中間部に渡って大径の連通孔Ｑ８１が形成されて
おり、連通孔（１８１は貫通孔（＋９１により継路■に
連通されている。継路■は前記吸気路（８）に連通して
おシ、これらの連通孔０８１、貫通孔（ＩＩおよび継路
醸は燃焼室（５）と吸気路（８）とを連通ずる吸気バイ
パス路Ｃ）ＩＪを構成している。前記ガイド筒（１５）
内にはバルブ（２２が摺動自在に挿入されており、バル
ブ（２２１はその先端に前記シート面（１６）に着座し
て吸気バイパス路（２ＩＪを閉止するバルブヘッド（２
３１を有している。また、バルブ（２２１のステムエン
ドニハ、スプリングリテーナ（２４１が固設されており
、スプリングリテーナ（２４１と前記スプリングシート
０７１との間にはバルブスプリング（２５１が縮装され
ている。バルブ（２２１はこのバルブスプリング（２５
１により、バルブヘッド（２３がシート面（１６）に着
座する方向に付勢されており、これらのバルブ（２２お
よびバルブスプリング（２つは吸気バイパス路Ｑυを開
閉する吸気制御弁（２６１を構成している。バ１、ルブ
（２２１のステムエンドに対向する位置には、電磁アク
チュエータ（２７）がホルダ（支）を介してシリンダヘ
ッド（４）に固設に拝承するように構成されている。第
２図において、＠は電磁アクチュエータ鰭のケースであ
り、ケース（至）内にはその一端がケース（ハ）外に突
出したプランジャ艶が摺動自在に゛挿入されている。プ
ランジャωはバルブ（２２１の軸線の延畏線上に位置し
ており、その一端はバルブ（２２１のステムエンドに対
向し、その他端にはスプリングリテーナが形成されてい
る。このスプリングリテーナとケース（ハ）との間には
スプリングｃ１１１が縮装されており、スプリングＣ３
１１はプランジャ（分をそれがバルブのと１隔する方向
へ付勢している。また、ケース（ハ）内にはプランジャ
■を取囲むようにソレノイドｌ３２１が収納されており
、ソレノイドＣ３２は、通電されると、プランジャ■を
バルブ曽の方向に移動させる。ソレノイド０２１は制御
回路［有］に接続されており、制御回路畠は第１図に示
すコントロールユニット、（２）に組み込まれている。 ここで再び第１図について説明干ると、Ｃ３５＋はター
ボ過給機であり、ターボ過給機（３Ｓはエンジンの排気
により駆動されるタービン（３６１と、タービン（叫と
一体的に動くコンプレッサＣ３７１と、を有している。 排気は前記排気路（９）を介してタービン上流側通路−
からタービン（至）に導入され、タービン下流側通路Ｃ
３１から図示されない排気管を通して排出される。新気
はエアクリーナ（４［１およびエアフロメータ（４１１
を介してコンプレッサ上流側通路（４２１からコンプレ
ッサｃ３Ｄに導入され、コンプレッサ下流側通路（４３
からスロットルバルブ（４滲の取り付けられた吸気管（
７）および吸気路（８）を介して燃焼室（５）に供給さ
れる。吸気管（７）には吸気管（７）内の圧力を検出す
る吸気圧センサ（４９と新気内に燃料を噴射する燃料噴
射ノズル（４６）とが取り付け゛られており、前記吸気
バイパス路＋２１１はこれらスロットルバルブ０４、吸
気圧センサ（４５１および燃料噴射ノズル（４６１よシ
も下流側にある吸気路（８）に開口している。前記ター
ビン上流側通路（２）とタービン下流側通路ＯＩとは排
気バイパス路（４７１によシ連通されており、排気バイ
パス路Ｃ４７］は排気制御弁であるスイングバルブ（４
８１により開閉される。 スイングバルブ（４εはスイングパルプコントローラ四
により作動される。すなわち、スイングバルブ（機はロ
ッド６Ｃにより支点５１１を介してコントローラ（ハ）
のダイヤフラム５２１に連結されておシ、ダイヤフラム
（５２１はバネ６３１によりスイングパルプ（４８１を
閉止する方向に付勢されるとともに、コンプレッサ下流
側通路（４３の圧力が導管６４）を通して導かれた王力
室６）の圧力によりスイングバルブ（４８１を開放する
方向の力を受けている。したがって、スイングバルブ囮
はコンプレッサ下流側通路（４３の子方が所定値（ｖ８
）、すなわちバネ５３１の付勢力（所定値（Ｖｓ）が例
えば、４００ＭＭＨｇになるように設定される。）を超
えると作動して排気バイパス路（４７１を開く。すなわ
ち、排気バイパス路（４ηは運転状態、この実施例の場
合は負荷の大きさを示す要因である吸気圧、に応じて開
閉される。 一方、コントロールユニット（至）ニハスタータスイツ
チ（支）、エア７０メータ（４Ｄ、エンジン回転数セン
サとしてのイグニッションコイル６７）、クランク角セ
ンサ６印、吸気圧センサ（４５１、バルブ開度センサ槌
、ノッキングセンサ（６）および図示されていない冷却
水温センサ等からの信号が入力されており、コントロー
ルユニツ）Ｃ３１ハコレらの信号により最適の点火時期
、最適の燃料噴射時期と噴射期間、および吸気制御弁□
□□の最適の作動時期と時間等を制御している。ここで
、吸気制御弁（イ）の作動を制御している前記制御回路
（３３１について説明する。制御回路Ｃ３３１は、第２
図に示すブロック図のように表わされ、６０）は前記ス
タータスイッチ６ｅ１エアフロメータ（４１１、イグニ
ッションコイル印、クランク角センサ（５槌、冷却水温
センサおよびノッキングセンサ（６）等からの信号が入
力される入力回路である。スタータスイッチ（イ）はイ
グニッションキーのスタート位置を検出しており、イグ
ニッションキーがスタート位置にあるときにＯＮ信号を
出力する。エア７０メータ（４１１は吸入空：気流量に
比例した信号を出力しており、イグニッションコイル５
力はエンジンの単位時間当りの回転数に比例した信号を
出力する。クランク角センサｒ５印はクランク角の１８
０°信号および７２０°信号を検出し、これらの信号に
より、ピストンの位置を表示する信号と、複数の気筒中
いずれの信号がいずれの気筒の信号であるかを判別する
気筒判別信号と、を出力している。冷却水温センサは冷
却水温度に比例した信号を出力しており、ノッキングセ
ンサ（６）は前述のようにエンジン（２）のノッキング
振動強度に比例した信号を出力している。前記入力回路
ＩＧはこれら各センサ類からの信号をディジタル変換す
るとともに、波形整形して判別回路他に出力しておシ、
判別回路のυは入力回路６３０１からの冷却水温信号が
基準値を超えているか否か、またスタータスイッチ（イ
）からの信号がＯＮ信号であるか否か、を判別する。さ
らに、判別回路６υは冷却水温信号が基準値を超えてい
るときにのみその大きさに比例した信号を、また、スタ
ータスイッチ（至）からの信号がＯＮ信号である場合に
は〔１〕の信号を、ＯＦ’Ｆ信号である場合にはThis invention relates to an engine compression ratio control device, in detail,
The present invention relates to a device that controls the actual compression ratio of an engine by circulating air-fuel mixture etc. taken into a combustion chamber of the engine into an intake passage. Conventional engine compression ratio control device and 1. For example,
Utility Model Publication No. 52-1953 and Japanese Patent Application Publication No. 56-46163
The one described in the No. Publication is known. First, what is described in Japanese Utility Model Application Publication No. 52-1953 will be explained. -This uses the rotation of the sprocket wheel to control valve timing.
The actual compression ratio is changed. That is, the sprocket wheel that transmits the rotation of the crankshaft to the camshaft is divided into a central member and an outer peripheral member, and a valve timing adjustment ring is inserted between these two members so as to be movable in the axial direction. Then, an inner circumferential protrusion parallel to the axis and an outer circumferential protrusion intersecting with the inner circumferential protrusion are formed on this ring, the inner circumferential protrusion is fitted into a groove formed in the central member, and an outer circumferential protrusion is formed on the outer circumferential member. the groove. An operating mechanism having a swingable operating lever is attached to the central member, a flyweight is provided at one end of the operating lever, and the other end is brought into contact with the ring. When the sprocket wheel rotates, centrifugal force acts on the flyweight, causing the other end of the control lever to move the ring. When the ring moves, the ring pushes the outer periphery and shifts it in the rotational direction, changing the pulp timing. Therefore, by changing the valve timing,
The amount of intake air changes, and the effective compression ratio changes. Next, what is described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 56-46163 will be explained. The piston is divided into upper and lower parts, and the compression ratio is changed by moving the upper part. That is, the upper part of the piston is divided into an outer part and an inner part that fit together, and an oil chamber is defined between the outer part and the inner part, and the outer part is connected to the inner part. Allows sliding. Oil is supplied into the oil chamber by an oil supply element from the connecting rod when the piston is lowered, and oil is released from the oil chamber by a control valve based on the pressure relationship between the pressure inside the combustion chamber and the internal force in the oil chamber when the piston is raised. This is done by activating the. Therefore, when the piston descends, the outer part of the piston rises to the maximum value, and when the piston rises, the amount of descent is determined based on the Yamada force in the combustion chamber. As a result, the compression ratio of the engine changes due to the change in height. However, from Hiko, in the former case, the sprocket wheel of the camshaft is divided into two parts, and the ring inserted between them is moved by an operating mechanism that utilizes the rotation of the sprocket wheel. As a result, since the actual compression ratio was controlled by adjusting the valve timing, it was difficult to properly control the compression ratio due to the rotational hooks easily colliding, and the sliding parts were likely to wear out, reducing durability. Missing. Further, there were other problems such as the need for a powerful drive device to drive the entire camshaft. In the latter case, a part of the piston is divided into upper and lower halves, an oil chamber is formed between them, and the release of oil in this oil chamber is controlled by a control valve to change the height of the top of the piston. This controls the engine's compression ratio, which makes the structure complicated, and increases production costs due to oil-tightness issues. Furthermore, there was a problem in that the compression ratio could not be accurately controlled depending on the engine load and the octane number of the gasoline. The present invention has been made by focusing on such conventional problems, and includes an intake bypass passage that communicates the combustion chamber and the intake passage, and an intake control valve that opens and closes the intake bypass passage. The valve opening/closing period is determined by the engine load and
By controlling based on the size of non-king,
The purpose is to solve the above problems. The present invention will be explained below based on the drawings. 1 and 2 are diagrams showing an embodiment of the present invention. First, to explain the configuration, in FIG. ) A cylinder head (4) is fixed to the upper end of the cylinder block (1), piston (3) and cylinder head (4) defining a combustion chamber (5). 7 ring block (1)
A knocking sensor (6) is attached to the engine, and the non-king sensor (6) detects knocking vibration (65 to 10K) Iz) generated during combustion. The cylinder head (4) is formed with an intake passage (8) that communicates with the combustion chamber (5) and the intake pipe (7), and an exhaust passage (9) that communicates with the exhaust manifold. 8
) and the exhaust path (9) are opened and closed by an intake valve and an exhaust valve. The intake valve operates in conjunction with the rocking of the rocker arm α0), and the rocker arm 00) is rocked by the rotation of the cam 0). A head cover 021 is attached to the upper end of the cylinder head (4) so as to cover the rotary arm 00) and the cam Ol. A spark plug (131) whose tip protrudes into the combustion chamber (5) is attached to the cylinder head (4), and a hole t141 is formed to communicate the combustion chamber (5) with the outside of the cylinder head (4). A guide cylinder (151) is fixedly installed in the hole Q4), and a seat surface (16) is formed at one end of the guide cylinder (151 on the combustion chamber (5) side), and a spring seat 07 is formed at the other end. The guide tube (15) has a seat surface (161) to a guide tube (15).
A large diameter communication hole Q81 is formed across the middle part of 151, and the communication hole (181 is a through hole (+91) that communicates with the joint path (■). The joint path (■) communicates with the intake path (8). These communication holes 081 and through holes (II and joint passages constitute an intake bypass passage C) IJ that communicates the combustion chamber (5) and the intake passage (8). 15)
A valve (22) is slidably inserted into the interior, and a valve head (221) is seated on the seat surface (16) at its tip to close the intake bypass passage (2IJ).
It has 31. In addition, a spring retainer (241) is fixedly installed at the stem end of the valve (221), and a valve spring (251) is compressed between the spring retainer (241) and the spring seat 071. This valve spring (25
1, the valve head (23) is biased in the direction of seating on the seat surface (16), and these valves (22 and valve springs) constitute an intake control valve (261) that opens and closes the intake bypass passage Qυ. An electromagnetic actuator (27) is configured to be fixedly mounted on the cylinder head (4) via a holder (support) at a position facing the stem end of the valve 1 and the valve (221). .In Fig. 2, @ is the case of the electromagnetic actuator fin, and a plunger blade with one end protruding outside the case (c) is slidably inserted into the case (to).The plunger ω is It is located on the extension line of the axis of the valve (221), one end of which faces the stem end of the valve (221), and a spring retainer formed at the other end. A spring c111 is compressed in between, and a spring C3
Reference numeral 11 urges the plunger (minute) in a direction that is one distance away from the valve.In addition, a solenoid l321 is housed in the case (c) so as to surround the plunger ■, and the solenoid C32 is When energized, the plunger ■ is moved in the direction of the valve.The solenoid 021 is connected to the control circuit [with], and the control circuit is incorporated in the control unit (2) shown in Fig. 1. To explain Figure 1 again, the C35+ is a turbo supercharger. C371.The exhaust gas is passed through the exhaust passage (9) to the turbine upstream passage.
is introduced into the turbine (to) from the turbine downstream passage C.
31 through an exhaust pipe (not shown). Fresh air is supplied through the air cleaner (4 [1) and air flow meter (411
It is introduced into the compressor c3D from the compressor upstream passage (421) through the compressor downstream passage (43
From the throttle valve (4 intake pipes installed)
7) and the combustion chamber (5) via the intake passage (8). An intake pressure sensor (49) that detects the pressure inside the intake pipe (7) and a fuel injection nozzle (46) that injects fuel into fresh air are attached to the intake pipe (7). The passage +211 opens into the intake passage (8) located downstream of the throttle valve 04, the intake pressure sensor (451), and the fuel injection nozzle (461).The turbine upstream passage (2) and the turbine downstream passage OI is an exhaust bypass passage (communicated with 471, exhaust bypass passage C47) is a swing valve (471) which is an exhaust control valve.
It is opened and closed by 81. The swing valve (4ε is actuated by the swing pulp controller 4, that is, the swing valve (4ε is operated by the controller (c)
The diaphragm (521 is biased by a spring 631 in the direction of closing the swing pulp (481), and the pressure of 43 is guided through the compressor downstream passage (conduit 64). The swing valve decoy receives a force in the direction of opening the swing valve (481) due to the pressure in the chamber 6).Therefore, the swing valve decoy has a predetermined value (v8
), that is, when the biasing force of the spring 531 (a predetermined value (Vs) is set to, for example, 400 MMHg) is exceeded, the exhaust bypass passage (471 is opened). It opens and closes depending on the state, and in this example, the intake pressure, which is a factor that indicates the size of the load.On the other hand, the control unit (to), the nistarter switch (support), the air 70 meter (4D, engine rotation speed) Signals are input from the ignition coil 67) as a sensor, the crank angle sensor 6 mark, the intake pressure sensor (451, the valve opening sensor hammer, the knocking sensor (6), the cooling water temperature sensor (not shown), etc.), and the control Units) Optimum ignition timing, optimal fuel injection timing and injection period, and intake control valve □
The optimal operating timing and time of □□ are controlled. Here, the control circuit (331) that controls the operation of the intake control valve (A) will be explained.
60) receives signals from the starter switch 6e1 air flow meter (411, ignition coil mark, crank angle sensor (5 hammers, cooling water temperature sensor, knocking sensor (6), etc.). The starter switch (A) detects the start position of the ignition key, and outputs an ON signal when the ignition key is in the start position.Air 70 meter (411 is the intake air: air flow rate) It outputs a signal proportional to the ignition coil 5.
The force outputs a signal proportional to the number of revolutions per unit time of the engine. The crank angle sensor r5 mark is 18 of the crank angle.
The system detects a 0° signal and a 720° signal, and uses these signals to generate a signal that indicates the position of the piston, and a cylinder discrimination signal that determines which signal among a plurality of cylinders belongs to which cylinder. It is outputting. The cooling water temperature sensor outputs a signal proportional to the cooling water temperature, and the knocking sensor (6) outputs a signal proportional to the knocking vibration intensity of the engine (2) as described above. The input circuit IG digitally converts the signals from these sensors, shapes the waveform, and outputs it to the discrimination circuit etc.
The determination circuit υ determines whether the cooling water temperature signal from the input circuit 6301 exceeds a reference value and whether the signal from the starter switch (A) is an ON signal. Furthermore, the discrimination circuit 6υ outputs a signal proportional to the magnitude of the cooling water temperature signal only when it exceeds the reference value, and when the signal from the starter switch (to) is an ON signal, it outputs a signal proportional to the magnitude of the cooling water temperature signal. If the signal is an OF'F signal,

〔０〕
の信号を演算回路１６のに出力し、入力回路（６０）か
らの吸気量信号とエンジン回転数信号およびノッキング
信号は、そのまま演算回路Ｉ２に出力する。演算回路Ｉ
２１は判別回路却からの信号とあらかじめＲＯＭｌ３１
に入力されたデータをもとに吸気制御弁■の開弁時間（
′ｒ）を演算［７てＲＡＭ（財）に出力し、ＲＡＭ−は
カウンタ６■に接続されている。カウンタ個には、さら
に、入力回路（６０）からクランク角センサ弥からの信
号である気筒判別信号およびピストン位置信号が入力さ
れており、これらの入力回路−からの信号に基づいて所
定開弁時期、例えばピストンの下死点、を判別し、この
時から開弁指令信号を出力回路（６６）に出力すると同
時に、ＲＡＭ−に記憶された開弁時間（Ｔ）のカウント
を開始する。カウンタ１６５１は、この開弁時間（′ｒ
）をカウントすると、出力回路＠ｅへの開弁指令信号の
出力を停止し、出力回路（６６）は開弁指令信号が入力
されて″いる時間だけ電磁アクチュエータ罰のソレノイ
ドＧ２に通電する。ソレノイド０３に通電されると、プ
ランジャ＋３０１がバルブＱ３のステムエンドを押し、
バルブ（２２１が移動して吸気バイパス路（２Ｉ）が開
くｂ上述の判別回路６υ、演算回路−、ＲＯＭ（財）、
ＲＡ　Ｍ（６４）、カウンタ田および出力回路−は全体
として前記制御回路盤を構成り一ておシ、また、電磁ア
クチュエ〜り（２）と制御回路盤は運転状態に応じて吸
気制御弁（至）を作動する制御手段（６７１を構成して
いる。 次に作用を説明する。 まず、エンジンを始動する場合、イグニッションキーを
スタート位置に回すが、このとき、制御手段１ηは開弁
時間（’ｒ、）だけ吸気制御弁（至）を作動させる。す
なわち、スタータスイッチ霞からのＯＮ信号が演算回路
１２１に入力され、演算回路−はこの信号が入力される
とＲＯＭ（６３１にあらかじめ入力されている開弁時間
（Ｔ１）をＲＡＭ（６４）に出力する。したがって、制
御手段（６７）は開弁時間（Ｔ、）だけ吸気制御弁（２
６１を作動させ、吸気バイパス路シυを開く。このとき
　ピストン（３）は下死点にあり、燃焼室（５）内には
混合気が充満している。吸気バイパス路（２１＋はこの
生死点からＴ１時間だけ開いており、燃焼室（５）内の
混合気はピストン（３）の上昇に従って吸気バイパス路
ｃ！ｖから吸気路（８）に還流される。その後、ソレノ
イドｆ３２への通電が遮断されると、プランジャ田はス
プリングＣ（１１に付勢されてバルブ（２３のステムエ
ンドから離れ、これに応じてバルブ（２２１がバルブス
プリングＣ２５）に付勢されて移動し吸気バイパス路（
２１）を閉じる。このように、燃焼室（５）内の吸気が
吸気路（８）に還流されることにより、実質的な圧縮比
が低゛減される。したがって、エンジンの始動時におい
て、始動負荷を低減することができ、バッテリの消費が
改善されるとともに、始動性がよくなる。一方、このと
き、排気バイパス路（４７１は開か々い。すなわち、始
動時においては、コンプレッサＣ３７１の吐出圧が低く
、コントローラ（１９）が作動しないからである。さら
に、コントロールユニソ）Ｃ３４１は始動時に最適な燃
料噴射量と点火時期を演算して燃料噴射ノズル＋４６１
および点火プラグｆ１３）に信号を出力する。その結果
、エンジンの始動性が向上され、バッテリの消費量がよ
りつぎに、エンジンが始動され、低負荷運転時において
は、３つの場合に分けられる。第一は、冷却水温が所定
値以下で、ノッキング振動強度が第一基準値以下の場合
である。このとき、制御手段６′７）は吸気制御弁（ハ
）を作動させない。すなわち、演算回路１２１に入力さ
れる信号は負荷の大きさを決定する信号であるエンジン
の吸気量信号と回転数信号およびノッキング信号である
が、これらの各信号が所定値および第一基準値以下であ
るため、演算回路１２１が算出する開弁時間ｌＴ）は零
である。したがって、制御手段おりは吸気制御弁■を作
動させず、エンジンは高圧縮比となる。また、コンプレ
ッサＣ３７１の吐出圧もコントローラ（４９１を作動さ
せる程高くなく、排気制御弁であるスイングバルブ（４
ｇＪを作動させない。したがって、エンジンが高圧縮比
となったことにより増大した排気が全ソ゛ター“ビン（
至）に作用し、コンプレッサＣ３７１の過給は促進され
る。その結果、より一層の高出力を得、かつ、燃費が向
上する。 第二は、冷却水温が所定値を超えており、ノッキング振
動強度が第一基準値以下の場合である。 このとき、制御手段おりは開弁時間（Ｔ、）だけ吸気制
御弁（２６１を作動させる。すなわち、演算回路Ｉ２に
は判別回路６υから冷却水温度に比例した冷却水温信号
が入力されており、この冷却水温信号の大きさとＲＯＭ
ｌ３１のデータから開弁時間（Ｔ２）を演算してＲＡＭ
ｌ４）に出力する。したがって、制御手段＋６７１は開
弁時間（Ｔ、）だけ吸気制御弁■を作動させ、吸気バイ
パス路Ｃ！υを開く。その結果、エンジンの実質的圧縮
比が低減され、ノッキングの発生やエンジンの焼損を未
然に防止することができる。第三は、冷却水温が所、定
値を超え、かつ、ノッキング振動強度が第一基準値を超
えている場合である。通常、予め設定された燃料を使用
する場合、低負荷時でノッキングは発生しないが、設定
オクタン価より低いオクタン価の燃料を使用したときに
は、ノッキングが発生する。このとき、制御手段ＩＴＪ
は開弁時間（Ｔ、＋ΔＩｌｌ、　）だけ吸気制御弁翰を
作動させる。すなわち、演算回路も２１は、まず、冷却
水温信号の太きさとノッキング信号の大きさおよびＲＯ
Ｍｌ３１のデータから開弁時間（Ｔ３）を算出し、次に
、負荷の大きさとＲＯＭｌ３１のデータから延長時間（
ΔＴ、）を算出して、これらの和（Ｔ、十へＴ！　）を
ＲＡＭ（財）に出力する。この延長時間（八Ｔ３）は同
一ノッキング振動強度に対し負荷の大きさが犬きくなる
稈長時間となる。したがって、制御手段６ηは開弁時間
（Ｔ、＋△Ｔ３）だけ吸気制御弁（至）を作動させ、吸
気バイパス路（２１１を開く。その結果、燃　　　−料
のオクタン価のバラツキに対応してエンジンの実質的圧
縮比が低減され、ノッキングを速やかに回避し、エンジ
ンの焼損を防止することができる。 また、高負荷運転時においては、コンプレッサ下流側通
路（４３の圧力が所定値（Ｖｓ）、例えば４００１１ｉ
１Ｈｇ　、以下の場合と、所定値（Ｖｓ　）を超えた場
合とに大きく分けられ　さらに、各場合について、前記
低負荷運転時と同様に分けられる。まず、第一は、コン
プレッサ下流側通路（４３の圧力が所定値（Ｖｓ）以下
の場合である。この場合は、コントローラ（４９１は作
動せず、排気）；イノζス路（４ηは閉じられたままで
ある。このとき、まず、冷却水温が所定値以下で、ノッ
キング振動強度が第二基準値（この第二基準値は、第一
基準値より高く設定されている。）以下であると、制御
手段罰は開弁時間（Ｔ、）だけ吸気制御弁■を作動させ
る。すなわち、演算回路１２ｉはエンジンの吸気量信号
と回転数信号およびＲＯＭ（６３１内のデータに基づい
て開弁時間（Ｔ４）を演算してＲＡＭ（６４）に出力し
、制御手段Ｉηは開弁時間（Ｔ４）だけ吸気制御弁（イ
）を作動させ吸気ノ；イノ々ス路圓を開く。次に、冷却
水温が所定値を超えており、ノッキング振動強度が第二
基準値以下であると、制御手段のηは開弁時間（Ｔ、）
だけ吸気制御弁（支）を作動させる。すなわち、演算回
路１２１は冷却水温信号、吸気量信号および回転数信号
から、開弁時間（Ｔ、）を算出してＲＡＭ−に出力し、
制御手段（６７１は開弁時間（Ｔ、）だけ吸気制御弁（
ホ）を作動させて吸気バイパス路圓を開く。さらに、冷
却水温が所定値を超えており、ノッキング振動強度が第
二基準値を超えていると、制御手段（６ηは開弁時間（
Ｔ、十ΔＴ、）だけ吸気制御弁■を作動させる。すなわ
ち、演算回路１２）は、まず、前記同様に開弁時間（Ｔ
、）を算出し、次に、ノッキング信号の天きさとＲＯＭ
ｌ３のデータから延長時間（ΔＴ、）を算出して、これ
らの和（Ｔ、＋△Ｔ５）をＲＡＭ−に出力する。したが
って、制御手段伯ηは開弁時間（Ｔ、＋△Ｔ５）だけ吸
気制御（２６１を作動させ、吸気バイパス路ｒ２１１を
開く。この開弁時間（Ｔｓ＋△Ｔ、）をクランク角との
関係で示したものが第３図である。この第１の場合にお
いては、負荷の大きさに応じて吸気制御弁■を作動させ
るとともに、この開弁時間を冷却水温信号の大きさに対
応させ、かつ、ノッキングの大きさに応じて延長させる
ようにしたため、負荷の大きさ、冷却水温度の高低およ
びノッキングの大きさに応じてエンジンの実質的な圧縮
比を低減させることができる。この様子を負荷と圧縮比
との関係で示したものが第４図であシ、図中実線がノッ
キングがそれぞれ第一基準値あるいは第二基準値以下の
とき、図中破線がノッキングがそれぞれ基準を超えたと
き、のものを示している。したがって、エンジンの焼損
を未然に防止し、ノッキングの発生を未然に防止するこ
とができる。また、たとえノッキングが発生しても速や
かに回避することができる。さらに、圧縮比を低減させ
ることによりタービン圓に作用する排気量を低減するこ
とができるが、タービン過鉛機Ｃ３５１は排気バイパス
路（４７）が閉じられており、かつエンジンが高負荷運
転されているため、十分過給し、適切な過給圧が得られ
る。したがって、エンジン出力を向上させ、燃費を改善
することができる。第二は、コンプレッサ下流側通路（
４３の圧力が所定値（Ｖｓ）を超えた場合である。 この場合は、吸気制御弁（ハ）が第一の場合と同様に開
弁時間（Ｔｎ）（Ｔｓ）あるいは（Ｔｓ＋ＡＴｓ）開き
、かつ、排気バイパス路（４７１も開かれる。すなわち
、コンプレッサ下流側通路（４３の圧力が所定値（ｖ８
）を超えると、コントローラ（ハ）の圧力室６つの圧力
がバネｔ５３）の付勢力に打ち勝ち、ダイヤフラム５２
がバネ６３１の方向に移動する。このダイヤフラム５２
１の移動に伴ってロッド（５Ｇが移動してスイングバル
ブ（４８１を開き、排気バイパス路（４ηが開く。した
がって、燃焼室（５）からタービン上流９１１１通路（
９）に流れてきた排気の大部分は排気バイパス路（４η
を通ってタービン下流側通路ＯＩに流れ、タービン（ト
）に作用する排気量が大幅に減少する。そのため、過給
圧が低減される。また、このとき、上述のように、吸気
バイパス路圓が開弁時間（Ｔ４）（Ｔ５）あるいは（Ｔ
ｓ＋八Ｔへ）だけ開いている為、圧縮比が低減されてお
り、この低減された排気量のうち大部分が排気バイパス
路（４７１を通してタービン下流側通路Ｃ１ｌに流れる
。その結果、圧縮比の低減と過給圧の低減とが相俟って
エンジンの焼損を未然に防止し、ノッキングの発生を未
然に防止することができる。また、たとえノッキングが
発生しても速やかに回避することができる。 これらの作用をエンジン回転数と負荷との関係で示した
のが第５図であり、領域（４）は低負荷領域を、領域（
Ｂ）は中負荷領域を、そして領域（０は高負荷領域を示
している。 なお、上記実施例においては、負荷センサを簡素化し、
生産コストを下げるために、排気バイパス弁の制御をコ
ンプレッサ下流側通路の圧力により作動するスイングコ
ントローラにより行っているが、これに限るものではな
い。すなわち、上記圧力を圧力センサにより検出し、所
”定圧以上のときに電気的に排気バイパス路を開いても
よく、また、圧力センサの代わりに吸気量、吸気量／エ
ンジン回転数あるいはトルク等の信号を用いてもよい。 また、吸気バイパス路を開閉する要因である負荷を検出
するのに、エンジンの吸気量と回転数により行っていた
が、これに限るものではない。例えば、絞り弁開度、吸
気路負圧又はトルク等に↓多負荷の大きさを決定するこ
とができる。 以上説明してきたように、この発明によれば、エンジン
の圧縮比制御装置において、その構成を、燃焼室と吸気
路とを連通ずる吸気バイパス路と、吸気バイパス路を開
閉する吸気制御弁と、を備え、前記吸気制御弁の開弁時
期をエンジンの負荷の大きさとノッキングの大きさとに
基づいて制御するようにしたため、エンジンの負荷の大
きさとノッキングの大きさに応じて圧縮比を適切に制御
でき、使用燃料のオクタン価のバラツキに対応して圧縮
比を制御できる。 したがって、エンジンの焼損やノッキングの発生を未然
に防止することができ、かつ、たとえノッキングが発生
しても速やかに回避することができるという効果が得ら
れる。 上記実施例にあっては、吸気バイパス路をシリンダヘッ
ドに形成するとともに、吸気バイパス路を絞シ弁下流側
の吸気路に連通させ、さらに、吸気制御弁をシリンダヘ
ッドに設けたため、燃焼室から吸気路に還流される混合
気により絞り弁や絞シ弁近傍の部分が劣化されるのを防
止でき、かつ、吸気制御弁を簡単な構造のものとするこ
とができる。また、ターボ過給機付エンジンにこの発明
に係る圧縮比制御装置を適用し、かつ、過給圧も負荷に
応じて変化させるようにしたため、燃費の節減と高出力
を得ることができ、かつ、エンジンの焼損やノッキング
の発生を未然に防止し、さらにたとえノッキングが発生
しても速やかに回避することができる。[0]
The intake air amount signal, engine rotation speed signal, and knocking signal from the input circuit (60) are output as they are to the calculation circuit I2. Arithmetic circuit I
21 is the signal from the discrimination circuit and the ROM131 in advance.
The opening time of the intake control valve ■ is calculated based on the data entered in the
'r) is calculated and output to RAM (material), and RAM- is connected to counter 6. A cylinder discrimination signal and a piston position signal, which are signals from the crank angle sensor, are further input to the counter from an input circuit (60), and a predetermined valve opening timing is determined based on the signals from these input circuits. , for example, the bottom dead center of the piston, and from this time a valve opening command signal is output to the output circuit (66), and at the same time, counting of the valve opening time (T) stored in the RAM- is started. The counter 1651 calculates this valve opening time ('r
), the output of the valve opening command signal to the output circuit @e is stopped, and the output circuit (66) energizes the solenoid G2 of the electromagnetic actuator only for the time that the valve opening command signal is input.Solenoid When 03 is energized, plunger +301 pushes the stem end of valve Q3,
The valve (221) moves and the intake bypass path (2I) opens b The above-mentioned discrimination circuit 6υ, arithmetic circuit -, ROM (Foundation),
The RAM (64), counter field, and output circuit collectively constitute the control circuit board, and the electromagnetic actuator (2) and the control circuit board control the intake control valve (2) depending on the operating state. The control means (671 constitutes the control means (671) that operates the valve opening time The intake control valve (to) is operated only by 'r. The control means (67) outputs the valve opening time (T1) to the RAM (64). Therefore, the control means (67) controls the intake control valve (2) for the valve opening time (T,).
61 to open the intake bypass passage υ. At this time, the piston (3) is at the bottom dead center, and the combustion chamber (5) is filled with air-fuel mixture. The intake bypass passage (21+) is open for T1 hours from this life/death point, and the air-fuel mixture in the combustion chamber (5) is recirculated from the intake bypass passage c!v to the intake passage (8) as the piston (3) rises. After that, when the power to the solenoid f32 is cut off, the plunger is biased by the spring C (11) and moves away from the stem end of the valve (23), and in response, the plunger is biased by the valve (221 is the valve spring C25). The intake bypass path (
21) Close. In this way, the intake air in the combustion chamber (5) is returned to the intake passage (8), thereby reducing the substantial compression ratio. Therefore, when starting the engine, the starting load can be reduced, battery consumption is improved, and starting performance is improved. On the other hand, at this time, the exhaust bypass passage (471) is wide open. That is, at the time of starting, the discharge pressure of the compressor C371 is low and the controller (19) does not operate. Furthermore, the control unit C341 is Calculate the optimal fuel injection amount and ignition timing and adjust the fuel injection nozzle +461
and outputs a signal to the spark plug f13). As a result, the startability of the engine is improved, and the battery consumption is reduced.The engine is then started.During low-load operation, there are three cases. The first case is when the cooling water temperature is below a predetermined value and the knocking vibration intensity is below a first reference value. At this time, the control means 6'7) does not operate the intake control valve (c). In other words, the signals input to the arithmetic circuit 121 are the engine intake air amount signal, the engine rotation speed signal, and the knocking signal, which are signals that determine the size of the load, and each of these signals is below the predetermined value and the first reference value. Therefore, the valve opening time lT) calculated by the arithmetic circuit 121 is zero. Therefore, the control means does not operate the intake control valve (2), and the engine has a high compression ratio. In addition, the discharge pressure of compressor C371 is not high enough to operate the controller (491), and the swing valve (491), which is an exhaust control valve, is not high enough to operate the controller (491).
gJ is not activated. Therefore, the increased exhaust gas due to the engine's high compression ratio is transferred to the entire soot turbine (
), and supercharging of compressor C371 is promoted. As a result, even higher output is obtained and fuel efficiency is improved. The second case is when the cooling water temperature exceeds a predetermined value and the knocking vibration intensity is below the first reference value. At this time, the control means operates the intake control valve (261) for the valve opening time (T,). That is, the cooling water temperature signal proportional to the cooling water temperature is input from the discriminating circuit 6υ to the calculation circuit I2. The magnitude of this cooling water temperature signal and ROM
Calculate the valve opening time (T2) from the data of l31 and store it in RAM.
l4). Therefore, the control means +671 operates the intake control valve ■ for the valve opening time (T, ), and the intake bypass path C! Open υ. As a result, the effective compression ratio of the engine is reduced, making it possible to prevent knocking and engine burnout. The third case is when the cooling water temperature exceeds a predetermined value and the knocking vibration intensity exceeds the first reference value. Normally, when a preset fuel is used, knocking does not occur under low load, but when a fuel with an octane number lower than the set octane number is used, knocking occurs. At this time, the control means ITJ
operates the intake control valve for the valve opening time (T, +ΔIll, ). That is, the arithmetic circuit 21 first calculates the thickness of the cooling water temperature signal, the magnitude of the knocking signal, and the RO
Calculate the valve opening time (T3) from the data of Ml31, then calculate the extension time (T3) from the load size and the data of ROMl31.
ΔT, ) is calculated and the sum (T, to T!) is output to the RAM. This extension time (8T3) becomes the culm time during which the magnitude of the load increases for the same knocking vibration intensity. Therefore, the control means 6η operates the intake control valve (to) for the valve opening time (T, +△T3) and opens the intake bypass passage (211).As a result, the engine The effective compression ratio of the compressor is reduced, so that knocking can be quickly avoided and engine burnout can be prevented. Also, during high load operation, when the pressure in the compressor downstream passage (43) is at a predetermined value (Vs), For example 40011i
1 Hg or less, and cases where it exceeds a predetermined value (Vs). Furthermore, each case is classified in the same way as during low-load operation. The first is when the pressure of the compressor downstream passage (43) is below a predetermined value (Vs). In this case, the controller (491 is not activated and exhausted); At this time, first, if the cooling water temperature is below a predetermined value and the knocking vibration intensity is below a second reference value (this second reference value is set higher than the first reference value), The control means operates the intake control valve ■ for the valve opening time (T, ).In other words, the arithmetic circuit 12i operates the valve opening time (T4) based on the engine intake air amount signal, rotation speed signal, and data in the ROM (631). ) is calculated and output to the RAM (64), and the control means Iη operates the intake control valve (A) for the valve opening time (T4) to open the intake flow path.Next, the cooling water temperature is If the knocking vibration intensity exceeds the predetermined value and is below the second reference value, η of the control means is the valve opening time (T,)
Activate the intake control valve (branch) only. That is, the arithmetic circuit 121 calculates the valve opening time (T, ) from the cooling water temperature signal, the intake air amount signal, and the rotational speed signal, and outputs it to the RAM-.
The control means (671 is the intake control valve (671) for the valve opening time (T,)
Activate (e) to open the intake bypass path. Furthermore, if the cooling water temperature exceeds a predetermined value and the knocking vibration intensity exceeds the second reference value, the control means (6η is the valve opening time (
Activate the intake control valve ■ by T, 10ΔT,). That is, the arithmetic circuit 12) first calculates the valve opening time (T
), and then calculate the height of the knocking signal and the ROM
The extension time (ΔT, ) is calculated from the data of l3, and the sum (T, +ΔT5) of these is output to RAM-. Therefore, the control means η operates the intake control (261) for the valve opening time (T, +△T5) and opens the intake bypass passage r211.This valve opening time (Ts+△T,) is determined by This is shown in Fig. 3.In this first case, the intake control valve (■) is operated according to the magnitude of the load, and the valve opening time is made to correspond to the magnitude of the cooling water temperature signal. Since the length is extended according to the magnitude of knocking, the effective compression ratio of the engine can be reduced depending on the magnitude of load, coolant temperature, and magnitude of knocking. Figure 4 shows the relationship between the and the compression ratio, where the solid lines in the figure indicate when the knocking is below the first standard value or the second standard value, and the broken lines in the figure indicate when the knocking exceeds the respective standard. Therefore, it is possible to prevent engine burnout and the occurrence of knocking.Furthermore, even if knocking occurs, it can be quickly avoided.Furthermore, By reducing the compression ratio, it is possible to reduce the amount of exhaust gas acting on the turbine circle, but in the case of the overleaded turbine C351, the exhaust bypass passage (47) is closed and the engine is operated at high load. , sufficient supercharging and appropriate supercharging pressure can be obtained.Therefore, engine output can be increased and fuel efficiency can be improved.Secondly, the compressor downstream passage (
This is a case where the pressure of No. 43 exceeds a predetermined value (Vs). In this case, the intake control valve (c) is opened for the valve opening time (Tn) (Ts) or (Ts+ATs) as in the first case, and the exhaust bypass passage (471) is also opened. That is, the compressor downstream passage (The pressure of 43 is the predetermined value (v8
), the pressure in the six pressure chambers of the controller (c) overcomes the biasing force of the spring t53), and the diaphragm 52
moves in the direction of spring 631. This diaphragm 52
1 moves, the rod (5G) moves to open the swing valve (481, and the exhaust bypass passage (4η) opens. Therefore, from the combustion chamber (5) to the turbine upstream 9111 passage (
9) Most of the exhaust gas flowing into the exhaust bypass path (4η
The amount of exhaust gas that flows through the turbine downstream passage OI and acts on the turbine (G) is significantly reduced. Therefore, the boost pressure is reduced. Also, at this time, as mentioned above, the intake bypass path circle is open during the valve opening time (T4) (T5) or (T
s+8T), the compression ratio is reduced, and most of this reduced displacement flows to the turbine downstream passage C1l through the exhaust bypass passage (471).As a result, the compression ratio decreases. This reduction and the reduction in boost pressure work together to prevent engine burnout and prevent knocking from occurring.Also, even if knocking occurs, it can be quickly avoided. Figure 5 shows these effects in terms of the relationship between engine speed and load, where region (4) is the low load region and region (4) is the low load region.
B) indicates the medium load region, and the region (0 indicates the high load region. In the above embodiment, the load sensor is simplified,
In order to reduce production costs, the exhaust bypass valve is controlled by a swing controller operated by the pressure in the downstream passage of the compressor, but the present invention is not limited to this. That is, the above pressure may be detected by a pressure sensor, and the exhaust bypass path may be electrically opened when the pressure is higher than a predetermined pressure.Also, instead of the pressure sensor, a sensor may be used to detect the intake air amount, intake air amount/engine rotation speed, torque, etc. A signal may also be used.Also, to detect the load that is a factor for opening and closing the intake bypass passage, the intake air amount and engine speed are used to detect the load, but this is not limited to this. The magnitude of the multi-load can be determined based on the engine speed, intake passage negative pressure, torque, etc. As explained above, according to the present invention, in the engine compression ratio control device, the configuration is an intake bypass passage that communicates with the intake passage; and an intake control valve that opens and closes the intake bypass passage, and controls the opening timing of the intake control valve based on the magnitude of engine load and the magnitude of knocking. As a result, the compression ratio can be appropriately controlled according to the magnitude of engine load and the magnitude of knocking, and the compression ratio can be controlled in response to variations in the octane number of the fuel used.Therefore, engine burnout and knocking can occur. In the above embodiment, the intake bypass path is formed in the cylinder head, and even if knocking occurs, it can be quickly avoided. Since the intake bypass passage is connected to the intake passage downstream of the throttle valve, and the intake control valve is provided in the cylinder head, the mixture flowing back from the combustion chamber to the intake passage prevents the throttle valve and the area near the throttle valve from being damaged. Deterioration can be prevented, and the intake control valve can be made to have a simple structure.Furthermore, the compression ratio control device according to the present invention can be applied to an engine equipped with a turbocharger, and the Since the pressure is also changed according to the load, it is possible to reduce fuel consumption and obtain high output, while also preventing engine burnout and knocking, and even if knocking occurs, it can be quickly avoided. can do.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of drawings]

第１，２図はこの発明のエンジンの圧縮比制御装置の一
実施例を示す図であり、第１図はその概略構成図、第２
図はその吸気制御弁と制御手段の拡大図、第３〜５図は
この発明のエンジンの圧縮比制御装置の作用説明図であ
り、第３図はそれを吸気制御弁の開弁時期と開弁時間を
クランク角との関係で表わした図、第４図はそれを負荷
と圧縮比の関係で表わした図、第５図はそれをエンジン
回転数と負荷の関係で表わした図である。 （５）・・・燃焼室　　　　（８）・−・吸気路（２１
＋・・・吸気バイパス路 ｒ２ｅ・・・吸気制御弁1 and 2 are diagrams showing an embodiment of the compression ratio control device for an engine according to the present invention, and FIG. 1 is a schematic configuration diagram thereof, and FIG.
The figure is an enlarged view of the intake control valve and the control means, Figures 3 to 5 are explanatory views of the operation of the engine compression ratio control device of the present invention, and Figure 3 shows the opening timing and opening of the intake control valve. FIG. 4 is a diagram showing the valve time in relation to the crank angle, FIG. 4 is a diagram showing the valve time in relation to the load and compression ratio, and FIG. 5 is a diagram showing the valve time in relation to the engine speed and load. (5)... Combustion chamber (8)... Intake path (21
+...Intake bypass path r2e...Intake control valve

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 燃焼室と吸気室とを連通ずる吸気バイパス路と、吸気バ
イパス路を開閉する吸気制御弁と、を備えたエンジンの
圧縮比制御装置であって、前記吸気制御弁の開弁期間を
、エンジンの負荷の大きさと、ノッキングの大きさとに
基づいて制御するようにしたことを特徴とするエンジン
の圧縮比制御装置。A compression ratio control device for an engine, comprising an intake bypass passage that communicates a combustion chamber and an intake chamber, and an intake control valve that opens and closes the intake bypass passage. An engine compression ratio control device characterized in that control is performed based on the magnitude of load and the magnitude of knocking.