火花点火内燃機関
【課題】気流生成ポートとストレートポートとを備えて、吸気弁の閉弁時期を変化させて吸入空気量を制御する火花点火内燃機関において、従来に比較して燃焼を改善する。
【解決手段】吸入空気量を減少させるときには、気流生成ポート８ａ用の第一吸気弁７ａの開弁時期及び閉弁時期を変化させることなく、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂの開弁時期及び閉弁時期を遅角させて、第二吸気弁の閉弁時期を第一吸気弁の閉弁時期より遅角側とすると共に第二吸気弁の開弁時期を第一吸気弁の開弁時期より遅角側とする。
【解決手段】吸入空気量を減少させるときには、気流生成ポート８ａ用の第一吸気弁７ａの開弁時期及び閉弁時期を変化させることなく、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂの開弁時期及び閉弁時期を遅角させて、第二吸気弁の閉弁時期を第一吸気弁の閉弁時期より遅角側とすると共に第二吸気弁の開弁時期を第一吸気弁の開弁時期より遅角側とする。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、火花点火内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
ポンピング損失を低減するために、スロットル弁を設けることなく、又は、スロットル弁を全開として、可変バルブタイミング機構により吸気弁の閉弁時期を変化させて吸入空気量を制御することが提案されている（特許文献１参照）。
【０００３】
一対の吸気ポートを備える火花点火内燃機関では、二つの吸気弁の閉弁時期を同じように変化させて吸入空気量を制御することとなる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００７−３０３４２３
【特許文献２】特開２０１０−１２１６１７
【特許文献３】特開２００６−１６１６３３
【特許文献４】特開平１１−０９３７１２
【特許文献５】特開平０７−１８０５５９
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
気筒内に乱れを発生させて燃焼速度の速い良好な燃焼を実現するには、吸気行程において気筒内にスワール流又はタンブル流のような強い気流を生成することが好ましい。そのためには、一対の吸気ポートを備える内燃機関において、一方の吸気ポートを気筒内に気流を生成するための気流生成ポートとすることが好ましい。気流生成ポートは、どうしても流量係数が小さくなるために、吸気不足を防止するためには、他方の吸気ポートは、流量係数の大きなストレートポートとされる。
【０００６】
このような一対の吸気ポートを備える火花点火内燃機関において、二つの吸気弁の閉弁時期を同じように変化させて吸入空気量を制御する場合には、燃焼を改善する余地が残されている。
【０００７】
従って、本発明の目的は、気流生成ポートとストレートポートとを備えて、吸気弁の閉弁時期を変化させて吸入空気量を制御する火花点火内燃機関において、従来に比較して燃焼を改善することである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関は、気流生成ポートとストレートポートとを備えて、吸気弁の閉弁時期を変化させて吸入空気量を制御する火花点火内燃機関において、吸入空気量を減少させるときには、前記気流生成ポート用の第一吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を変化させることなく、前記ストレートポート用の第二吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を遅角させて、前記第二吸気弁の閉弁時期を前記第一吸気弁の閉弁時期より遅角側とすると共に前記第二吸気弁の開弁時期を前記第一吸気弁の開弁時期より遅角側とすることを特徴とする。
【０００９】
本発明による請求項２に記載の火花点火内燃機関は、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、前記気流生成ポートと前記ストレートポートとの分岐部より上流側において、前記気流生成ポートの吸気流量を制御する制御弁を配置する場合には、前記分岐部と前記制御弁との間を仕切板により前記気流生成ポートと前記ストレートポートとに分離することを特徴とする。
【発明の効果】
【００１０】
本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関によれば、気流生成ポートとストレートポートとを備えて、吸気弁の閉弁時期を変化させて吸入空気量を制御する火花点火内燃機関において、吸入空気量を減少させるときには、気流生成ポート用の第一吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を変化させることなく、ストレートポート用の第二吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を遅角させて、第二吸気弁の閉弁時期を第一吸気弁の閉弁時期より遅角側とすることにより、圧縮行程において第二吸気弁の閉弁時期まで気筒内の吸気は吸気系へ戻され、吸入空気量を減少させることができ、また、第二吸気弁の開弁時期を第一吸気弁の開弁時期より遅角側とすることにより、吸気行程において当初は、第一吸気弁だけの開弁により気流生成ポートだけを使用して吸気が気筒内へ供給され、気筒内に強い気流を生成することができるために、点火時期において気筒内に強い乱れを発生させて従来に比較して良好な燃焼を実現することができる。
【００１１】
本発明による請求項２に記載の火花点火内燃機関は、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、気流生成ポートとストレートポートとの分岐部より上流側において、気流生成ポートの吸気流量を制御する制御弁を配置する場合には、分岐部と制御弁との間を仕切板により気流生成ポートとストレートポートとに分離するようになっており、それにより、制御弁により良好に気流生成ポートを通過する吸入空気量を制御することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【図１】内燃機関の全体図である。
【図２】可変圧縮比機構の分解斜視図である。
【図３】図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
【図４】可変バルブタイミング機構を示す図である。
【図５】吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
【図６】機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
【図７】理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
【図８】通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。
【図９】機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
【図１０】吸気ポートの断面を概略的に示す内燃機関の平面断面図である。
【発明を実施するための形態】
【００１３】
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。
【００１４】
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。
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
【００１９】
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。
【００２０】
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如く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。次いで更に円形カム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。
【００２１】
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々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。
【００２２】
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から離間側に移動する。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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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、例えば電磁又は油圧アクチュエータにより吸気弁を開閉させる場合には、可変バルブタイミング機構として、電磁又は油圧アクチュエータにより、任意に吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を制御することができる。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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ＮＯX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。
【００４４】
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。
【００４５】
一方、図９に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。
【００４６】
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。
【００４７】
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。
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
本実施例の火花点火内燃機関は、図１０に示すように、一対の吸気ポート８ａ，８ｂを有する吸気二弁式である。点火時期において気筒内に乱れを発生させて燃焼速度の速い良好な燃焼を実現するには、吸気行程において気筒内にスワール流（横旋回流）又はタンブル流（縦旋回流）のような強い気流を生成することが好ましい。そのために、一方の吸気ポート８ａは、スワールポート又はタンブルポートのような気筒内に気流を生成するための気流生成ポートとされている。気流生成ポートは、どうしても流量係数が小さくなるために、吸気不足を防止するためには、他方の吸気ポート８ｂは、流量係数の大きなストレートポートとされている。
【００５２】
本内燃機関において、スロットル弁１７の全開時の吸入空気量は、両方の吸気弁７ａ，７ｂの閉弁時期を同時に変化させて制御するのではなく、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂだけの閉弁時期を、図９に示すように、機関負荷が低くなるほど遅角するようにして制御する。すなわち、図５に示す吸気弁の開弁時期及び閉弁時期の変化は、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂだけに適用され、気流生成ポート８ａ用の第一吸気弁７ａのカムシャフトは可変バルブタイミング機構Ｂを有しておらず、その開弁時期及び閉弁時期は、開弁期間及びリフト量が第二吸気弁７ｂと同じ場合には、図５に実線で示す時期に固定される。本実施例において、図１０に示すように、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂは、気流生成ポート８ａ用の第一吸気弁７ａに比較して大きくされている。
【００５３】
こうして、吸入空気量を最大とするときには、可変バルブタイミング機構Ｂにより第二吸気弁７ｂはカム位相が最も進角され、第一吸気弁７ａも第二吸気弁７ｂも、図５に実線で示す開弁時期及び閉弁時期とされ、同時に開弁及び閉弁される。
【００５４】
一方、機関負荷が低くなって吸入空気量を減少させるときには、第二吸気弁７ｂの開弁時期及び閉弁時期を遅角させて、第二吸気弁７ｂの閉弁時期を第一吸気弁７ａの閉弁時期より遅角側とすることにより、圧縮行程において第二吸気弁７ｂの閉弁時期まで気筒内の吸気は吸気系へ戻される。このときに、第二吸気弁７ｂの開弁時期が第一吸気弁７ａの開弁時期より遅角側とされることにより、吸気行程において当初は、第一吸気弁７ａだけの開弁により気流生成ポート８ａだけを使用して吸気が気筒内へ供給され、ストレートポート８ｂを使用して供給される吸気との干渉がなく、気筒内に強い気流を生成することができるために、点火時期において気筒内に強い乱れを発生させて良好な燃焼を実現することができる。
【００５５】
ところで、気流生成ポート８ａに吸気流量を制御する制御弁ＣＶが設けられていれば、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂの閉弁時期を最も遅角させた機関負荷Ｌ１（図９参照）より機関負荷が低くなって吸入空気量をさらに減少させる場合に、スロットル弁１７に代えて、制御弁ＣＶを閉弁側に制御することができる。
【００５６】
それにより、気流生成ポート８ａを通過して気筒内へ供給される吸入流量が減少するために、気筒内の吸入空気量を減少させることができる。この場合において、制御弁ＣＶを閉弁側に制御すると、気流生成ポート８ａを通過する吸気は、気流生成ポート８ａの壁面に沿って気筒内へ供給され易くなり、気筒内にさらに強い気流を生成することができる。それにより、このときの燃焼をさらに良好にすることができる。制御弁ＣＶを最大に閉弁したときに気流生成ポート８ａ及びストレートポート８ｂの両方を使用して気筒内へ供給される吸入空気量よりさらに吸入空気量を減少させる必要があるときには、スロットル弁１７を閉弁側に制御することとなる。
【００５７】
このような制御弁ＣＶには、アクチュエータＡＣが必要である。このようなアクチュエータＡＣの配置も考慮されて、制御弁ＣＶを、図１０に示すように、気流生成ポート８ａとストレートポート８ｂとの分岐部ＢＲより上流側に配置する場合がある。このときには、分岐部ＢＲと制御弁ＣＶとの間を仕切板ＰＷにより気流生成ポート８ａとストレートポート８ｂとに分離することが好ましい。それにより、制御弁ＣＶにより良好に気流生成ポート８ａを通過する吸気流量を制御することができる。
【００５８】
燃料噴射弁１３は、制御弁ＣＶの上流側に配置されても良いが、特に制御弁ＣＶの閉弁時において、噴射燃料の一部が制御弁ＣＶに付着して気筒内へ供給され難くなるために、図１０の１３ａで示すように、制御弁ＣＶの下流側において気流生成ポート８ａに配置されるか、又は、図１０の１３ｂで示すように、ストレートポート８ｂに配置することが好ましい。
【００５９】
また、気流生成ポート８ａの第一燃料噴射弁１３ａとストレートポート８ｂの第二燃料噴射弁１３ｂとの両方が設けられて吸気同期噴射が実施される場合には、吸入空気量が設定量より少なく、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂの閉弁時期と共に遅角される開弁時期が設定時期より遅角側であるときには、第一燃料噴射弁１３ａにより必要燃料量の全てを噴射することが好ましく、それにより、第二吸気弁７ｂが開弁していない吸気行程初期に、気流生成ポート８ａを通過する吸気と共に噴射燃料が気筒内へ供給され、噴射燃料を気筒内に生成される気流によって点火時期までの十分な時間により気筒内全体に分散させ、気筒内に良好な均質混合気を形成することができる。
【００６０】
また、吸入空気量が設定量以上であり、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂの開弁時期が設定時期又は設定時期より進角側であるときには、第一燃料噴射弁１３ａと第二燃料噴射弁１３ｂとにより、それぞれ必要燃料量の半分を噴射することが好ましい。このときには、必要燃料量が比較的多くなるために、第一燃料噴射弁１３ａだけでは、吸気行程後期まで燃料噴射が実施され、吸気行程後期に噴射された燃料の均質混合が不十分となり易い。一方、このときには、第二吸気弁７ｂの開弁も比較的早くなり、第二燃料噴射弁１３ｂにより噴射される燃料も吸気行程前半に気筒内へ供給することができ、それにより、第一燃料噴射弁１３ａ及び第二燃料噴射弁１３ｂの両方により吸気行程中期までには燃料噴射を完了して、点火時期までに気筒内に良好な均質混合気を形成することができる。
【００６１】
本実施例の火花点火内燃機関は、可変圧縮比機構Ａを備えてストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂの閉弁時期の遅角に対して実圧縮比を一定とするように機械圧縮比を制御するものであり、第二吸気弁７ｂの閉弁時期は圧縮行程後半まで大幅に遅角させるようになっている。それに伴って、第二吸気弁７ｂの開弁時期も比較的大幅に遅角されれば、吸気行程において第一吸気弁７ａだけが開弁して気流生成ポート８ａだけを使用して吸気が気筒内へ供給される期間が長くなり、気筒内に強い気流を生成することができる。しかしながら、本発明は、このような可変圧縮比機構Ａを備える内燃機関に限定されるものではなく、単に吸気弁の閉弁時期を変化させて吸入空気量を制御する火花点火内燃機関に適用可能である。
【符号の説明】
【００６２】
１ クランクケース
２ シリンダブロック
７ａ 第一吸気弁
７ｂ 第二吸気弁
８ａ 気流生成ポート
８ｂ ストレートポート
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 可変バルブタイミング機構
ＣＶ 制御弁
【技術分野】
【０００１】
本発明は、火花点火内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
ポンピング損失を低減するために、スロットル弁を設けることなく、又は、スロットル弁を全開として、可変バルブタイミング機構により吸気弁の閉弁時期を変化させて吸入空気量を制御することが提案されている（特許文献１参照）。
【０００３】
一対の吸気ポートを備える火花点火内燃機関では、二つの吸気弁の閉弁時期を同じように変化させて吸入空気量を制御することとなる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００７−３０３４２３
【特許文献２】特開２０１０−１２１６１７
【特許文献３】特開２００６−１６１６３３
【特許文献４】特開平１１−０９３７１２
【特許文献５】特開平０７−１８０５５９
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
気筒内に乱れを発生させて燃焼速度の速い良好な燃焼を実現するには、吸気行程において気筒内にスワール流又はタンブル流のような強い気流を生成することが好ましい。そのためには、一対の吸気ポートを備える内燃機関において、一方の吸気ポートを気筒内に気流を生成するための気流生成ポートとすることが好ましい。気流生成ポートは、どうしても流量係数が小さくなるために、吸気不足を防止するためには、他方の吸気ポートは、流量係数の大きなストレートポートとされる。
【０００６】
このような一対の吸気ポートを備える火花点火内燃機関において、二つの吸気弁の閉弁時期を同じように変化させて吸入空気量を制御する場合には、燃焼を改善する余地が残されている。
【０００７】
従って、本発明の目的は、気流生成ポートとストレートポートとを備えて、吸気弁の閉弁時期を変化させて吸入空気量を制御する火花点火内燃機関において、従来に比較して燃焼を改善することである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関は、気流生成ポートとストレートポートとを備えて、吸気弁の閉弁時期を変化させて吸入空気量を制御する火花点火内燃機関において、吸入空気量を減少させるときには、前記気流生成ポート用の第一吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を変化させることなく、前記ストレートポート用の第二吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を遅角させて、前記第二吸気弁の閉弁時期を前記第一吸気弁の閉弁時期より遅角側とすると共に前記第二吸気弁の開弁時期を前記第一吸気弁の開弁時期より遅角側とすることを特徴とする。
【０００９】
本発明による請求項２に記載の火花点火内燃機関は、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、前記気流生成ポートと前記ストレートポートとの分岐部より上流側において、前記気流生成ポートの吸気流量を制御する制御弁を配置する場合には、前記分岐部と前記制御弁との間を仕切板により前記気流生成ポートと前記ストレートポートとに分離することを特徴とする。
【発明の効果】
【００１０】
本発明による請求項１に記載の火花点火内燃機関によれば、気流生成ポートとストレートポートとを備えて、吸気弁の閉弁時期を変化させて吸入空気量を制御する火花点火内燃機関において、吸入空気量を減少させるときには、気流生成ポート用の第一吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を変化させることなく、ストレートポート用の第二吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を遅角させて、第二吸気弁の閉弁時期を第一吸気弁の閉弁時期より遅角側とすることにより、圧縮行程において第二吸気弁の閉弁時期まで気筒内の吸気は吸気系へ戻され、吸入空気量を減少させることができ、また、第二吸気弁の開弁時期を第一吸気弁の開弁時期より遅角側とすることにより、吸気行程において当初は、第一吸気弁だけの開弁により気流生成ポートだけを使用して吸気が気筒内へ供給され、気筒内に強い気流を生成することができるために、点火時期において気筒内に強い乱れを発生させて従来に比較して良好な燃焼を実現することができる。
【００１１】
本発明による請求項２に記載の火花点火内燃機関は、請求項１に記載の火花点火内燃機関において、気流生成ポートとストレートポートとの分岐部より上流側において、気流生成ポートの吸気流量を制御する制御弁を配置する場合には、分岐部と制御弁との間を仕切板により気流生成ポートとストレートポートとに分離するようになっており、それにより、制御弁により良好に気流生成ポートを通過する吸入空気量を制御することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【図１】内燃機関の全体図である。
【図２】可変圧縮比機構の分解斜視図である。
【図３】図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
【図４】可変バルブタイミング機構を示す図である。
【図５】吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
【図６】機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
【図７】理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
【図８】通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。
【図９】機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
【図１０】吸気ポートの断面を概略的に示す内燃機関の平面断面図である。
【発明を実施するための形態】
【００１３】
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。
【００１４】
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。
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
【００１９】
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。
【００２０】
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如く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。次いで更に円形カム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。
【００２１】
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々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。
【００２２】
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から離間側に移動する。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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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、例えば電磁又は油圧アクチュエータにより吸気弁を開閉させる場合には、可変バルブタイミング機構として、電磁又は油圧アクチュエータにより、任意に吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を制御することができる。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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ＮＯX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。
【００４４】
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。
【００４５】
一方、図９に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。
【００４６】
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。
【００４７】
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。
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
本実施例の火花点火内燃機関は、図１０に示すように、一対の吸気ポート８ａ，８ｂを有する吸気二弁式である。点火時期において気筒内に乱れを発生させて燃焼速度の速い良好な燃焼を実現するには、吸気行程において気筒内にスワール流（横旋回流）又はタンブル流（縦旋回流）のような強い気流を生成することが好ましい。そのために、一方の吸気ポート８ａは、スワールポート又はタンブルポートのような気筒内に気流を生成するための気流生成ポートとされている。気流生成ポートは、どうしても流量係数が小さくなるために、吸気不足を防止するためには、他方の吸気ポート８ｂは、流量係数の大きなストレートポートとされている。
【００５２】
本内燃機関において、スロットル弁１７の全開時の吸入空気量は、両方の吸気弁７ａ，７ｂの閉弁時期を同時に変化させて制御するのではなく、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂだけの閉弁時期を、図９に示すように、機関負荷が低くなるほど遅角するようにして制御する。すなわち、図５に示す吸気弁の開弁時期及び閉弁時期の変化は、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂだけに適用され、気流生成ポート８ａ用の第一吸気弁７ａのカムシャフトは可変バルブタイミング機構Ｂを有しておらず、その開弁時期及び閉弁時期は、開弁期間及びリフト量が第二吸気弁７ｂと同じ場合には、図５に実線で示す時期に固定される。本実施例において、図１０に示すように、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂは、気流生成ポート８ａ用の第一吸気弁７ａに比較して大きくされている。
【００５３】
こうして、吸入空気量を最大とするときには、可変バルブタイミング機構Ｂにより第二吸気弁７ｂはカム位相が最も進角され、第一吸気弁７ａも第二吸気弁７ｂも、図５に実線で示す開弁時期及び閉弁時期とされ、同時に開弁及び閉弁される。
【００５４】
一方、機関負荷が低くなって吸入空気量を減少させるときには、第二吸気弁７ｂの開弁時期及び閉弁時期を遅角させて、第二吸気弁７ｂの閉弁時期を第一吸気弁７ａの閉弁時期より遅角側とすることにより、圧縮行程において第二吸気弁７ｂの閉弁時期まで気筒内の吸気は吸気系へ戻される。このときに、第二吸気弁７ｂの開弁時期が第一吸気弁７ａの開弁時期より遅角側とされることにより、吸気行程において当初は、第一吸気弁７ａだけの開弁により気流生成ポート８ａだけを使用して吸気が気筒内へ供給され、ストレートポート８ｂを使用して供給される吸気との干渉がなく、気筒内に強い気流を生成することができるために、点火時期において気筒内に強い乱れを発生させて良好な燃焼を実現することができる。
【００５５】
ところで、気流生成ポート８ａに吸気流量を制御する制御弁ＣＶが設けられていれば、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂの閉弁時期を最も遅角させた機関負荷Ｌ１（図９参照）より機関負荷が低くなって吸入空気量をさらに減少させる場合に、スロットル弁１７に代えて、制御弁ＣＶを閉弁側に制御することができる。
【００５６】
それにより、気流生成ポート８ａを通過して気筒内へ供給される吸入流量が減少するために、気筒内の吸入空気量を減少させることができる。この場合において、制御弁ＣＶを閉弁側に制御すると、気流生成ポート８ａを通過する吸気は、気流生成ポート８ａの壁面に沿って気筒内へ供給され易くなり、気筒内にさらに強い気流を生成することができる。それにより、このときの燃焼をさらに良好にすることができる。制御弁ＣＶを最大に閉弁したときに気流生成ポート８ａ及びストレートポート８ｂの両方を使用して気筒内へ供給される吸入空気量よりさらに吸入空気量を減少させる必要があるときには、スロットル弁１７を閉弁側に制御することとなる。
【００５７】
このような制御弁ＣＶには、アクチュエータＡＣが必要である。このようなアクチュエータＡＣの配置も考慮されて、制御弁ＣＶを、図１０に示すように、気流生成ポート８ａとストレートポート８ｂとの分岐部ＢＲより上流側に配置する場合がある。このときには、分岐部ＢＲと制御弁ＣＶとの間を仕切板ＰＷにより気流生成ポート８ａとストレートポート８ｂとに分離することが好ましい。それにより、制御弁ＣＶにより良好に気流生成ポート８ａを通過する吸気流量を制御することができる。
【００５８】
燃料噴射弁１３は、制御弁ＣＶの上流側に配置されても良いが、特に制御弁ＣＶの閉弁時において、噴射燃料の一部が制御弁ＣＶに付着して気筒内へ供給され難くなるために、図１０の１３ａで示すように、制御弁ＣＶの下流側において気流生成ポート８ａに配置されるか、又は、図１０の１３ｂで示すように、ストレートポート８ｂに配置することが好ましい。
【００５９】
また、気流生成ポート８ａの第一燃料噴射弁１３ａとストレートポート８ｂの第二燃料噴射弁１３ｂとの両方が設けられて吸気同期噴射が実施される場合には、吸入空気量が設定量より少なく、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂの閉弁時期と共に遅角される開弁時期が設定時期より遅角側であるときには、第一燃料噴射弁１３ａにより必要燃料量の全てを噴射することが好ましく、それにより、第二吸気弁７ｂが開弁していない吸気行程初期に、気流生成ポート８ａを通過する吸気と共に噴射燃料が気筒内へ供給され、噴射燃料を気筒内に生成される気流によって点火時期までの十分な時間により気筒内全体に分散させ、気筒内に良好な均質混合気を形成することができる。
【００６０】
また、吸入空気量が設定量以上であり、ストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂの開弁時期が設定時期又は設定時期より進角側であるときには、第一燃料噴射弁１３ａと第二燃料噴射弁１３ｂとにより、それぞれ必要燃料量の半分を噴射することが好ましい。このときには、必要燃料量が比較的多くなるために、第一燃料噴射弁１３ａだけでは、吸気行程後期まで燃料噴射が実施され、吸気行程後期に噴射された燃料の均質混合が不十分となり易い。一方、このときには、第二吸気弁７ｂの開弁も比較的早くなり、第二燃料噴射弁１３ｂにより噴射される燃料も吸気行程前半に気筒内へ供給することができ、それにより、第一燃料噴射弁１３ａ及び第二燃料噴射弁１３ｂの両方により吸気行程中期までには燃料噴射を完了して、点火時期までに気筒内に良好な均質混合気を形成することができる。
【００６１】
本実施例の火花点火内燃機関は、可変圧縮比機構Ａを備えてストレートポート８ｂ用の第二吸気弁７ｂの閉弁時期の遅角に対して実圧縮比を一定とするように機械圧縮比を制御するものであり、第二吸気弁７ｂの閉弁時期は圧縮行程後半まで大幅に遅角させるようになっている。それに伴って、第二吸気弁７ｂの開弁時期も比較的大幅に遅角されれば、吸気行程において第一吸気弁７ａだけが開弁して気流生成ポート８ａだけを使用して吸気が気筒内へ供給される期間が長くなり、気筒内に強い気流を生成することができる。しかしながら、本発明は、このような可変圧縮比機構Ａを備える内燃機関に限定されるものではなく、単に吸気弁の閉弁時期を変化させて吸入空気量を制御する火花点火内燃機関に適用可能である。
【符号の説明】
【００６２】
１ クランクケース
２ シリンダブロック
７ａ 第一吸気弁
７ｂ 第二吸気弁
８ａ 気流生成ポート
８ｂ ストレートポート
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 可変バルブタイミング機構
ＣＶ 制御弁
【特許請求の範囲】
【請求項１】
気流生成ポートとストレートポートとを備えて、吸気弁の閉弁時期を変化させて吸入空気量を制御する火花点火内燃機関において、吸入空気量を減少させるときには、前記気流生成ポート用の第一吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を変化させることなく、前記ストレートポート用の第二吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を遅角させて、前記第二吸気弁の閉弁時期を前記第一吸気弁の閉弁時期より遅角側とすると共に前記第二吸気弁の開弁時期を前記第一吸気弁の開弁時期より遅角側とすることを特徴とする火花点火内燃機関。
【請求項２】
前記気流生成ポートと前記ストレートポートとの分岐部より上流側において、前記気流生成ポートの吸気流量を制御する制御弁を配置する場合には、前記分岐部と前記制御弁との間を仕切板により前記気流生成ポートと前記ストレートポートとに分離することを特徴とする請求項１に記載の火花点火内燃機関。
【請求項１】
気流生成ポートとストレートポートとを備えて、吸気弁の閉弁時期を変化させて吸入空気量を制御する火花点火内燃機関において、吸入空気量を減少させるときには、前記気流生成ポート用の第一吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を変化させることなく、前記ストレートポート用の第二吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を遅角させて、前記第二吸気弁の閉弁時期を前記第一吸気弁の閉弁時期より遅角側とすると共に前記第二吸気弁の開弁時期を前記第一吸気弁の開弁時期より遅角側とすることを特徴とする火花点火内燃機関。
【請求項２】
前記気流生成ポートと前記ストレートポートとの分岐部より上流側において、前記気流生成ポートの吸気流量を制御する制御弁を配置する場合には、前記分岐部と前記制御弁との間を仕切板により前記気流生成ポートと前記ストレートポートとに分離することを特徴とする請求項１に記載の火花点火内燃機関。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【公開番号】特開２０１２−２３３４２３（Ｐ２０１２−２３３４２３Ａ）
【公開日】平成２４年１１月２９日（２０１２．１１．２９）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−１０１６２６（Ｐ２０１１−１０１６２６）
【出願日】平成２３年４月２８日（２０１１．４．２８）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２４年１１月２９日（２０１２．１１．２９）
【国際特許分類】
【出願日】平成２３年４月２８日（２０１１．４．２８）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
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