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JP2008274962A - Spark ignition internal combustion engine - Google Patents

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JP2008274962A
JP2008274962A JP2008207047A JP2008207047A JP2008274962A JP 2008274962 A JP2008274962 A JP 2008274962A JP 2008207047 A JP2008207047 A JP 2008207047A JP 2008207047 A JP2008207047 A JP 2008207047A JP 2008274962 A JP2008274962 A JP 2008274962A
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JP
Japan
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compression ratio
mechanical compression
intake valve
valve
load
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JP2008207047A
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Japanese (ja)
Inventor
Daisuke Akihisa
大輔 秋久
Eiichi Kamiyama
栄一 神山
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Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
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Publication date
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent an occurrence of a pumping loss in a high expansion ratio. <P>SOLUTION: This spark ignition internal combustion engine has: a variable compression ratio mechanism A changing a mechanical compression ratio; and a variable valve timing mechanism B individually controlling valve opening timing and valve closing timing of an intake valve. The mechanical compression ratio is maximized so that the maximum expansion ratio is acquired in engine low load operation. The valve opening timing IO of the intake valve 7 is maintained in a target valve opening timing in a noninterfering area of not causing interference with a piston 4 in a substantially intake top dread center in a period of maximizing the mechanical compression ratio. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は火花点火式内燃機関に関する。   The present invention relates to a spark ignition internal combustion engine.

機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の開弁時期および閉弁時期を個別に制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、機関負荷が低くなるほど吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動せしめると共に機械圧縮比を高くするようにした火花点火式内燃機関が公知である(例えば特許文献1を参照)。この内燃機関ではアイドリング運転時に吸気弁は吸気上死点をかなり過ぎてから開弁せしめられ、短かい開弁期間を経て閉弁せしめられる。
特開2002−285876号公報
It has a variable compression ratio mechanism that can change the mechanical compression ratio and a variable valve timing mechanism that can individually control the opening timing and closing timing of the intake valve, and the intake valve closes as the engine load decreases. A spark ignition internal combustion engine in which the timing is moved away from the intake bottom dead center and the mechanical compression ratio is increased is known (see, for example, Patent Document 1). In this internal combustion engine, at the time of idling operation, the intake valve is opened after the intake top dead center is considerably exceeded, and is closed after a short valve opening period.
JP 2002-285876 A

さて、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、従って車両走行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低負荷運転時における熱効率を向上させることが必要となる。ところで内燃機関では膨張比が大きくなればなるほど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、従って膨張比が大きくなるほど熱効率が向上する。一方、機械圧縮比を高くすると膨張比が高くなる。従って車両走行時における熱効率を向上させるためには機関低負荷運転時における機械圧縮比を可能な限り高くして、機関低負荷運転時に最大の膨張比を得られるようにすることが好ましいことになる。   Generally speaking, in an internal combustion engine, the lower the engine load, the worse the thermal efficiency. Therefore, in order to improve the thermal efficiency when the vehicle is running, that is, to improve fuel efficiency, improve the thermal efficiency during engine low load operation. It will be necessary. By the way, in the internal combustion engine, the larger the expansion ratio, the longer the period during which the pressing force acts on the piston during the expansion stroke. Therefore, the greater the expansion ratio, the better the thermal efficiency. On the other hand, when the mechanical compression ratio is increased, the expansion ratio is increased. Therefore, in order to improve the thermal efficiency during vehicle travel, it is preferable to increase the mechanical compression ratio during engine low load operation as much as possible so that the maximum expansion ratio can be obtained during engine low load operation. .

ところで機械圧縮比を高くすると吸気上死点における燃焼室容積が小さくなり、斯くして吸気弁を吸気上死点に対し早く開弁しすぎると吸気弁がピストン頂面と干渉してしまうという問題を生ずる。従って機械圧縮比を高くしたときにはこのような問題を生じないように吸気弁をピストンとの干渉が生じない不干渉領域において開弁させるようにしなければならない。この場合、吸気上死点後に吸気弁が開弁するときには通常吸気弁とピストンとの干渉は生じず、吸気弁とピストンとの干渉が生ずるのは吸気弁が吸気上死点前に開弁するときである。従って吸気弁とピストンとが干渉しないようにするには吸気弁を吸気上死点前の不干渉領域内で開弁させるか或いは吸気上死点後に開弁させることが必要となる。   By the way, if the mechanical compression ratio is increased, the combustion chamber volume at the intake top dead center is reduced. Therefore, if the intake valve is opened too early with respect to the intake top dead center, the intake valve interferes with the piston top surface. Is produced. Therefore, when the mechanical compression ratio is increased, the intake valve must be opened in a non-interference area where interference with the piston does not occur so as not to cause such a problem. In this case, when the intake valve opens after the intake top dead center, there is usually no interference between the intake valve and the piston, and the interference between the intake valve and the piston occurs because the intake valve opens before the intake top dead center. Is the time. Therefore, in order to prevent the intake valve and the piston from interfering with each other, it is necessary to open the intake valve within a non-interference area before the intake top dead center or after the intake top dead center.

ところでこの場合、吸気弁を吸気上死点後に開弁させると吸気弁が開弁するまで燃焼室内は負圧となり、斯くしてポンピング損失が発生する。従って上述の公知の内燃機関におけるようにアイドリング運転時に吸気上死点をかなり過ぎてから吸気弁を開弁させるようにした場合にはかなりのポンピング損失が発生することになる。   In this case, if the intake valve is opened after the intake top dead center, the pressure in the combustion chamber becomes negative until the intake valve is opened, and thus a pumping loss occurs. Accordingly, when the intake valve is opened after a considerable amount of the intake top dead center during idling operation as in the above-described known internal combustion engine, a considerable pumping loss occurs.

さて、前述したように車両走行時における熱効率を向上させるためには機関低負荷運転時に最大の膨張比が得られるように機械圧縮比を可能な限り高くすることが好ましい。しかしながらこのときポンピング損失が発生して熱効率が低下してしまうのでは機械圧縮比を高くした意味が半減してしまう。
本発明の目的は、熱効率を高めるために機械圧縮比を高くしたときに吸気弁とピストンとの干渉を阻止しつつポンピング損失の発生を阻止して高い熱効率を得ることのできる火花点火式内燃機関を提供することにある。
As described above, in order to improve the thermal efficiency during vehicle travel, it is preferable to increase the mechanical compression ratio as much as possible so that the maximum expansion ratio can be obtained during engine low load operation. However, if the pumping loss occurs at this time and the thermal efficiency is lowered, the meaning of increasing the mechanical compression ratio is reduced by half.
An object of the present invention is to provide a spark ignition internal combustion engine capable of obtaining a high thermal efficiency by preventing the occurrence of pumping loss while preventing the interference between the intake valve and the piston when the mechanical compression ratio is increased in order to increase the thermal efficiency. Is to provide.

本発明によれば上記目的を達成するために、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の開弁時期および閉弁時期を個別に制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、機関負荷が低くなるほど吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動せしめることによって要求負荷に応じた量の吸入空気が燃焼室内に供給され、機関低負荷運転時には最大の膨張比が得られるように機械圧縮比を最大にすると共に、少くとも機械圧縮比が最大とされている期間中は吸気弁の開弁時期をほぼ吸気上死点であってピストンとの干渉が生じない不干渉領域内の目標開弁時期に維持するようにしている。   In order to achieve the above object, the present invention includes a variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio, and a variable valve timing mechanism capable of individually controlling the opening timing and closing timing of the intake valve. The lower the engine load is, the more the intake air corresponding to the required load is supplied to the combustion chamber by moving the closing timing of the intake valve away from the intake bottom dead center. In order to obtain an expansion ratio, the mechanical compression ratio is maximized, and at least during the period when the mechanical compression ratio is maximized, the opening timing of the intake valve is almost at the top dead center of the intake, and there is interference with the piston. The target valve opening time in the non-interference area that does not occur is maintained.

吸気弁とピストンとの干渉を阻止しつつ車両走行時における熱効率を大巾に向上することができ、斯くして良好な燃費を得ることができる。   While preventing interference between the intake valve and the piston, the thermal efficiency during traveling of the vehicle can be greatly improved, and thus good fuel consumption can be obtained.

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。
FIG. 1 shows a side sectional view of a spark ignition type internal combustion engine.
Referring to FIG. 1, 1 is a crankcase, 2 is a cylinder block, 3 is a cylinder head, 4 is a piston, 5 is a combustion chamber, 6 is a spark plug disposed at the center of the top surface of the combustion chamber 5, and 7 is intake air. 8 is an intake port, 9 is an exhaust valve, and 10 is an exhaust port. The intake port 8 is connected to a surge tank 12 via an intake branch pipe 11, and a fuel injection valve 13 for injecting fuel into the corresponding intake port 8 is arranged in each intake branch pipe 11. The fuel injection valve 13 may be arranged in each combustion chamber 5 instead of being attached to each intake branch pipe 11.

サージタンク12は吸気ダクト14を介して排気ターボチャージャ15のコンプレッサ15aの出口に連結され、コンプレッサ15aの入口は例えば熱線を用いた吸入空気量検出器16を介してエアクリーナに連結される。吸気ダクト14内にはアクチュエータ18によって駆動されるスロットル弁19が配置される。   The surge tank 12 is connected to the outlet of the compressor 15a of the exhaust turbocharger 15 via an intake duct 14, and the inlet of the compressor 15a is connected to an air cleaner via an intake air amount detector 16 using, for example, heat rays. A throttle valve 19 driven by an actuator 18 is disposed in the intake duct 14.

一方、排気ポート10は排気マニホルド20を介して排気ターボチャージャ15の排気タービン15bの入口に連結され、排気タービン15bの出口は排気管21を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ22に連結される。排気管21内には空燃比センサ23が配置される。   On the other hand, the exhaust port 10 is connected to an inlet of an exhaust turbine 15b of an exhaust turbocharger 15 via an exhaust manifold 20, and an outlet of the exhaust turbine 15b is connected to a catalytic converter 22 containing, for example, a three-way catalyst via an exhaust pipe 21. Is done. An air-fuel ratio sensor 23 is disposed in the exhaust pipe 21.

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するために吸気弁7の閉弁時期を制御可能でありかつ吸気弁7の開弁時期も個別に制御可能な可変バルブタイミング機構Bが設けられている。   On the other hand, in the embodiment shown in FIG. 1, the piston 4 is positioned at the compression top dead center by changing the relative position of the crankcase 1 and the cylinder block 2 in the cylinder axial direction at the connecting portion between the crankcase 1 and the cylinder block 2. There is provided a variable compression ratio mechanism A capable of changing the volume of the combustion chamber 5 when performing the operation, and the valve closing timing of the intake valve 7 can be controlled and the intake air can be controlled in order to change the actual start timing of the compression action. A variable valve timing mechanism B capable of individually controlling the valve opening timing of the valve 7 is provided.

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16の出力信号および空燃比センサ23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18、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。   The electronic control unit 30 is composed of a digital computer, and is connected to each other by a bidirectional bus 31. A ROM (read only memory) 32, a RAM (random access memory) 33, a CPU (microprocessor) 34, an input port 35 and an output port 36. It comprises. The output signal of the intake air amount detector 16 and the output signal of the air-fuel ratio sensor 23 are input to the input port 35 via the corresponding AD converters 37, respectively. A load sensor 41 that generates an output voltage proportional to the depression amount L of the accelerator pedal 40 is connected to the accelerator pedal 40, and the output voltage of the load sensor 41 is input to the input port 35 via the corresponding AD converter 37. Is done. Further, a crank angle sensor 42 that generates an output pulse every time the crankshaft rotates, for example, 30 ° is connected to the input port 35. On the other hand, the output port 36 is connected to the spark plug 6, the fuel injection valve 13, the throttle valve driving actuator 18, the variable compression ratio mechanism A, and the variable valve timing mechanism B through corresponding drive circuits 38.

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。   2 is an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A shown in FIG. 1, and FIG. 3 is a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown. Referring to FIG. 2, a plurality of protrusions 50 spaced from each other are formed below both side walls of the cylinder block 2, and cam insertion holes 51 each having a circular cross section are formed in each protrusion 50. Has been. On the other hand, a plurality of protrusions 52 are formed on the upper wall surface of the crankcase 1 so as to be fitted between the corresponding protrusions 50 spaced apart from each other. Cam insertion holes 53 each having a circular cross section are formed.

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。   As shown in FIG. 2, a pair of camshafts 54 and 55 are provided, and on each camshaft 54 and 55, a circular cam 56 is rotatably inserted into each cam insertion hole 51. It is fixed. These circular cams 56 are coaxial with the rotational axes of the camshafts 54 and 55. On the other hand, an eccentric shaft 57 arranged eccentrically with respect to the rotation axis of each camshaft 54, 55 extends between the circular cams 56 as shown by hatching in FIG. A cam 58 is eccentrically mounted for rotation. As shown in FIG. 2, the circular cams 58 are disposed between the circular cams 56, and the circular cams 58 are rotatably inserted into the corresponding cam insertion holes 53.

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。   When the circular cams 56 fixed on the camshafts 54 and 55 are rotated in opposite directions as indicated by solid arrows in FIG. 3A from the state shown in FIG. In order to move toward the lower center, the circular cam 58 rotates in the opposite direction to the circular cam 56 in the cam insertion hole 53 as shown by the broken arrow in FIG. 3A, and is shown in FIG. As described above, when the eccentric shaft 57 moves to the lower center, the center of the circular cam 58 moves below the eccentric shaft 57.

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。   3A and 3B, the relative positions of the crankcase 1 and the cylinder block 2 are determined by the distance between the center of the circular cam 56 and the center of the circular cam 58. The cylinder block 2 moves away from the crankcase 1 as the distance between the center and the center of the circular cam 58 increases. When the cylinder block 2 moves away from the crankcase 1, the volume of the combustion chamber 5 increases when the piston 4 is positioned at the compression top dead center. Therefore, by rotating the camshafts 54 and 55, the piston 4 is compressed at the top dead center. The volume of the combustion chamber 5 when it is located at can be changed.

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。   As shown in FIG. 2, in order to rotate the camshafts 54 and 55 in the opposite directions, a pair of worm gears 61 and 62 having opposite spiral directions are attached to the rotation shaft of the drive motor 59, respectively. Gears 63 and 64 meshing with the worm gears 61 and 62 are fixed to the end portions of the camshafts 54 and 55, respectively. In this embodiment, by driving the drive motor 59, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 is located at the compression top dead center can be changed over a wide range. The variable compression ratio mechanism A shown in FIGS. 1 to 3 shows an example, and any type of variable compression ratio mechanism can be used.

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に対して設けられている可変バルブタイミング機構Bを示している。図4に示されるように可変バルブタイミング機構Bはカムシャフト70の一端に取付けられてカムシャフト70のカムの位相を変更するためのカム位相変更部B1と、カムシャフト70および吸気弁7のバルブリフタ24間に配置されてカムシャフト70のカムの作用角を異なる作用角に変更して吸気弁7に伝達するカム作用角変更部B2から構成されている。なお、図4にカム作用角変更部B2については側面断面図と平面図とが示されている。   4 shows a variable valve timing mechanism B provided for the camshaft 70 for driving the intake valve 7 in FIG. As shown in FIG. 4, the variable valve timing mechanism B is attached to one end of the camshaft 70 to change the cam phase of the camshaft 70, and the camshaft 70 and intake valve 7 valve lifters. The cam operating angle changing portion B2 is disposed between the cam shafts 70 and changes the cam operating angle of the camshaft 70 to a different operating angle and transmits it to the intake valve 7. FIG. 4 shows a side sectional view and a plan view of the cam working angle changing portion B2.

まず初めに可変バルブタイミング機構Bのカム位相変更部B1について説明すると、このカム位相変更部B1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、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。   First, the cam phase changing portion B1 of the variable valve timing mechanism B will be described. The cam phase changing portion B1 is rotated by a crankshaft of the engine via a timing belt in a direction indicated by an arrow, a timing pulley 71, A cylindrical housing 72 that rotates together, a rotating shaft 73 that rotates together with the camshaft 70 and that can rotate relative to the cylindrical housing 72, and an outer peripheral surface of the rotating shaft 73 from an inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 And a plurality of partition walls 74 extending between the partition walls 74 and the outer peripheral surface of the rotating shaft 73 to the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72. An advance hydraulic chamber 76 and a retard hydraulic chamber 77 are formed respectively.

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。   The hydraulic oil supply control to the hydraulic chambers 76 and 77 is performed by a hydraulic oil supply control valve 78. The hydraulic oil supply control valve 78 includes hydraulic ports 79 and 80 connected to the hydraulic chambers 76 and 77, a hydraulic oil supply port 82 discharged from the hydraulic pump 81, a pair of drain ports 83 and 84, And a spool valve 85 for controlling communication between the ports 79, 80, 82, 83, and 84.

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が下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X方向に相対回転せしめられる。   When the cam phase of the camshaft 70 is to be advanced, the spool valve 85 is moved downward in FIG. 4, and the hydraulic oil supplied from the supply port 82 enters the advance angle hydraulic chamber 76 via the hydraulic port 79. The hydraulic oil in the retarding hydraulic chamber 77 is supplied and discharged from the drain port 84. At this time, the rotation shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the arrow X direction.

これに対し、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が上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Xと反対方向に相対回転せしめられる。   On the other hand, when the cam phase of the camshaft 70 is to be retarded, the spool valve 85 is moved upward in FIG. 4 and the hydraulic oil supplied from the supply port 82 is used for retarding via the hydraulic port 80. The hydraulic oil in the advance hydraulic chamber 76 is discharged from the drain port 83 while being supplied to the hydraulic chamber 77. At this time, the rotating shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the direction opposite to the arrow X.

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。従ってカム位相変更部B1によってカムシャフト70のカムの位相を所望の量だけ進角又は遅角させることができる。即ち、カム位相変更部B1によって吸気弁7の開弁時期を任意に進角又は遅角させることができることになる。   If the spool valve 85 is returned to the neutral position shown in FIG. 4 while the rotation shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72, the relative rotation operation of the rotation shaft 73 is stopped, and the rotation shaft 73 is The relative rotation position at that time is held. Therefore, the cam phase changing portion B1 can advance or retard the cam phase of the camshaft 70 by a desired amount. That is, the valve opening timing of the intake valve 7 can be arbitrarily advanced or retarded by the cam phase changing unit B1.

次に可変バルブタイミング機構Bのカム作用角変更部B2について説明すると、このカム作用角変更部B2はカムシャフト70と平行に並列配置されかつアクチュエータ91によって軸線方向に移動せしめられる制御ロッド90と、カムシャフト70のカム92と係合しかつ制御ロッド90上に形成された軸線方向に延びるスプライン93に摺動可能に嵌合せしめられている中間カム94と、吸気弁7を駆動するためにバルブリフタ24と係合しかつ制御ロッド90上に形成された螺旋状に延びるスプライン95に摺動可能に嵌合する揺動カム96とを具備しており、揺動カム96上にはカム97が形成されている。   Next, the cam working angle changing portion B2 of the variable valve timing mechanism B will be described. The cam working angle changing portion B2 is arranged in parallel with the camshaft 70 and is moved in the axial direction by the actuator 91; An intermediate cam 94 engaged with the cam 92 of the camshaft 70 and slidably fitted in an axially extending spline 93 formed on the control rod 90 and a valve lifter for driving the intake valve 7 And a swing cam 96 slidably fitted to a spirally extending spline 95 formed on the control rod 90. A cam 97 is formed on the swing cam 96. Has been.

カムシャフト90が回転するとカム92によって中間カム94が常に一定の角度だけ揺動せしめられ、このとき揺動カム96も一定の角度だけ揺動せしめられる。一方、中間カム94および揺動カム96は制御ロッド90の軸線方向には移動不能に支持されており、従って制御ロッド90がアクチュエータ91によって軸線方向に移動せしめられたときに揺動カム96は中間カム94に対して相対回転せしめられることになる。   When the camshaft 90 is rotated, the intermediate cam 94 is always swung by a certain angle by the cam 92. At this time, the rocking cam 96 is also swung by a certain angle. On the other hand, the intermediate cam 94 and the swing cam 96 are supported so as not to move in the axial direction of the control rod 90. Therefore, when the control rod 90 is moved in the axial direction by the actuator 91, the swing cam 96 is intermediate. It is rotated relative to the cam 94.

中間カム94と揺動カム96との相対回転位置関係によりカムシャフト70のカム92が中間カム94と係合しはじめたときに揺動カム86のカム97がバルブリフタ24と係合しはじめる場合には図5(B)においてaで示されるように吸気弁7の開弁期間およびリフトは最も大きくなる。これに対し、アクチュエータ91によって揺動カム96が中間カム94に対して図4の矢印Y方向に相対回転せしめられると、カムシャフト70のカム92が中間カム94に係合した後、暫らくしてから揺動カム96のカム97がバルブリフタ24と係合する。この場合には図5(B)においてbで示されるように吸気弁7の開弁期間およびリフト量はaに比べて小さくなる。   When the cam 97 of the swing cam 86 starts to engage with the valve lifter 24 when the cam 92 of the cam shaft 70 starts to engage with the intermediate cam 94 due to the relative rotational positional relationship between the intermediate cam 94 and the swing cam 96. As shown by a in FIG. 5B, the valve opening period and the lift of the intake valve 7 become the largest. On the other hand, when the swing cam 96 is rotated relative to the intermediate cam 94 in the direction of the arrow Y by the actuator 91, the cam 92 of the camshaft 70 is engaged with the intermediate cam 94 for a while. Thereafter, the cam 97 of the swing cam 96 is engaged with the valve lifter 24. In this case, as indicated by b in FIG. 5B, the valve opening period and the lift amount of the intake valve 7 are smaller than a.

揺動カム96が中間カム94に対して図4の矢印Y方向に更に相対回転せしめられると図5(B)においてcで示されるように吸気弁7の開弁期間およびリフト量は更に小さくなる。即ち、アクチュエータ91により中間カム94と揺動カム96の相対回転位置を変更することによって吸気弁7の開弁期間を任意に変えることができる。ただし、この場合、吸気弁7のリフト量は吸気弁7の開弁期間が短かくなるほど小さくなる。   When the swing cam 96 is further rotated relative to the intermediate cam 94 in the direction of the arrow Y in FIG. 4, the valve opening period and the lift amount of the intake valve 7 are further reduced as indicated by c in FIG. . That is, the valve opening period of the intake valve 7 can be arbitrarily changed by changing the relative rotational position of the intermediate cam 94 and the swing cam 96 by the actuator 91. However, in this case, the lift amount of the intake valve 7 becomes smaller as the opening period of the intake valve 7 becomes shorter.

このようにカム位相変更部B1によって吸気弁7の開弁時期を任意に変更することができ、カム作用角変更部B2によって吸気弁7の開弁期間を任意に変更することができるのでカム位相変更部B1とカム作用角変更部B2との双方によって、即ち可変バルブタイミング機構Bによって吸気弁7の開弁時期と開弁期間とを、即ち吸気弁7の開弁時期と閉弁時期とを任意に変更することができることになる。   Thus, the cam phase changing unit B1 can arbitrarily change the valve opening timing of the intake valve 7, and the cam operating angle changing unit B2 can arbitrarily change the valve opening period of the intake valve 7, so that the cam phase By both the change part B1 and the cam working angle change part B2, that is, by the variable valve timing mechanism B, the valve opening timing and the valve opening period of the intake valve 7, that is, the valve opening timing and the valve closing timing of the intake valve 7 are set. It can be changed arbitrarily.

なお、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、図1および図4に示される例以外の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。   The variable valve timing mechanism B shown in FIGS. 1 and 4 shows an example, and various types of variable valve timing mechanisms other than the examples shown in FIGS. 1 and 4 can be used.

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。   Next, the meanings of terms used in the present application will be described with reference to FIG. 6 (A), (B), and (C) show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for the sake of explanation. , (B), (C), the combustion chamber volume represents the volume of the combustion chamber when the piston is located at the compression top dead center.

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。   FIG. 6A explains the mechanical compression ratio. The mechanical compression ratio is a value mechanically determined only from the stroke volume of the piston and the combustion chamber volume during the compression stroke, and this mechanical compression ratio is expressed by (combustion chamber volume + stroke volume) / combustion chamber volume. In the example shown in FIG. 6A, this mechanical compression ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11.

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。   FIG. 6B describes the actual compression ratio. This actual compression ratio is a value determined from the actual piston stroke volume and the combustion chamber volume from when the compression action is actually started until the piston reaches top dead center, and this actual compression ratio is (combustion chamber volume + actual (Stroke volume) / combustion chamber volume. That is, as shown in FIG. 6B, even if the piston starts to rise in the compression stroke, the compression operation is not performed while the intake valve is open, and the actual compression is performed from the time when the intake valve is closed. The action begins. Therefore, the actual compression ratio is expressed as described above using the actual stroke volume. In the example shown in FIG. 6B, the actual compression ratio is (50 ml + 450 ml) / 50 ml = 10.

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。   FIG. 6C illustrates the expansion ratio. The expansion ratio is a value determined from the stroke volume of the piston and the combustion chamber volume during the expansion stroke, and this expansion ratio is expressed by (combustion chamber volume + stroke volume) / combustion chamber volume. In the example shown in FIG. 6C, this expansion ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11.

次に図7および図8を参照しつつ本発明において最も基本となっている特徴について説明する。なお、図7は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図8は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。   Next, the most basic features of the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio, and FIG. 8 shows a comparison between a normal cycle and an ultrahigh expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention.

図8(A)は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ圧縮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。   FIG. 8A shows a normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action by the piston is started from the vicinity of the compression bottom dead center. In the example shown in FIG. 8A, the combustion chamber volume is 50 ml, and the stroke volume of the piston is 500 ml, as in the examples shown in FIGS. 6A, 6B, and 6C. As can be seen from FIG. 8A, in a normal cycle, the mechanical compression ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11, the actual compression ratio is almost 11, and the expansion ratio is also (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11. That is, in a normal internal combustion engine, the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, and the expansion ratio are substantially equal.

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。   The solid line in FIG. 7 shows the change in the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio and the expansion ratio are substantially equal, that is, in a normal cycle. In this case, it can be seen that the theoretical thermal efficiency increases as the expansion ratio increases, that is, as the actual compression ratio increases. Therefore, in order to increase the theoretical thermal efficiency in a normal cycle, it is only necessary to increase the actual compression ratio. However, the actual compression ratio can only be increased to a maximum of about 12 due to the restriction of the occurrence of knocking at the time of engine high load operation, and thus the theoretical thermal efficiency cannot be sufficiently increased in a normal cycle.

一方、このような状況下で本発明者は機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分して理論熱効率を高めることについて検討し、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことを見い出したのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。   On the other hand, in this situation, the present inventor has studied to increase the theoretical thermal efficiency by strictly dividing the mechanical compression ratio and the actual compression ratio, and as a result, the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio, and the theoretical thermal efficiency The actual compression ratio has been found to have little effect. That is, if the actual compression ratio is increased, the explosive force is increased, but a large amount of energy is required for compression. Thus, even if the actual compression ratio is increased, the theoretical thermal efficiency is hardly increased.

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。   On the other hand, when the expansion ratio is increased, the period during which the pressing force acts on the piston during the expansion stroke becomes longer, and thus the period during which the piston applies the rotational force to the crankshaft becomes longer. Therefore, the larger the expansion ratio, the higher the theoretical thermal efficiency. The broken line in FIG. 7 indicates the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased with the actual compression ratio fixed at 10. Thus, the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased while the actual compression ratio is maintained at a low value, and the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio is increased with the expansion ratio as shown by the solid line in FIG. It can be seen that there is no significant difference from the amount of increase.

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。   Thus, if the actual compression ratio is maintained at a low value, knocking does not occur. Therefore, if the expansion ratio is increased while the actual compression ratio is maintained at a low value, the theoretical thermal efficiency is reduced while preventing the occurrence of knocking. Can be greatly increased. FIG. 8B shows an example where the variable compression ratio mechanism A and variable valve timing mechanism B are used to increase the expansion ratio while maintaining the actual compression ratio at a low value.

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。   Referring to FIG. 8B, in this example, the variable compression ratio mechanism A reduces the combustion chamber volume from 50 ml to 20 ml. On the other hand, the variable valve timing mechanism B delays the closing timing of the intake valve until the actual piston stroke volume is reduced from 500 ml to 200 ml. As a result, in this example, the actual compression ratio is (20 ml + 200 ml) / 20 ml = 11, and the expansion ratio is (20 ml + 500 ml) / 20 ml = 26. In the normal cycle shown in FIG. 8A, the actual compression ratio is almost 11 and the expansion ratio is 11, as described above. Compared with this case, only the expansion ratio is shown in FIG. 8B. It can be seen that it has been increased to 26. This is why it is called an ultra-high expansion ratio cycle.

前述したように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、従って車両走行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低負荷運転時における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低負荷運転時には図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。これが本発明が基本としている特徴である。   As described above, in general, in an internal combustion engine, the lower the engine load, the worse the thermal efficiency. Therefore, in order to improve the thermal efficiency when the vehicle is running, that is, to improve the fuel efficiency, the thermal efficiency during the engine low load operation is reduced. It is necessary to improve. On the other hand, in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. 8B, since the actual piston stroke volume during the compression stroke is reduced, the amount of intake air that can be sucked into the combustion chamber 5 is reduced. The expansion ratio cycle can only be adopted when the engine load is relatively low. Therefore, in the present invention, the super high expansion ratio cycle shown in FIG. 8 (B) is used during low engine load operation, and the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is used during high engine load operation. This is the basic feature of the present invention.

図9は機関回転数の低い定常運転時における運転制御全般について示している。以下この図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の開度およびポンピング損失の各変化が示されている。なお、本発明による実施例では触媒コンバータ22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通常燃焼室5内における平均空燃比は空燃比センサ23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。
FIG. 9 shows the overall operation control during steady operation at a low engine speed. The overall operation control will be described below with reference to FIG.
FIG. 9 shows changes in the mechanical compression ratio, the expansion ratio, the closing timing of the intake valve 7, the actual compression ratio, the intake air amount, the opening degree of the throttle valve 17 and the pumping loss according to the engine load. In the embodiment according to the present invention, the average air-fuel ratio in the normal combustion chamber 5 is the air-fuel ratio sensor 23 so that unburned HC, CO and NO x in the exhaust gas can be simultaneously reduced by the three-way catalyst in the catalytic converter 22. Feedback control to the stoichiometric air-fuel ratio based on the output signal.

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が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のでポンピング損失は零となっている。   As described above, the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is executed during engine high load operation. Accordingly, as shown in FIG. 9, the mechanical compression ratio is lowered at this time, so the expansion ratio is low, and the closing timing of the intake valve 7 is advanced as shown by the solid line in FIG. At this time, the amount of intake air is large, and at this time, the opening degree of the throttle valve 17 is kept fully open or almost fully open, so that the pumping loss is zero.

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機械圧縮比が増大され、従って膨張比も増大される。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において実線で示される如く機関負荷が低くなるにつれて吸気弁7の閉弁時期が遅くされる。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。このときにもポンピング損失は零となる。   On the other hand, as shown in FIG. 9, when the engine load is lowered, the mechanical compression ratio is increased accordingly, and thus the expansion ratio is also increased. Further, at this time, the valve closing timing of the intake valve 7 is delayed as the engine load becomes lower as shown by the solid line in FIG. 9 so that the actual compression ratio is kept substantially constant. At this time as well, the throttle valve 17 is kept fully open or substantially fully open, and therefore the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 changes the closing timing of the intake valve 7 regardless of the throttle valve 17. Is controlled by that. Also at this time, the pumping loss becomes zero.

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。   As described above, when the engine load is reduced from the engine high load operation state, the mechanical compression ratio is increased as the intake air amount is decreased while the actual compression ratio is substantially constant. That is, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is decreased in proportion to the decrease in the intake air amount. Therefore, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center changes in proportion to the intake air amount. At this time, since the air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the stoichiometric air-fuel ratio, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center changes in proportion to the fuel amount. Become.

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、機械圧縮比が燃焼室5の構造上限界となる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。従って機関低負荷運転時に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本発明では機関低負荷運転時に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。また、このとき実圧縮比は機関中高負荷運転時とほぼ同じ実圧縮比に維持される。 When the engine load is further reduced, the mechanical compression ratio is further increased. When the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio that is the structural limit of the combustion chamber 5, the engine when the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio is reached. In the region where the load is lower than the load L 1 , the mechanical compression ratio is maintained at the limit mechanical compression ratio. Therefore, the mechanical compression ratio is maximized and the expansion ratio is maximized during engine low load operation. In other words, in the present invention, the mechanical compression ratio is maximized so that the maximum expansion ratio can be obtained during engine low load operation. Further, at this time, the actual compression ratio is maintained at substantially the same actual compression ratio as that during the engine medium and high load operation.

一方、図9において実線で示されるように吸気弁7の閉弁時期は機関負荷が低くなるにつれて燃焼室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まで遅らされ、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L2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。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しえないので他の何らかの方法によって吸入空気量を制御する必要がある。 On the other hand, as shown by a solid line in FIG. 9, the closing timing of the intake valve 7 is delayed to a limit closing timing that can control the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 as the engine load becomes lower. closing timing of the valve 7 is the closing timing of the intake valve 7 in the region of a load lower than the engine load L 2 when reaching the limit closing timing is held at the limit closing timing. If the closing timing of the intake valve 7 is held at the limit closing timing, the intake air amount can no longer be controlled by the change in the closing timing of the intake valve 7, so it is necessary to control the intake air amount by some other method There is.

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L2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る。ただし、スロットル弁17による吸入空気量の制御が行われると図9に示されるようにポンピング損失が増大する。 In the embodiment shown in FIG. 9, at this time, that is, in a region where the load is lower than the engine load L 2 when the closing timing of the intake valve 7 reaches the limit closing timing, the throttle valve 17 supplies the fuel into the combustion chamber 5. The amount of intake air to be controlled is controlled. However, when the intake air amount is controlled by the throttle valve 17, the pumping loss increases as shown in FIG.

なお、このようなポンピング損失が発生しないように吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷L2よりも負荷の低い領域ではスロットル弁17を全開又はほぼ全開に保持した状態で機関負荷が低くなるほど空燃比を大きくすることもできる。このときには燃料噴射弁13を燃焼室5内に配置して成層燃焼させることが好ましい。 In order to prevent such a pumping loss, the throttle valve 17 is kept fully open or almost fully open in a region where the load is lower than the engine load L 2 when the closing timing of the intake valve 7 reaches the limit closing timing. In this state, the air-fuel ratio can be increased as the engine load decreases. At this time, it is preferable to arrange the fuel injection valve 13 in the combustion chamber 5 and perform stratified combustion.

図9に示されるように機関低回転時には機関負荷にかかわらずに実圧縮比がほぼ一定に保持される。このときの実圧縮比は機関中高負荷運転時の実圧縮比に対してほぼ±10パーセントの範囲内とされ、好ましくは±5パーセントの範囲内とされる。なお、本発明による実施例では機関低回転時の実圧縮比はほぼ10±1、即ち、9から11の間とされる。ただし、機関回転数が高くなると燃焼室5内の混合気に乱れが発生するためにノッキングが発生しずらくなり、従って本発明による実施例では機関回転数が高くなるほど実圧縮比が高くされる。   As shown in FIG. 9, the actual compression ratio is maintained substantially constant regardless of the engine load during low engine speed. The actual compression ratio at this time is approximately within a range of ± 10%, preferably within a range of ± 5% with respect to the actual compression ratio at the time of engine medium and high load operation. In the embodiment according to the present invention, the actual compression ratio at low engine speed is approximately 10 ± 1, that is, between 9 and 11. However, if the engine speed increases, the air-fuel mixture in the combustion chamber 5 is disturbed, so that knocking does not easily occur. Therefore, in the embodiment according to the present invention, the actual compression ratio increases as the engine speed increases.

一方、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。   On the other hand, as described above, the expansion ratio is 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. This expansion ratio is preferably as high as possible, but if it is 20 or more, a considerably high theoretical thermal efficiency can be obtained. Therefore, in the present invention, the variable compression ratio mechanism A is formed so that the expansion ratio is 20 or more.

また、図9に示される例では機械圧縮比は機関負荷に応じて連続的に変化せしめられている。しかしながら機械圧縮比は機関負荷に応じて段階的に変化させることもできる。   In the example shown in FIG. 9, the mechanical compression ratio is continuously changed according to the engine load. However, the mechanical compression ratio can be changed stepwise according to the engine load.

一方、図9において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁7の閉弁時期を早めることによ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、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期L2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。 On the other hand, as shown by the broken line in FIG. 9, the intake air amount can be controlled without depending on the throttle valve 17 by advancing the closing timing of the intake valve 7 as the engine load becomes lower. Accordingly, when expressing the case shown in FIG. 9 so as to include both the case shown by the solid line and the case shown by the broken line, in the embodiment according to the present invention, the valve closing timing of the intake valve 7 becomes smaller as the engine load becomes lower. so that is moved in a direction away from intake bottom dead center BDC until the limit closing timing L 2 enabling control of the amount of intake air fed into the combustion chamber.

次に、図8(B)に示される高膨張比サイクルが実行される低負荷運転時に焦点を当てて吸気弁7の開弁時期について説明する。
図10(A)は機関低負荷運転時において機械圧縮比が最も高いときの吸気弁7のリフト変化と、排気弁9のリフト変化と、吸気弁7又は排気弁9がピストン4と干渉する限界を示すピストン干渉ラインを示しており、図10(A)において排気弁9のリフト曲線がピストン干渉ラインと交錯すると排気弁9はピストン4と干渉し、吸気弁7のリフト曲線がピストン干渉ラインと交錯すると吸気弁7はピストン4と干渉することになる。
Next, the valve opening timing of the intake valve 7 will be described focusing on the low load operation in which the high expansion ratio cycle shown in FIG. 8B is executed.
FIG. 10A shows the lift change of the intake valve 7 when the mechanical compression ratio is the highest during engine low load operation, the lift change of the exhaust valve 9, and the limit at which the intake valve 7 or the exhaust valve 9 interferes with the piston 4. 10A, when the lift curve of the exhaust valve 9 intersects with the piston interference line in FIG. 10A, the exhaust valve 9 interferes with the piston 4, and the lift curve of the intake valve 7 becomes the piston interference line. When crossed, the intake valve 7 interferes with the piston 4.

従って図10(A)において吸気弁7がピストン4に干渉することのない吸気弁7の開弁時期に対する不干渉領域θはほぼ吸気上死点(TDC)以後となる。従って本発明では吸気弁7の開弁時期はこの不干渉領域θ内に設定されている。   Accordingly, in FIG. 10A, the non-interference area θ with respect to the opening timing of the intake valve 7 where the intake valve 7 does not interfere with the piston 4 is substantially after the intake top dead center (TDC). Therefore, in the present invention, the opening timing of the intake valve 7 is set within this non-interference area θ.

一方、吸気弁7を吸気上死点後に開弁させると吸気弁7が開弁するまで燃焼室5内は負圧となり、斯くしてポンピング損失が発生する。このポンピング損失は吸気弁7の開弁時期が吸気上死点から遅らされれば遅らされるほど大きくなる。従って本発明では吸気弁7の目標開弁時期はほぼ圧縮上死点、好ましくは不干渉領域θ内において吸気上死点よりも少し前に維持されている。   On the other hand, if the intake valve 7 is opened after the intake top dead center, the pressure in the combustion chamber 5 becomes negative until the intake valve 7 is opened, thus causing a pumping loss. This pumping loss increases as the opening timing of the intake valve 7 is delayed from the intake top dead center. Therefore, in the present invention, the target valve opening timing of the intake valve 7 is maintained substantially at the compression top dead center, preferably slightly before the intake top dead center in the non-interference area θ.

また、機関低負荷運転時において機械圧縮比が最も高いときには燃焼室5内に供給すべき吸入空気量は少量となり、従ってこのとき図10(A)において実線で示されるように吸気弁7の閉弁時期はかなり遅らされるか、或いは図10(A)において破線で示されるように吸気弁7の閉弁時期はかなり早められる。なお、本発明による実施例では排気弁9の閉弁時期はほぼ吸気上死点に固定されている。   Further, when the engine compression ratio is the highest during engine low load operation, the amount of intake air to be supplied into the combustion chamber 5 is small. Therefore, at this time, the intake valve 7 is closed as shown by the solid line in FIG. The valve timing is considerably delayed, or the closing timing of the intake valve 7 is considerably advanced as shown by the broken line in FIG. In the embodiment according to the present invention, the closing timing of the exhaust valve 9 is substantially fixed at the intake top dead center.

一方、図10(B)は機関中高速中高負荷運転時の或る運転状態における吸気弁7のリフト変化と、排気弁9のリフト変化と、ピストン干渉ラインとを示している。機関中高負荷運転時には機械圧縮比が小さくなるために、ピストン干渉ラインは上昇し、従ってこのときにはピストン4との干渉に注意を払う必要はない。また、図10(B)に示される運転状態のときには吸気弁7の開弁時期は吸気上死点(TDC)よりもかなり前となり、吸気弁7の閉弁時期は図10(A)において実線で示される場合に比べれば早められ、図10(A)において破線で示される場合に比べれば遅くされる。   On the other hand, FIG. 10B shows the lift change of the intake valve 7, the lift change of the exhaust valve 9, and the piston interference line in a certain operation state at the time of medium-high speed medium and high load operation. Since the mechanical compression ratio becomes small at the time of engine medium and high load operation, the piston interference line rises. Therefore, it is not necessary to pay attention to the interference with the piston 4 at this time. In the operating state shown in FIG. 10B, the opening timing of the intake valve 7 is much earlier than the intake top dead center (TDC), and the closing timing of the intake valve 7 is a solid line in FIG. Compared to the case shown by (1), it is advanced, and compared with the case shown by the broken line in FIG.

ところで上述したように図10(B)で示される運転状態のときには吸気弁7の開弁時期は吸気上死点よりもかなり前となり、一方、図10(A)で示される運転状態のときには吸気弁7の開弁時期はほぼ吸気上死点となる。従って機関の運転状態が図10(B)に示される運転状態から図10(A)に示される運転状態に変化したときには吸気弁7の開弁時期を遅くしなければならず、機関の運転状態が図10(A)に示される運転状態から図10(B)に示される運転状態に変化したときには吸気弁7の開弁時期を早めなければならない。   By the way, as described above, in the operating state shown in FIG. 10B, the opening timing of the intake valve 7 is considerably before the intake top dead center, while in the operating state shown in FIG. The opening timing of the valve 7 is almost the intake top dead center. Therefore, when the operating state of the engine changes from the operating state shown in FIG. 10B to the operating state shown in FIG. 10A, the opening timing of the intake valve 7 must be delayed, and the operating state of the engine Is changed from the operating state shown in FIG. 10A to the operating state shown in FIG. 10B, the opening timing of the intake valve 7 must be advanced.

一方、機関の運転状態が図10(B)に示される運転状態から図10(A)に示される運転状態に変化したときには吸気弁7の閉弁時期を変化させることによって燃焼室5内に供給すべき吸入空気量を減少させると共に機械圧縮比が大きくされ、機関の運転状態が図10(A)に示される運転状態から図10(B)に示される運転状態に変化したときには同様に吸気弁7の閉弁時期を変化させることによって燃焼室5内に供給すべき吸入空気量を増大させると共に機械圧縮比が小さくされる。   On the other hand, when the operating state of the engine changes from the operating state shown in FIG. 10B to the operating state shown in FIG. 10A, the intake valve 7 is supplied to the combustion chamber 5 by changing the valve closing timing. Similarly, when the amount of intake air to be reduced is reduced and the mechanical compression ratio is increased, and the operating state of the engine changes from the operating state shown in FIG. 10A to the operating state shown in FIG. 7 is changed, the intake air amount to be supplied into the combustion chamber 5 is increased and the mechanical compression ratio is reduced.

ところが上述したように燃焼室5内に供給すべき吸入空気量を減少させると共に機械圧縮比が大きくされる場合において、吸入空気量が十分に減少しないうちに、即ち吸入空気量が多い間に機械圧縮比が大きくされると実圧縮比が高くなり、斯くしてノッキングが発生することになる。一方、上述したように燃焼室5内に供給すべき吸入空気量を増大させると共に機械圧縮比が小さくされる場合において、機械圧縮比が低下しない間に吸入空気量が増大されると実圧縮比が高くなり、斯くしてノッキングが発生することになる。   However, in the case where the intake air amount to be supplied into the combustion chamber 5 is reduced and the mechanical compression ratio is increased as described above, while the intake air amount is not sufficiently reduced, that is, while the intake air amount is large. When the compression ratio is increased, the actual compression ratio is increased, and thus knocking occurs. On the other hand, when the intake air amount to be supplied into the combustion chamber 5 is increased and the mechanical compression ratio is decreased as described above, the actual compression ratio is increased if the intake air amount is increased while the mechanical compression ratio is not decreased. And thus knocking will occur.

本発明による実施例ではこのようなノッキングの発生を阻止するために可変圧縮比機構Aの作動と可変バルブタイミング機構Bの作動との間にタイムラグを持たせてある。次にこのことについて、機関低負荷運転時に吸気弁7のリフト量が図10(A)において実線で示されるようなリフト量とされる場合を例にとって図11および図12を参照しつつ説明する。   In the embodiment according to the present invention, a time lag is provided between the operation of the variable compression ratio mechanism A and the operation of the variable valve timing mechanism B in order to prevent the occurrence of such knocking. Next, this will be described with reference to FIGS. 11 and 12 by taking as an example a case where the lift amount of the intake valve 7 is the lift amount as shown by the solid line in FIG. 10A during engine low load operation. .

図11は、機関の運転状態が図10(B)に示される運転状態から図10(A)に示される運転状態に変化したときの吸気弁7の開弁時期IOの変化と、吸気弁7の閉弁時期ICの変化と、機械圧縮比の変化とを示している。なお、図11において(B)は図11(B)に示される運転状態のときを示しており、(A)は図11(A)に示される運転状態のときを示している。
なお、図11は、機関の運転状態が図10(B)に示される運転状態から図10(A)に示される運転状態に変化したときに、可変バルブタイミング機構Bによって吸気弁7の開弁時期IOの変更動作と閉弁時期ICの変更動作とが同時に開始され、同時に完了させるようにした場合を示している。
FIG. 11 shows changes in the valve opening timing IO of the intake valve 7 when the operating state of the engine changes from the operating state shown in FIG. 10B to the operating state shown in FIG. The change in the valve closing timing IC and the change in the mechanical compression ratio are shown. In addition, in FIG. 11, (B) has shown the time of the driving | running state shown by FIG. 11 (B), (A) has shown the time of the driving | running state shown by FIG. 11 (A).
11 shows that the intake valve 7 is opened by the variable valve timing mechanism B when the operating state of the engine changes from the operating state shown in FIG. 10B to the operating state shown in FIG. The timing IO changing operation and the valve closing timing IC changing operation are started at the same time and completed at the same time.

図11を参照すると、機関の運転状態が図10(B)に示される中高速中高負荷運転から図10(A)に示される低負荷運転に移行したときに、(I)に示される例では吸気弁7の開弁時期IOが不干渉領域B内の目標開弁時期になった後に機械圧縮比の変更動作即ち、増大動作が開始される。一方、(II)に示される例では吸気弁7の開弁時期IOの変更動作が開始された後であって吸気弁7の開弁時期IOが不干渉領域θ内の目標開弁時期になる前に機械圧縮比の変更動作、即ち増大動作が開始される。また、(III)に示される例では吸気弁7の開弁時期IOの変更動作が開始されたときに機械圧縮比の変更動作が開始されるがこのときの機械圧縮比の変更速度は遅くされている。   Referring to FIG. 11, when the engine operating state shifts from the medium / high speed medium / high load operation shown in FIG. 10 (B) to the low load operation shown in FIG. 10 (A), in the example shown in FIG. After the valve opening timing IO of the intake valve 7 reaches the target valve opening timing in the non-interference area B, the operation of changing the mechanical compression ratio, that is, the increasing operation is started. On the other hand, in the example shown in (II), the valve opening timing IO of the intake valve 7 becomes the target valve opening timing within the non-interference area θ after the change operation of the valve opening timing IO of the intake valve 7 is started. A change operation of the mechanical compression ratio, that is, an increase operation is started before. In the example shown in (III), the change operation of the mechanical compression ratio is started when the change operation of the valve opening timing IO of the intake valve 7 is started, but the change speed of the mechanical compression ratio at this time is slowed down. ing.

図11の(I),(II),(III)で示される機械圧縮比の変更動作を包括的に表現すると、機関の運転状態が図10(B)に示される中高速中高負荷運転から図10(A)に示される低負荷運転に移行したときに、吸気弁7の開弁時期IOが不干渉領域θ内の目標開弁時期になった後に機械圧縮比が最大となるように吸気弁7の開弁時期IOの変更動作に対して機械圧縮比の変更動作が遅くらされる。   When the operation of changing the mechanical compression ratio shown in (I), (II), and (III) of FIG. 11 is comprehensively expressed, the operation state of the engine is illustrated from the medium to high speed medium and high load operation shown in FIG. 10 (B). The intake valve is set so that the mechanical compression ratio becomes the maximum after the valve opening timing IO of the intake valve 7 reaches the target valve opening timing in the non-interference area θ when the low load operation shown in FIG. The change operation of the mechanical compression ratio is delayed with respect to the change operation of the valve opening timing IO of 7.

このように吸気弁7の開弁時期IOの変更動作に対して機械圧縮比の変更動作が遅らされると燃焼室5内に供給される吸入空気量が減少しないうちに機械圧縮比が高くされることはなく、斯くしてノッキングが発生するのを阻止することができる。   In this way, when the change operation of the mechanical compression ratio is delayed with respect to the change operation of the valve opening timing IO of the intake valve 7, the mechanical compression ratio increases before the intake air amount supplied into the combustion chamber 5 decreases. Thus, knocking can be prevented from occurring.

図12は、機関の運転状態が図10(A)に示される運転状態から図10(B)に示される運転状態に変化したときの吸気弁7の開弁時期IOの変化と、吸気弁7の閉弁時期ICの変化と、機械圧縮比の変化とを示している。なお、図11において(A)は図11(A)に示される運転状態のときを示しており、(B)は図11(B)に示される運転状態のときを示している。
なお、図12も図11と同様に、機関の運転状態が図10(A)に示される運転状態から図10(B)に示される運転状態に変化したときに、可変バルブタイミング機構Bによって吸気弁7の開弁時期IOの変更動作と閉弁時期ICの変更動作とが同時に開始され、同時に完了させるようにした場合を示している。
FIG. 12 shows changes in the valve opening timing IO of the intake valve 7 when the operating state of the engine changes from the operating state shown in FIG. 10A to the operating state shown in FIG. The change in the valve closing timing IC and the change in the mechanical compression ratio are shown. In FIG. 11, (A) shows the operation state shown in FIG. 11 (A), and (B) shows the operation state shown in FIG. 11 (B).
In FIG. 12, as in FIG. 11, when the engine operating state changes from the operating state shown in FIG. 10 (A) to the operating state shown in FIG. 10 (B), intake by the variable valve timing mechanism B is performed. The operation of changing the valve opening timing IO of the valve 7 and the operation of changing the valve closing timing IC are started at the same time and completed simultaneously.

図12を参照すると、機関の運転状態が図10(A)に示される低負荷運転から図10(B)に示される中高速中高負荷運転に移行したときに、(I)に示される例では機械圧縮比が機関運転状態に応じた目標機械圧縮比まで低下した後に吸気弁7の開弁時期IOの変更動作が開始される。一方、(II)に示される例で機械圧縮比が機関運転状態に応じた目標機械圧縮比まで低下する途中で吸気弁7の開弁時期IOの変更動作が開始される。また、(III)に示される例でも機械圧縮比が機関運転状態に応じた目標機械圧縮比まで低下する途中で吸気弁7の開弁時期IOの変更動作が開始されるが、この例では吸気弁7の開弁時期IOの変更動作が開始されたときに機械圧縮比の変更速度、即ち低下速度が遅くされる。   Referring to FIG. 12, when the engine operating state shifts from the low load operation shown in FIG. 10 (A) to the medium / high speed medium / high load operation shown in FIG. 10 (B), in the example shown in (I) After the mechanical compression ratio has decreased to the target mechanical compression ratio corresponding to the engine operating state, the operation of changing the valve opening timing IO of the intake valve 7 is started. On the other hand, in the example shown in (II), the operation of changing the valve opening timing IO of the intake valve 7 is started while the mechanical compression ratio is lowered to the target mechanical compression ratio corresponding to the engine operating state. In the example shown in (III), the operation of changing the valve opening timing IO of the intake valve 7 is started while the mechanical compression ratio is lowered to the target mechanical compression ratio corresponding to the engine operating state. When the changing operation of the valve opening timing IO of the valve 7 is started, the changing speed of the mechanical compression ratio, that is, the decreasing speed is slowed down.

図12の(I),(II),(III)で示される機械圧縮比の変更動作を包括的に表現すると、機関の運転状態が図10(A)に示される低負荷運転から図10(B)に示される中高速中高負荷運転に移行したときに、機械圧縮比を低下させる機械圧縮比の変更動作が開始された後に吸気弁7の開弁時期IOの変更動作を開始するようにしている。   When the operation of changing the mechanical compression ratio shown in (I), (II), and (III) of FIG. 12 is comprehensively expressed, the engine operating state is changed from the low load operation shown in FIG. B) When changing to the medium / high speed / medium / high load operation shown in B), the change operation of the valve opening timing IO of the intake valve 7 is started after the change operation of the mechanical compression ratio to lower the mechanical compression ratio is started. Yes.

このように機械圧縮比の変更動作が開始された後に吸気弁の開弁時期の変更動作が開始されると機械圧縮比が高いときに燃焼室5内に供給される吸入空気量が増大されることはなく、斯くしてノッキングが発生するのを阻止することができる。   Thus, when the change operation of the opening timing of the intake valve is started after the change operation of the mechanical compression ratio is started, the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 when the mechanical compression ratio is high is increased. In this way, knocking can be prevented from occurring.

図13は機関負荷の変化量が少なく、従って吸気弁7の開弁時期IO、吸気弁7の閉弁時期ICおよび機械圧縮比の変更量が少ないときを示している。このときには図13に示されるように吸気弁7の開弁時期IOの変更動作、吸気弁7の閉弁時期ICの変更動作および機械圧縮比の変更動作が同時に開始され、ほぼ同時に完了する。   FIG. 13 shows a case where the change amount of the engine load is small, and therefore, the valve opening timing IO of the intake valve 7, the valve closing timing IC of the intake valve 7 and the change amount of the mechanical compression ratio are small. At this time, as shown in FIG. 13, the changing operation of the opening timing IO of the intake valve 7, the changing operation of the closing timing IC of the intake valve 7 and the changing operation of the mechanical compression ratio are started at the same time and completed almost simultaneously.

図14を参照すると、吸気弁7の目標開弁時期IOは機関負荷Lおよび機関回転数Nの関数として図14(A)に示すようなマップの形で予めROM32内に記憶されている。また、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の目標閉弁時期ICが機関負荷Lおよび機関回転数Nの関数として図14(B)に示すようなマップの形で予めROM32内に記憶されている。   Referring to FIG. 14, the target valve opening timing IO of the intake valve 7 is stored in advance in the ROM 32 as a function of the engine load L and the engine speed N in the form of a map as shown in FIG. Further, the target valve closing timing IC of the intake valve 7 necessary for supplying the required intake air amount into the combustion chamber 5 is a function map of the engine load L and the engine speed N as shown in FIG. Is stored in the ROM 32 in advance.

一方、図14(D)は各機関回転数N1,N2,N3,N4(N1<N2<N3<N4)に対する目標実圧縮比と機関負荷Lとの関係を示している。前述したように図14(D)のN1で示される如く機関低回転時には機関負荷Lにかかわらずに目標実圧縮比がほぼ一定に保持されており、目標実圧縮比は機関回転数が高くなるほど高くされる。なお、実圧縮比をこの目標実圧縮比とするのに必要な機械圧縮比CRが機関負荷Lおよび機関回転数Nの関数として図14(C)に示すようなマップの形で予めROM32内に記憶されている。 On the other hand, FIG. 14D shows the relationship between the target actual compression ratio and the engine load L for each engine speed N 1 , N 2 , N 3 , N 4 (N 1 <N 2 <N 3 <N 4 ). ing. At the time of engine low rotation as shown by N 1 in FIG. 14 (D) as described above is held substantially constant target actual compression ratio regardless of the engine load L, the target actual compression ratio the higher the engine rotation speed It ’s so expensive. Note that the mechanical compression ratio CR necessary for making the actual compression ratio the target actual compression ratio is stored in advance in the ROM 32 in the form of a map as shown in FIG. 14C as a function of the engine load L and the engine speed N. It is remembered.

次に図15を参照しつつ運転制御ルーチンについて説明する。
図15を参照すると、まず初めにステップ100において機関負荷Lが図9に示される負荷L2よりも高いか否かが判別される。L≧L2のときにはステップ101に進んで図14(A)に示すマップから吸気弁7の開弁時期IOが算出され、図14(B)に示すマップから吸気弁7の閉弁時期ICが算出される。次いでステップ104に進む。これに対し、ステップ100においてL<L2であると判別されたときにはステップ102に進んで吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期とされ、次いでステップ103において吸入空気量がスロットル弁19により制御される。次いでステップ104に進む。
Next, the operation control routine will be described with reference to FIG.
Referring to FIG. 15, first, at step 100, it is judged if the engine load L is higher than the load L 2 shown in FIG. When L ≧ L 2, the routine proceeds to step 101 where the valve opening timing IO of the intake valve 7 is calculated from the map shown in FIG. 14A, and the valve closing timing IC of the intake valve 7 is calculated from the map shown in FIG. Calculated. Next, the routine proceeds to step 104. On the other hand, when it is determined in step 100 that L <L 2 , the routine proceeds to step 102 where the closing timing of the intake valve 7 is set as the limit closing timing, and then in step 103, the intake air amount is reduced by the throttle valve 19. Be controlled. Next, the routine proceeds to step 104.

ステップ104では機関負荷Lが図9に示される負荷L1よりも低いか否かが判別される。L≧L1のときにはステップ105に進んで図14(C)に示すマップから機械圧縮比CRが算出される。次いでステップ107に進む。一方、ステップ104においてL<L1であると判断されたときにはステップ106に進んで機械圧縮比CRが限界機械圧縮比とされる。次いでステップ107に進む。 Step 104, the engine load L is whether low is determined than the load L 1 shown in FIG. When L ≧ L 1, the routine proceeds to step 105, where the mechanical compression ratio CR is calculated from the map shown in FIG. Next, the routine proceeds to step 107. On the other hand, when it is judged at step 104 that L <L 1 , the routine proceeds to step 106 where the mechanical compression ratio CR is made the limit mechanical compression ratio. Next, the routine proceeds to step 107.

ステップ107では機関負荷の変化量ΔLの絶対値|ΔL|が設定値XLよりも大きいか否かが判別される。|ΔL|>XLであるときにはステップ108に進んで機関負荷の変化量ΔLが負であるか否かが判別される。ΔL<0のとき、即ち機関負荷が設定値XL以上低下したときにはステップ109に進んで図11に示される如く吸気弁7の開弁時期IOおよび閉弁時期ICが変化するように可変バルブタイミング機構Bが駆動され、図11の(I),(II),(III)のいずれかの変化パターンでもって、即ち吸気弁7の開弁時期IOおよび閉弁時期ICの変更動作に対し遅れて機械圧縮比が変化するように可変圧縮比機構Aが駆動される。   In step 107, it is determined whether or not the absolute value | ΔL | of the engine load change amount ΔL is larger than the set value XL. When | ΔL |> XL, the routine proceeds to step 108, where it is judged if the engine load change amount ΔL is negative or not. When ΔL <0, that is, when the engine load has decreased by the set value XL or more, the routine proceeds to step 109, where the variable valve timing mechanism so that the valve opening timing IO and the valve closing timing IC of the intake valve 7 change as shown in FIG. B is driven, and the machine is delayed by the change pattern of any one of (I), (II), and (III) in FIG. 11, that is, with respect to the operation of changing the valve opening timing IO and the valve closing timing IC of the intake valve 7. The variable compression ratio mechanism A is driven so that the compression ratio changes.

これに対しステップ108においてΔL≧0であると判別されたとき、即ち機関負荷が設定値XL以上増大したときにはステップ110に進んで図12の(I),(II),(III)のいずれかの変化パターンでもって機械圧縮比が変化するように可変圧縮比機構Aが駆動され、図12に示される如く機械圧縮比の変更動作に対し遅れて吸気弁7の開弁時期IO、および閉弁時期ICが変化するように可変バルブタイミング機構Bが駆動される。   On the other hand, when it is determined in step 108 that ΔL ≧ 0, that is, when the engine load has increased by the set value XL or more, the routine proceeds to step 110 and any one of (I), (II), and (III) in FIG. The variable compression ratio mechanism A is driven so that the mechanical compression ratio changes in accordance with the change pattern, and the valve opening timing IO of the intake valve 7 and the valve closing are delayed with respect to the operation of changing the mechanical compression ratio as shown in FIG. The variable valve timing mechanism B is driven so that the timing IC changes.

一方、ステップ107において|ΔL|≦XLであると判別されたとき、即ち機関負荷の変化量ΔLが小さいときにはステップ111に進んで図13に示されるように吸気弁7の開弁時期IOの変更動作、吸気弁7の閉弁時期ICの変更動作および機械圧縮比の変更動作が同時に開始され、ほぼ同時に完了するように可変圧縮比機構Aおよび可変バルブタイミング機構Bが駆動される。   On the other hand, when it is determined in step 107 that | ΔL | ≦ XL, that is, when the change amount ΔL of the engine load is small, the routine proceeds to step 111 where the opening timing IO of the intake valve 7 is changed as shown in FIG. The operation, the changing operation of the valve closing timing IC of the intake valve 7 and the changing operation of the mechanical compression ratio are started at the same time, and the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B are driven so as to be completed almost simultaneously.

火花点火式内燃機関の全体図である。1 is an overall view of a spark ignition internal combustion engine. 可変圧縮比機構の分解斜視図である。It is a disassembled perspective view of a variable compression ratio mechanism. 図解的に表した内燃機関の側面断面図である。1 is a schematic side sectional view of an internal combustion engine. 可変バルブタイミング機構を示す図である。It is a figure which shows a variable valve timing mechanism. 吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。It is a figure which shows the lift amount of an intake valve and an exhaust valve. 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。It is a figure for demonstrating a mechanical compression ratio, an actual compression ratio, and an expansion ratio. 理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between theoretical thermal efficiency and an expansion ratio. 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。It is a figure for demonstrating a normal cycle and a super-high expansion ratio cycle. 機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。It is a figure which shows changes, such as a mechanical compression ratio according to an engine load. 吸気弁と排気弁のリフト量を示す図である。It is a figure which shows the lift amount of an intake valve and an exhaust valve. 吸気弁の開弁時期IOと閉弁時期ICおよび機械圧縮比の変化を示す図である。It is a figure which shows the valve opening timing IO of intake valve, valve closing timing IC, and the change of mechanical compression ratio. 吸気弁の開弁時期IOと閉弁時期ICおよび機械圧縮比の変化を示す図である。It is a figure which shows the valve opening timing IO of intake valve, valve closing timing IC, and the change of mechanical compression ratio. 吸気弁の開弁時期IOと閉弁時期ICおよび機械圧縮比の変化を示す図である。It is a figure which shows the valve opening timing IO of intake valve, valve closing timing IC, and the change of mechanical compression ratio. 吸気弁の開弁時期IOのマップ等を示す図である。It is a figure which shows the map etc. of the valve opening time IO of an intake valve. 運転制御を行うためのフローチャートである。It is a flowchart for performing operation control.

符号の説明Explanation of symbols

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
A 可変圧縮比機構
B 可変バルブタイミング機構
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Crankcase 2 Cylinder block 3 Cylinder head 4 Piston 5 Combustion chamber 7 Intake valve A Variable compression ratio mechanism B Variable valve timing mechanism

Claims (21)

機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の開弁時期および閉弁時期を個別に制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、機関負荷が低くなるほど吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れる方向に移動せしめることによって要求負荷に応じた量の吸入空気が燃焼室内に供給され、機関低負荷運転時には最大の膨張比が得られるように機械圧縮比を最大にすると共に、少くとも機械圧縮比が最大とされている期間中は吸気弁の開弁時期をほぼ吸気上死点であってピストンとの干渉が生じない不干渉領域内の目標開弁時期に維持するようにした火花点火式内燃機関。   It has a variable compression ratio mechanism that can change the mechanical compression ratio and a variable valve timing mechanism that can individually control the opening timing and closing timing of the intake valve, and the intake valve closes as the engine load decreases. By moving the timing away from the intake bottom dead center, the amount of intake air corresponding to the required load is supplied into the combustion chamber, and the mechanical compression ratio is maximized so that the maximum expansion ratio can be obtained during low engine load operation. At the same time, at least during the period when the mechanical compression ratio is maximized, the valve opening timing of the intake valve is maintained at the target valve opening timing within the non-interference area that is almost the top dead center of the intake air and does not interfere with the piston. A spark ignition internal combustion engine. 上記最大の膨張比が20以上である請求項1に記載の火花点火式内燃機関。   The spark ignition internal combustion engine according to claim 1, wherein the maximum expansion ratio is 20 or more. 機関低負荷運転時における実圧縮比が機関中高負荷運転時とほぼ同じ実圧縮比とされる請求項1に記載の火花点火式内燃機関。   The spark ignition type internal combustion engine according to claim 1, wherein an actual compression ratio at the time of engine low load operation is substantially the same as that at the time of engine medium and high load operation. 機関低回転時には機関負荷にかかわらずに上記実圧縮比が機関中高負荷運転時の実圧縮比に対してほぼ±10%の範囲内とされる請求項3に記載の火花点火式内燃機関。   4. The spark ignition type internal combustion engine according to claim 3, wherein the actual compression ratio is within a range of about ± 10% with respect to the actual compression ratio at the time of medium and high load operation regardless of the engine load at a low engine speed. 機関回転数が高くなるほど上記実圧縮比が高くされる請求項3に記載の火花点火式内燃機関。   The spark ignition internal combustion engine according to claim 3, wherein the actual compression ratio is increased as the engine speed increases. 機関の運転状態が中高速中高負荷運転から機械圧縮比が最大とされる低負荷運転に移行したときには、吸気弁の開弁時期が上記不干渉領域内の目標開弁時期になった後に機械圧縮比が最大となるように吸気弁の開弁時期の変更動作に対して機械圧縮比の変更動作が遅らされる請求項1に記載の火花点火式内燃機関。   When the engine operating state shifts from medium to high speed medium to high load operation to low load operation where the mechanical compression ratio is maximized, mechanical compression is performed after the intake valve opening timing reaches the target valve opening timing within the non-interference area. The spark ignition internal combustion engine according to claim 1, wherein the change operation of the mechanical compression ratio is delayed with respect to the change operation of the valve opening timing of the intake valve so that the ratio becomes maximum. 機関の運転状態が中高速中高負荷運転から機械圧縮比が最大とされる低負荷運転に移行したときには、吸気弁の開弁時期が上記不干渉領域内の目標開弁時期になった後に機械圧縮比の変更動作が開始される請求項5に記載の火花点火式内燃機関。   When the engine operating state shifts from medium to high speed medium to high load operation to low load operation where the mechanical compression ratio is maximized, mechanical compression is performed after the intake valve opening timing reaches the target valve opening timing within the non-interference area. 6. The spark ignition internal combustion engine according to claim 5, wherein a ratio changing operation is started. 機関の運転状態が中高速中高負荷運転から機械圧縮比が最大とされる低負荷運転に移行したときには、吸気弁の開弁時期の変更動作が開始された後であって吸気弁の開弁時期が上記不干渉領域内の目標開弁時期になる前に機械圧縮比の変更動作が開始される請求項5に記載の火花点火式内燃機関。   When the engine operating state shifts from medium to high speed medium to high load operation to low load operation at which the mechanical compression ratio is maximized, the intake valve opening timing is changed after the intake valve opening timing is changed. 6. The spark ignition internal combustion engine according to claim 5, wherein an operation of changing the mechanical compression ratio is started before the target valve opening timing in the non-interference area is reached. 機関の運転状態が中高速中高負荷運転から機械圧縮比が最大とされる低負荷運転に移行したときには、機械圧縮比の変更速度が遅くされる請求項5に記載の火花点火式内燃機関。   6. The spark ignition type internal combustion engine according to claim 5, wherein when the engine operating state shifts from a medium-high-speed medium-high load operation to a low-load operation in which the mechanical compression ratio is maximized, the changing speed of the mechanical compression ratio is slowed down. 機械圧縮比が最大とされている低負荷運転から中高速中高負荷運転に機関の運転状態が移行したときには、機械圧縮比を低下させる機械圧縮比の変更動作が開始された後に吸気弁の開弁時期の変更動作を開始するようにした請求項1に記載の火花点火式内燃機関。   When the engine operating state transitions from low-load operation, where the mechanical compression ratio is maximized, to medium-high speed, medium-high load operation, the intake valve opens after the mechanical compression ratio change operation that lowers the mechanical compression ratio is started. The spark ignition type internal combustion engine according to claim 1, wherein a timing changing operation is started. 機械圧縮比が最大とされている低負荷運転から中高速中高負荷運転に機関の運転状態が移行したときには、機械圧縮比が機関運転状態に応じた目標機械圧縮比まで低下した後に吸気弁の開弁時期の変更動作が開始される請求項9に記載の火花点火式内燃機関。   When the engine operating state shifts from low-load operation, where the mechanical compression ratio is maximized, to medium-high speed, medium-high load operation, the intake valve is opened after the mechanical compression ratio drops to the target mechanical compression ratio corresponding to the engine operating state. The spark ignition internal combustion engine according to claim 9, wherein the valve timing changing operation is started. 機械圧縮比が最大とされている低負荷運転から中高速中高負荷運転に機関の運転状態が移行したときには、機械圧縮比が機関運転状態に応じた目標機械圧縮比まで低下する途中で吸気弁の開弁時期の変更動作が開始される請求項9に記載の火花点火式内燃機関。   When the engine operating state shifts from low-load operation, where the mechanical compression ratio is maximized, to medium-high-speed, medium-high load operation, the intake valve of the intake valve is reduced while the mechanical compression ratio decreases to the target mechanical compression ratio according to the engine operating state. The spark ignition internal combustion engine according to claim 9, wherein the valve opening timing changing operation is started. 機械圧縮比が最大とされている低負荷運転から中高速中高負荷運転に機関の運転状態が移行したときには、吸気弁の開弁時期の変更動作が開始されたときに機械圧縮比の変更速度が遅くされる請求項9に記載の火花点火式内燃機関。   When the engine operating state transitions from low-load operation, where the mechanical compression ratio is maximized, to medium-high speed, medium-high load operation, the change speed of the mechanical compression ratio changes when the valve opening timing change operation is started. The spark ignition internal combustion engine according to claim 9, which is slowed down. 吸気弁の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期まで吸気下死点から離れる方向に移動せしめられる請求項1に記載の火花点火式内燃機関。   The closing timing of the intake valve is moved in a direction away from the intake bottom dead center until the limit closing timing at which the intake air amount supplied into the combustion chamber can be controlled as the engine load decreases. Spark ignition internal combustion engine. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では燃焼室内に供給される吸入空気量が機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によらずに吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される請求項13に記載の火花点火式内燃機関。   In the region where the load of the intake valve is higher than the engine load when the closing timing of the intake valve reaches the above limit closing timing, the amount of intake air supplied into the combustion chamber does not depend on the throttle valve disposed in the engine intake passage. 14. The spark ignition internal combustion engine according to claim 13, which is controlled by changing a closing timing of the intake valve. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域ではスロットル弁が全開状態に保持される請求項14に記載の火花点火式内燃機関。   The spark ignition internal combustion engine according to claim 14, wherein the throttle valve is held in a fully open state in a region where the load is higher than the engine load when the closing timing of the intake valve reaches the limit closing timing. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機関吸気通路内に配置されたスロットル弁によって燃焼室内に供給される吸入空気量が制御される請求項13に記載の火花点火式内燃機関。   In the region where the load is lower than the engine load when the intake valve closing timing reaches the above limit closing timing, the amount of intake air supplied into the combustion chamber is controlled by the throttle valve disposed in the engine intake passage. The spark ignition internal combustion engine according to claim 13. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では負荷が低くなるほど空燃比が大きくされる請求項13に記載の火花点火式内燃機関。   14. The spark ignition type internal combustion engine according to claim 13, wherein the air-fuel ratio is increased as the load decreases in a region where the load is lower than the engine load when the closing timing of the intake valve reaches the limit closing timing. 吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では吸気弁の閉弁時期が上記限界閉弁時期に保持される請求項13に記載の火花点火式内燃機関。   The spark ignition according to claim 13, wherein the closing timing of the intake valve is maintained at the limit closing timing in a region where the load is lower than the engine load when the closing timing of the intake valve reaches the limit closing timing. Internal combustion engine. 上記機械圧縮比は機関負荷が低くなるにつれて限界機械圧縮比まで増大せしめられる請求項1に記載の火花点火式内燃機関。   2. The spark ignition internal combustion engine according to claim 1, wherein the mechanical compression ratio is increased to a limit mechanical compression ratio as the engine load decreases. 上記機械圧縮比が上記限界機械圧縮比に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が上記限界機械圧縮比に保持される請求項19に記載の火花点火式内燃機関。   20. The spark ignition internal combustion engine according to claim 19, wherein the mechanical compression ratio is maintained at the limit mechanical compression ratio in a region where the load is lower than the engine load when the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio.
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