火花点火式内燃機関
【課題】排気浄化用触媒を急速に昇温する。
【解決手段】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。機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持される機関低負荷運転側において排気浄化用触媒を昇温すべきときには実圧縮比が低下せしめられ、この実圧縮比の低下作用は吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。
【解決手段】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。機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持される機関低負荷運転側において排気浄化用触媒を昇温すべきときには実圧縮比が低下せしめられ、この実圧縮比の低下作用は吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。
【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する。
【背景技術】
【０００２】
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、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構とを具備しており、機関排気通路内に配置された触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されるときには実圧縮比を同一に保持しつつ又は実圧縮比を増大させつつ機械圧縮比を低下させるようにした火花点火式内燃機関が公知である（特許文献１を参照）。この内燃機関では機械圧縮比を低下させることにより熱効率を低下させて排気ガス温を上昇させ、それによって触媒の温度を活性温度以下に低下させないようにしている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００９−１１５０３５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで触媒の温度は、排気ガス温を増大させるよりも、排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量を増大させてこの未燃ＨＣによる酸化反応熱を増大させた方がはるかに急速に上昇する。一方、機械圧縮比を変更可能な場合には機械圧縮比が高くされるほど圧縮行程末期におけるシリンダヘッド内壁面とピストン頂面間の間隙が小さくなるために燃焼火炎が燃焼室の周辺部まで広がりずらくなり、斯くして機械圧縮比が高くされるほど未燃ＨＣの発生量が増大することになる。
【０００５】
従って上述の内燃機関におけるように機械圧縮比を低下させることによって触媒の温度が活性温度以下に低下するのを阻止するようにした場合には、このとき排気ガス温は増大せしめられるものの排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量が減少するために酸化反応熱による触媒の急速な昇温作用が弱められ、斯くして触媒を急速に昇温させることができないという問題がある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記問題点を解決するために本発明によれば、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、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構とを具備しており、燃焼室内に供給される吸入空気が吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、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ると共に吸気弁の閉弁時期が予め定められている基準閉弁時期に制御される火花点火式内燃機関において、機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持される機関低負荷運転側において排気浄化用触媒を昇温すべきときには実圧縮比が低下せしめられ、この実圧縮比の低下作用は主に吸気弁の閉弁時期を上記基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。
【発明の効果】
【０００７】
実圧縮比を低下させるには、機械圧縮比を低下させるか、或いは吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させるかのいずれかである。本発明ではこの実圧縮比の低下作用は主に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。従って燃焼室からは多量の未燃ＨＣが排出されるので排気ガス温の増大による触媒の昇温作用に加え、未燃ＨＣの酸化反応熱による触媒の昇温作用が行われ、斯くして触媒を急速に昇温させることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】火花点火式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】理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
【図１１】燃焼室内で生成される未燃ＨＣと機械圧縮比との関係を示す図である。
【図１２】触媒が活性化していないときの触媒の昇温作用時における機械圧縮比や吸気弁の開弁時期等の制御を示す図である。
【図１３】触媒が活性化しているときの触媒の昇温作用時における吸気弁の閉弁時期等の制御を示す図である。
【図１４】触媒の昇温制御を示すタイムチャートである。
【図１５】触媒の昇温作用時における触媒温度と昇温目標温度との温度差と、機械圧縮比の低下量および吸気弁閉弁時期の進角量との関係を示す図である。
【図１６】触媒の昇温作用時における触媒温度と昇温目標温度との温度差と吸気弁閉弁時期の遅角量との関係を示す図である。
【図１７】活性フラグをセットするためのフローチャートである。
【図１８】吸気弁の閉弁時期のマップを示す図である。
【図１９】運転制御を行うためのフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
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、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。
【００１０】
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コンバータ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。また、触媒コンバータ２０には触媒コンバータ２０内に内蔵された触媒、例えば三元触媒の温度を検出するための温度センサ２２が取付けられている。
【００１１】
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。
【００１２】
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の出力信号、空燃比センサ２１の出力信号および温度センサ２２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。
【００１３】
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。
【００１４】
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５１内に回転可能に挿入される円形カム５６が固定されている。これらの円形カム５６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５６間には図３においてハッチングで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５８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５８は各円形カム５６間に配置されており、これら円形カム５８は対応する各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入されている。
【００１５】
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５６を図３（Ａ）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５７が下方中央に向けて移動するために円形カム５８がカム挿入孔５３内において図３（Ａ）の破線の矢印に示すように円形カム５６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が下方中央まで移動すると円形カム５８の中心が偏心軸５７の下方へ移動する。
【００１６】
図３（Ａ）と図３（Ｂ）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５６の中心と円形カム５８の中心との距離によって定まり、円形カム５６の中心と円形カム５８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。
【００１７】
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ギア６１，６２が取付けられており、これらウォームギア６１，６２と噛合する歯車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。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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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高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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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、実圧縮比が或る程度高いときには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。
【００３３】
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。図７から実圧縮比を１０から１２程度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、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。
【００３４】
このように実圧縮比が１０から１２程度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１０から１２程度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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。従って本発明による実施例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。
【００３７】
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１７の開度および、燃焼室５から排出される未燃ＨＣ量の各変化が示されている。なお、図９は、触媒コンバータ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。
【００３８】
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の開度は全開又はほぼ全開に保持されている。
【００３９】
一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開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。
【００４０】
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。
【００４１】
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Ｌ0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Ｌ0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。
【００４２】
一方、図９に示される例では機関負荷がＬ0よりも低くなると吸気弁７の閉弁時期が予め定められている基準閉弁時期に制御される。図９に示される例ではこの基準閉弁時期は一定値であり、従って図９に示される例では機関負荷がＬ0よりも低くなると吸気弁７の閉弁時期は一定に保持されることになる。
【００４３】
一方、このように吸気弁７の閉弁時期が一定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、即ち機関負荷がＬ0よりも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る。このときスロットル弁１７の開度は機関負荷が低くなるにつれて小さくされる。
【００４４】
一方、図９において破線で示すように機関負荷がＬ0よりも高い領域においては、機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、予め定められている基準閉弁時期まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。
【００４５】
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２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが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。従って本発明では膨張比が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。
【００４６】
さて、図９に示される如く機関負荷がＬ0よりも低い領域では機械圧縮比および吸気弁７の閉弁時期が共に一定に維持されるので実圧縮比も一定に維持されている。このときの実圧縮比は機関高負荷運転時と同じ実圧縮比とされ、従って図９に示される例では機関負荷にかかわらず実圧縮比が一定とされている。
【００４７】
一方、図７に示されるように実圧縮比εが低くなると膨張比が同一であっても理論熱効率は実圧縮比εが低くなるほど低下する。なお、図７において実圧縮比ε＝５は実用上使用可能な下限実圧縮比を示している。図７からわかるように理論熱効率からみると実圧縮比εはノッキングが発生しない限り、高くすることが好ましく、従って図９に示される例では実圧縮比は機関負荷にかかわらずに１０から１２程度とされている。
【００４８】
さて、図９からわかるように機関負荷がＬ0よりも低い機関低負荷運転側では１０〜１２程度の実圧縮比のもとで２０以上の膨張比とされており、従って図７からわかるように理論熱効率はかなり高くなっている。しかしながら理論熱効率が高くなると排気ガス温が低下し、その結果機関始動時であれば触媒コンバータ２０内の触媒例えば三元触媒を活性化させるのが困難になり、機関運転時であれば三元触媒の温度が活性温度以下に低下するのを阻止するのが困難になるという問題を生ずる。
【００４９】
このような問題を解決するためには機関始動時に熱効率を低下させ、或いは機関運転中において機関負荷が低負荷運転側となったときに一時的に熱効率を低下させ、それによって排気ガス温を上昇させればよいことになる。この場合、熱効率を低下させる方法は基本的に二つの方法があり、次にこのことについて図７と同様な図１０を参照しつつ説明する。
【００５０】
例えば機関負荷が低負荷運転側であるときに機械圧縮比が２５とされ、実圧縮比εが１０とされていたとすると、このときの状態は図１０のＡ点で示されることになる。このような状態で理論熱効率を矢印で示すだけ低下させるための一つの方法はＡ点からＢ1点に向けて実圧縮比εを変化させることなく膨張比、即ち機械圧縮比を低下させる方法であり、もう一つの方法はＡ点からＢ2点に向けて膨張比、即ち機械圧縮比を変化させることなく実圧縮比εを低下させる方法である。無論、機械圧縮比および実圧縮比εを共に変化させることにより理論熱効率を矢印で示すだけ低下させることもできる。
【００５１】
ところで三元触媒のように触媒が酸化機能を有している場合には、触媒の温度は、排気ガス温を増大させるよりも、排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量を増大させてこの未燃ＨＣによる酸化反応熱を増大させた方がはるかに急速に上昇する。即ち、触媒の温度を上昇させるには排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量を増大させることが好ましいことになる。
【００５２】
一方、本発明におけるように機械圧縮比を変更可能な場合には機械圧縮比が高くされるほど圧縮行程末期におけるシリンダヘッド３の内壁面とピストン４の頂面間の間隙が小さくなるために燃焼火炎が燃焼室５の周辺部まで広がりずらくなり、斯くして機械圧縮比が高くされるほど未燃ＨＣの発生量が増大する。事実、図１に示される内燃機関では図１１に示されるように排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量は機械圧縮比が高くなるほど増大する。従って触媒の温度を急速に上昇させるには機械圧縮比を低下させないことが好ましいことになる。
【００５３】
さて、前述したように熱効率を低下させて排気ガス温を上昇させるには機械圧縮比を低下させるか、或いは実圧縮比を低下させるかのいずれかである。この場合、触媒の温度を急速に上昇させるには機械圧縮比はできる限り低下させないことが好ましく、主に実圧縮比を低下させることが好ましいことになる。一方、実圧縮比を低下させるには、機械圧縮比を低下させるか、或いは吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させるかのいずれかである。この場合、触媒の温度を急速に上昇させるには上述した如く機械圧縮比はできる限り低下させないことが好しく、従って、主に吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させることが好ましいことになる。
【００５４】
従って本発明では、 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Ｂと、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構Ａとを具備しており、燃焼室５内に供給される吸入空気が吸気弁７の閉弁時期を変化させることによって制御され、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ると共に吸気弁７の閉弁時期が予め定められている基準閉弁時期に制御される火花点火式内燃機関において、機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持される機関低負荷運転側において排気浄化用触媒を昇温すべきときには実圧縮比が低下せしめられ、この実圧縮比の低下作用は主に吸気弁７の閉弁時期を基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。
【００５５】
このように本発明では実圧縮比の低下作用が主に吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われるので燃焼室５からは多量の未燃ＨＣが排出される。その結果、排気ガス温の増大による触媒の昇温作用に加え、未燃ＨＣの酸化反応熱による触媒の昇温作用が行われるので触媒を急速に昇温させることができることになる。
【００５６】
図１２は図９に示される運転制御が行われている場合において機関負荷がＬ1のときに触媒の急速昇温が行われた場合の具体的な制御例を示している。図１２に示されるようにこの場合には機械圧縮比は低下せしめられず、吸気弁７の閉弁時期をΔＩＣだけ遅角させることによって実圧縮比がＡ点からＢ2点まで低下せしめられる。即ち、この具体的な制御例では、実圧縮比の低下作用は機械圧縮比を最大機械圧縮比に維持しつつ吸気弁７の閉弁時期を基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。
【００５７】
なお、図１２に示されるように吸気弁７の閉弁時期が遅角されると吸入空気量が減少するのでこのとき吸気弁７の閉弁時期が遅角されても吸入空気量が変化しないようにスロットル弁１７の開度が増大せしめられる。なお、機関負荷に応じた吸入空気量の得られるスロットル弁１７の開度は機関負荷、機関回転数および吸気弁７の閉弁時期の関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されており、従ってスロットル弁１７の開度はこのＲＯＭ３２内に記憶されている開度に基づいて制御される。
【００５８】
一方、このときには機械圧縮比は低下せしめられず、最大機械圧縮比に維持されているので図１２に示されるように燃焼室５から排出される未燃ＨＣの量は変化しない。即ち、このとき燃焼室５からは多量の未燃ＨＣが排出されるので触媒が急速に加熱されることになる。
【００５９】
ところで触媒が活性化していないときに燃焼室５から多量の未燃ＨＣが排出されるとこれら未燃ＨＣは触媒において酸化されることなく大気中に排出されることになり、好ましくない。従って本発明による実施例では図１２に示される実圧縮比の低下作用は触媒が活性化しているときに行うようにしている。
【００６０】
即ち、触媒が活性化していないときには燃焼室５から未燃ＨＣができる限り排出しないようにして排気ガス温を上昇させることが好ましく、そのためには機械圧縮比を低下させることが好ましいと言える。従って本発明による実施例では触媒を昇温すべきときに触媒が活性化していないときには、触媒の昇温作用は主に機械圧縮比を最大機械圧縮比から低下させることによって行うようにしている。
【００６１】
図１３は触媒が活性化していない場合において機関負荷がＬ1のときに触媒の昇温作用が行われた場合の具体的な制御例を示している。図１３に示されるようにこの場合には機械圧縮比がＡ点からＢ1点までΔＣＲだけ低下せしめら、このとき実圧縮比が変化しないように吸気弁７の閉弁時期がΔＩＣだけ進角される。即ち、このとき触媒の昇温作用は実圧縮比を一定に維持しつつ機械圧縮比を最大機械圧縮比から低下させることによって行われる。このとき図１３に示されるように燃焼室５から排出される未燃ＨＣの量は減少せしめられる。
【００６２】
一方、吸気弁７の閉弁時期が進角されると吸入空気量が増大するのでこのときには吸入空気量が変化しないように図１３に示される如くスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。
【００６３】
図１４に触媒の昇温制御のタイムチャートを示す。なお、図１４には機関負荷の変化、触媒温度ＴＣの変化、活性フラグの状態および昇温制御の形態が示されている。また、図１４の触媒温度ＴＣにおいてＴ0は触媒の活性温度、ＴＸは活性温度Ｔ0よりも若干高い温度であって触媒がまちがいなく活性していると判断しうる活性判断温度であり、ＴＣＯは触媒を昇温する際の昇温目標温度を示している。
【００６４】
図１４に示されるように本発明による実施例では機関の始動後、触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸを越えるまでは図１３に示される昇温制御Ｉが行われ、触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸを越えると活性フラグがセットされると共に触媒温度ＴＣが昇温目標温度ＴＣＯを越えるまで図１２に示される昇温制御ＩＩが行われる。その後、触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸ以下になると触媒温度ＴＣが昇温目標温度ＴＣＯを越えるまで再び図１２に示される昇温制御ＩＩが行われる。即ち、活性フラグが一旦セットされるとその後は昇温制御Ｉは行われることはなく、昇温制御ＩＩのみが行われることになる。
【００６５】
なお、昇温制御ＩおよびＩＩを行う際の吸気弁７の閉弁時期の進角量や遅角量ΔＩＣおよび機械圧縮比の低下量ΔＣＲは触媒の昇温作用時における触媒温度ＴＣと昇温目標温度ＴＣＯとの温度差ΔＴに基づいて制御される。即ち、昇温制御Ｉのときには図１５に示されるように触媒温度ＴＣと昇温目標温度ＴＣＯとの温度差ΔＴが大きいほど最大機械圧縮比からの機械圧縮比の低下量ΔＣＲが大きくされると共に吸気弁７の閉弁時期の進角量ΔＩＣが増大される。即ち、このとき吸気弁７の閉弁時期は吸気下死点に近づく方向に移動せしめられる。
【００６６】
これに対し、昇温制御ＩＩのときには図１６に示されるように触媒温度ＴＣと昇温目標温度ＴＣＯとの温度差ΔＴが大きいほど吸気弁７の閉弁時期の遅角量ΔＩＣが増大される。即ち、このときには吸気弁７の閉弁時期は基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動せしめられる。即ち、昇温制御ＩおよびＩＩが行われたときには熱効率をできるだけ低下させないように昇温制御Ｉにおいて温度差ΔＴが小さくなったときには機械圧縮比の低下量ΔＣＲが小さくされ、昇温制御ＩＩにおいて温度ΔＴが小さくなったときには実圧縮比が増大するように吸気弁７の閉弁時期の遅角量ΔＩＣが小さくされる。
【００６７】
図１７は図１４に示される活性フラグのセット処理ルーチンを示しており、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図１７を参照するとまず初めにステップ９０において活性フラグがセットされているか否かが判別される。活性フラグがセットされていないときにはステップ９１に進んで触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸを越えたか否かが判別される。ＴＣ＞ＴＸとなったときにはステップ９２に進んで活性フラグがセットされる。この活性フラグは機関が停止されるとリセットされる。
【００６８】
図１９は運転制御ルーチンを示しており、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図１９を参照するとまず初めにステップ１００において図１８に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣ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ＩＣが機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として図１８に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２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ＩＣが算出される。次いでステップ１０１では実圧縮比を予め定められた実圧縮比とするのに必要な機械圧縮比ＣＲが算出される。
【００６９】
次いでステップ１０２では機関負荷Ｌが予め定められた機関負荷Ｌ0よりも低いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ0のときにはステップ１０３にジャンプしてスロットル弁１７の開度が算出される。前述したようにこのスロットル弁１７の開度θは予めＲＯＭ３２内に記憶されている。次いでステップ１０４では機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期が閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、スロットル弁１７の開度が開度θとなるようにスロットル弁１７が制御される。
【００７０】
一方、ステップ１０２においてＬ＜Ｌ0であると判断されるとステップ１０５に進んで活性フラグがセットされているか否かが判別される。活性フラグがセットされていないときにはステップ１０６に進んで昇温フラグがセットされる。次いでステップ１０７に進んで図１４に示される昇温制御Ｉが行われる。
【００７１】
即ち、ステップ１０７では図１５に示す関係から温度差ΔＴに基づいて機械圧縮比の低下量ΔＣＲが算出され、次いでステップ１０８では図１５に示す関係から温度差ΔＴに基づいて吸気弁閉弁時期の進角量ΔＩＣが算出される。次いでステップ１０９ではステップ１０１において算出された機械圧縮比ＩＣとステップ１０７において算出された低下量ΔＩＣから最終的な機械圧縮比ＩＣが算出され、次いでステップ１１０ではステップ１００において算出された吸気弁７の閉弁時期ＩＣとステップ１０８において算出された進角量ΔＩＣから最終的な空気弁７の閉弁時期ＩＣが算出される。次いでステップ１０３に進む。
【００７２】
一方、ステップ１０５において活性フラグがセットされたと判断されるとステップ１１１に進んで図１４に示される昇温制御ＩＩを実行すべきことを示す昇温フラグがセットされているか否かが判別される。昇温フラグがセットされているときにはステップ１１４にジャンプして触媒温度ＴＣが昇温目標温度ＴＣＯを越えたか否かが判別される。ＴＣ≦ＴＣＯのときにはステップ１１５に進んで図１６に示す関係から温度差ΔＴに基づいて吸気弁閉弁時期の遅角量ΔＩＣが算出される。次いでステップ１１０ではステップ１００において算出された吸気弁７の閉弁時期ＩＣとステップ１１５において算出された遅角量ΔＩＣから最終的な吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出される。次いでステップ１０３に進む。
【００７３】
次いでステップ１１４においてＴＣ＞ＴＣＯになったと判断されるとステップ１１６に進んで昇温フラグがリセットされ、昇温制御ＩＩが停止される。昇温フラグがリセットされるとステップ１１１からステップ１１２に進んで触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸ以下に低下したか否かが判別される。ＴＣ＜ＴＸになるとステップ１１３に進んで昇温フラグがセットされる。次いでステップ１１４を経てステップ１１５に進み、再び昇温制御ＩＩが行われる。
【符号の説明】
【００７４】
１ クランクケース
２ シリンダブロック
３ シリンダヘッド
４ ピストン
５ 燃焼室
７ 吸気弁
２０ 触媒コンバータ
７０ 吸気弁駆動用カムシャフト
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 可変バルブタイミング機構
【技術分野】
【０００１】
本発明は火花点火式内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
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、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構とを具備しており、機関排気通路内に配置された触媒の温度が活性温度以下に低下すると予測されるときには実圧縮比を同一に保持しつつ又は実圧縮比を増大させつつ機械圧縮比を低下させるようにした火花点火式内燃機関が公知である（特許文献１を参照）。この内燃機関では機械圧縮比を低下させることにより熱効率を低下させて排気ガス温を上昇させ、それによって触媒の温度を活性温度以下に低下させないようにしている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００９−１１５０３５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで触媒の温度は、排気ガス温を増大させるよりも、排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量を増大させてこの未燃ＨＣによる酸化反応熱を増大させた方がはるかに急速に上昇する。一方、機械圧縮比を変更可能な場合には機械圧縮比が高くされるほど圧縮行程末期におけるシリンダヘッド内壁面とピストン頂面間の間隙が小さくなるために燃焼火炎が燃焼室の周辺部まで広がりずらくなり、斯くして機械圧縮比が高くされるほど未燃ＨＣの発生量が増大することになる。
【０００５】
従って上述の内燃機関におけるように機械圧縮比を低下させることによって触媒の温度が活性温度以下に低下するのを阻止するようにした場合には、このとき排気ガス温は増大せしめられるものの排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量が減少するために酸化反応熱による触媒の急速な昇温作用が弱められ、斯くして触媒を急速に昇温させることができないという問題がある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記問題点を解決するために本発明によれば、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、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構とを具備しており、燃焼室内に供給される吸入空気が吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、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ると共に吸気弁の閉弁時期が予め定められている基準閉弁時期に制御される火花点火式内燃機関において、機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持される機関低負荷運転側において排気浄化用触媒を昇温すべきときには実圧縮比が低下せしめられ、この実圧縮比の低下作用は主に吸気弁の閉弁時期を上記基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。
【発明の効果】
【０００７】
実圧縮比を低下させるには、機械圧縮比を低下させるか、或いは吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させるかのいずれかである。本発明ではこの実圧縮比の低下作用は主に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。従って燃焼室からは多量の未燃ＨＣが排出されるので排気ガス温の増大による触媒の昇温作用に加え、未燃ＨＣの酸化反応熱による触媒の昇温作用が行われ、斯くして触媒を急速に昇温させることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】火花点火式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】理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
【図１１】燃焼室内で生成される未燃ＨＣと機械圧縮比との関係を示す図である。
【図１２】触媒が活性化していないときの触媒の昇温作用時における機械圧縮比や吸気弁の開弁時期等の制御を示す図である。
【図１３】触媒が活性化しているときの触媒の昇温作用時における吸気弁の閉弁時期等の制御を示す図である。
【図１４】触媒の昇温制御を示すタイムチャートである。
【図１５】触媒の昇温作用時における触媒温度と昇温目標温度との温度差と、機械圧縮比の低下量および吸気弁閉弁時期の進角量との関係を示す図である。
【図１６】触媒の昇温作用時における触媒温度と昇温目標温度との温度差と吸気弁閉弁時期の遅角量との関係を示す図である。
【図１７】活性フラグをセットするためのフローチャートである。
【図１８】吸気弁の閉弁時期のマップを示す図である。
【図１９】運転制御を行うためのフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
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、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。
【００１０】
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コンバータ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。また、触媒コンバータ２０には触媒コンバータ２０内に内蔵された触媒、例えば三元触媒の温度を検出するための温度センサ２２が取付けられている。
【００１１】
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。
【００１２】
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の出力信号、空燃比センサ２１の出力信号および温度センサ２２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。
【００１３】
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。
【００１４】
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５１内に回転可能に挿入される円形カム５６が固定されている。これらの円形カム５６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５６間には図３においてハッチングで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５８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５８は各円形カム５６間に配置されており、これら円形カム５８は対応する各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入されている。
【００１５】
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５６を図３（Ａ）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５７が下方中央に向けて移動するために円形カム５８がカム挿入孔５３内において図３（Ａ）の破線の矢印に示すように円形カム５６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が下方中央まで移動すると円形カム５８の中心が偏心軸５７の下方へ移動する。
【００１６】
図３（Ａ）と図３（Ｂ）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５６の中心と円形カム５８の中心との距離によって定まり、円形カム５６の中心と円形カム５８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。
【００１７】
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ギア６１，６２が取付けられており、これらウォームギア６１，６２と噛合する歯車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。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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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高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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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、実圧縮比が或る程度高いときには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。
【００３３】
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。図７から実圧縮比を１０から１２程度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、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。
【００３４】
このように実圧縮比が１０から１２程度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１０から１２程度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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。従って本発明による実施例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。
【００３７】
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１７の開度および、燃焼室５から排出される未燃ＨＣ量の各変化が示されている。なお、図９は、触媒コンバータ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。
【００３８】
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の開度は全開又はほぼ全開に保持されている。
【００３９】
一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開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。
【００４０】
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。
【００４１】
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Ｌ0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Ｌ0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。
【００４２】
一方、図９に示される例では機関負荷がＬ0よりも低くなると吸気弁７の閉弁時期が予め定められている基準閉弁時期に制御される。図９に示される例ではこの基準閉弁時期は一定値であり、従って図９に示される例では機関負荷がＬ0よりも低くなると吸気弁７の閉弁時期は一定に保持されることになる。
【００４３】
一方、このように吸気弁７の閉弁時期が一定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、即ち機関負荷がＬ0よりも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る。このときスロットル弁１７の開度は機関負荷が低くなるにつれて小さくされる。
【００４４】
一方、図９において破線で示すように機関負荷がＬ0よりも高い領域においては、機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、予め定められている基準閉弁時期まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。
【００４５】
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２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが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。従って本発明では膨張比が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。
【００４６】
さて、図９に示される如く機関負荷がＬ0よりも低い領域では機械圧縮比および吸気弁７の閉弁時期が共に一定に維持されるので実圧縮比も一定に維持されている。このときの実圧縮比は機関高負荷運転時と同じ実圧縮比とされ、従って図９に示される例では機関負荷にかかわらず実圧縮比が一定とされている。
【００４７】
一方、図７に示されるように実圧縮比εが低くなると膨張比が同一であっても理論熱効率は実圧縮比εが低くなるほど低下する。なお、図７において実圧縮比ε＝５は実用上使用可能な下限実圧縮比を示している。図７からわかるように理論熱効率からみると実圧縮比εはノッキングが発生しない限り、高くすることが好ましく、従って図９に示される例では実圧縮比は機関負荷にかかわらずに１０から１２程度とされている。
【００４８】
さて、図９からわかるように機関負荷がＬ0よりも低い機関低負荷運転側では１０〜１２程度の実圧縮比のもとで２０以上の膨張比とされており、従って図７からわかるように理論熱効率はかなり高くなっている。しかしながら理論熱効率が高くなると排気ガス温が低下し、その結果機関始動時であれば触媒コンバータ２０内の触媒例えば三元触媒を活性化させるのが困難になり、機関運転時であれば三元触媒の温度が活性温度以下に低下するのを阻止するのが困難になるという問題を生ずる。
【００４９】
このような問題を解決するためには機関始動時に熱効率を低下させ、或いは機関運転中において機関負荷が低負荷運転側となったときに一時的に熱効率を低下させ、それによって排気ガス温を上昇させればよいことになる。この場合、熱効率を低下させる方法は基本的に二つの方法があり、次にこのことについて図７と同様な図１０を参照しつつ説明する。
【００５０】
例えば機関負荷が低負荷運転側であるときに機械圧縮比が２５とされ、実圧縮比εが１０とされていたとすると、このときの状態は図１０のＡ点で示されることになる。このような状態で理論熱効率を矢印で示すだけ低下させるための一つの方法はＡ点からＢ1点に向けて実圧縮比εを変化させることなく膨張比、即ち機械圧縮比を低下させる方法であり、もう一つの方法はＡ点からＢ2点に向けて膨張比、即ち機械圧縮比を変化させることなく実圧縮比εを低下させる方法である。無論、機械圧縮比および実圧縮比εを共に変化させることにより理論熱効率を矢印で示すだけ低下させることもできる。
【００５１】
ところで三元触媒のように触媒が酸化機能を有している場合には、触媒の温度は、排気ガス温を増大させるよりも、排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量を増大させてこの未燃ＨＣによる酸化反応熱を増大させた方がはるかに急速に上昇する。即ち、触媒の温度を上昇させるには排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量を増大させることが好ましいことになる。
【００５２】
一方、本発明におけるように機械圧縮比を変更可能な場合には機械圧縮比が高くされるほど圧縮行程末期におけるシリンダヘッド３の内壁面とピストン４の頂面間の間隙が小さくなるために燃焼火炎が燃焼室５の周辺部まで広がりずらくなり、斯くして機械圧縮比が高くされるほど未燃ＨＣの発生量が増大する。事実、図１に示される内燃機関では図１１に示されるように排気ガス中に含まれる未燃ＨＣの量は機械圧縮比が高くなるほど増大する。従って触媒の温度を急速に上昇させるには機械圧縮比を低下させないことが好ましいことになる。
【００５３】
さて、前述したように熱効率を低下させて排気ガス温を上昇させるには機械圧縮比を低下させるか、或いは実圧縮比を低下させるかのいずれかである。この場合、触媒の温度を急速に上昇させるには機械圧縮比はできる限り低下させないことが好ましく、主に実圧縮比を低下させることが好ましいことになる。一方、実圧縮比を低下させるには、機械圧縮比を低下させるか、或いは吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させるかのいずれかである。この場合、触媒の温度を急速に上昇させるには上述した如く機械圧縮比はできる限り低下させないことが好しく、従って、主に吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させることが好ましいことになる。
【００５４】
従って本発明では、 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Ｂと、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構Ａとを具備しており、燃焼室５内に供給される吸入空気が吸気弁７の閉弁時期を変化させることによって制御され、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ると共に吸気弁７の閉弁時期が予め定められている基準閉弁時期に制御される火花点火式内燃機関において、機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持される機関低負荷運転側において排気浄化用触媒を昇温すべきときには実圧縮比が低下せしめられ、この実圧縮比の低下作用は主に吸気弁７の閉弁時期を基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。
【００５５】
このように本発明では実圧縮比の低下作用が主に吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われるので燃焼室５からは多量の未燃ＨＣが排出される。その結果、排気ガス温の増大による触媒の昇温作用に加え、未燃ＨＣの酸化反応熱による触媒の昇温作用が行われるので触媒を急速に昇温させることができることになる。
【００５６】
図１２は図９に示される運転制御が行われている場合において機関負荷がＬ1のときに触媒の急速昇温が行われた場合の具体的な制御例を示している。図１２に示されるようにこの場合には機械圧縮比は低下せしめられず、吸気弁７の閉弁時期をΔＩＣだけ遅角させることによって実圧縮比がＡ点からＢ2点まで低下せしめられる。即ち、この具体的な制御例では、実圧縮比の低下作用は機械圧縮比を最大機械圧縮比に維持しつつ吸気弁７の閉弁時期を基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる。
【００５７】
なお、図１２に示されるように吸気弁７の閉弁時期が遅角されると吸入空気量が減少するのでこのとき吸気弁７の閉弁時期が遅角されても吸入空気量が変化しないようにスロットル弁１７の開度が増大せしめられる。なお、機関負荷に応じた吸入空気量の得られるスロットル弁１７の開度は機関負荷、機関回転数および吸気弁７の閉弁時期の関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されており、従ってスロットル弁１７の開度はこのＲＯＭ３２内に記憶されている開度に基づいて制御される。
【００５８】
一方、このときには機械圧縮比は低下せしめられず、最大機械圧縮比に維持されているので図１２に示されるように燃焼室５から排出される未燃ＨＣの量は変化しない。即ち、このとき燃焼室５からは多量の未燃ＨＣが排出されるので触媒が急速に加熱されることになる。
【００５９】
ところで触媒が活性化していないときに燃焼室５から多量の未燃ＨＣが排出されるとこれら未燃ＨＣは触媒において酸化されることなく大気中に排出されることになり、好ましくない。従って本発明による実施例では図１２に示される実圧縮比の低下作用は触媒が活性化しているときに行うようにしている。
【００６０】
即ち、触媒が活性化していないときには燃焼室５から未燃ＨＣができる限り排出しないようにして排気ガス温を上昇させることが好ましく、そのためには機械圧縮比を低下させることが好ましいと言える。従って本発明による実施例では触媒を昇温すべきときに触媒が活性化していないときには、触媒の昇温作用は主に機械圧縮比を最大機械圧縮比から低下させることによって行うようにしている。
【００６１】
図１３は触媒が活性化していない場合において機関負荷がＬ1のときに触媒の昇温作用が行われた場合の具体的な制御例を示している。図１３に示されるようにこの場合には機械圧縮比がＡ点からＢ1点までΔＣＲだけ低下せしめら、このとき実圧縮比が変化しないように吸気弁７の閉弁時期がΔＩＣだけ進角される。即ち、このとき触媒の昇温作用は実圧縮比を一定に維持しつつ機械圧縮比を最大機械圧縮比から低下させることによって行われる。このとき図１３に示されるように燃焼室５から排出される未燃ＨＣの量は減少せしめられる。
【００６２】
一方、吸気弁７の閉弁時期が進角されると吸入空気量が増大するのでこのときには吸入空気量が変化しないように図１３に示される如くスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。
【００６３】
図１４に触媒の昇温制御のタイムチャートを示す。なお、図１４には機関負荷の変化、触媒温度ＴＣの変化、活性フラグの状態および昇温制御の形態が示されている。また、図１４の触媒温度ＴＣにおいてＴ0は触媒の活性温度、ＴＸは活性温度Ｔ0よりも若干高い温度であって触媒がまちがいなく活性していると判断しうる活性判断温度であり、ＴＣＯは触媒を昇温する際の昇温目標温度を示している。
【００６４】
図１４に示されるように本発明による実施例では機関の始動後、触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸを越えるまでは図１３に示される昇温制御Ｉが行われ、触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸを越えると活性フラグがセットされると共に触媒温度ＴＣが昇温目標温度ＴＣＯを越えるまで図１２に示される昇温制御ＩＩが行われる。その後、触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸ以下になると触媒温度ＴＣが昇温目標温度ＴＣＯを越えるまで再び図１２に示される昇温制御ＩＩが行われる。即ち、活性フラグが一旦セットされるとその後は昇温制御Ｉは行われることはなく、昇温制御ＩＩのみが行われることになる。
【００６５】
なお、昇温制御ＩおよびＩＩを行う際の吸気弁７の閉弁時期の進角量や遅角量ΔＩＣおよび機械圧縮比の低下量ΔＣＲは触媒の昇温作用時における触媒温度ＴＣと昇温目標温度ＴＣＯとの温度差ΔＴに基づいて制御される。即ち、昇温制御Ｉのときには図１５に示されるように触媒温度ＴＣと昇温目標温度ＴＣＯとの温度差ΔＴが大きいほど最大機械圧縮比からの機械圧縮比の低下量ΔＣＲが大きくされると共に吸気弁７の閉弁時期の進角量ΔＩＣが増大される。即ち、このとき吸気弁７の閉弁時期は吸気下死点に近づく方向に移動せしめられる。
【００６６】
これに対し、昇温制御ＩＩのときには図１６に示されるように触媒温度ＴＣと昇温目標温度ＴＣＯとの温度差ΔＴが大きいほど吸気弁７の閉弁時期の遅角量ΔＩＣが増大される。即ち、このときには吸気弁７の閉弁時期は基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動せしめられる。即ち、昇温制御ＩおよびＩＩが行われたときには熱効率をできるだけ低下させないように昇温制御Ｉにおいて温度差ΔＴが小さくなったときには機械圧縮比の低下量ΔＣＲが小さくされ、昇温制御ＩＩにおいて温度ΔＴが小さくなったときには実圧縮比が増大するように吸気弁７の閉弁時期の遅角量ΔＩＣが小さくされる。
【００６７】
図１７は図１４に示される活性フラグのセット処理ルーチンを示しており、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図１７を参照するとまず初めにステップ９０において活性フラグがセットされているか否かが判別される。活性フラグがセットされていないときにはステップ９１に進んで触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸを越えたか否かが判別される。ＴＣ＞ＴＸとなったときにはステップ９２に進んで活性フラグがセットされる。この活性フラグは機関が停止されるとリセットされる。
【００６８】
図１９は運転制御ルーチンを示しており、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図１９を参照するとまず初めにステップ１００において図１８に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣ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ＩＣが機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として図１８に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２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ＩＣが算出される。次いでステップ１０１では実圧縮比を予め定められた実圧縮比とするのに必要な機械圧縮比ＣＲが算出される。
【００６９】
次いでステップ１０２では機関負荷Ｌが予め定められた機関負荷Ｌ0よりも低いか否かが判別される。Ｌ≧Ｌ0のときにはステップ１０３にジャンプしてスロットル弁１７の開度が算出される。前述したようにこのスロットル弁１７の開度θは予めＲＯＭ３２内に記憶されている。次いでステップ１０４では機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期が閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、スロットル弁１７の開度が開度θとなるようにスロットル弁１７が制御される。
【００７０】
一方、ステップ１０２においてＬ＜Ｌ0であると判断されるとステップ１０５に進んで活性フラグがセットされているか否かが判別される。活性フラグがセットされていないときにはステップ１０６に進んで昇温フラグがセットされる。次いでステップ１０７に進んで図１４に示される昇温制御Ｉが行われる。
【００７１】
即ち、ステップ１０７では図１５に示す関係から温度差ΔＴに基づいて機械圧縮比の低下量ΔＣＲが算出され、次いでステップ１０８では図１５に示す関係から温度差ΔＴに基づいて吸気弁閉弁時期の進角量ΔＩＣが算出される。次いでステップ１０９ではステップ１０１において算出された機械圧縮比ＩＣとステップ１０７において算出された低下量ΔＩＣから最終的な機械圧縮比ＩＣが算出され、次いでステップ１１０ではステップ１００において算出された吸気弁７の閉弁時期ＩＣとステップ１０８において算出された進角量ΔＩＣから最終的な空気弁７の閉弁時期ＩＣが算出される。次いでステップ１０３に進む。
【００７２】
一方、ステップ１０５において活性フラグがセットされたと判断されるとステップ１１１に進んで図１４に示される昇温制御ＩＩを実行すべきことを示す昇温フラグがセットされているか否かが判別される。昇温フラグがセットされているときにはステップ１１４にジャンプして触媒温度ＴＣが昇温目標温度ＴＣＯを越えたか否かが判別される。ＴＣ≦ＴＣＯのときにはステップ１１５に進んで図１６に示す関係から温度差ΔＴに基づいて吸気弁閉弁時期の遅角量ΔＩＣが算出される。次いでステップ１１０ではステップ１００において算出された吸気弁７の閉弁時期ＩＣとステップ１１５において算出された遅角量ΔＩＣから最終的な吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出される。次いでステップ１０３に進む。
【００７３】
次いでステップ１１４においてＴＣ＞ＴＣＯになったと判断されるとステップ１１６に進んで昇温フラグがリセットされ、昇温制御ＩＩが停止される。昇温フラグがリセットされるとステップ１１１からステップ１１２に進んで触媒温度ＴＣが活性判断温度ＴＸ以下に低下したか否かが判別される。ＴＣ＜ＴＸになるとステップ１１３に進んで昇温フラグがセットされる。次いでステップ１１４を経てステップ１１５に進み、再び昇温制御ＩＩが行われる。
【符号の説明】
【００７４】
１ クランクケース
２ シリンダブロック
３ シリンダヘッド
４ ピストン
５ 燃焼室
７ 吸気弁
２０ 触媒コンバータ
７０ 吸気弁駆動用カムシャフト
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 可変バルブタイミング機構
【特許請求の範囲】
【請求項１】
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、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構とを具備しており、燃焼室内に供給される吸入空気が吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、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ると共に吸気弁の閉弁時期が予め定められている基準閉弁時期に制御される火花点火式内燃機関において、機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持される機関低負荷運転側において排気浄化用触媒を昇温すべきときには実圧縮比が低下せしめられ、この実圧縮比の低下作用は主に吸気弁の閉弁時期を上記基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる火花点火式内燃機関。
【請求項２】
上記実圧縮比の低下作用は機械圧縮比を最大機械圧縮比に維持しつつ吸気弁の閉弁時期を上記基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
上記実圧縮比の低下作用は上記排気浄化用触媒が活性化しているときに行われる請求項１又は請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
上記排気浄化用触媒を昇温すべきときに該触媒が活性化していないときには、該触媒の昇温作用は主に機械圧縮比を最大機械圧縮比から低下させることによって行われる請求項３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
該触媒の昇温作用は実圧縮比を一定に維持しつつ機械圧縮比を最大機械圧縮比から低下させることによって行われる請求項４に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
上記排気浄化用触媒の昇温目標温度が予め設定されており、該触媒の昇温作用時に該触媒の温度と該昇温目標温度との温度差が大きいほど最大機械圧縮比からの機械圧縮比の低下量が大きくされる請求項５に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項７】
上記排気浄化用触媒の昇温目標温度が予め設定されており、該実圧縮比の低下作用時に該触媒の温度と該昇温目標温度との温度差が大きいほど吸気弁の閉弁時期を上記基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させるようにした請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１】
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、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構とを具備しており、燃焼室内に供給される吸入空気が吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、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ると共に吸気弁の閉弁時期が予め定められている基準閉弁時期に制御される火花点火式内燃機関において、機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持される機関低負荷運転側において排気浄化用触媒を昇温すべきときには実圧縮比が低下せしめられ、この実圧縮比の低下作用は主に吸気弁の閉弁時期を上記基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる火花点火式内燃機関。
【請求項２】
上記実圧縮比の低下作用は機械圧縮比を最大機械圧縮比に維持しつつ吸気弁の閉弁時期を上記基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させることによって行われる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
上記実圧縮比の低下作用は上記排気浄化用触媒が活性化しているときに行われる請求項１又は請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
上記排気浄化用触媒を昇温すべきときに該触媒が活性化していないときには、該触媒の昇温作用は主に機械圧縮比を最大機械圧縮比から低下させることによって行われる請求項３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
該触媒の昇温作用は実圧縮比を一定に維持しつつ機械圧縮比を最大機械圧縮比から低下させることによって行われる請求項４に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
上記排気浄化用触媒の昇温目標温度が予め設定されており、該触媒の昇温作用時に該触媒の温度と該昇温目標温度との温度差が大きいほど最大機械圧縮比からの機械圧縮比の低下量が大きくされる請求項５に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項７】
上記排気浄化用触媒の昇温目標温度が予め設定されており、該実圧縮比の低下作用時に該触媒の温度と該昇温目標温度との温度差が大きいほど吸気弁の閉弁時期を上記基準閉弁時期よりも吸気下死点から離れる方向に移動させるようにした請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【図１９】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【図１９】
【公開番号】特開２０１１−１０６３７１（Ｐ２０１１−１０６３７１Ａ）
【公開日】平成２３年６月２日（２０１１．６．２）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００９−２６３２１０（Ｐ２００９−２６３２１０）
【出願日】平成２１年１１月１８日（２００９．１１．１８）
【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２３年６月２日（２０１１．６．２）
【国際特許分類】
【出願日】平成２１年１１月１８日（２００９．１１．１８）
【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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