WO2009060979A1 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

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engine
mechanical compression
load
operation side
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PCT/JP2008/070534
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Daisuke Akihisa
Yukihiro Nakasaka
Eiichi Kamiyama
Daisaku Sawada
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Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
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    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention relates to a spark ignition internal combustion engine. Background Technology ''
  • the mechanical compression ratio increases as the engine load decreases with the actual compression ratio held constant, and the closing timing of the intake valve is delayed.
  • a spark ignition internal combustion engine is known (see, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 2000-0 2 1 8 5 2).
  • An object of the present invention is to provide a spark ignition internal combustion engine capable of improving thermal efficiency.
  • variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio and the variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve are provided.
  • the mechanical compression ratio becomes higher than that during operation and the mechanical compression ratio gradually decreases as the engine load increases on the engine high load operation side, and the actual compression ratio decreases as the engine load decreases on the engine low load operation side.
  • Spark ignition An internal combustion engine is provided. Brief Description of Drawings
  • Fig. 1 is an overall view of a spark ignition type internal combustion engine
  • Fig. 2 is an exploded perspective view of a variable compression ratio mechanism
  • Fig. 3 is a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown
  • Fig. 4 is a variable valve timing mechanism.
  • Fig. 5 is a diagram showing the lift amount of the intake and exhaust valves
  • Fig. 6 is a diagram for explaining the mechanical compression ratio, actual compression ratio, and expansion ratio
  • Fig. 7 is the relationship between theoretical thermal efficiency and expansion ratio.
  • Fig. 8 is a diagram for explaining a normal cycle and an ultra-high expansion ratio cycle
  • Fig. 9 is a diagram showing changes in the mechanical compression ratio according to the engine load
  • Fig. 10 is for controlling the operation.
  • FIG. 11 is a diagram showing a map of intake valve closing timing and the like.
  • Figure 1 shows a side cross-sectional view of a spark ignition internal combustion engine.
  • 1 is a crankcase
  • 2 is a cylinder block
  • 3 is a cylinder head
  • 4 is a piston
  • 5 is a combustion chamber
  • 6 is a spark plug disposed in the center of the top surface of the combustion chamber 5
  • 7 is Inlet valve
  • 8 indicates intake port
  • 9 indicates exhaust valve
  • 10 indicates exhaust port.
  • the intake port 8 is connected to a surge tank 1 2 via an intake branch pipe 1 1, and each intake branch pipe 1 1 has a fuel injection valve 1 3 for injecting fuel into the corresponding intake port 8. Is placed.
  • the fuel injection valve 13 may be arranged in each combustion chamber 5 instead of being attached to each intake branch pipe 11.
  • Surge tank 1 2 is connected to air cleaner 15 via intake duct 14, and in intake duct 14, throttle valve 17 driven by actuate 16 and intake air using, for example, heat rays
  • a quantity detector 1 8 is arranged.
  • exhaust port 10 is connected to exhaust manifold 19
  • an air-fuel ratio sensor 21 is disposed in the exhaust manifold 19, and is connected to a catalyst component 20 having a built-in three-way catalyst.
  • the piston 4 is compressed and dead by changing the relative position of the crankcase 1 and the cylinder block 2 in the cylinder axial direction at the connecting portion between the crankcase 1 and the cylinder block 2.
  • a variable compression ratio mechanism A that can change the volume of the combustion chamber 5 when located at the point is provided, and an actual compression action start timing changing mechanism B that can change the start time of the actual compression action is provided.
  • the actual compression action start timing changing mechanism B is a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve 7.
  • the electronic control unit 30 consists of a digital computer and is connected to each other by a bidirectional bus 3 1, R 0 M (read only memory) 3 2, RAM (random access memory) 3 3, CPU (microphone processor) 3 4, with input port 3 5 and output port 3 6
  • the output signal of the intake air amount detector 1 8 and the output signal of the air-fuel ratio sensor 2 1 are input to the input port 3 5 via the corresponding AD converter 37.
  • a load sensor 41 that generates an output voltage proportional to the depression amount L of the accelerator pedal 40 is connected to the accelerator pedal 40, and the output voltage of the load sensor 41 is passed through a corresponding AD converter 37.
  • crank angle sensor 42 is connected to the input port 35 to generate an output pulse every time the crankshaft rotates, for example, 30 °.
  • the output port 3 6 is connected to the spark plug 6, the fuel injection valve 13, the throttle valve drive actuate 16, the variable compression ratio mechanism A, and the variable valve timing mechanism B through the corresponding drive circuit 38. Connected.
  • FIG. 2 shows an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A shown in FIG. 1, and FIG. 3 shows a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown.
  • Figure 2 I / j Do ⁇ ⁇ / 070534 Referring to the figure, a plurality of protrusions 50 spaced apart from each other are formed below both side walls of the cylinder block 2, and each of the protrusions 50 has a cross section. A circular cam insertion hole 51 is formed.
  • the corresponding protrusions 5 are spaced apart from each other.
  • a plurality of protrusions 52 that can be fitted to each other between zeros are formed, and cam insertion holes 53 having a circular cross section are also formed in each of the protrusions 52.
  • a pair of camshafts 5 4 and 5 5 are provided as shown in FIG.
  • Each camshaft 5 4, 5 5 has another cam insertion hole
  • a circular cam 5 6 inserted rotatably in 1 is fixed. These circular cams 5 6 are coaxial with the rotation axis of each cam shaft 5 4 and 5 5
  • an eccentric shaft 5 7 that is eccentrically arranged with respect to the rotation axis of each cam shaft 5 4, 55 extends, and another circular cam 5 is placed on the eccentric shaft 5 7.
  • these circular cams 58 are disposed between the circular cams 56, and these circular cams 58 are inserted into the corresponding cam insertion holes 53 so as to be rotatable.
  • crankcase 1 and cylinder block 2 are the center of the circular cam 5 6 and the circle.
  • the cylinder block 2 moves away from the crankcase 1 as the distance between the center of the circular cam 5 6 and the center of the circular cam 5 8 increases.
  • the volume of the combustion chamber 5 increases when the piston 4 is located at the compression top dead center. Therefore, the pistons are rotated by rotating the camshafts 5 4 and 5 5. The volume of the combustion chamber 5 when 4 is located at the compression top dead center can be changed.
  • a pair of worm gears 6 1 and 6 2 each having a spiral direction opposite to the rotation shaft of the drive motor 59 are provided to rotate the cam shafts 5 4 and 5 5 in the opposite directions.
  • the gears 6 3 and 6 4 that mesh with the worm gears 6 1 and 6 2 are fixed to the ends of the force shafts 5 4 and 5 5, respectively.
  • the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 is located at the compression top dead center can be changed over a wide range.
  • the variable compression ratio mechanism A shown in FIGS. 1 to 3 is an example, and any type of variable compression ratio mechanism can be used.
  • FIG. 4 is for driving the intake valve 7 in FIG.
  • variable valve timing mechanism B attached to the end of the camshaft 70 is shown.
  • this variable valve timing mechanism B is a cylindrical cylinder that rotates together with a timing pulley 7 1 that is rotated by an engine crankshaft through a timing belt in the direction of the arrow, and a timing pulley 7 1.
  • a rotating shaft 7 3 that rotates together with the housing 7 2, the camshaft 70 for driving the intake valve and can rotate relative to the cylindrical housing 7 2, and a rotating shaft 7 from the inner peripheral surface of the cylindrical housing 7 2.
  • the hydraulic oil supply control to the hydraulic chambers 7 6 and 7 7 is performed by the hydraulic oil supply control valve 7 8.
  • This hydraulic oil supply control valve 7 8 has hydraulic chambers 7 6,
  • hydraulic ports 7 9, 80 connected respectively, hydraulic oil supply port 8 2 discharged from the hydraulic pump 8 1, a pair of drain ports 8 3, 8 4, each port 7 9, And a spool valve 8 5 for performing communication cutoff control between 8 0, 8 2, 8 3 and 8 4.
  • the hydraulic oil supplied from 82 is supplied to the advance hydraulic chamber 76 through the hydraulic port 79 and the hydraulic oil in the retard hydraulic chamber 77 is discharged from the drain port 84. At this time, the rotary shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the direction of the arrow.
  • the spool valve 85 is moved to the left in FIG. 4, and the hydraulic oil supplied from the supply port 82 is hydraulically The hydraulic oil in the advance hydraulic chamber 76 is supplied to the retard hydraulic chamber 77 through the port 80 and discharged from the drain port 83.
  • the rotating shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the direction opposite to the arrow.
  • the spool valve 85 is When returned to the neutral position shown in FIG. 4, the relative rotational movement of the rotary shaft 73 is stopped, and the rotary shaft 73 is held at the relative rotational position at that time.
  • variable valve timing mechanism B can advance and retard the cam phase of the intake valve driving cam shaft 70 by a desired amount.
  • the solid line indicates the time when the cam phase of the intake valve driving cam shaft 70 is advanced most by the variable valve timing mechanism B
  • the broken line indicates the cam phase of the intake valve driving cam shaft 70. Indicates when is most retarded. Therefore, the valve opening period of the intake valve 7 can be arbitrarily set between the range indicated by the solid line and the range indicated by the broken line in FIG. 5, and therefore the closing timing of the intake valve 7 is also indicated by the arrow C in FIG. Any crank angle within the range can be set.
  • variable valve timing mechanism B shown in FIGS. 1 and 4 shows an example.
  • variable valve timing that can change only the closing timing of the intake valve while keeping the opening timing of the intake valve constant.
  • variable valve timing mechanisms such as mechanisms, can be used.
  • FIG. 6 show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for explanation.
  • the combustion chamber volume represents the volume of the combustion chamber when the piston is located at the compression top dead center.
  • Figure 6 (A) explains the mechanical compression ratio.
  • the mechanical compression ratio is determined mechanically from only the piston stroke volume and the combustion chamber volume during the compression stroke, and this mechanical compression ratio is expressed as (combustion chamber volume + stroke volume) Z combustion chamber volume.
  • Figure 6 (B) explains the actual compression ratio.
  • This actual compression ratio is a value determined from the actual piston stroke volume and the combustion chamber volume from when the compression action is actually started until the piston reaches top dead center.
  • Figure 6 (C) illustrates the expansion ratio.
  • FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio
  • FIG. 8 shows a comparison between a normal cycle and an ultra-high expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention.
  • Fig. 8 (A) shows the normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action by the piston starts almost from the vicinity of the intake bottom dead center.
  • Fig. 8 (A), (A), (B) shows the normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action by the piston starts almost from the vicinity of the intake bottom dead center.
  • the combustion chamber volume is 50 ml
  • the piston stroke volume is 50 ml.
  • the actual compression ratio is almost 1 1
  • the 'solid line in Fig. 7 indicates that the actual compression ratio and expansion ratio are almost equal. This shows the change in theoretical thermal efficiency in the normal cycle. In this case, the theoretical thermal efficiency increases as the expansion ratio increases, that is, as the actual compression ratio increases. Therefore, in order to increase the theoretical thermal efficiency in the normal cycle, the actual compression ratio should be increased. However, the actual compression ratio can only be reduced to a maximum of about 12 due to the occurrence of knocking during engine high-load operation. Can not.
  • the present inventor has studied to increase the theoretical thermal efficiency by strictly dividing the mechanical compression ratio and the actual compression ratio. As a result, the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio. Thus, the actual compression ratio was found to have little effect. That is, if the actual compression ratio is increased, the explosive force increases, but a large amount of energy is required for compression, and thus the theoretical thermal efficiency is hardly increased even if the actual compression ratio is increased.
  • FIG. 8 (B) shows an example of using the variable compression ratio mechanism A and variable valve timing mechanism B to increase the expansion ratio while maintaining the actual compression ratio at a low value.
  • variable compression ratio mechanism A reduces the combustion chamber volume from 50 ml to 20 ml.
  • variable valve timing mechanism B delays the closing timing of the intake valve until the actual piston stroke volume is reduced from 500 ml to 200 ml.
  • the actual compression ratio is almost 11 and the expansion ratio is 11 as described above. Compared to this case, the expansion ratio is higher in the case shown in Fig. 8 (B). It can be seen that only is raised to 26. This is why it is called an ultra-high expansion ratio cycle.
  • the lower the engine load the worse the thermal efficiency. Therefore, in order to improve the thermal efficiency during engine operation, that is, to improve fuel efficiency, improve the thermal efficiency when the engine load is low. Is required.
  • the ultra-high expansion ratio cycle shown in Fig. 8 (B) the actual piston stroke volume during the compression stroke is reduced, so the amount of intake air that can be drawn into the combustion chamber 5 is reduced.
  • the ultra-high expansion ratio cycle can only be adopted when the engine load is relatively low. Therefore, in the present invention, when the engine load is relatively low, the super high expansion ratio cycle shown in FIG. 8 (B) is adopted, and during the engine high load operation, the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is adopted.
  • Figure 9 shows the mechanical compression ratio, expansion ratio, intake valve 7 closing timing, actual compression ratio, intake air volume, throttle valve opening degree 17 and bombing loss according to the engine load at a certain engine speed. Each change is shown.
  • Unburned HC in the exhaust gas Te cowpea into the three-way catalyst of the catalytic converter 2 in 0 in this embodiment of the present invention the average air-fuel ratio in the C_ ⁇ and I Nyu_ ⁇ ⁇ to be reduced simultaneously urchin normal combustion chamber 5 Is feedback-controlled to the theoretical air-fuel ratio based on the output signal of the air-fuel ratio sensor 21.
  • the normal cycle shown in Fig. 8 (8) is executed during engine high-load operation. Accordingly, as shown in FIG. 9, the expansion ratio is low because the mechanical compression ratio is lowered at this time, and as shown by the solid line in FIG. 9, the closing timing of the intake valve 7 is advanced as shown by the solid line in FIG. It has been. At this time, the amount of intake air is large, and at this time, the opening degree of the throttle valve 17 is kept fully open or almost fully open, so that the pumping loss is zero.
  • the closing timing of the intake valve 7 is delayed to reduce the intake air amount.
  • the mechanical compression ratio is increased as the engine load is lowered so that the actual compression ratio is kept substantially constant, and therefore, the expansion ratio is also increased as the engine load is lowered.
  • the throttle valve 17 is kept fully open or almost fully open, and therefore the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 does not depend on the throttle valve 17 but the intake valve 7 It is controlled by changing the valve closing timing. At this time, the bombing loss is zero.
  • the mechanical compression ratio is increased as the intake air amount is decreased while the actual compression ratio is substantially constant. That is, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is reduced in proportion to the reduction of the intake air amount. Therefore, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center changes in proportion to the intake air amount.
  • the air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the stoichiometric air-fuel ratio.
  • the mechanical compression ratio When the engine load is further reduced, the mechanical compression ratio is further increased, and when the engine load is lowered to a medium load L slightly close to the low load, the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio that is the structural limit of the combustion chamber 5. .
  • the mechanical compression ratio When the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio, the mechanical compression ratio is maintained at the limit mechanical compression ratio in a region where the load is lower than the engine load L when the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio. Therefore, the mechanical compression ratio is maximized and the expansion ratio is maximized on the low load side engine medium load operation and engine low load operation, that is, on the engine low load operation side. In other words, the mechanical compression ratio is maximized so that the maximum expansion ratio is obtained on the engine low load operation side.
  • the closing timing of the intake valve 7 is delayed as the engine load becomes lower as shown by the solid line in FIG.
  • the throttle valve 17 is closed as the engine load decreases.
  • the actual compression ratio on the engine low load operation side is lowered compared to the actual compression ratio on the engine high load operation side.
  • the actual compression ratio decreases in this way, the temperature in the combustion chamber 5 at the compression end decreases, and there is a risk that the ignition and combustion of the fuel will deteriorate.
  • the throttle valve 17 is closed as shown in FIG. 9, turbulence occurs in the combustion chamber 5 due to the throttle action of the intake air flow by the throttle valve 17, so that the fuel Since the ignition and combustion are improved, there is no risk of worsening of the fuel ignition and combustion.
  • the expansion ratio is set to 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in Fig. 8 (B).
  • variable compression ratio mechanism ⁇ is formed so that the expansion ratio becomes 20 or more.
  • the intake air amount can be controlled without depending on the throttle valve 17 by advancing the closing timing of the intake valve 7 as the engine load becomes lower. Accordingly, in the embodiment according to the present invention, when the solid line and the broken line in FIG. 9 are both included, in the embodiment according to the present invention, the engine load becomes low when the intake valve 7 is closed. As a result, it is moved away from the intake bottom dead center BDC.
  • Figure 10 shows the operation control routine. Referring to FIG. 10, first, at step 100, the target actual compression ratio is calculated. Next, at step 1 0 1, the closing timing of the intake valve 7 from the map shown in FIG. 11 (A) / nr _.
  • I C is calculated. That is, the required intake air amount is supplied into the combustion chamber 5.
  • the closing timing of intake valve 7 required for engine I is engine load L and engine speed
  • step 1002 the mechanical compression ratio CR is calculated. Then
  • step 103 the opening of the throttle valve 17 is calculated.
  • Opening angle of the rotary valve 1 7 is a function of the engine load L and the engine speed N.
  • step 1 0 4 the mechanical compression ratio is
  • variable compression ratio mechanism A When the variable compression ratio mechanism A is controlled by C, the intake valve 7 is closed.
  • Variable valve evening mechanism B is controlled so that the timing is the closing timing I C
  • the throttle valve 1 7 so that the opening degree is 0.

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Abstract

内燃機関において、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構（Ａ）と、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（Ｂ）とを具備する。機械圧縮比は機関低負荷運転側では最大機械圧縮比に維持されると共に機関高負荷運転側では機関負荷が高くなるにつれて徐々に減少せしめられる。実圧縮比は機関高負荷運転側ではほぼ一定に維持されると共に機関低負荷運転側では機関負荷が低くなるにつれて低下せしめられる。

Description

明 細 書 火花点火式内燃機関 技術分野
本発明は火花点火式内燃機関に関する。 背景技術 '
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、 機関中負荷運転時 および機関高負荷運転時には過給機による過給作用を行い、 かつ機 関高負荷運転から中負荷運転時に移る際には実圧縮比を一定に保持 した状態で機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比を増大すると共 に吸気弁の閉弁時期を遅くするようにした火花点火式内燃機関が公 知である （例えば特開 2 0 0 4— 2 1 8 5 2 2号公報を参照） 。
しかしながらこの文献は機関負荷が低いときの実圧縮比について 何ら言及していない。 発明の開示
本発明の目的は、 熱効率を向上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。
本発明によれば、 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、 機関低負荷運転側では機関高負荷運転時に比べて機械圧縮 比が高くされると共に機関高負荷運転側では機械圧縮比は機関負荷 が高くなるにつれて徐々に減少せしめられ、 実圧縮比は機関低負荷 運転側では機関負荷が低くなるにつれて低下せしめられる火花点火 式内燃機関が提供される。 図面の簡単な説明
図 1 は火花点火式内燃機関の全体図、 図 2は可変圧縮比機構の分 解斜視図、 図 3は図解的に表した内燃機関の側面断面図、 図 4は可 変バルブタイミング機構を示す図、 図 5は吸気弁および排気弁のリ フ ト量を示す図、 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、 図 7は理論熱効率と膨張比との関係を示す図、 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、 図 9は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図、 図 1 0は運 転制御を行うためのフローチャート、 図 1 1 は吸気弁の閉弁時期等 のマップを示す図である。 発明を実施するための最良の形態
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栓、 7は吸気弁、 8は吸気ポー ト、 9は排気弁、 1 0は排気ポートを夫々示す。 吸気ポート 8は吸気枝 管 1 1 を介してサージタンク 1 2に連結され、 各吸気枝管 1 1 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 1 3が配置される。 なお、 燃料噴射弁 1 3は各吸気枝管 1 1 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 1 2は吸気ダク ト 1 4を介してエアクリーナ 1 5に 連結され、 吸気ダク ト 1 4内にはァクチユエ一夕 1 6によって駆動 されるスロッ トル弁 1 7 と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器 1 8 とが配置される。 一方、 排気ポート 1 0は排気マニホルド 1 9 を 介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンパ一夕 2 0に連結され、 排気マニホルド 1 9内には空燃比センサ 2 1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。 電子制御ュニッ ト 3 0はデジタルコンピュータからなり、 双方向 性バス 3 1 によって互いに接続された R〇 M (リードオンリメモリ ) 3 2 、 R A M (ランダムアクセスメモリ） 3 3 、 C P U (マイク 口プロセッサ） 3 4、 入力ポート 3 5および出力ポート 3 6を具備 する。 吸入空気量検出器 1 8の出力信号および空燃比センサ 2 1の 出力信号は夫々対応する A D変換器 3 7を介して入力ポート 3 5に 入力される。 また、 アクセルペダル 4 0にはアクセルペダル 4 0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 4 1が接続さ れ、 負荷センサ 4 1 の出力電圧は対応する A D変換器 3 7 を介して 入力ポート 3 5に入力される。 更に入力ポート 3 5にはクランクシ ャフ トが例えば 3 0 ° 回転する毎に出力パルスを発生するクランク 角センサ 4 2が接続される。 一方、 出力ポート 3 6は対応する駆動 回路 3 8 を介して点火栓 6、 燃料噴射弁 1 3、 スロッ トル弁駆動用 ァクチユエ一夕 1 6、 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 し i/jド υ υΰ /070534 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 5 0が形成されており、 各突出部 5 0内には 夫々断面円形のカム挿入孔 5 1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 5
0の間に嵌合せしめられる複数個の突出部 5 2が形成されており、 これらの各突出部 5 2内にも夫々断面円形のカム挿入孔 5 3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 5 4 , 5 5が設けられ
ており、 各カムシャフ ト 5 4 , 5 5上には一つおきに各カム挿入孔
5 1内に回転可能に挿入される円形カム 5 6が固定されている。 こ れらの円形カム 5 6は各カムシャフ ト 5 4， 5 5の回転軸線と共軸
をなす。 一方、 各円形カム 5 6間には図 3においてハツチングで示
すように各カムシャフ ト 5 4 , 5 5の回転軸線に対して偏心配置さ れた偏心軸 5 7が延びており、 この偏心軸 5 7上に別の円形カム 5
8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 5 8は各円形カム 5 6間に配置されており、 これら 円形カム 5 8は対応する各カム挿入孔 5 3内に回転可能に挿入され
ている。
図 3 ( Α ) に示すような状態から各カムシャフ ト 5 4， 5 5上に 固定された円形カム 5 6 を図 3 ( Α ) 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 5 7が下方中央に向け て移動するために円形カム 5 8がカム挿入孔 5 3内において図 3 (
Α ) の破線の矢印に示すように円形カム 5 6 とは反対方向に回転し 、 図 3 ( Β ) に示されるように偏心軸 5 7が下方中央まで移動する と円形カム 5 8の中心が偏心軸 5 7の下方へ移動する。
図 3 ( Α ) と図 3 ( Β ) とを比較するとわかるようにクランクケ —ス 1 とシリ ンダブロック 2の相対位置は円形カム 5 6の中心と円 形カム 5 8の中心との距離によって定まり、 円形カム 5 6の中心と 円形カム 5 8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 5 4， 5 5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 5 4 , 5 5を夫々反対方向 に回転させるために駆動モー夕 5 9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 6 1 ， 6 2が取付けられており、 これら ウォームギア 6 1， 6 2 と嚙合する歯車 6 3， 6 4が夫々各力ムシ ャフ ト 5 4， 5 5の端部に固定されている。 この実施例では駆動モ 一夕 5 9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つ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 7 0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一リ 7 1 と、 タイミングプーリ 7 1 と一緒に 回転する円筒状ハウジング 7 2 と、 吸気弁駆動用カムシャフ ト 7 0 と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング 7 2に対して相対回転可能な 回転軸 7 3 と、 円筒状ハウジング 7 2の内周面から回転軸 7 3の外 周面まで延びる複数個の仕切壁 7 4と、 各仕切壁 7 4の間で回転軸 7 3の外周面から円筒状ハウジング 7 2の内周面まで延びるベ一ン 7 5 とを具備しており、 各べーン 7 5の両側には夫々進角用油圧室 7 6 と遅角用油圧室 7 7 とが形成されている。
各油圧室 7 6， 7 7への作動油の供給制御は作動油供給制御弁 7 8によって行われる。 この作動油供給制御弁 7 8は各油圧室 7 6 ,
7 7に夫々連結された油圧ポート 7 9 , 8 0 と、 油圧ポンプ 8 1か ら吐出された作動油の供給ポート 8 2 と、 一対のドレインポート 8 3， 8 4と、 各ポート 7 9， 8 0， 8 2， 8 3， 8 4間の連通遮断 制御を行うスプール弁 8 5とを具備している。
吸気弁駆動用カムシャフ ト 7 0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 8 5が右方に移動せしめられ、 供給ポート
8 2から供給された作動油が油圧ポート 7 9を介して進角用油圧室 7 6に供給されると共に遅角用油圧室 7 7内の作動油がドレインポ ート 8 4から排出される。 このとき回転軸 7 3は円筒状ハウジング 7 2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 7 0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 8 5が左方に移動せしめられ 、 供給ポート 8 2から供給された作動油が油圧ポート 8 0を介して 遅角用油圧室 7 7に供給されると共に進角用油圧室 7 6内の作動油 がドレインポート 8 3から排出される。 このとき回転軸 7 3は円筒 状ハウジング 7 2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 7 3が円筒状ハウジング 7 2 に対して相対回転せしめられ ているときにスプール弁 8 5が図 4に示される中立位置に戻される と回転軸 7 3の相対回転動作は停止せしめられ、 回転軸 7 3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 7 0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 7 0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 7 0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 5 0 mlでピス トンの行程容積が 5 0 0 m l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） Z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 （ 5 0 m l + 5 0 O m l ) Z 5 0 m l = 1 1 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） Z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 （ 5 0ml+ 4 5 0ml) / 5 0 ml= 1 0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） Z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 （ 5 0ml+ 5 0 0 ml) / 5 0 ml= 1 1 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最も基本となつ ている特徴について説明する。 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 5 0mlとされ、 ピス トンの行 程容積が 5 0 0 ml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 （ 5 0ml+ 5 0 0ml) / 5 0 ml= 1 1 であり、 実圧縮比もほぼ 1 1であり、 膨張比も （ 5 0ml+ 5 0 0ml ) / 5 0 ml= 1 1 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 1 2程度までしか 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 =
1 0は実圧縮比を 1 0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 5 0 mlから 2 0 ml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 5 0 0 ml から 2 0 0ml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 （ 2 0 ml+ 2 0 0 ml) Z2 0ml= l l とな り、 膨張比は （ 2 0 ml + 5 0 0 ml) Z2 0ml= 2 6 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 1 1で膨張比が 1 1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 2 6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機械圧縮比、 膨張比、 吸気弁 7の閉弁時期、 実圧縮比、 吸入空気量、 スロッ トル 弁 1 7の開度およびボンビング損失の各変化が示されている。 なお 、 本発明による実施例では触媒コンバータ 2 0内の三元触媒によつ て排気ガス中の未燃 H C , C〇および Ν〇χ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 2 1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。
さて、 前述したように機関高負荷運転時には図 8 ( Α ) 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 1 7の開度は全開又はほぼ全開に保持さ れているのでボ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 1 7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 1 7 によらずに吸気弁 7の閉弁時期を変えることによつて制御さ れている。 このときにもボンビング損失は零となる。
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ビス 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 関負荷がやや低負荷寄りの中負荷 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に示される実施例では機関負荷が Lより低くなつても 図 9において実線で示されるように吸気弁 7の閉弁時期は機関負荷 が低くなるにつれて遅らされる。 また、 図 9に示される実施例では 機関負荷が Lよりも高いとき、 即ち機関高負荷運転側ではスロッ ト ル弁 1 7が全開状態に保持され、 機関負荷が Lよりも低いとき、 即 ち機関低負荷運転側ではスロッ トル弁 1 7は機関負荷が低下するに つれて閉弁せしめられる。 吸気弁 7の閉弁時期のみを制御すること によって吸入空気量が制御されているときにはボンビング損失が発 生しないがこのようにスロッ トル弁 1 7によっても吸入空気量の制 御を行うようにすると図 9に示されるようにボンビング損失が増大 する。
一方、 図 9に示されるように機関負荷が Lより高いとき、 即ち機 関高負荷運転側では実圧縮比は同一の機関回転数に対してはほぼ同 一の実圧縮比に維持される。 これに対し、 機関負荷が Lよりも低い とき、 即ち機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されているときには 実圧縮比は吸気弁 7の閉弁時期によって決まり、 図 9に示されるよ うに機関負荷が低くなるにつれて吸気弁 7の閉弁時期が遅らされる と実圧縮比は機関負荷が低くなるほど低下する。
従って図 9に示される実施例では機関低負荷運転側での実圧縮比 が機関高負荷運転側の実圧縮比に比べて低下せしめられている。 と ころでこのように実圧縮比が低下すると圧縮端における燃焼室 5内 の温度が低下し、 燃料の着火および燃焼が悪化する危険性がある。 しかしながらこのとき図 9に示されるようにスロッ トル弁 1 7が閉 弁せしめられるとスロッ トル弁 1 7 による吸入空気流の絞り作用に よって燃焼室 5内に乱れが発生し、 斯く して燃料の着火および燃焼 が向上するので燃料の着火および燃焼が悪化する危険性がなくなる 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 2 6 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 2 0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 2 0以上となるように可変圧縮比機構 Αが形成 されている。
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つてもスロッ トル弁 1 7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吸気下死点 B D Cから離れる方向 に移動せしめられることになる。
図 1 0に運転制御ルーチンを示す。 図 1 0を参照するとまず初め にステップ 1 0 0において目標実圧縮比が算出される。 次いでステ ップ 1 0 1では図 1 1 ( A ) に示すマップから吸気弁 7の閉弁時期 / n r _ .
I Cが算出される。 即ち、 要求吸入空気量を燃焼室 5内に供給する
のに必要な吸気弁 7の閉弁時期 I Cが機関負荷 Lおよび機関回転数
Nの関数として図 1 1 ( A ) に示すようなマップの形で予め R O M
3 2内に記憶されており、 このマップから吸気弁 7の閉弁時期 I C
が算出される。
次いでス丁ップ 1 0 2では機械圧縮比 C Rが算出される。 次いで
ステップ 1 0 3ではスロッ 卜ル弁 1 7の開度が算出される。 このス
ロッ トル弁 1 7の開度 Θは機関負荷 Lおよび機関回転数 Nの関数と
して図 1 1 ( B ) に示すようなマップの形で予め R 〇 M 3 2内に記
憶されている 次いでステップ 1 0 4では機械圧縮比が機械圧縮比
C Rとなる ラに可変圧縮比機構 Aが制御され、 吸気弁 7の閉弁時
期が閉弁時期 I Cとなるように可変バルブ夕イミング機構 Bが制御
され、 スロッ トル弁 1 7の開度が開度 0 となるようにスロッ トル弁
1 7が制御される。

Claims

請 求 の 範 囲
1 . 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 低負荷運転側では機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされ ると共に機関高負荷運転側では機械圧縮比は機関負荷が高くなるに つれて徐々に減少せしめられ、 実圧縮比は機関低負荷運転側では機 関負荷が低くなるにつれて低下せしめられる火花点火式内燃機関。
2 . 機関低負荷運転側では機械圧縮比が最大機械圧縮比とされる 請求項 1 に記載の火花点火式内燃機関。
3 . 機関低負荷運転側では膨張比が 2 0以上とされる請求項 1 に 記載の火花点火式内燃機関。
4 . 吸気弁の閉弁時期が、 機関負荷が低くなるにつれて吸気下死 点から離れる方向に移動せしめられる請求項 1 に記載の火花点火式 内燃機関。
5 . 吸入空気量を制御するために機関吸気通路内に配置されたス ロッ トル弁を具備しており、 該スロッ トル弁は機関低負荷運転側で は機関負荷が低下するにつれて閉弁せしめられる請求項 1 に記載の 火花点火式内燃機関。
6 . 機関高負荷運転側では該スロッ トル弁が全開状態に保持され る請求項 5に記載の火花点火式内燃機関。
7 . 機械圧縮比は機関負荷が低くなるにつれて限界機械圧縮比ま で増大せしめられ、 機械圧縮比が該限界機械圧縮比となる機関負荷 よりも負荷の低い機関低負荷運転側では機械圧縮比が最大機械圧縮 比に維持され、 機械圧縮比が該限界機械圧縮比となる機関負荷より も負荷の高い機関高負荷運転側では機関負荷が高くなるにつれて機 械圧縮比が徐々に減少せしめられる請求項 1 に記載の火花点火式内 DAT / 1 n o n o o
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