火花点火式内燃機関の制御システム
【課題】異常燃焼の発生を回避するとともに機関出力を確保しつつ幾何学的圧縮比を高くすることのできる火花点火式内燃機関の制御システムを提供する。
【解決手段】内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１１以上に設定されており、吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、α≧−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５となるように吸気弁の閉時期を制御する。
【解決手段】内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１１以上に設定されており、吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、α≧−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５となるように吸気弁の閉時期を制御する。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、火花点火式内燃機関に関し、特に内燃機関本体の幾何学的圧縮比が高いものに関する。
【背景技術】
【０００２】
従来より、内燃機関の幾何学的圧縮比を高めると、膨張比が高まり、これにより混合気の燃焼により発生した熱量をより多くピストンの下降運動に変換することができ、機関運転効率が向上することが知られている。また、一方で、幾何学的圧縮比を高めると、混合気が着火する圧縮上死点付近においてシリンダ内の温度が高まる結果混合気が異常燃焼しやすくなることが知られている。
【０００３】
前記のような異常燃焼を回避するためには、シリンダ内に充填される空気量すなわち気筒充填量を低減する必要がある。例えば、特許文献１には、この異常燃焼を回避すべく、吸気弁閉時期を吸気下死点よりも遅角させることで気筒充填量を低下させる方法が開示されている。この方法によれば、気筒充填量を低下させるためにスロットル弁を絞る方法に比べて、吸気管の圧力ひいては吸気行程中の燃焼室内の圧力を低下させる必要がないので、ポンプ損失を抑制することができ、機関運転効率を低下させることなく気筒充填量を低下させることが出来る。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００２−２４２７０９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
前記のような異常燃焼は、機関速度が低く、機関温度が高く、吸気温度が高く、そして吸気湿度が低いほど起きやすい。そのため、このような運転条件下では、吸気弁の閉時期をより遅角側にすることが好ましい。一方、機関速度が高く、機関温度が低く、吸気温度が低いといった運転条件下では、前記のような異常燃焼は起きにくい。そのため、このような運転条件下では、機関出力を確保するべく気筒充填量を高くすることが好ましく、吸気弁の閉時期を吸気下死点付近に設定する必要がある。このように、異常燃焼を回避しつつ機関出力を確保するためには吸気弁の閉時期を広範囲にわたって変更する必要がある。しかしながら、従来では、吸気弁の閉時期の可変範囲を広くすることで機関負荷の低負荷から高負荷への移行時等に吸気弁が十分に応答できない場合を考慮して、吸気弁の閉時期の可変範囲が十分な範囲に設定されていなかった。
【０００６】
本発明は、このような事情に鑑み、異常燃焼の発生を回避するとともに機関出力を確保しつつ幾何学的圧縮比を高くすることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
前記課題を解決するために、本発明者等は、幾何学的圧縮比が異なる複数の火花点火式内燃機関において、吸気弁の閉時期を種々に変更して異常燃焼の発生を回避可能な吸気弁の閉時期の限界について鋭意研究した結果、有効圧縮比が所定値以下となるように吸気弁の閉時期を設定すれば幾何学的圧縮比が高い場合にも異常燃焼を回避することができることを見出した。具体的には、オクタン価８８ＲＯＮの燃料では異常燃焼の発生を回避するために有効圧縮比を６．１以下に設定すればよいことを見出した。
【０００８】
すなわち、本発明は、シリンダと、当該シリンダ内を往復移動するピストンと、前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドと、前記燃焼室内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、前記シリンダ内へ導入される空気が通過する吸気通路と、当該吸気通路から前記シリンダ内への空気の流入を遮断可能な吸気弁と、当該吸気弁の閉時期を可変とする吸気弁閉時期可変機構とを有する火花点火式内燃機関の制御システムであって、前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１１以上に設定されており、前記吸気弁閉時期可変機構の作動を制御する制御手段を有し、前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、α≧−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５となるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システムである（請求項１）。
【０００９】
このシステムによれば、内燃機関本体の幾何学的圧縮比を１１以上として高い熱効率ひいては高い燃費性能を実現しつつ、吸気弁の閉時期を適切な値とすることで吸気弁の閉時期の可変範囲が過剰に広くなるのを回避して異常燃焼の発生の抑制と機関出力の確保とを両立することができる。
【００１０】
ここで、前記関数−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５は、有効圧縮比が６．１となる際の吸気弁の閉時期の吸気下死点からの最大遅角量である。従って、この吸気弁の閉時期の吸気下死点からの最大遅角量を−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５より大きく設定して吸気弁の閉時期を十分に遅角側にすることで、有効圧縮比を６．１以下とし、オクタン価８８ＲＯＮ以上の燃料に関して異常燃焼の発生を抑制しつつ内燃機関本体の幾何学的圧縮比を高圧縮比とすることができる。
【００１１】
そして、機関速度が高いときに吸気弁の閉時期を早くすれば、機関速度が高い場合において気筒充填量が高くなるので、これにより機関出力を高めることができる。
【００１２】
前記システムにおいて、制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も進角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度が４５度よりも小さくなるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御するのが好ましい（請求項２）。
【００１３】
このようにすれば、機関速度が高い運転条件等において気筒充填量を十分に確保することができ、機関出力をより確実に高めることができる。
【００１４】
また、本発明者等は、オクタン価９５ＲＯＮの燃料では異常燃焼の発生を回避するために有効圧縮比を９．９以下に設定する必要があることを見出した。
【００１５】
この観点によれば、本発明は、幾何学的圧縮比をε０とした場合における有効圧縮比が９．９となる際の吸気弁の閉時期の吸気下死点からの最大遅角量の式−０．５３４３×ε０２＋２０．９６９×ε０−１０６．１８を用いて、シリンダと、当該シリンダ内を往復移動するピストンと、前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドと、前記燃焼室内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、前記シリンダ内へ導入される空気が通過する吸気通路と、当該吸気通路から前記シリンダ内への空気の流入を遮断可能な吸気弁と、当該吸気弁の閉時期を可変とする吸気弁閉時期可変機構とを有する火花点火式内燃機関の制御システムであって、前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１４以上に設定されており、前記吸気弁閉時期可変機構の作動を制御する制御手段を有し、前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、α≧−０．５３４３×ε０２＋２０．９６９×ε０−１０６．１８となるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システムを提供する（請求項３）。
【００１６】
このシステムによれば、オクタン価９５ＲＯＮ以上の燃料において、内燃機関本体の幾何学的圧縮比を１４以上として高い熱効率ひいては高い燃費性能を実現しつつ、異常燃焼の発生の抑制と機関出力の確保とを両立することができる。
【００１７】
このシステムにおいて、前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も進角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度が４５度よりも小さくなるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御するのが好ましい（請求項４）。
【００１８】
このようにすれば、機関速度が高い運転条件等において気筒充填量を十分に確保することができ、機関出力をより確実に高めることができる。
【００１９】
また、本発明者等は、オクタン価９１ＲＯＮの燃料では異常燃焼の発生を回避するために有効圧縮比を７．７以下に設定する必要があることを見出した。
【００２０】
この観点によれば、本発明は、幾何学的圧縮比をε０とした場合における有効圧縮比が７．７となる際の吸気弁の閉時期の吸気下死点からの最大遅角量の式−０．３５９１×ε０２＋１４．２９２×ε０−２９．２８を用いて、シリンダと、当該シリンダ内を往復移動するピストンと、前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドと、前記燃焼室内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、前記シリンダ内へ導入される空気が通過する吸気通路と、当該吸気通路から前記シリンダ内への空気の流入を遮断可能な吸気弁と、当該吸気弁の閉時期を可変とする吸気弁閉時期可変機構とを有する火花点火式内燃機関の制御システムであって、前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１２以上に設定されており、前記吸気弁閉時期可変機構の作動を制御する制御手段を有し、前記制御手段は、前記内燃機関の機関速度が高いほど前記吸気弁の閉時期が遅くなるように、かつ、前記吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、α≧−０．３５９１×ε０２＋１４．２９２×ε０−２９．２８となるように、かつ、前記吸気弁の閉時期の最も進角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度が４５度よりも小さくなるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システムである（請求項５）。
【００２１】
このシステムによれば、オクタン価９１ＲＯＮ以上の燃料において、内燃機関本体の幾何学的圧縮比を１２以上として高い熱効率ひいては高い燃費性能を実現しつつ、異常燃焼の発生の抑制と機関出力の確保とを両立することができる。
【００２２】
また、本発明において、前記制御手段は、前記火花点火式内燃機関の機関始動時において、当該火花点火式内燃機関の燃焼室内の温度が高いほど前記吸気弁の閉時期を遅角するように前記吸気弁閉時期可変機構を制御するのが好ましい（請求項６）。
【００２３】
このようにすれば、シリンダ内の吸気の温度が上昇しにくく異常燃焼の発生の懸念が小さい冷間始動時において気筒充填量を高め始動トルクを確保することができるとともに、シリンダ内の吸気の温度が上昇しやすい熱間始動時において気筒充填量を小さく抑えて異常燃焼の発生を抑制することができる。
【００２４】
本発明において、前記吸気弁閉時期可変機構は、電動モータにより駆動されることで前記吸気弁の閉時期を変更するのが好ましい（請求項７）。
【００２５】
このようにすれば、吸気弁の閉時期を広範囲にわたって容易に変更することができる。
【００２６】
また、本発明において、前記吸気弁駆動機構は、前記ピストンに接続されたクランクシャフトにより駆動されて前記吸気弁を駆動する吸気カムシャフトと、前記クランクシャフトに対する前記吸気カムシャフトの位相を変化させる位相可変機構とを備え、前記火花点火式内燃機関は、前記シリンダ内から排出される排気が通過する排気通路と、前記シリンダ内から前記排気通路への排気の流出を遮断可能な排気弁と、前記ピストンに接続されたクランクシャフトにより駆動されて前記排気弁を駆動する排気カムシャフトと、前記燃料噴射弁に燃料を供給する燃料ポンプとを備え、前記燃料ポンプは、前記排気カムシャフトに接続されて当該排気カムシャフトにより駆動されるのが好ましい（請求項８）。
【００２７】
このようにすれば、吸気弁の閉時期を広範囲にわたって変更しつつ、燃料ポンプを安定して駆動することができる。
【発明の効果】
【００２８】
以上のように、本発明によれば、異常燃焼の発生を回避するとともに機関出力を確保しつつ幾何学的圧縮比を高くすることが出来る。
【図面の簡単な説明】
【００２９】
【図１】本発明に係る火花点火式内燃機関の制御システムの全体構造の概略図である。
【図２】吸気カムシャフト位相可変機構の概略断面図である。
【図３】高圧燃料ポンプと排気カムシャフトとの連結を説明するための図である。
【図４】エンジン制御器における各種アクチュエータの制御手順を説明するためのフローチャートである。
【図５】吸気バルブのバルブリフトおよびバルブ速度を示す図である。
【図６】吸気バルブの閉タイミングと空気充填量との関係を説明するための図である。
【図７】オクタン価８８ＲＯＮの燃料における幾何学的圧縮比と吸気バルブの閉タイミングの関係を示す図である。
【図８】オクタン価９１ＲＯＮの燃料における幾何学的圧縮比と吸気バルブの閉タイミングの関係を示す図である。
【図９】オクタン価９５ＲＯＮの燃料における幾何学的圧縮比と吸気バルブの閉タイミングの関係を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００３０】
本発明の好ましい実施形態について図面を参照しながら説明する。
【００３１】
図１は本発明に係るエンジンシステム（火花点火式内燃機関の制御システム）の全体構造を概略的に示したものである。このエンジンシステムは、エンジン本体（火花点火式内燃機関）１と、このエンジン本体１に付随する様々なアクチュエータを制御するためのエンジン制御器（制御手段）１００とを有している。
【００３２】
前記エンジン本体１は、自動車等の車両に搭載される４サイクルの火花点火式内燃機関であって、前記車両を推進すべく、その出力軸は変速機を介して駆動輪に連結されている。このエンジン本体１は、シリンダーブロック１２とその上に載置されるシリンダヘッド１３とを備えている。このシリンダーブロック１２とシリンダヘッド１３との内部には複数のシリンダ（気筒）１１が形成されている。これらシリンダ１１の数は特に限定されるものではないが、例えば４つのシリンダ１１が形成されている。また、前記シリンダーブロック１１には、ジャーナル、ベアリングなどによってクランクシャフト１４が回転自在に支持されている。
【００３３】
前記各シリンダ１１内にはピストン１５がそれぞれ摺動自在に嵌挿されており、各ピストン１５の上方には前記シリンダヘッド１３との間でそれぞれ燃焼室１７が区画されている。
【００３４】
ここで、本実施形態では、エンジン本体１の幾何学的圧縮比ε０が、機関熱効率を高め燃費性能を向上するべく１１以上に設定されている。幾何学的圧縮比ε０とは、周知の通り、前記ピストン１５が上死点に位置するときの燃焼室１７の容積と、ピストン１５が下死点に位置するときの燃焼室１７の容積との比であり、ピストン１５が上死点（ＴＤＣ）にあるときの燃焼室１７の容積をＶ１、排気量（行程容積）をＶ０として、（Ｖ０＋Ｖ１）／Ｖ１と表される。
【００３５】
前記シリンダヘッド１３には、各燃焼室１７に連通する２つの吸気ポート１８と２つの排気ポート１９とが形成されている。また、前記シリンダヘッド１３には、各吸気ポート１８をそれぞれ前記燃焼室１７から遮断するための吸気バルブ（吸気弁）２１と、各排気ポート１９をそれぞれ前記燃焼室１７から遮断するための排気バルブ（排気弁）２２とが設けられている。前記吸気バルブ２１は後述する吸気弁駆動機構（吸気弁閉時期可変機構）３０により駆動されることで、所定のタイミング（時期）で各吸気ポート１８を開閉する。一方、前記排気バルブ２２は後述する排気弁駆動機構４０により駆動されることで、前記各排気ポート１９を開閉する。
【００３６】
前記吸気弁駆動機構３０および前記排気弁駆動機構４０は、それぞれ吸気カムシャフト３１と排気カムシャフト４１とを有している。この吸気カムシャフト３１および排気カムシャフト４１は、周知のチェーン／スプロケット機構等の動力伝達機構を介してクランクシャフト１４に連結されている。前記動力伝達機構は、前記クランクシャフト１４が２回転する間に、カムシャフト３１、４１が１回転するように構成されている。
【００３７】
また、前記吸気弁駆動機構３０には、前記動力伝達機構と前記吸気カムシャフト３１との間に吸気カムシャフト位相可変機構（位相可変機構）３２が設けられている。
【００３８】
前記吸気カムシャフト位相可変機構３２は、クランクシャフト１４に対する吸気カムシャフト３１の回転位相を変更することで吸気バルブ２１の開閉時期を可変とするものであって、該回転位相変更のための回転力を、電動モータ１５１（図２参照）により発生させるように構成されている。
【００３９】
具体的には、吸気カムシャフト位相可変機構３２は、図２に示すように前記電動モータ１５１と、電動モータ１５１の出力軸１５１ａに連結シャフト１５２を介して回転一体に連結されたロータ１５３と、ロータ１５３にギヤ結合されたスプロケット本体１５４と、同じくロータ１５３にギヤ結合されたカム一体ギヤ１５５とを有している。
【００４０】
電動モータ１５１は、その回転軸心が吸気カムシャフト３１の回転軸心に一致するように配設されている。
【００４１】
前記カム一体ギヤ１５５は、吸気カムシャフト３１の一端部にこれと同軸で、不図示のノックピンを介して回転一体に結合された円板状部材からなる。カム一体ギヤ１５５における該カムシャフト３１とは反対側の面には、円筒状凹部が形成されており、この円筒状凹部の内周面には、ロータボス部１６２のギヤ部１６２ａに噛合するギヤ部１５５ａが形成されている。
【００４２】
スプロケット本体１５４は、その外周面に、前記チェーン（図示省略）と噛合するスプロケットギヤ部１５４ａを有する円筒状をなしており、スプロケット本体１５４の軸心は、電動モータ１５１の回転軸心（吸気カムシャフト３１の軸心）に一致している。スプロケット本体１５４の内周面には、ロータ本体１６１のギヤ部１６１ａに噛合するギヤ部１５４ｂが形成されている。
【００４３】
連結シャフト１５２は、モータ出力軸１５１ａと同軸に回転一体で連結された段付シャフトからなるものであって、大径部１５２ａと小径部１５２ｂとで構成されている。
【００４４】
連結シャフト１５２の小径部１５２ｂの外周面には、ロータ１５３のスプライン凹部１５３ｃと噛合するスプライン歯部１５２ｃが形成されている。
【００４５】
ロータ１５３は、外周面にギヤ部１６１ａを有するロータ本体１６１と、外周面にギヤ部１６２ａを有するロータボス部１６２とで構成されており、ロータ１５３の内周面には、前記スプライン凹部１５３ｃが形成されている。そして、ロータ１５３は、該スプライン凹部１５３ｃと前記スプライン歯部１５２ｃとのスプライン結合によって連結シャフト１５２と一体で回転するように構成されている。
【００４６】
ロータ１５３の軸心（ロータ本体１６１及びロータボス部１６２の軸心）は、電動モータ１５１の回転軸心（電動モータ１５１の出力軸１５１ａの軸心）に対して所定距離だけ偏心している（この偏心量は僅かであるため図示はされていない）。ロータ本体１６１のギヤ部１６１ａの歯数は、ギヤ部１５４ｂの歯数よりも一歯少なくなっている。同様に、ロータボス部１６２のギヤ部１６２ａの歯数は、ギヤ部１５５ａの歯数よりも一歯少なくなっている。このことで、ロータ１５３（ロータ本体１６１及びロータボス部１６２）と、スプロケット本体１５４及びカム一体ギヤ１５５と、の間で偏心遊星歯車機構が構成されることとなる。
【００４７】
そして、電動モータ１５１をスプロケット本体１５４の回転方向（クランクシャフト１４の回転方向に一致する方向）と同方向に回転させると、この回転量に応じて、カム一体ギヤ１５５が同方向に回転して吸気カムシャフト３１の回転位相がスプロケット本体１５４（クランクシャフト１４）に対して進角し、電動モータ１５１をスプロケット本体１５４の回転方向とは逆向きに回転させると、この回転量に応じて、吸気カムシャフト３１の回転位相がクランクシャフト１４に対して遅角することとなる。吸気カムシャフト３１の位相角は、カム位相センサ３９により検出され、その信号θＩＶＣ＿Ａはエンジン制御手段１００に送信される。
【００４８】
後述するように、本エンジンシステムでは、吸気バルブ２１のバルブタイミング（開閉時期）が非常に広範囲にわたって設定されている。これに対して、前述のように、本実施形態では、電動モータ１５１により吸気カムシャフト３１の位相が変更され吸気バルブ２１のバルブタイミングが変更されることで、このバルブタイミングをすばやく、かつ、大きく容易に変更することができる。
【００４９】
前記排気弁駆動機構４０にも、前記動力伝達機構と前記排気カムシャフト４１との間に排気カムシャフト位相可変機構４２が設けられている。この排気カムシャフト位相可変機構４２は、排気バルブ２２のバルブタイミングを変更するためのものであり、前記排気カムシャフト４１と同軸に配置されてクランクシャフト１４により直接駆動される被駆動軸と排気カムシャフト４１との間の位相差を変更することで、前記クランクシャフト１４と前記排気カムシャフト４１との間の位相差を変更して排気バルブ２２の開閉時期を可変とする。
【００５０】
この排気カムシャフト位相可変機構４２は、例えば、前記被駆動軸と前記吸気カムシャフト３１との間に周方向に並ぶ複数の液室を有し、これら液室間に圧力差を設けることで前記位相差を変更する液圧式機構や、前記被駆動軸と前記排気カムシャフト４１との間に設けられた電磁石を有し、前記電磁石に電力を付与することで前記位相差を変更する電磁式機構等が挙げられる。この排気カムシャフト位相可変機構４２は、エンジン制御器１００からの制御信号を受けて作動制御される。
【００５１】
前記排気カムシャフト４１には、後述する燃料噴射弁５３に燃料を供給するための高圧燃料ポンプ（燃料ポンプ）１７０（図３参照）が連結されている。この高圧燃料ポンプ１７０は、往復移動するプランジャにより燃料を加圧してその燃料をインジェクタに供給するものであり、排気カムシャフトの回転によりプランジャが駆動される。本実施形態では、吸気バルブ２１のバルブタイミングに比べて排気バルブ２２のバルブタイミングの可変範囲が小さく設定されている。そのため、吸気カムシャフト３１よりも排気カムシャフトの方が位相変化量が小さく、この排気カムシャフト４１側に高圧燃料ポンプ１７０を連結することでこの高圧燃料ポンプ１７０安定して駆動することができる。
【００５２】
前記吸気ポート１８は、吸気マニホールド５５を介してサージタンク５５ａに連通している。このサージタンク５５ａの上流の吸気通路にはスロットルボデー５６が設けられている。このスロットルボデー５６の内部には、外部から前記サージタンク５５ａに向かう吸気流量を調整するためのスロットル弁５７が枢動自在に設けられている。このスロットル弁５７は、スロットルアクチュエータ５８により駆動されて、前記吸気通路の流路面積を変更して吸気流量を変更する。このスロットルアクチュエータ５８は、前記スロットル弁５７の開度が後述するエンジン制御器１００で算出されたスロットル開度ＴＶＯとなるようにこのスロットル弁５７を駆動する。
【００５３】
前記排気ポート１９は、排気マニホールド６０を介して排気管に連通している。この排気管には排ガス浄化システムが配置されている。この排ガス浄化システムの具体的構成は特に限定されるものではないが、例えば三元触媒、リーンＮＯｘ触媒、酸化触媒等の触媒コンバータ６１を有するものが挙げられる。
【００５４】
前記吸気マニホールド５５と前記排気マニホールド６０とはＥＧＲパイプ６２によって連通しており、排ガスの一部が吸気側に循環するよう構成されている。前記ＥＧＲパイプ６２には、ＥＧＲバルブアクチュエータ６４により駆動されて、このＥＧＲパイプ６２を通って吸気側に循環するＥＧＲガスの流量を調整するためのＥＧＲバルブ６３が設けられる。このＥＧＲバルブアクチュエータ６４は、前記ＥＧＲバルブ６３の開度が後述するエンジン制御器１００で算出されたＥＧＲ開度ＥＧＲｏｐｅｎとなるようにこのＥＧＲバルブ６３を駆動し、これにより前記ＥＧＲガスの流量を適切な値に調整する。
【００５５】
前記シリンダヘッド１３には、先端が前記燃焼室１７に臨むように点火プラグ５１が取り付けられている。この点火プラグ５１は、点火システム５２により後述するエンジン制御器１００で算出された点火時期ＳＡに基づいて通電されると、前記燃焼室１７内に火花を発生させる。
【００５６】
前記シリンダヘッド１３には、燃料を燃焼室１７内に直接噴射するための燃料噴射弁５３がその先端が前記燃焼室１７に臨むように取り付けられている。より詳細には、この燃料噴射弁５３は、その先端が、上下方向において前記２つの吸気ポート１８の下方に位置するよう、かつ、水平方向において前記２つの吸気ポート１８の中間に位置するように配置されている。この燃料噴射弁５３は、その内部に設けられたソレノイドが、燃料システム５４により後述するエンジン制御器１００で算出された燃料噴射量ＦＰに基づいて所定期間だけ通電されることで、前記燃焼室１７内に所定量の燃料を噴射する。
【００５７】
前記エンジン制御器１００は、周知のマイクロコンピュータをベースとするコントローラであって、プログラムを実行するためのＣＰＵと、ＲＡＭやＲＯＭからなりプログラム及びデータを格納するメモリと、各種信号の入出力を行なうＩ／Ｏバスとを備えている。
【００５８】
前記エンジン制御器１００には、前記Ｉ／Ｏバスを介して、水温センサ７７で検出されたエンジン冷却水の温度（機関温度）ＴＥＮＧ、吸気温度センサー７８で検出されたスロットル弁５７上流の吸入空気の温度ＴＩＮＴ、エアフローメーター７１により検出された吸入空気量ＡＦ、吸気圧センサ７２により検出された吸気マニホールド５５内の空気圧力ＭＡＰ、クランクアングルセンサ７３により検出されたクランク角パルス信号、酸素濃度センサ７４により検出された排ガスの酸素濃度ＥＧＯ、アクセル開度センサ７５により検出された自動車のドライバーによるアクセルペダルの踏み込み量ＡＣＰ、車速センサ７６により検出された車速ＶＳＰといった各種の情報が入力される。
【００５９】
そして、このエンジン制御器１００は、前記各入力情報に基づいて、シリンダ１１内の空気充填量や点火時期等が運転条件に応じて適切な値になるように、各種アクチュエータに対する指令値を計算する。例えば、スロットル開度ＴＶＯ、燃料噴射量ＦＰ、点火時期ＳＡ、ＥＧＲ開度ＥＧＲｏｐｅｎ、吸気バルブ２１のバルブタイミングおよび排気バルブ２２のバルブタイミングの指令値を計算し、それらを、燃料システム５４、点火システム５２、ＥＧＲバルブアクチュエータ６４、前記スロットルアクチュエータ５８、吸気カムシャフト位相可変機構３２の電動モータ１５１および排気カムシャフト位相可変機構４２等に出力する。
【００６０】
前記エンジン制御器１００における具体的な演算手順を図４のフローチャートを用いて説明する。
【００６１】
まず、前記アクセルペダルの踏み込み量ＡＣＰ等の各種信号を読み込む（ステップＳ１）。
【００６２】
次に、前記アクセルペダルの踏み込み量ＡＣＰ、前記クランク角パルス信号から算出されるエンジン本体１の回転数（機関速度）ＮＥＮＧおよび車速ＶＳＰに基づき目標トルクＴＱＤを算出する（ステップＳ２）。
【００６３】
次に、前記ステップＳ２で算出された目標トルクＴＱＤおよび回転数ＮＥＮＧに基づき、燃料噴射量ＦＰ、目標空気充填量（シリンダ１１内の空気充填量ＣＥの目標値）ＣＥＤおよび点火時期ＳＡを算出する（ステップＳ３）。
【００６４】
そして、前記ステップＳ３で算出された目標空気充填量ＣＥＤと回転数ＮＥＮＧとに基づき、吸気バルブ２１のバルブタイミング、すなわち、吸気バルブ２１の開タイミング（開時期）θＩＶＯ＿Ｄおよび吸気バルブ２１の閉タイミング（閉時期）θＩＶＣ＿Ｄを算出する。ここで、本実施形態では吸気バルブ２１の開弁期間は一定に保たれており、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの算出に伴って吸気バルブ２１の開タイミングθＩＶＯ＿Ｄも算出される。また、前記目標空気充填量ＣＥＤと回転数ＮＥＮＧとに基づき、前記排気バルブ２２のバルブタイミング、すなわち、排気バルブ２２の開タイミング（開時期）θＥＶＯ＿Ｄおよび閉タイミングθＥＶＣ＿Ｄ（閉時期）を算出する（ステップＳ４）。
【００６５】
なお、前記吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの算出方法の詳細については後述する。
【００６６】
さらに、前記目標空気充填量ＣＥＤと回転数ＮＥＮＧとに基づき、前記スロットル弁５７の開度の指令値ＴＶＯＤを算出する（ステップＳ５）。
【００６７】
その後、算出された燃料噴射量ＦＰ、点火時期ＳＡ、吸気バルブ２１の開タイミングθＩＶＯ＿Ｄ、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄ、排気バルブ２２の開タイミングθＥＶＯ＿Ｄ、排気バルブ２２の閉タイミングθＥＶＣ＿Ｄ、スロットル開度ＴＶＯＤに基づき、これらの指令値が満足されるように各アクチュエータを駆動する（ステップＳ６）。
【００６８】
具体的には、信号θＩＶＯ＿ＤおよびθＩＶＣ＿Ｄは吸気カムシャフト位相可変機構３２（電動モータ１５１）に出力される。そして、吸気カムシャフト３１のクランクシャフト１４に対する位相がθＩＶＯ＿ＤおよびθＩＶＣ＿Ｄに対応した値となるように、前記吸気カムシャフト位相可変機構３２が作動する。
【００６９】
信号θＥＶＯ＿ＤおよびθＥＶＣ＿Ｄは排気カムシャフト位相可変機構４２に出力される。そして、排気カムシャフト４１のクランクシャフト１４に対する位相がθＥＶＯ＿ＤおよびθＥＶＣ＿Ｄに対応した値となるように、この排気カムシャフト位相可変機構４２が作動する。
【００７０】
信号ＴＶＯＤはスロットルアクチュエータ５８に出力される。そして、スロットル弁５７の開度がＴＶＯＤに対応した値となるように、前記スロットルアクチュエータ５８が作動する。
【００７１】
信号ＦＰは、燃料システム５４に出力される。１気筒サイクル当りＦＰに対応した量の燃料が燃料噴射弁５３から噴射される。
【００７２】
そして、信号ＳＡは、点火システム５２に出力される。気筒サイクル中のＳＡに対応した時期に、点火プラグ５１が発火して、燃焼室１７内の混合気を着火する。これにより、必要とされる量の空気、燃料からなる混合気を、適切な時期に着火して燃焼させることで、主に前記アクセルペダルの踏み込み量ＡＣＰから求められる目標トルクがエンジン本体１から発生される。
【００７３】
次に、前記ステップＳ４における吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの算出方法すなわち吸気バルブ２１の具体的な制御方法について説明する。なお、以下の説明の中で吸気バルブ２１の閉タイミングについての時期を表す数値はクランク角によるものであり、図５に示すように、吸気バルブ２１のリフト量が０．２ｍｍとなりバルブ速度が緩やかになる角度である。図５はクランク角に対する吸気バルブ２１のリフト量およびバルブ速度を示したものである。
【００７４】
吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄは、ＢＤＣ（吸気下死点）よりも遅角側において、最も遅角側に設定された後述する最遅角角度と最も進角側に設定された後述する最進角角度との間で、エンジンの回転数ＮＥＮＧの増加とともに進角するよう制御される。また、この吸気バルブの閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄは、エンジン本体１の始動時には、前記水温センサ７７で検出されたエンジン冷却水の温度ＴＥＮＧ及び吸気温度センサー７８で検出された吸気温度ＴＩＮＴから演算される燃焼室１７内の温度が高いほど遅角するように制御される。
【００７５】
シリンダ１１内の空気充填量ＣＥは、図６に示すように、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤがＢＤＣよりも遅角側において最も大きくなる。そして、この空気充填量ＣＥは、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄがこの空気充填量ＣＥが最大となる角度よりも遅角するほどシリンダ１１内の空気が吸気通路側へ吹き返すことで減少する。そこで、本エンジンシステムでは、前述のように吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤをＢＤＣよりも遅角側とし、その遅角量を変更することでシリンダ１１から吸気通路側への空気の吹き返し量を変更して、シリンダ１１内の空気充填量ＣＥを運転条件に応じた値に制御する。このように吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの変更により空気充填量ＣＥを変更することで、スロットル弁５７によって空気充填量ＣＥを変更する場合に比べてポンプ損失が抑制される。 前記吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの最遅角角度は、そのＢＤＣからの遅角量αがエンジン本体１の幾何学的圧縮比ε０としてα≧−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５を満足する値に設定されている。すなわち、図７において、遅角量αは二次曲線Ｌ１よりも上方に設定されている。このように最遅角角度を設定したのは、以下に述べる検討結果に基づく。
【００７６】
前述のように、本エンジンシステムでは、エンジン本体１の圧縮比が少なくとも１１以上の高圧縮比に設定されており、混合気が着火する圧縮上死点付近においてシリンダ１１内の温度が高まることで異常燃焼しやすい。そのため、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄを十分に遅角側にし、空気充填量ＣＥを十分に抑える必要がある。
【００７７】
これについて、本発明者等は、幾何学的圧縮比ε０が異なる複数の火花点火式内燃機関において吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄを種々に変更し、異常燃焼が生じる吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの限界角度を実験により計測した。具体的には、幾何学的圧縮比ε０が１１、１３、１５のエンジンに対してこの実験を行った。ここで、異常燃焼は、エンジン回転数ＮＥＮＧが低く、吸気の温度およびエンジン冷却水の温度が高く、かつ、湿度が低い条件において最も発生しやすい。そこで、エンジン回転数を５００ｒｐｍとし、吸気ポートにおける吸気の温度を７０℃、湿度を３〜１２ｇ／ｍ３、エンジン水温を１０５℃として実験を行った。
【００７８】
オクタン価が８８ＲＯＮの燃料を用いて、幾何学的圧縮比ε０が１１、１３、１５のエンジンに対して前記実験を行った結果、吸気ポートにおける吸気の温度が１００℃、湿度が０ｇ／ｍ３、エンジン水温が１１５℃の最も異常燃焼が発生しやすい条件において、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤのＢＤＣからの遅角量αを図７のＰ１、Ｐ２、Ｐ３で示す値よりも小さくすなわち進角側にすると異常燃焼が発生することが判明した。すなわち、この各点Ｐ１，Ｐ２、Ｐ３の角度が異常燃焼を発生させないための限界角度であることがわかった。そして、これら限界角度における有効圧縮比はいずれも６．１であり、有効圧縮比を６．１以下に抑えれば異常燃焼を回避することが可能であることがわかった。
【００７９】
前記有効圧縮比εは、ピストン１５が上死点に位置するときの燃焼室１７の容積をＶ２とし、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄにおける燃焼室１７（シリンダ１１のうちピストン１５の上方に区画される部分）の容積をＶＩＶＣとすると、ε＝１＋ＶＩＶＣ／Ｖ２で表される。
【００８０】
前記吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄにおける容積ＶＩＶＣは、コンロッドの長さｌとクランク半径ｒとの比ｋ＝ｌ／ｒとすると、排気量Ｖ０を用いて、ＶＩＶＣ＝（ｋ＋１−√（ｋ２−ｓｉｎ２θＩＶＣ＿Ｄ）＋ｃｏｓθＩＶＣ＿Ｄ）×Ｖ０／２とかける。
【００８１】
ここで、前記燃焼室１７の容積Ｖ２は、エンジンの運転に伴って、燃焼室１７の壁面にデポジットが付着する結果、幾何学的圧縮比ε０を算出する際に用いられる初期の燃焼室１７の容積Ｖ１よりも小さくなることがわかっている。そして、この燃焼室１７の容積Ｖ２は、幾何学的圧縮比ε０と排気量Ｖ０とを用いてＶ０／Ｖ２≦ε０＋０．４で表されることがわかっている。そこで、確実に前記有効圧縮比εを６．１以下にするために、この燃焼室１７の容積Ｖ２をＶ０／（ε０＋０．４）とすると、前記吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄにおける有効圧縮比εはε＝１＋（ｋ＋１−√（ｋ２−ｓｉｎ２θＩＶＣ＿Ｄ）＋ｃｏｓθＩＶＣ＿Ｄ）×（ε０＋０．４）／２となる。
【００８２】
前記コンロッドの長さｌとクランク半径ｒとの比ｋは３．５〜３．９にあることがわかっており、この値を用いるとともに一部式を簡略化すると、有効圧縮比ε≦６．１となる吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤのＢＤＣからの遅角量αはα≧−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５となる。
【００８３】
従って、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄを幾何学的圧縮比ε０の二次関数ｆ１＝−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５で算出される角度よりもより遅角側に制御することで、有効圧縮比εを６．１以下とすることができ、少なくともオクタン価が８８ＲＯＮ以上の燃料において幾何学的圧縮比を高めつつ異常燃焼の発生を回避することができる。
【００８４】
同様に、オクタン価が９１ＲＯＮの燃料を用いて、幾何学的圧縮比ε０が１２、１４、１６のエンジンに対して前記実験を行ったところ、この燃料では、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤのＢＤＣからの遅角量αを図８のＰ１１、Ｐ１２、Ｐ１３で示す値よりも小さくして有効圧縮比を７．７以下とし、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤのＢＤＣからの遅角量αをα≧−０．３５９１×ε０２＋１４．２９２×ε０−２９．２８を満足する値すなわち図８に示すラインＬ２よりも上方の値に設定することで異常燃焼の発生を回避することが判明した。従って、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄをこの幾何学的圧縮比ε０の二次関数ｆ２＝−０．３５９１×ε０２＋１４．２９２×ε０−２９．２８で算出される角度よりもより遅角側に制御することで、オクタン価が９１ＲＯＮ以上の燃料において幾何学的圧縮比を高めつつ異常燃焼の発生を回避することができる。
【００８５】
ここで、９１ＲＯＮの燃料は異常燃焼を発生しにくい燃料である。従って、この９１ＲＯＮの燃料を用いる場合には、前記吸気弁の閉時期の範囲設定は、特に幾何学的圧縮比が１２以上において有効である。
【００８６】
また、オクタン価が９５ＲＯＮの燃料を用いて、幾何学的圧縮比ε０が２１、２２、２３のエンジンに対して前記実験を行ったところ、この燃料では、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤのＢＤＣからの遅角量αを図９のＰ２１、Ｐ２２、Ｐ２３で示す値よりも小さくして有効圧縮比を９．９以下とし、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤのＢＤＣからの遅角量αをα≧−０．５３４３×ε０２＋２０．９６９×ε０−１０６．１８を満足する値すなわち図９に示すラインＬ３よりも上方の値に設定することで異常燃焼の発生を回避することが判明した。従って、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄをこの幾何学的圧縮比ε０の二次関数ｆ３＝−０．５３４３×ε０２＋２０．９６９×ε０−１０６．１８で算出される角度よりもより遅角側に制御することで、オクタン価が９５ＲＯＮ以上の燃料において幾何学的圧縮比を高めつつ異常燃焼の発生を回避することができる。
【００８７】
ここで、この９５ＲＯＮの燃料は前記９１ＲＯＮの燃料よりもさらに異常燃焼を発生しにくい燃料である。従って、この９５ＲＯＮの燃料を用いる場合には、前記吸気弁の閉時期の範囲設定は、特に幾何学的圧縮比が１４以上において有効である。
【００８８】
なお、図７および図８の三角印で表した複数のデータは日本国内で一般的に使用されている自動車のエンジンにおける幾何学的圧縮比と吸気バルブ２１の閉タイミングである。また、図９の四角印で表した複数のデータは９５ＲＯＮの燃料が主に使用されるヨーロッパで一般的に使用されている自動車のエンジンにおける幾何学的圧縮比と吸気バルブ２１の閉タイミングである。
【００８９】
一方、前記吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの最進角角度は、そのＢＤＣからの遅角量が４５℃Ａ以下に設定されている。
【００９０】
前述のように、空気充填量ＣＥが最大となる吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤはＢＤＣより遅角側である。本発明者等は、種々のエンジンにおいてこの空気充填量ＣＥが最大となる吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄを計測したところ、ＡＢＤＣ３５℃〜４５℃Ａであることを見出した。従って、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの最進角角度を少なくともＡＢＤＣ４５℃Ａより進角側、すなわち、ＢＤＣからの遅角量を４５℃Ａ以下に設定することで、十分な空気充填量ＣＥを確保することができる。
【００９１】
以上のように、本エンジンシステムでは、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの最遅角角度を前記各関数ｆ１、ｆ２、ｆ３より算出される値より遅角側にすることで、エンジン本体１の幾何学的圧縮比を高圧縮比としつつ、異常燃焼を回避することができる。そして、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの最進角角度をＡＢＤＣ４５℃Ａ以下とすることで、空気充填量ＣＥを確保して機関出力を高めることができる。また、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄをこのように最適な範囲とすることで、吸気バルブ２１の可変範囲が過剰になるのを抑制することができる。
【００９２】
ここで、吸気バルブ２１のバルブタイミングを変更するために吸気カムシャフト３１を回転させる具体的手段は前記電動モータに限らない。例えば、前記排気カムシャフト位相可変機構３２と同様に、吸気カムシャフト位相可変機構３２を液圧式機構や電磁式機構等として、液圧や電磁石により吸気カムシャフト３１を回転させてもよい。ただし、電動モータを用いれば、より容易に吸気バルブ２１のバルブタイミングを広範囲にわたって変更することができる。
【００９３】
また、本発明に係る火花点火式内燃機関の構成は前記実施形態に限定されず、それ以外の種々の構成をも包含する。例えばエンジン本体１は、４気筒でなく６気筒であってもよい。
【符号の説明】
【００９４】
１ エンジン本体
１１ シリンダ
１４ クランクシャフト
１７ 燃焼室
２１ 吸気バルブ（吸気弁）
２２ 排気バルブ（排気弁）
３０ 吸気弁駆動機構（吸気弁閉時期可変機構）
３１ 吸気カムシャフト
３２ 吸気カムシャフト位相可変機構（位相可変機構）
４１ 排気カムシャフト
１００ エンジン制御器（制御手段）
１５１ 電動モータ
１７０ 高圧燃料ポンプ（燃料ポンプ）
【技術分野】
【０００１】
本発明は、火花点火式内燃機関に関し、特に内燃機関本体の幾何学的圧縮比が高いものに関する。
【背景技術】
【０００２】
従来より、内燃機関の幾何学的圧縮比を高めると、膨張比が高まり、これにより混合気の燃焼により発生した熱量をより多くピストンの下降運動に変換することができ、機関運転効率が向上することが知られている。また、一方で、幾何学的圧縮比を高めると、混合気が着火する圧縮上死点付近においてシリンダ内の温度が高まる結果混合気が異常燃焼しやすくなることが知られている。
【０００３】
前記のような異常燃焼を回避するためには、シリンダ内に充填される空気量すなわち気筒充填量を低減する必要がある。例えば、特許文献１には、この異常燃焼を回避すべく、吸気弁閉時期を吸気下死点よりも遅角させることで気筒充填量を低下させる方法が開示されている。この方法によれば、気筒充填量を低下させるためにスロットル弁を絞る方法に比べて、吸気管の圧力ひいては吸気行程中の燃焼室内の圧力を低下させる必要がないので、ポンプ損失を抑制することができ、機関運転効率を低下させることなく気筒充填量を低下させることが出来る。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００２−２４２７０９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
前記のような異常燃焼は、機関速度が低く、機関温度が高く、吸気温度が高く、そして吸気湿度が低いほど起きやすい。そのため、このような運転条件下では、吸気弁の閉時期をより遅角側にすることが好ましい。一方、機関速度が高く、機関温度が低く、吸気温度が低いといった運転条件下では、前記のような異常燃焼は起きにくい。そのため、このような運転条件下では、機関出力を確保するべく気筒充填量を高くすることが好ましく、吸気弁の閉時期を吸気下死点付近に設定する必要がある。このように、異常燃焼を回避しつつ機関出力を確保するためには吸気弁の閉時期を広範囲にわたって変更する必要がある。しかしながら、従来では、吸気弁の閉時期の可変範囲を広くすることで機関負荷の低負荷から高負荷への移行時等に吸気弁が十分に応答できない場合を考慮して、吸気弁の閉時期の可変範囲が十分な範囲に設定されていなかった。
【０００６】
本発明は、このような事情に鑑み、異常燃焼の発生を回避するとともに機関出力を確保しつつ幾何学的圧縮比を高くすることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
前記課題を解決するために、本発明者等は、幾何学的圧縮比が異なる複数の火花点火式内燃機関において、吸気弁の閉時期を種々に変更して異常燃焼の発生を回避可能な吸気弁の閉時期の限界について鋭意研究した結果、有効圧縮比が所定値以下となるように吸気弁の閉時期を設定すれば幾何学的圧縮比が高い場合にも異常燃焼を回避することができることを見出した。具体的には、オクタン価８８ＲＯＮの燃料では異常燃焼の発生を回避するために有効圧縮比を６．１以下に設定すればよいことを見出した。
【０００８】
すなわち、本発明は、シリンダと、当該シリンダ内を往復移動するピストンと、前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドと、前記燃焼室内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、前記シリンダ内へ導入される空気が通過する吸気通路と、当該吸気通路から前記シリンダ内への空気の流入を遮断可能な吸気弁と、当該吸気弁の閉時期を可変とする吸気弁閉時期可変機構とを有する火花点火式内燃機関の制御システムであって、前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１１以上に設定されており、前記吸気弁閉時期可変機構の作動を制御する制御手段を有し、前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、α≧−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５となるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システムである（請求項１）。
【０００９】
このシステムによれば、内燃機関本体の幾何学的圧縮比を１１以上として高い熱効率ひいては高い燃費性能を実現しつつ、吸気弁の閉時期を適切な値とすることで吸気弁の閉時期の可変範囲が過剰に広くなるのを回避して異常燃焼の発生の抑制と機関出力の確保とを両立することができる。
【００１０】
ここで、前記関数−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５は、有効圧縮比が６．１となる際の吸気弁の閉時期の吸気下死点からの最大遅角量である。従って、この吸気弁の閉時期の吸気下死点からの最大遅角量を−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５より大きく設定して吸気弁の閉時期を十分に遅角側にすることで、有効圧縮比を６．１以下とし、オクタン価８８ＲＯＮ以上の燃料に関して異常燃焼の発生を抑制しつつ内燃機関本体の幾何学的圧縮比を高圧縮比とすることができる。
【００１１】
そして、機関速度が高いときに吸気弁の閉時期を早くすれば、機関速度が高い場合において気筒充填量が高くなるので、これにより機関出力を高めることができる。
【００１２】
前記システムにおいて、制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も進角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度が４５度よりも小さくなるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御するのが好ましい（請求項２）。
【００１３】
このようにすれば、機関速度が高い運転条件等において気筒充填量を十分に確保することができ、機関出力をより確実に高めることができる。
【００１４】
また、本発明者等は、オクタン価９５ＲＯＮの燃料では異常燃焼の発生を回避するために有効圧縮比を９．９以下に設定する必要があることを見出した。
【００１５】
この観点によれば、本発明は、幾何学的圧縮比をε０とした場合における有効圧縮比が９．９となる際の吸気弁の閉時期の吸気下死点からの最大遅角量の式−０．５３４３×ε０２＋２０．９６９×ε０−１０６．１８を用いて、シリンダと、当該シリンダ内を往復移動するピストンと、前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドと、前記燃焼室内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、前記シリンダ内へ導入される空気が通過する吸気通路と、当該吸気通路から前記シリンダ内への空気の流入を遮断可能な吸気弁と、当該吸気弁の閉時期を可変とする吸気弁閉時期可変機構とを有する火花点火式内燃機関の制御システムであって、前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１４以上に設定されており、前記吸気弁閉時期可変機構の作動を制御する制御手段を有し、前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、α≧−０．５３４３×ε０２＋２０．９６９×ε０−１０６．１８となるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システムを提供する（請求項３）。
【００１６】
このシステムによれば、オクタン価９５ＲＯＮ以上の燃料において、内燃機関本体の幾何学的圧縮比を１４以上として高い熱効率ひいては高い燃費性能を実現しつつ、異常燃焼の発生の抑制と機関出力の確保とを両立することができる。
【００１７】
このシステムにおいて、前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も進角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度が４５度よりも小さくなるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御するのが好ましい（請求項４）。
【００１８】
このようにすれば、機関速度が高い運転条件等において気筒充填量を十分に確保することができ、機関出力をより確実に高めることができる。
【００１９】
また、本発明者等は、オクタン価９１ＲＯＮの燃料では異常燃焼の発生を回避するために有効圧縮比を７．７以下に設定する必要があることを見出した。
【００２０】
この観点によれば、本発明は、幾何学的圧縮比をε０とした場合における有効圧縮比が７．７となる際の吸気弁の閉時期の吸気下死点からの最大遅角量の式−０．３５９１×ε０２＋１４．２９２×ε０−２９．２８を用いて、シリンダと、当該シリンダ内を往復移動するピストンと、前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドと、前記燃焼室内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、前記シリンダ内へ導入される空気が通過する吸気通路と、当該吸気通路から前記シリンダ内への空気の流入を遮断可能な吸気弁と、当該吸気弁の閉時期を可変とする吸気弁閉時期可変機構とを有する火花点火式内燃機関の制御システムであって、前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１２以上に設定されており、前記吸気弁閉時期可変機構の作動を制御する制御手段を有し、前記制御手段は、前記内燃機関の機関速度が高いほど前記吸気弁の閉時期が遅くなるように、かつ、前記吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、α≧−０．３５９１×ε０２＋１４．２９２×ε０−２９．２８となるように、かつ、前記吸気弁の閉時期の最も進角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度が４５度よりも小さくなるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システムである（請求項５）。
【００２１】
このシステムによれば、オクタン価９１ＲＯＮ以上の燃料において、内燃機関本体の幾何学的圧縮比を１２以上として高い熱効率ひいては高い燃費性能を実現しつつ、異常燃焼の発生の抑制と機関出力の確保とを両立することができる。
【００２２】
また、本発明において、前記制御手段は、前記火花点火式内燃機関の機関始動時において、当該火花点火式内燃機関の燃焼室内の温度が高いほど前記吸気弁の閉時期を遅角するように前記吸気弁閉時期可変機構を制御するのが好ましい（請求項６）。
【００２３】
このようにすれば、シリンダ内の吸気の温度が上昇しにくく異常燃焼の発生の懸念が小さい冷間始動時において気筒充填量を高め始動トルクを確保することができるとともに、シリンダ内の吸気の温度が上昇しやすい熱間始動時において気筒充填量を小さく抑えて異常燃焼の発生を抑制することができる。
【００２４】
本発明において、前記吸気弁閉時期可変機構は、電動モータにより駆動されることで前記吸気弁の閉時期を変更するのが好ましい（請求項７）。
【００２５】
このようにすれば、吸気弁の閉時期を広範囲にわたって容易に変更することができる。
【００２６】
また、本発明において、前記吸気弁駆動機構は、前記ピストンに接続されたクランクシャフトにより駆動されて前記吸気弁を駆動する吸気カムシャフトと、前記クランクシャフトに対する前記吸気カムシャフトの位相を変化させる位相可変機構とを備え、前記火花点火式内燃機関は、前記シリンダ内から排出される排気が通過する排気通路と、前記シリンダ内から前記排気通路への排気の流出を遮断可能な排気弁と、前記ピストンに接続されたクランクシャフトにより駆動されて前記排気弁を駆動する排気カムシャフトと、前記燃料噴射弁に燃料を供給する燃料ポンプとを備え、前記燃料ポンプは、前記排気カムシャフトに接続されて当該排気カムシャフトにより駆動されるのが好ましい（請求項８）。
【００２７】
このようにすれば、吸気弁の閉時期を広範囲にわたって変更しつつ、燃料ポンプを安定して駆動することができる。
【発明の効果】
【００２８】
以上のように、本発明によれば、異常燃焼の発生を回避するとともに機関出力を確保しつつ幾何学的圧縮比を高くすることが出来る。
【図面の簡単な説明】
【００２９】
【図１】本発明に係る火花点火式内燃機関の制御システムの全体構造の概略図である。
【図２】吸気カムシャフト位相可変機構の概略断面図である。
【図３】高圧燃料ポンプと排気カムシャフトとの連結を説明するための図である。
【図４】エンジン制御器における各種アクチュエータの制御手順を説明するためのフローチャートである。
【図５】吸気バルブのバルブリフトおよびバルブ速度を示す図である。
【図６】吸気バルブの閉タイミングと空気充填量との関係を説明するための図である。
【図７】オクタン価８８ＲＯＮの燃料における幾何学的圧縮比と吸気バルブの閉タイミングの関係を示す図である。
【図８】オクタン価９１ＲＯＮの燃料における幾何学的圧縮比と吸気バルブの閉タイミングの関係を示す図である。
【図９】オクタン価９５ＲＯＮの燃料における幾何学的圧縮比と吸気バルブの閉タイミングの関係を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００３０】
本発明の好ましい実施形態について図面を参照しながら説明する。
【００３１】
図１は本発明に係るエンジンシステム（火花点火式内燃機関の制御システム）の全体構造を概略的に示したものである。このエンジンシステムは、エンジン本体（火花点火式内燃機関）１と、このエンジン本体１に付随する様々なアクチュエータを制御するためのエンジン制御器（制御手段）１００とを有している。
【００３２】
前記エンジン本体１は、自動車等の車両に搭載される４サイクルの火花点火式内燃機関であって、前記車両を推進すべく、その出力軸は変速機を介して駆動輪に連結されている。このエンジン本体１は、シリンダーブロック１２とその上に載置されるシリンダヘッド１３とを備えている。このシリンダーブロック１２とシリンダヘッド１３との内部には複数のシリンダ（気筒）１１が形成されている。これらシリンダ１１の数は特に限定されるものではないが、例えば４つのシリンダ１１が形成されている。また、前記シリンダーブロック１１には、ジャーナル、ベアリングなどによってクランクシャフト１４が回転自在に支持されている。
【００３３】
前記各シリンダ１１内にはピストン１５がそれぞれ摺動自在に嵌挿されており、各ピストン１５の上方には前記シリンダヘッド１３との間でそれぞれ燃焼室１７が区画されている。
【００３４】
ここで、本実施形態では、エンジン本体１の幾何学的圧縮比ε０が、機関熱効率を高め燃費性能を向上するべく１１以上に設定されている。幾何学的圧縮比ε０とは、周知の通り、前記ピストン１５が上死点に位置するときの燃焼室１７の容積と、ピストン１５が下死点に位置するときの燃焼室１７の容積との比であり、ピストン１５が上死点（ＴＤＣ）にあるときの燃焼室１７の容積をＶ１、排気量（行程容積）をＶ０として、（Ｖ０＋Ｖ１）／Ｖ１と表される。
【００３５】
前記シリンダヘッド１３には、各燃焼室１７に連通する２つの吸気ポート１８と２つの排気ポート１９とが形成されている。また、前記シリンダヘッド１３には、各吸気ポート１８をそれぞれ前記燃焼室１７から遮断するための吸気バルブ（吸気弁）２１と、各排気ポート１９をそれぞれ前記燃焼室１７から遮断するための排気バルブ（排気弁）２２とが設けられている。前記吸気バルブ２１は後述する吸気弁駆動機構（吸気弁閉時期可変機構）３０により駆動されることで、所定のタイミング（時期）で各吸気ポート１８を開閉する。一方、前記排気バルブ２２は後述する排気弁駆動機構４０により駆動されることで、前記各排気ポート１９を開閉する。
【００３６】
前記吸気弁駆動機構３０および前記排気弁駆動機構４０は、それぞれ吸気カムシャフト３１と排気カムシャフト４１とを有している。この吸気カムシャフト３１および排気カムシャフト４１は、周知のチェーン／スプロケット機構等の動力伝達機構を介してクランクシャフト１４に連結されている。前記動力伝達機構は、前記クランクシャフト１４が２回転する間に、カムシャフト３１、４１が１回転するように構成されている。
【００３７】
また、前記吸気弁駆動機構３０には、前記動力伝達機構と前記吸気カムシャフト３１との間に吸気カムシャフト位相可変機構（位相可変機構）３２が設けられている。
【００３８】
前記吸気カムシャフト位相可変機構３２は、クランクシャフト１４に対する吸気カムシャフト３１の回転位相を変更することで吸気バルブ２１の開閉時期を可変とするものであって、該回転位相変更のための回転力を、電動モータ１５１（図２参照）により発生させるように構成されている。
【００３９】
具体的には、吸気カムシャフト位相可変機構３２は、図２に示すように前記電動モータ１５１と、電動モータ１５１の出力軸１５１ａに連結シャフト１５２を介して回転一体に連結されたロータ１５３と、ロータ１５３にギヤ結合されたスプロケット本体１５４と、同じくロータ１５３にギヤ結合されたカム一体ギヤ１５５とを有している。
【００４０】
電動モータ１５１は、その回転軸心が吸気カムシャフト３１の回転軸心に一致するように配設されている。
【００４１】
前記カム一体ギヤ１５５は、吸気カムシャフト３１の一端部にこれと同軸で、不図示のノックピンを介して回転一体に結合された円板状部材からなる。カム一体ギヤ１５５における該カムシャフト３１とは反対側の面には、円筒状凹部が形成されており、この円筒状凹部の内周面には、ロータボス部１６２のギヤ部１６２ａに噛合するギヤ部１５５ａが形成されている。
【００４２】
スプロケット本体１５４は、その外周面に、前記チェーン（図示省略）と噛合するスプロケットギヤ部１５４ａを有する円筒状をなしており、スプロケット本体１５４の軸心は、電動モータ１５１の回転軸心（吸気カムシャフト３１の軸心）に一致している。スプロケット本体１５４の内周面には、ロータ本体１６１のギヤ部１６１ａに噛合するギヤ部１５４ｂが形成されている。
【００４３】
連結シャフト１５２は、モータ出力軸１５１ａと同軸に回転一体で連結された段付シャフトからなるものであって、大径部１５２ａと小径部１５２ｂとで構成されている。
【００４４】
連結シャフト１５２の小径部１５２ｂの外周面には、ロータ１５３のスプライン凹部１５３ｃと噛合するスプライン歯部１５２ｃが形成されている。
【００４５】
ロータ１５３は、外周面にギヤ部１６１ａを有するロータ本体１６１と、外周面にギヤ部１６２ａを有するロータボス部１６２とで構成されており、ロータ１５３の内周面には、前記スプライン凹部１５３ｃが形成されている。そして、ロータ１５３は、該スプライン凹部１５３ｃと前記スプライン歯部１５２ｃとのスプライン結合によって連結シャフト１５２と一体で回転するように構成されている。
【００４６】
ロータ１５３の軸心（ロータ本体１６１及びロータボス部１６２の軸心）は、電動モータ１５１の回転軸心（電動モータ１５１の出力軸１５１ａの軸心）に対して所定距離だけ偏心している（この偏心量は僅かであるため図示はされていない）。ロータ本体１６１のギヤ部１６１ａの歯数は、ギヤ部１５４ｂの歯数よりも一歯少なくなっている。同様に、ロータボス部１６２のギヤ部１６２ａの歯数は、ギヤ部１５５ａの歯数よりも一歯少なくなっている。このことで、ロータ１５３（ロータ本体１６１及びロータボス部１６２）と、スプロケット本体１５４及びカム一体ギヤ１５５と、の間で偏心遊星歯車機構が構成されることとなる。
【００４７】
そして、電動モータ１５１をスプロケット本体１５４の回転方向（クランクシャフト１４の回転方向に一致する方向）と同方向に回転させると、この回転量に応じて、カム一体ギヤ１５５が同方向に回転して吸気カムシャフト３１の回転位相がスプロケット本体１５４（クランクシャフト１４）に対して進角し、電動モータ１５１をスプロケット本体１５４の回転方向とは逆向きに回転させると、この回転量に応じて、吸気カムシャフト３１の回転位相がクランクシャフト１４に対して遅角することとなる。吸気カムシャフト３１の位相角は、カム位相センサ３９により検出され、その信号θＩＶＣ＿Ａはエンジン制御手段１００に送信される。
【００４８】
後述するように、本エンジンシステムでは、吸気バルブ２１のバルブタイミング（開閉時期）が非常に広範囲にわたって設定されている。これに対して、前述のように、本実施形態では、電動モータ１５１により吸気カムシャフト３１の位相が変更され吸気バルブ２１のバルブタイミングが変更されることで、このバルブタイミングをすばやく、かつ、大きく容易に変更することができる。
【００４９】
前記排気弁駆動機構４０にも、前記動力伝達機構と前記排気カムシャフト４１との間に排気カムシャフト位相可変機構４２が設けられている。この排気カムシャフト位相可変機構４２は、排気バルブ２２のバルブタイミングを変更するためのものであり、前記排気カムシャフト４１と同軸に配置されてクランクシャフト１４により直接駆動される被駆動軸と排気カムシャフト４１との間の位相差を変更することで、前記クランクシャフト１４と前記排気カムシャフト４１との間の位相差を変更して排気バルブ２２の開閉時期を可変とする。
【００５０】
この排気カムシャフト位相可変機構４２は、例えば、前記被駆動軸と前記吸気カムシャフト３１との間に周方向に並ぶ複数の液室を有し、これら液室間に圧力差を設けることで前記位相差を変更する液圧式機構や、前記被駆動軸と前記排気カムシャフト４１との間に設けられた電磁石を有し、前記電磁石に電力を付与することで前記位相差を変更する電磁式機構等が挙げられる。この排気カムシャフト位相可変機構４２は、エンジン制御器１００からの制御信号を受けて作動制御される。
【００５１】
前記排気カムシャフト４１には、後述する燃料噴射弁５３に燃料を供給するための高圧燃料ポンプ（燃料ポンプ）１７０（図３参照）が連結されている。この高圧燃料ポンプ１７０は、往復移動するプランジャにより燃料を加圧してその燃料をインジェクタに供給するものであり、排気カムシャフトの回転によりプランジャが駆動される。本実施形態では、吸気バルブ２１のバルブタイミングに比べて排気バルブ２２のバルブタイミングの可変範囲が小さく設定されている。そのため、吸気カムシャフト３１よりも排気カムシャフトの方が位相変化量が小さく、この排気カムシャフト４１側に高圧燃料ポンプ１７０を連結することでこの高圧燃料ポンプ１７０安定して駆動することができる。
【００５２】
前記吸気ポート１８は、吸気マニホールド５５を介してサージタンク５５ａに連通している。このサージタンク５５ａの上流の吸気通路にはスロットルボデー５６が設けられている。このスロットルボデー５６の内部には、外部から前記サージタンク５５ａに向かう吸気流量を調整するためのスロットル弁５７が枢動自在に設けられている。このスロットル弁５７は、スロットルアクチュエータ５８により駆動されて、前記吸気通路の流路面積を変更して吸気流量を変更する。このスロットルアクチュエータ５８は、前記スロットル弁５７の開度が後述するエンジン制御器１００で算出されたスロットル開度ＴＶＯとなるようにこのスロットル弁５７を駆動する。
【００５３】
前記排気ポート１９は、排気マニホールド６０を介して排気管に連通している。この排気管には排ガス浄化システムが配置されている。この排ガス浄化システムの具体的構成は特に限定されるものではないが、例えば三元触媒、リーンＮＯｘ触媒、酸化触媒等の触媒コンバータ６１を有するものが挙げられる。
【００５４】
前記吸気マニホールド５５と前記排気マニホールド６０とはＥＧＲパイプ６２によって連通しており、排ガスの一部が吸気側に循環するよう構成されている。前記ＥＧＲパイプ６２には、ＥＧＲバルブアクチュエータ６４により駆動されて、このＥＧＲパイプ６２を通って吸気側に循環するＥＧＲガスの流量を調整するためのＥＧＲバルブ６３が設けられる。このＥＧＲバルブアクチュエータ６４は、前記ＥＧＲバルブ６３の開度が後述するエンジン制御器１００で算出されたＥＧＲ開度ＥＧＲｏｐｅｎとなるようにこのＥＧＲバルブ６３を駆動し、これにより前記ＥＧＲガスの流量を適切な値に調整する。
【００５５】
前記シリンダヘッド１３には、先端が前記燃焼室１７に臨むように点火プラグ５１が取り付けられている。この点火プラグ５１は、点火システム５２により後述するエンジン制御器１００で算出された点火時期ＳＡに基づいて通電されると、前記燃焼室１７内に火花を発生させる。
【００５６】
前記シリンダヘッド１３には、燃料を燃焼室１７内に直接噴射するための燃料噴射弁５３がその先端が前記燃焼室１７に臨むように取り付けられている。より詳細には、この燃料噴射弁５３は、その先端が、上下方向において前記２つの吸気ポート１８の下方に位置するよう、かつ、水平方向において前記２つの吸気ポート１８の中間に位置するように配置されている。この燃料噴射弁５３は、その内部に設けられたソレノイドが、燃料システム５４により後述するエンジン制御器１００で算出された燃料噴射量ＦＰに基づいて所定期間だけ通電されることで、前記燃焼室１７内に所定量の燃料を噴射する。
【００５７】
前記エンジン制御器１００は、周知のマイクロコンピュータをベースとするコントローラであって、プログラムを実行するためのＣＰＵと、ＲＡＭやＲＯＭからなりプログラム及びデータを格納するメモリと、各種信号の入出力を行なうＩ／Ｏバスとを備えている。
【００５８】
前記エンジン制御器１００には、前記Ｉ／Ｏバスを介して、水温センサ７７で検出されたエンジン冷却水の温度（機関温度）ＴＥＮＧ、吸気温度センサー７８で検出されたスロットル弁５７上流の吸入空気の温度ＴＩＮＴ、エアフローメーター７１により検出された吸入空気量ＡＦ、吸気圧センサ７２により検出された吸気マニホールド５５内の空気圧力ＭＡＰ、クランクアングルセンサ７３により検出されたクランク角パルス信号、酸素濃度センサ７４により検出された排ガスの酸素濃度ＥＧＯ、アクセル開度センサ７５により検出された自動車のドライバーによるアクセルペダルの踏み込み量ＡＣＰ、車速センサ７６により検出された車速ＶＳＰといった各種の情報が入力される。
【００５９】
そして、このエンジン制御器１００は、前記各入力情報に基づいて、シリンダ１１内の空気充填量や点火時期等が運転条件に応じて適切な値になるように、各種アクチュエータに対する指令値を計算する。例えば、スロットル開度ＴＶＯ、燃料噴射量ＦＰ、点火時期ＳＡ、ＥＧＲ開度ＥＧＲｏｐｅｎ、吸気バルブ２１のバルブタイミングおよび排気バルブ２２のバルブタイミングの指令値を計算し、それらを、燃料システム５４、点火システム５２、ＥＧＲバルブアクチュエータ６４、前記スロットルアクチュエータ５８、吸気カムシャフト位相可変機構３２の電動モータ１５１および排気カムシャフト位相可変機構４２等に出力する。
【００６０】
前記エンジン制御器１００における具体的な演算手順を図４のフローチャートを用いて説明する。
【００６１】
まず、前記アクセルペダルの踏み込み量ＡＣＰ等の各種信号を読み込む（ステップＳ１）。
【００６２】
次に、前記アクセルペダルの踏み込み量ＡＣＰ、前記クランク角パルス信号から算出されるエンジン本体１の回転数（機関速度）ＮＥＮＧおよび車速ＶＳＰに基づき目標トルクＴＱＤを算出する（ステップＳ２）。
【００６３】
次に、前記ステップＳ２で算出された目標トルクＴＱＤおよび回転数ＮＥＮＧに基づき、燃料噴射量ＦＰ、目標空気充填量（シリンダ１１内の空気充填量ＣＥの目標値）ＣＥＤおよび点火時期ＳＡを算出する（ステップＳ３）。
【００６４】
そして、前記ステップＳ３で算出された目標空気充填量ＣＥＤと回転数ＮＥＮＧとに基づき、吸気バルブ２１のバルブタイミング、すなわち、吸気バルブ２１の開タイミング（開時期）θＩＶＯ＿Ｄおよび吸気バルブ２１の閉タイミング（閉時期）θＩＶＣ＿Ｄを算出する。ここで、本実施形態では吸気バルブ２１の開弁期間は一定に保たれており、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの算出に伴って吸気バルブ２１の開タイミングθＩＶＯ＿Ｄも算出される。また、前記目標空気充填量ＣＥＤと回転数ＮＥＮＧとに基づき、前記排気バルブ２２のバルブタイミング、すなわち、排気バルブ２２の開タイミング（開時期）θＥＶＯ＿Ｄおよび閉タイミングθＥＶＣ＿Ｄ（閉時期）を算出する（ステップＳ４）。
【００６５】
なお、前記吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの算出方法の詳細については後述する。
【００６６】
さらに、前記目標空気充填量ＣＥＤと回転数ＮＥＮＧとに基づき、前記スロットル弁５７の開度の指令値ＴＶＯＤを算出する（ステップＳ５）。
【００６７】
その後、算出された燃料噴射量ＦＰ、点火時期ＳＡ、吸気バルブ２１の開タイミングθＩＶＯ＿Ｄ、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄ、排気バルブ２２の開タイミングθＥＶＯ＿Ｄ、排気バルブ２２の閉タイミングθＥＶＣ＿Ｄ、スロットル開度ＴＶＯＤに基づき、これらの指令値が満足されるように各アクチュエータを駆動する（ステップＳ６）。
【００６８】
具体的には、信号θＩＶＯ＿ＤおよびθＩＶＣ＿Ｄは吸気カムシャフト位相可変機構３２（電動モータ１５１）に出力される。そして、吸気カムシャフト３１のクランクシャフト１４に対する位相がθＩＶＯ＿ＤおよびθＩＶＣ＿Ｄに対応した値となるように、前記吸気カムシャフト位相可変機構３２が作動する。
【００６９】
信号θＥＶＯ＿ＤおよびθＥＶＣ＿Ｄは排気カムシャフト位相可変機構４２に出力される。そして、排気カムシャフト４１のクランクシャフト１４に対する位相がθＥＶＯ＿ＤおよびθＥＶＣ＿Ｄに対応した値となるように、この排気カムシャフト位相可変機構４２が作動する。
【００７０】
信号ＴＶＯＤはスロットルアクチュエータ５８に出力される。そして、スロットル弁５７の開度がＴＶＯＤに対応した値となるように、前記スロットルアクチュエータ５８が作動する。
【００７１】
信号ＦＰは、燃料システム５４に出力される。１気筒サイクル当りＦＰに対応した量の燃料が燃料噴射弁５３から噴射される。
【００７２】
そして、信号ＳＡは、点火システム５２に出力される。気筒サイクル中のＳＡに対応した時期に、点火プラグ５１が発火して、燃焼室１７内の混合気を着火する。これにより、必要とされる量の空気、燃料からなる混合気を、適切な時期に着火して燃焼させることで、主に前記アクセルペダルの踏み込み量ＡＣＰから求められる目標トルクがエンジン本体１から発生される。
【００７３】
次に、前記ステップＳ４における吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの算出方法すなわち吸気バルブ２１の具体的な制御方法について説明する。なお、以下の説明の中で吸気バルブ２１の閉タイミングについての時期を表す数値はクランク角によるものであり、図５に示すように、吸気バルブ２１のリフト量が０．２ｍｍとなりバルブ速度が緩やかになる角度である。図５はクランク角に対する吸気バルブ２１のリフト量およびバルブ速度を示したものである。
【００７４】
吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄは、ＢＤＣ（吸気下死点）よりも遅角側において、最も遅角側に設定された後述する最遅角角度と最も進角側に設定された後述する最進角角度との間で、エンジンの回転数ＮＥＮＧの増加とともに進角するよう制御される。また、この吸気バルブの閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄは、エンジン本体１の始動時には、前記水温センサ７７で検出されたエンジン冷却水の温度ＴＥＮＧ及び吸気温度センサー７８で検出された吸気温度ＴＩＮＴから演算される燃焼室１７内の温度が高いほど遅角するように制御される。
【００７５】
シリンダ１１内の空気充填量ＣＥは、図６に示すように、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤがＢＤＣよりも遅角側において最も大きくなる。そして、この空気充填量ＣＥは、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄがこの空気充填量ＣＥが最大となる角度よりも遅角するほどシリンダ１１内の空気が吸気通路側へ吹き返すことで減少する。そこで、本エンジンシステムでは、前述のように吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤをＢＤＣよりも遅角側とし、その遅角量を変更することでシリンダ１１から吸気通路側への空気の吹き返し量を変更して、シリンダ１１内の空気充填量ＣＥを運転条件に応じた値に制御する。このように吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの変更により空気充填量ＣＥを変更することで、スロットル弁５７によって空気充填量ＣＥを変更する場合に比べてポンプ損失が抑制される。 前記吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの最遅角角度は、そのＢＤＣからの遅角量αがエンジン本体１の幾何学的圧縮比ε０としてα≧−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５を満足する値に設定されている。すなわち、図７において、遅角量αは二次曲線Ｌ１よりも上方に設定されている。このように最遅角角度を設定したのは、以下に述べる検討結果に基づく。
【００７６】
前述のように、本エンジンシステムでは、エンジン本体１の圧縮比が少なくとも１１以上の高圧縮比に設定されており、混合気が着火する圧縮上死点付近においてシリンダ１１内の温度が高まることで異常燃焼しやすい。そのため、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄを十分に遅角側にし、空気充填量ＣＥを十分に抑える必要がある。
【００７７】
これについて、本発明者等は、幾何学的圧縮比ε０が異なる複数の火花点火式内燃機関において吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄを種々に変更し、異常燃焼が生じる吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの限界角度を実験により計測した。具体的には、幾何学的圧縮比ε０が１１、１３、１５のエンジンに対してこの実験を行った。ここで、異常燃焼は、エンジン回転数ＮＥＮＧが低く、吸気の温度およびエンジン冷却水の温度が高く、かつ、湿度が低い条件において最も発生しやすい。そこで、エンジン回転数を５００ｒｐｍとし、吸気ポートにおける吸気の温度を７０℃、湿度を３〜１２ｇ／ｍ３、エンジン水温を１０５℃として実験を行った。
【００７８】
オクタン価が８８ＲＯＮの燃料を用いて、幾何学的圧縮比ε０が１１、１３、１５のエンジンに対して前記実験を行った結果、吸気ポートにおける吸気の温度が１００℃、湿度が０ｇ／ｍ３、エンジン水温が１１５℃の最も異常燃焼が発生しやすい条件において、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤのＢＤＣからの遅角量αを図７のＰ１、Ｐ２、Ｐ３で示す値よりも小さくすなわち進角側にすると異常燃焼が発生することが判明した。すなわち、この各点Ｐ１，Ｐ２、Ｐ３の角度が異常燃焼を発生させないための限界角度であることがわかった。そして、これら限界角度における有効圧縮比はいずれも６．１であり、有効圧縮比を６．１以下に抑えれば異常燃焼を回避することが可能であることがわかった。
【００７９】
前記有効圧縮比εは、ピストン１５が上死点に位置するときの燃焼室１７の容積をＶ２とし、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄにおける燃焼室１７（シリンダ１１のうちピストン１５の上方に区画される部分）の容積をＶＩＶＣとすると、ε＝１＋ＶＩＶＣ／Ｖ２で表される。
【００８０】
前記吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄにおける容積ＶＩＶＣは、コンロッドの長さｌとクランク半径ｒとの比ｋ＝ｌ／ｒとすると、排気量Ｖ０を用いて、ＶＩＶＣ＝（ｋ＋１−√（ｋ２−ｓｉｎ２θＩＶＣ＿Ｄ）＋ｃｏｓθＩＶＣ＿Ｄ）×Ｖ０／２とかける。
【００８１】
ここで、前記燃焼室１７の容積Ｖ２は、エンジンの運転に伴って、燃焼室１７の壁面にデポジットが付着する結果、幾何学的圧縮比ε０を算出する際に用いられる初期の燃焼室１７の容積Ｖ１よりも小さくなることがわかっている。そして、この燃焼室１７の容積Ｖ２は、幾何学的圧縮比ε０と排気量Ｖ０とを用いてＶ０／Ｖ２≦ε０＋０．４で表されることがわかっている。そこで、確実に前記有効圧縮比εを６．１以下にするために、この燃焼室１７の容積Ｖ２をＶ０／（ε０＋０．４）とすると、前記吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄにおける有効圧縮比εはε＝１＋（ｋ＋１−√（ｋ２−ｓｉｎ２θＩＶＣ＿Ｄ）＋ｃｏｓθＩＶＣ＿Ｄ）×（ε０＋０．４）／２となる。
【００８２】
前記コンロッドの長さｌとクランク半径ｒとの比ｋは３．５〜３．９にあることがわかっており、この値を用いるとともに一部式を簡略化すると、有効圧縮比ε≦６．１となる吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤのＢＤＣからの遅角量αはα≧−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５となる。
【００８３】
従って、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄを幾何学的圧縮比ε０の二次関数ｆ１＝−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５で算出される角度よりもより遅角側に制御することで、有効圧縮比εを６．１以下とすることができ、少なくともオクタン価が８８ＲＯＮ以上の燃料において幾何学的圧縮比を高めつつ異常燃焼の発生を回避することができる。
【００８４】
同様に、オクタン価が９１ＲＯＮの燃料を用いて、幾何学的圧縮比ε０が１２、１４、１６のエンジンに対して前記実験を行ったところ、この燃料では、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤのＢＤＣからの遅角量αを図８のＰ１１、Ｐ１２、Ｐ１３で示す値よりも小さくして有効圧縮比を７．７以下とし、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤのＢＤＣからの遅角量αをα≧−０．３５９１×ε０２＋１４．２９２×ε０−２９．２８を満足する値すなわち図８に示すラインＬ２よりも上方の値に設定することで異常燃焼の発生を回避することが判明した。従って、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄをこの幾何学的圧縮比ε０の二次関数ｆ２＝−０．３５９１×ε０２＋１４．２９２×ε０−２９．２８で算出される角度よりもより遅角側に制御することで、オクタン価が９１ＲＯＮ以上の燃料において幾何学的圧縮比を高めつつ異常燃焼の発生を回避することができる。
【００８５】
ここで、９１ＲＯＮの燃料は異常燃焼を発生しにくい燃料である。従って、この９１ＲＯＮの燃料を用いる場合には、前記吸気弁の閉時期の範囲設定は、特に幾何学的圧縮比が１２以上において有効である。
【００８６】
また、オクタン価が９５ＲＯＮの燃料を用いて、幾何学的圧縮比ε０が２１、２２、２３のエンジンに対して前記実験を行ったところ、この燃料では、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤのＢＤＣからの遅角量αを図９のＰ２１、Ｐ２２、Ｐ２３で示す値よりも小さくして有効圧縮比を９．９以下とし、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤのＢＤＣからの遅角量αをα≧−０．５３４３×ε０２＋２０．９６９×ε０−１０６．１８を満足する値すなわち図９に示すラインＬ３よりも上方の値に設定することで異常燃焼の発生を回避することが判明した。従って、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄをこの幾何学的圧縮比ε０の二次関数ｆ３＝−０．５３４３×ε０２＋２０．９６９×ε０−１０６．１８で算出される角度よりもより遅角側に制御することで、オクタン価が９５ＲＯＮ以上の燃料において幾何学的圧縮比を高めつつ異常燃焼の発生を回避することができる。
【００８７】
ここで、この９５ＲＯＮの燃料は前記９１ＲＯＮの燃料よりもさらに異常燃焼を発生しにくい燃料である。従って、この９５ＲＯＮの燃料を用いる場合には、前記吸気弁の閉時期の範囲設定は、特に幾何学的圧縮比が１４以上において有効である。
【００８８】
なお、図７および図８の三角印で表した複数のデータは日本国内で一般的に使用されている自動車のエンジンにおける幾何学的圧縮比と吸気バルブ２１の閉タイミングである。また、図９の四角印で表した複数のデータは９５ＲＯＮの燃料が主に使用されるヨーロッパで一般的に使用されている自動車のエンジンにおける幾何学的圧縮比と吸気バルブ２１の閉タイミングである。
【００８９】
一方、前記吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの最進角角度は、そのＢＤＣからの遅角量が４５℃Ａ以下に設定されている。
【００９０】
前述のように、空気充填量ＣＥが最大となる吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿ＤはＢＤＣより遅角側である。本発明者等は、種々のエンジンにおいてこの空気充填量ＣＥが最大となる吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄを計測したところ、ＡＢＤＣ３５℃〜４５℃Ａであることを見出した。従って、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの最進角角度を少なくともＡＢＤＣ４５℃Ａより進角側、すなわち、ＢＤＣからの遅角量を４５℃Ａ以下に設定することで、十分な空気充填量ＣＥを確保することができる。
【００９１】
以上のように、本エンジンシステムでは、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの最遅角角度を前記各関数ｆ１、ｆ２、ｆ３より算出される値より遅角側にすることで、エンジン本体１の幾何学的圧縮比を高圧縮比としつつ、異常燃焼を回避することができる。そして、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄの最進角角度をＡＢＤＣ４５℃Ａ以下とすることで、空気充填量ＣＥを確保して機関出力を高めることができる。また、吸気バルブ２１の閉タイミングθＩＶＣ＿Ｄをこのように最適な範囲とすることで、吸気バルブ２１の可変範囲が過剰になるのを抑制することができる。
【００９２】
ここで、吸気バルブ２１のバルブタイミングを変更するために吸気カムシャフト３１を回転させる具体的手段は前記電動モータに限らない。例えば、前記排気カムシャフト位相可変機構３２と同様に、吸気カムシャフト位相可変機構３２を液圧式機構や電磁式機構等として、液圧や電磁石により吸気カムシャフト３１を回転させてもよい。ただし、電動モータを用いれば、より容易に吸気バルブ２１のバルブタイミングを広範囲にわたって変更することができる。
【００９３】
また、本発明に係る火花点火式内燃機関の構成は前記実施形態に限定されず、それ以外の種々の構成をも包含する。例えばエンジン本体１は、４気筒でなく６気筒であってもよい。
【符号の説明】
【００９４】
１ エンジン本体
１１ シリンダ
１４ クランクシャフト
１７ 燃焼室
２１ 吸気バルブ（吸気弁）
２２ 排気バルブ（排気弁）
３０ 吸気弁駆動機構（吸気弁閉時期可変機構）
３１ 吸気カムシャフト
３２ 吸気カムシャフト位相可変機構（位相可変機構）
４１ 排気カムシャフト
１００ エンジン制御器（制御手段）
１５１ 電動モータ
１７０ 高圧燃料ポンプ（燃料ポンプ）
【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダと、当該シリンダ内を往復移動するピストンと、前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドと、前記燃焼室内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、前記シリンダ内へ導入される空気が通過する吸気通路と、当該吸気通路から前記シリンダ内への空気の流入を遮断可能な吸気弁と、当該吸気弁の閉時期を可変とする吸気弁閉時期可変機構とを有する火花点火式内燃機関の制御システムであって、
前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１１以上に設定されており、
前記吸気弁閉時期可変機構の作動を制御する制御手段を有し、
前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、
α≧−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５
となるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項２】
請求項１に記載の火花点火式内燃機関の制御システムにおいて、
前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も進角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度が４５度よりも小さくなるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項３】
シリンダと、当該シリンダ内を往復移動するピストンと、前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドと、前記燃焼室内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、前記シリンダ内へ導入される空気が通過する吸気通路と、当該吸気通路から前記シリンダ内への空気の流入を遮断可能な吸気弁と、当該吸気弁の閉時期を可変とする吸気弁閉時期可変機構とを有する火花点火式内燃機関の制御システムであって、
前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１４以上に設定されており、
前記吸気弁閉時期可変機構の作動を制御する制御手段を有し、
前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、
α≧−０．５３４３×ε０２＋２０．９６９×ε０−１０６．１８
となるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項４】
請求項３に記載の火花点火式内燃機関の制御システムにおいて、
前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も進角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度が４５度よりも小さくなるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項５】
シリンダと、当該シリンダ内を往復移動するピストンと、前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドと、前記燃焼室内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、前記シリンダ内へ導入される空気が通過する吸気通路と、当該吸気通路から前記シリンダ内への空気の流入を遮断可能な吸気弁と、当該吸気弁の閉時期を可変とする吸気弁閉時期可変機構とを有する火花点火式内燃機関の制御システムであって、
前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１２以上に設定されており、
前記吸気弁閉時期可変機構の作動を制御する制御手段を有し、
前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、
α≧−０．３５９１×ε０２＋１４．２９２×ε０−２９．２８
となるように、かつ、前記吸気弁の閉時期の最も進角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度が４５度よりも小さくなるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項６】
請求項１〜５のいずれかに記載の火花点火式内燃機関の制御システムにおいて、
前記制御手段は、前記火花点火式内燃機関の機関始動時において、当該火花点火式内燃機関の前記燃焼室内の空気の温度が高いほど前記吸気弁の閉時期を遅角するように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項７】
請求項１〜６のいずれかに記載の火花点火式内燃機関の制御システムにおいて、
前記吸気弁閉時期可変機構は、電動モータにより駆動されることで前記吸気弁の閉時期を変更することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項８】
請求項１〜７のいずれかに記載の火花点火式内燃機関の制御システムにおいて、
前記吸気弁駆動機構は、前記ピストンに接続されたクランクシャフトにより駆動されて前記吸気弁を駆動する吸気カムシャフトと、前記クランクシャフトに対する前記吸気カムシャフトの位相を変化させる位相可変機構とを備え、
前記火花点火式内燃機関は、前記シリンダ内から排出される排気が通過する排気通路と、前記シリンダ内から前記排気通路への排気の流出を遮断可能な排気弁と、前記ピストンに接続されたクランクシャフトにより駆動されて前記排気弁を駆動する排気カムシャフトと、前記燃料噴射弁に燃料を供給する燃料ポンプとを備え、
前記燃料ポンプは、前記排気カムシャフトに接続されて当該排気カムシャフトにより駆動されることを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項１】
シリンダと、当該シリンダ内を往復移動するピストンと、前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドと、前記燃焼室内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、前記シリンダ内へ導入される空気が通過する吸気通路と、当該吸気通路から前記シリンダ内への空気の流入を遮断可能な吸気弁と、当該吸気弁の閉時期を可変とする吸気弁閉時期可変機構とを有する火花点火式内燃機関の制御システムであって、
前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１１以上に設定されており、
前記吸気弁閉時期可変機構の作動を制御する制御手段を有し、
前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、
α≧−０．２６８５×ε０２＋１０．７２３×ε０＋１５．８１５
となるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項２】
請求項１に記載の火花点火式内燃機関の制御システムにおいて、
前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も進角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度が４５度よりも小さくなるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項３】
シリンダと、当該シリンダ内を往復移動するピストンと、前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドと、前記燃焼室内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、前記シリンダ内へ導入される空気が通過する吸気通路と、当該吸気通路から前記シリンダ内への空気の流入を遮断可能な吸気弁と、当該吸気弁の閉時期を可変とする吸気弁閉時期可変機構とを有する火花点火式内燃機関の制御システムであって、
前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１４以上に設定されており、
前記吸気弁閉時期可変機構の作動を制御する制御手段を有し、
前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、
α≧−０．５３４３×ε０２＋２０．９６９×ε０−１０６．１８
となるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項４】
請求項３に記載の火花点火式内燃機関の制御システムにおいて、
前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も進角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度が４５度よりも小さくなるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項５】
シリンダと、当該シリンダ内を往復移動するピストンと、前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドと、前記燃焼室内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁と、前記シリンダ内へ導入される空気が通過する吸気通路と、当該吸気通路から前記シリンダ内への空気の流入を遮断可能な吸気弁と、当該吸気弁の閉時期を可変とする吸気弁閉時期可変機構とを有する火花点火式内燃機関の制御システムであって、
前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比が１２以上に設定されており、
前記吸気弁閉時期可変機構の作動を制御する制御手段を有し、
前記制御手段は、前記吸気弁の閉時期の最も遅角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度αが前記内燃機関本体の幾何学的圧縮比をε０として、
α≧−０．３５９１×ε０２＋１４．２９２×ε０−２９．２８
となるように、かつ、前記吸気弁の閉時期の最も進角側の角度が、吸気下死点よりも遅角側であってこの吸気下死点からの遅角角度が４５度よりも小さくなるように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項６】
請求項１〜５のいずれかに記載の火花点火式内燃機関の制御システムにおいて、
前記制御手段は、前記火花点火式内燃機関の機関始動時において、当該火花点火式内燃機関の前記燃焼室内の空気の温度が高いほど前記吸気弁の閉時期を遅角するように前記吸気弁閉時期可変機構を制御することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項７】
請求項１〜６のいずれかに記載の火花点火式内燃機関の制御システムにおいて、
前記吸気弁閉時期可変機構は、電動モータにより駆動されることで前記吸気弁の閉時期を変更することを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【請求項８】
請求項１〜７のいずれかに記載の火花点火式内燃機関の制御システムにおいて、
前記吸気弁駆動機構は、前記ピストンに接続されたクランクシャフトにより駆動されて前記吸気弁を駆動する吸気カムシャフトと、前記クランクシャフトに対する前記吸気カムシャフトの位相を変化させる位相可変機構とを備え、
前記火花点火式内燃機関は、前記シリンダ内から排出される排気が通過する排気通路と、前記シリンダ内から前記排気通路への排気の流出を遮断可能な排気弁と、前記ピストンに接続されたクランクシャフトにより駆動されて前記排気弁を駆動する排気カムシャフトと、前記燃料噴射弁に燃料を供給する燃料ポンプとを備え、
前記燃料ポンプは、前記排気カムシャフトに接続されて当該排気カムシャフトにより駆動されることを特徴とする火花点火式内燃機関の制御システム。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【公開番号】特開２０１１−４３０９２（Ｐ２０１１−４３０９２Ａ）
【公開日】平成２３年３月３日（２０１１．３．３）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００９−１９０８８０（Ｐ２００９−１９０８８０）
【出願日】平成２１年８月２０日（２００９．８．２０）
【出願人】（０００００３１３７）マツダ株式会社 (6,115)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２３年３月３日（２０１１．３．３）
【国際特許分類】
【出願日】平成２１年８月２０日（２００９．８．２０）
【出願人】（０００００３１３７）マツダ株式会社 (6,115)
【Ｆターム（参考）】
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