JP5447015B2 - Spark ignition internal combustion engine - Google Patents

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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閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、機関負荷にかかわらず実圧縮比をほぼ一定に維持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）。特に、特許文献１に記載の火花点火式内燃機関では、内燃機関の運転中において、機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比を増大させると共に吸気弁の閉弁時期を吸気上死点に向けて遅角させることで、実圧縮比を一定に維持している。   Spark ignition that has a variable compression ratio mechanism that can change the mechanical compression ratio and a variable valve timing mechanism that can control the closing timing of the intake valve so that the actual compression ratio is maintained almost constant regardless of the engine load. An internal combustion engine is known (see, for example, Patent Document 1). In particular, in the spark ignition type internal combustion engine described in Patent Document 1, during the operation of the internal combustion engine, the mechanical compression ratio is increased as the engine load is reduced, and the closing timing of the intake valve is delayed toward the intake top dead center. By making the angle, the actual compression ratio is kept constant.

特開２００７−３０３４２３号公報JP 2007-303423 A

ところで、可変圧縮比機構や可変バルブタイミング機構等のアクチュエータは、内燃機関の停止中に固着する場合がある。このように内燃機関の停止中にアクチュエータが固着すると、次回の機関始動時においてアクチュエータを適切に作動させることができなくなる。このため、アクチュエータの固着位置によっては、内燃機関を始動させることができなくなり、また、たとえ内燃機関を始動させることができたとしても内燃機関の出力トルクを制御することができなくなる。   Incidentally, actuators such as a variable compression ratio mechanism and a variable valve timing mechanism may stick while the internal combustion engine is stopped. Thus, if the actuator is fixed while the internal combustion engine is stopped, the actuator cannot be operated properly at the next engine start. For this reason, depending on the fixed position of the actuator, the internal combustion engine cannot be started, and even if the internal combustion engine can be started, the output torque of the internal combustion engine cannot be controlled.

そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、内燃機関の停止中にアクチュエータが固着した場合であっても、内燃機関を始動させること及び内燃機関の出力トルクを調整することができる火花点火式内燃機関を提供することにある。   Accordingly, in view of the above problems, an object of the present invention is to spark ignition that can start the internal combustion engine and adjust the output torque of the internal combustion engine even when the actuator is fixed while the internal combustion engine is stopped. It is to provide an internal combustion engine.

上記課題を解決するために、第１の発明では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域が設定され、内燃機関の運転時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入しないように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル開度が制御され、上記侵入禁止領域は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対してスロットル弁が如何なる開度であっても該侵入禁止領域には侵入しない安全領域が存在するように設定され、内燃機関の停止時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が上記安全領域内の動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構が制御される、火花点火式内燃機関が提供される。   In order to solve the above problems, in the first invention, a variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio, a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve, and an engine intake passage are provided. An intrusion prohibition region is set for the combination of the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening, and the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle are set during operation of the internal combustion engine. The variable compression ratio mechanism, the variable valve timing mechanism, and the throttle opening are controlled so that the operating point indicating the combination of the opening does not enter the intrusion prohibition region, and the intrusion prohibition region includes the mechanical compression ratio and the intake valve closing. It is set so that there is a safety region that does not enter the intrusion prohibited region regardless of the opening degree of the throttle valve with respect to the combination with the timing, and when the internal combustion engine is stopped, the mechanical compression ratio and the intake valve closing Operating point showing the combination of the period is the safety variable compression ratio mechanism so that the operating point in the region and a variable valve timing mechanism is controlled, spark-ignition internal combustion engine is provided.

第２の発明では、第１の発明において、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点は内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に上記安全領域内において変更せしめられる。   In the second invention, in the first invention, the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is changed within the safety region immediately before starting the internal combustion engine or immediately after starting the internal combustion engine.

第３の発明では、第２の発明において、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点は、内燃機関の停止時に上記安全領域内において内燃機関の始動に最適な動作点とは異なる動作点とされ、内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に上記安全領域内において内燃機関の始動に最適な動作点に変更せしめられる。   According to a third aspect, in the second aspect, the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is an optimal operating point for starting the internal combustion engine within the safety region when the internal combustion engine is stopped. Are different operating points, and the operating point is changed to an optimal operating point for starting the internal combustion engine within the safety region immediately before starting the internal combustion engine or immediately after starting the internal combustion engine.

第４の発明では、第１〜第３のいずれか一つの発明において、上記安全領域として機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が進角側である領域と、機械圧縮比が高く且つ吸気弁閉弁時期が遅角側である領域との二つの領域が存在し、内燃機関の停止時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこれら二つの領域のうち機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が進角側である領域内の動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構が制御される。   According to a fourth invention, in any one of the first to third inventions, the safety region is a region where the mechanical compression ratio is low and the intake valve closing timing is on the advance side, and the mechanical compression ratio is high and the intake air is closed. There are two regions, the region where the valve closing timing is on the retarded side, and when the internal combustion engine is stopped, the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is the mechanical compression of these two regions The variable compression ratio mechanism and the variable valve timing mechanism are controlled so that the ratio is low and the operating point is in the region where the intake valve closing timing is on the advance side.

第５の発明では、第１〜第４のいずれか一つの発明において、上記侵入禁止領域は、異常燃焼又はトルク変動を発生させる燃焼異常領域を含む。   In a fifth invention, in any one of the first to fourth inventions, the entry prohibition region includes a combustion abnormality region that generates abnormal combustion or torque fluctuation.

上記課題を解決するために、第６の発明では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、内燃機関の停止時には、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がスロットル弁を如何なる開度にしても異常燃焼又はトルク変動を発生させずに内燃機関を運転させ得る動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構が制御される、火花点火式内燃機関が提供される。   In order to solve the above-mentioned problem, in the sixth invention, a variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio, a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve, and an engine intake passage are provided. When the internal combustion engine is stopped, the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing does not cause abnormal combustion or torque fluctuation regardless of the opening of the throttle valve. A spark ignition type internal combustion engine is provided in which a variable compression ratio mechanism and a variable valve timing mechanism are controlled so as to be an operating point at which the internal combustion engine can be operated.

上記課題を解決するために、第７の発明では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、内燃機関の停止時には、吸気弁閉弁時期が遅角側の閉弁時期とされると共に、スロットル開度が機関始動時の要求吸入吸気量を満たすような開度とされ、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域が設定され、内燃機関の運転時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入しないように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル開度が制御され、内燃機関の停止時には、機械圧縮比が、スロットル開度を上記機関始動時の要求吸入空気量を満たすような開度に固定した状態で吸気弁閉弁時期を如何なる閉弁時期にしても機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入しないような圧縮比とされる、火花点火式内燃機関が提供される。 In order to solve the above-mentioned problem, in the seventh invention, a variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio, a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve, and an engine intake passage are provided. The throttle valve is set to the retarded valve closing timing when the internal combustion engine is stopped, and the throttle opening satisfies the required intake air intake amount at the time of engine start. An intrusion prohibition region is set for the combination of the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening, and the combination of the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening during operation of the internal combustion engine. The variable compression ratio mechanism, the variable valve timing mechanism, and the throttle opening are controlled so that the operating point indicating the intrusion does not enter the intrusion prohibited region. When the internal combustion engine is stopped, the mechanical compression ratio causes the throttle opening to start the engine. The operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening is no matter what the closing timing of the intake valve is, while the opening is fixed to satisfy the required intake air amount. A spark ignition internal combustion engine having a compression ratio that does not enter the intrusion prohibited area is provided.

第８の発明では、第７の発明において、内燃機関の停止時には、吸気弁閉弁時期が遅角側限界閉弁時期とされる。   In an eighth aspect according to the seventh aspect, when the internal combustion engine is stopped, the intake valve closing timing is set to the retard side limit closing timing.

本発明によれば、内燃機関の停止中にアクチュエータが固着した場合であっても、内燃機関を始動させること及び内燃機関の出力トルクを調整することができるようになる。   According to the present invention, even when the actuator is fixed while the internal combustion engine is stopped, the internal combustion engine can be started and the output torque of the internal combustion engine can be adjusted.

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. 侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。It is a figure which shows an intrusion prohibition area | region and a target operation line. 侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。It is a figure which shows an intrusion prohibition area | region and a target operation line. 侵入禁止領域を示す図である。It is a figure which shows an intrusion prohibition area | region. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。It is a figure which shows the change of mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening. 機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。It is a figure which shows the change of mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。It is a time chart which shows changes, such as a mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 目標動作点と動作点とを示す図である。It is a figure which shows a target operating point and an operating point. 機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。It is a time chart which shows changes, such as a mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening. 目標値を算出するためのフローチャートである。It is a flowchart for calculating a target value. 可変圧縮比機構等の駆動制御を行うためのフローチャートである。It is a flowchart for performing drive control of a variable compression ratio mechanism or the like. 機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量から定まる三次元空間を示す図である。It is a figure which shows the three-dimensional space which becomes settled from a mechanical compression ratio, an intake valve closing timing, and the amount of intake air. 図３４の空間の一部の断面を示す図である。It is a figure which shows the cross section of a part of space of FIG. 図１１と同様な図である。It is a figure similar to FIG. 図３４の空間の一部の断面を示す図である。It is a figure which shows the cross section of a part of space of FIG. 吸気弁閉弁時期と機械圧縮比とスロットル開度の変化を示すタイムチャートである。6 is a time chart showing changes in intake valve closing timing, mechanical compression ratio, and throttle opening. 機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量から定まる三次元空間を示す図である。It is a figure which shows the three-dimensional space which becomes settled from a mechanical compression ratio, an intake valve closing timing, and the amount of intake air. 機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量から定まる三次元空間を示す図である。It is a figure which shows the three-dimensional space which becomes settled from a mechanical compression ratio, an intake valve closing timing, and the amount of intake air. 図４０の空間の一部の断面を示す図である。It is a figure which shows the cross section of a part of space of FIG.

以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the following description, the same reference numerals are assigned to similar components.

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プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。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にはそれぞれ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 an 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エアフロメータ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。なお、以下の説明では、スロットル弁１７から吸気弁７までの吸気枝管１１、サージタンク１２、吸気ダクト１４等の部分を吸気管部分と称する。   The surge tank 12 is connected to an air cleaner 15 via an intake duct 14, and a throttle valve 17 driven by an actuator 16 and an air flow meter 18 using, for example, heat rays are arranged in the intake duct 14. On the other hand, the exhaust port 10 is connected to a catalytic converter 20 containing, for example, a three-way catalyst via an exhaust manifold 19, and an air-fuel ratio sensor 21 is disposed in the exhaust manifold 19. In the following description, portions of the intake branch pipe 11, the surge tank 12, the intake duct 14 and the like from the throttle valve 17 to the intake valve 7 are referred to as an intake pipe portion.

一方、図１に示される実施形態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に示される実施形態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。   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 at the time, and further an actual compression action start timing changing mechanism B capable of changing the actual start time of the compression action. In the embodiment shown in FIG. 1, the actual compression operation start timing changing mechanism B is composed of a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve 7.

図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。なお、本実施形態では、現在の機械圧縮比を検出するための機械圧縮比検出装置として相対位置センサ２２が用いられるが、機械圧縮比検出装置としては相対位置センサ２２以外の検出装置を使用することも可能である。   As shown in FIG. 1, a relative position sensor 22 for detecting a relative positional relationship between the crankcase 1 and the cylinder block 2 is attached to the crankcase 1 and the cylinder block 2. An output signal indicating a change in the interval between the crankcase 1 and the cylinder block 2 is output. The variable valve timing mechanism B is provided with a valve timing sensor 23 for generating an output signal indicating the closing timing of the intake valve 7, and an output signal indicating the throttle valve opening is provided to the actuator 16 for driving the throttle valve. A throttle opening sensor 24 is attached. In the present embodiment, the relative position sensor 22 is used as a mechanical compression ratio detection device for detecting the current mechanical compression ratio, but a detection device other than the relative position sensor 22 is used as the mechanical compression ratio detection device. It is also possible.

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。エアフロメータ１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４の出力信号はそれぞれ対応する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を介して点火プラグ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。   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. Output signals of the air flow meter 18, the air-fuel ratio sensor 21, the relative position sensor 22, the valve timing sensor 23, and the throttle opening degree sensor 24 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 16, 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内にはそれぞれ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それぞれ対応する突出部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内にもそれぞれ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 projecting portions 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 projecting portion 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 with a space between 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５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４、５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４、５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。   As shown in FIG. 2, a pair of camshafts 54 and 55 are provided, and on each camshaft 54 and 55, a circular cam 58 is rotatably inserted into each cam insertion hole 53. It is fixed. These circular cams 58 are coaxial with the rotational axes of the camshafts 54 and 55. On the other hand, as shown in FIG. 3, eccentric shafts 57 arranged eccentrically with respect to the rotational axes of the cam shafts 54 and 55 extend on both sides of each circular cam 58, and another circular cam is disposed on the eccentric shaft 57. 56 is mounted eccentrically and rotatable. As shown in FIG. 2, these circular cams 56 are arranged on both sides of each circular cam 58, and these circular cams 56 are rotatably inserted into the corresponding cam insertion holes 51. As shown in FIG. 2, a cam rotation angle sensor 25 that generates an output signal representing the rotation angle of the camshaft 55 is attached to the camshaft 55.

図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４、５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心軸５７は最も低い位置となる。   When the circular cams 58 fixed on the camshafts 54 and 55 are rotated in opposite directions as indicated by arrows in FIG. 3A from the state shown in FIG. 3A, the eccentric shafts 57 are separated from each other. In order to move in the direction, the circular cam 56 rotates in the opposite direction to the circular cam 58 in the cam insertion hole 51, and as shown in FIG. 3B, the position of the eccentric shaft 57 is changed from the high position to the intermediate height position. It becomes. Next, when the circular cam 58 is further rotated in the direction indicated by the arrow, the eccentric shaft 57 is at the lowest position as shown in FIG.

なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）にはそれぞれの状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。   3A, 3B, and 3C show the positional relationship among the center a of the circular cam 58, the center b of the eccentric shaft 57, and the center c of the circular cam 56 in each state. It is shown.

図３（Ａ）から図３（Ｃ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。すなわち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、したが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 to 3C, the relative positions of the crankcase 1 and the cylinder block 2 are determined by the distance between the center a of the circular cam 58 and the center c of the circular cam 56. As the distance between the center a of 58 and the center c of the circular cam 56 increases, the cylinder block 2 moves away from the crankcase 1. That is, the variable compression ratio mechanism A changes the relative position between the crankcase 1 and the cylinder block 2 by a crank mechanism using a rotating cam. When the cylinder block 2 moves away from the crankcase 1, the volume of the combustion chamber 5 increases when the piston 4 is located 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をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ螺旋方向が逆向きの一対のウォーム６１、６２が取付けられており、これらウォーム６１、６２と噛合するウォームホイール６３、６４がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。この実施形態では駆動モータ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。   As shown in FIG. 2, in order to rotate the camshafts 54 and 55 in opposite directions, a pair of worms 61 and 62 having opposite spiral directions are attached to the rotation shaft of the drive motor 59, respectively. Worm wheels 63 and 64 meshing with the worms 61 and 62 are fixed to 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.

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の両側にはそれぞれ進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。   On the other hand, FIG. 4 shows the variable valve timing mechanism B attached to the end of the camshaft 70 for driving the intake valve 7 in FIG. Referring to FIG. 4, the variable valve timing mechanism B includes a timing pulley 71 that is rotated in the direction of an arrow by a crankshaft of an engine via a timing belt, a cylindrical housing 72 that rotates together with the timing pulley 71, an intake valve A rotating shaft 73 that rotates together with the driving camshaft 70 and is rotatable relative to the cylindrical housing 72, and a plurality of partition walls 74 that extend from the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 to the outer peripheral surface of the rotating shaft 73. And vanes 75 extending from the outer peripheral surface of the rotary shaft 73 to the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 between the partition walls 74, and advance hydraulic chambers 76 on both sides of each vane 75. A retarding hydraulic chamber 77 is formed.

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にそれぞれ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 that performs communication cutoff control between the ports 79, 80, 82, 83, and 84.

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。   When the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 should be advanced, the spool valve 85 is moved to the right in FIG. 4 and the hydraulic oil supplied from the supply port 82 is advanced via the hydraulic port 79. The hydraulic oil in the retard hydraulic chamber 77 is discharged from the drain port 84 while being supplied to the hydraulic chamber 76. At this time, the rotary shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the direction of the arrow.

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。   On the other hand, when the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 should be retarded, the spool valve 85 is moved to the left in FIG. 4, and the hydraulic oil supplied from the supply port 82 causes the hydraulic port 80 to move. The hydraulic oil in the advance hydraulic chamber 76 is discharged from the drain port 83 while being supplied to the retard 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.

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。したが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。   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 variable valve timing mechanism B can advance and retard the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 by a desired amount.

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。したがって吸気弁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、したがって吸気弁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。   In FIG. 5, the solid line shows the time when the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 is advanced the most by the variable valve timing mechanism B, and the broken line shows the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 being the most advanced. It shows when it is retarded. Therefore, the valve opening period of the intake valve 7 can be arbitrarily set between the range indicated by the solid line and the range indicated by the broken line in FIG. 5, and therefore the closing timing of the intake valve 7 is also the range indicated by the arrow C in FIG. Any crank angle can be set.

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。   The variable valve timing mechanism B shown in FIG. 1 and FIG. 4 shows an example. For example, the variable valve timing that can change only the closing timing of the intake valve while keeping the opening timing of the intake valve constant. Various types of variable valve timing mechanisms, such as mechanisms, 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. 6A, 6B, and 6C 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。すなわち、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。したが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 action is not performed while the intake valve is open, and the actual compression starts from the time when the intake valve is closed. The action begins. Therefore, the actual compression ratio is expressed as 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用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。   Next, the super expansion ratio cycle used in 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。すなわち、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 intake bottom dead center. In the example shown in FIG. 8A, the combustion chamber volume is 50 ml and the piston stroke volume 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、すなわ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、すなわ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。したが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, the actual compression ratio should be increased. 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機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見出されたのである。すなわち、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, under such circumstances, it is considered to increase the theoretical thermal efficiency while strictly dividing the mechanical compression ratio and the actual compression ratio. As a result, the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio, and the actual compression ratio is compared to the theoretical thermal efficiency. Was 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。したがって膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。   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 ε = 10 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 ε 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、したが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.

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、したがって機関運転時における熱効率を向上させるためには、すなわ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、したが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。したがって本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。   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 during engine operation, that is, to improve fuel efficiency, it is necessary to improve the thermal efficiency when the engine load is low. Necessary. 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, when the engine load is relatively low, the super high expansion ratio cycle shown in FIG. 8B is used, and during the engine high load operation, the normal cycle shown in FIG. 8A is used.

次に図９を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。
図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒コンバータ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。 Next, the overall operation control will be schematically described with reference to FIG.
FIG. 9 shows changes in the intake air amount, the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, the expansion ratio, the actual compression ratio, and the opening degree of the throttle valve 17 according to the engine load at a certain engine speed. . 9 shows that the average air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the output signal of the air-fuel ratio sensor 21 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 20. This shows a case where feedback control is performed to the stoichiometric air-fuel ratio based on the above.

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。したがって図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。   As described above, the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is executed during engine high load operation. Therefore, as shown in FIG. 9, the expansion ratio is low because the mechanical compression ratio is lowered at this time, and the valve closing timing of the intake valve 7 is advanced as shown by the solid line in FIG. ing. 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, so that the pumping loss is zero.

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、したがって機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態に保持されており、したがって燃焼室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。   On the other hand, as shown by the solid line in FIG. 9, when the engine load becomes low, the closing timing of the intake valve 7 is delayed in order to reduce the intake air amount. Further, at this time, as shown in FIG. 9, the mechanical compression ratio is increased as the engine load is lowered so that the actual compression ratio is kept substantially constant. Therefore, the expansion ratio is also increased as the engine load is lowered. At this time, the throttle valve 17 is kept fully open, and therefore the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 is controlled by changing the closing timing of the intake valve 7 without depending on the throttle valve 17. Has been.

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。すなわち、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。したがってピストン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。   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 reduced in proportion to the reduction 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, in the example shown in FIG. 9, the air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the stoichiometric air-fuel ratio, so the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is proportional to the fuel amount. Will change.

機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ1まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる最大限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が最大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最大限界機械圧縮比に保持される。したが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すなわち、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。 When the engine load is further reduced, the mechanical compression ratio is further increased, and when the engine load is lowered to the medium load L 1 slightly close to the low load, the mechanical compression ratio reaches the maximum limit mechanical compression ratio that is the structural limit of the combustion chamber 5. . When the mechanical compression ratio reaches the maximum critical mechanical compression ratio, the mechanical compression ratio is maintained at the maximum critical mechanical compression ratio in a region where the load is lower than the engine load L 1 when the mechanical compression ratio reaches the maximum critical mechanical compression ratio. The Therefore, the mechanical compression ratio is maximized and the expansion ratio is maximized at the time of low engine load operation and low engine load operation, that is, on the engine low load operation side. In other words, the mechanical compression ratio is maximized so that the maximum expansion ratio is obtained on the engine low load operation side.

一方、図９に示される実施形態では機関負荷がＬ1まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。 On the other hand, in the embodiment shown in FIG. 9, when the engine load decreases to L 1 , the closing timing of the intake valve 7 becomes the limit closing timing that can control the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5. When the closing timing of the intake valve 7 reaches the limit closing timing, the closing timing of the intake valve 7 in a region where the load is lower than the engine load L 1 when the closing timing of the intake valve 7 reaches the closing timing. Is held at the limit valve closing timing.

吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。 When the closing timing of the intake valve 7 is held at the limit closing timing, the amount of intake air can no longer be controlled by changing the closing timing of the intake valve 7. 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 1 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, and the opening degree of the throttle valve 17 is made smaller as the engine load becomes lower.

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。したがって、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、本発明による実施形態では吸気弁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Ｌ1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。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができるが、以下本発明について吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させた場合を例にとって説明する。 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 indicated by the solid line and the case indicated 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. It is moved in a direction away from the intake bottom dead center BDC until the limit valve closing timing L 1 that can control the amount of intake air supplied into the combustion chamber. As described above, the intake air amount can be controlled by changing the closing timing of the intake valve 7 as shown by the solid line in FIG. 9 or by changing it as shown by the broken line. Hereinafter, the present invention will be described by taking as an example a case where the closing timing of the intake valve 7 is changed as shown by a solid line in FIG.

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図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。したが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。   Incidentally, as described above, the expansion ratio is 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. The higher the expansion ratio, the better. However, as can be seen from FIG. 7, a considerably high theoretical thermal efficiency can be obtained if it is 20 or more with respect to the practically usable lower limit actual compression ratio ε = 5. Therefore, in the present invention, the variable compression ratio mechanism A is formed so that the expansion ratio is 20 or more.

次に図１０から図１２を参照しつつ侵入禁止領域と、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する基準動作線について説明する。   Next, the reference prohibition line for the intrusion prohibited region, the mechanical compression ratio, and the intake valve closing timing will be described with reference to FIGS.

図１０は要求されている機関負荷を得るのに必要な吸入空気量、すなわち要求吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とを示している。なお、図１０において要求吸入空気量は原点０から離れるにしたがって増大し、機械圧縮比は原点０から離れるにしたがって増大する。また、図１０において吸気弁閉弁時期は吸気下死点後（ＡＢＤＣ）のクランク角で表されており、したがって吸気弁閉弁時期は原点０から離れるにしたがって遅角される。   FIG. 10 shows the intake air amount necessary to obtain the required engine load, that is, the required intake air amount, the mechanical compression ratio, and the intake valve closing timing. In FIG. 10, the required intake air amount increases as the distance from the origin 0 increases, and the mechanical compression ratio increases as the distance from the origin 0 increases. Further, in FIG. 10, the intake valve closing timing is represented by the crank angle after the intake bottom dead center (ABDC). Therefore, the intake valve closing timing is retarded as the distance from the origin 0 is increased.

一方、図１０においてＱ1、Ｑ2、Ｑ3、Ｑ4、Ｑ5はそれぞれ同一吸入空気量面を表しており、Ｑ6はスロットル弁１７が全開しているスロットル全開面を表している。図１０からわかるようにこのスロットル全開面Ｑ6は上に凸の湾曲面からなる。このスロットル全開面Ｑ6の下方の領域では下方にいくほどスロットル開度が小さくなる。 On the other hand, in FIG. 10, Q 1 , Q 2 , Q 3 , Q 4 , and Q 5 each represent the same intake air amount surface, and Q 6 represents the throttle fully open surface where the throttle valve 17 is fully open. As can be seen from FIG. 10, the throttle fully open surface Q 6 is a curved surface convex upward. In the region below the throttle fully open surface Q 6, the throttle opening becomes smaller as it goes downward.

図１０においてハッチングで示される領域は各同一吸入空気量面Ｑ1、Ｑ2、Ｑ3、Ｑ4、Ｑ5内における侵入禁止領域を示している。一方、図１１は図１０の上からみたところを示しており、図１２（Ａ）は図１０における左側面Ｓ1を矢印方向からみたところを示しており、図１２（Ｂ）は図１０における右側面Ｓ2を矢印方向からみたところを示しており、これら図１１および図１２（Ａ）、（Ｂ）においてもハッチングで示される領域は侵入禁止領域を示している。 In FIG. 10, hatched areas indicate intrusion prohibited areas in the same intake air amount surfaces Q 1 , Q 2 , Q 3 , Q 4 , and Q 5 . On the other hand, FIG. 11 shows the top view of FIG. 10, FIG. 12 (A) shows the left side surface S 1 in FIG. 10 as seen from the direction of the arrow, and FIG. The right side S 2 is shown as seen from the direction of the arrow, and in FIGS. 11 and 12A and 12B, the hatched area indicates an intrusion prohibited area.

図１０、図１１、図１２（Ａ）、（Ｂ）から侵入禁止領域は３次元的に広がっており、さらにこの侵入禁止領域は高負荷側の領域Ｘ1と低負荷側の領域Ｘ2との２つの領域からなることがわかる。なお、図１０、図１１、図１２（Ａ）、（Ｂ）からわかるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ1は要求吸入空気量が多く、吸気弁閉弁時期が進角側で機械圧縮比が高い側に形成され、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は要求吸入空気量が少なく、吸気弁閉弁時期が遅角側で機械圧縮比が低い側に形成される。 10, 11, 12 (A) and 12 (B), the intrusion prohibition region is three-dimensionally expanded. Further, the intrusion prohibition region includes a high load side region X 1 and a low load side region X 2 . It can be seen that it consists of two regions. As can be seen from FIGS. 10, 11, 12 (A) and 12 (B), the high load side intrusion prohibited region X 1 has a large required intake air amount, and the intake valve closing timing is advanced and the mechanical compression ratio is increased. is formed on the high side, low-load forbidden entry area X 2 is less required intake air amount, the mechanical compression ratio is formed on a lower side in the intake valve closing timing is retarded side.

さて、図９は要求吸入空気量に対して最小燃費の得られる、吸気弁閉弁時期と機械圧縮比と実圧縮比とスロットル開度の関係を示しており、これらの関係を満たす線が図１０および図１１において実線Ｗで示されている。図１０からわかるようにこの線Ｗは同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面Ｑ6上を延びており、同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が少ない側では右側面Ｓ2上を延びている。この同一吸入空気量面Ｑ3は図９の負荷Ｌ1に対応している。 FIG. 9 shows the relationship between the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, and the throttle opening, at which the minimum fuel consumption can be obtained with respect to the required intake air amount. In FIG. 10 and FIG. As can be seen from FIG. 10, this line W extends on the throttle fully open surface Q 6 on the side where the intake air amount is larger than the same intake air amount surface Q 3 , and the intake air amount is larger than the same intake air amount surface Q 3. less the side extends over the right side S 2. The same intake air amount surface Q 3 corresponds to the load L 1 in FIG.

すなわち、図９においてＬ1よりも機関負荷が高い領域では機関負荷が高くなるほど、すなわち要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０のスロットル全開面Ｑ6上における線Ｗで表されている。すなわち、図１０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が多い側では要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。 That is, in the region where the engine load is higher than L 1 in FIG. 9, the intake valve closing timing is advanced with the throttle valve 17 being held fully open as the engine load increases, that is, as the required intake air amount increases. At this time, the mechanical compression ratio is lowered as the required intake air amount increases so that the actual compression ratio becomes constant. The relationship between the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing at this time is represented by a line W on the throttle fully open surface Q 6 in FIG. That is, as shown in FIG. 10, on the side where the intake air amount is larger than the same intake air amount surface Q 3 , the intake valve closing timing is set while the throttle valve 17 is held fully open as the required intake air amount increases. At this time, the mechanical compression ratio is lowered as the required intake air amount increases so that the actual compression ratio becomes constant.

一方、図９においてＬ1よりも機関負荷が低い領域では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、すなわち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０の右側面Ｓ2上における線Ｗで表されている。すなわち、図１０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が少ない側では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、すなわち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。 On the other hand, in the region where the engine load is lower than L 1 in FIG. 9, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are kept constant, and the throttle valve 17 opens as the engine load decreases, that is, the required intake air amount decreases. The degree is reduced. Relationship, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing at this time is represented by a line W on the right side S 2 of Figure 10. That is, as shown in FIG. 10, on the side where the intake air amount is smaller than the same intake air amount surface Q 3 , the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are kept constant, and the lower the engine load, that is, the required intake air. As the amount decreases, the opening degree of the throttle valve 17 is decreased.

本願明細書では、要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とが辿る線を動作線と称しており、特に図１０に示される線Ｗは基準動作線と称されている。なお、前述したようにこの基準動作線は最小燃費の得られる最小燃費動作線を示している。   In the present specification, the line that the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing follow when the required intake air amount changes is referred to as an operation line, and in particular, the line W shown in FIG. 10 is referred to as a reference operation line. ing. Note that, as described above, this reference operation line indicates the minimum fuel consumption operation line with which the minimum fuel consumption can be obtained.

前述したようにこの基準動作線Ｗ上では実圧縮比が一定とされている。実圧縮比はスロットル弁１７の開度とは無関係であって機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のみによって定まるので図１０において基準動作線Ｗを通り垂直方向に延びる曲面上では同一実圧縮比となる。この場合、この曲面よりも機械圧縮比の高い側では実圧縮比が高くなり、この曲面よりも機械圧縮比の低い側では実圧縮比が低くなる。すなわち、大雑把に言うと、高負荷側侵入禁止領域Ｘ1は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の高い領域に位置しており、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の低い領域に位置している。 As described above, the actual compression ratio is constant on the reference operation line W. Since the actual compression ratio is independent of the opening degree of the throttle valve 17 and is determined only by the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing, the actual compression ratio is the same on the curved surface extending in the vertical direction through the reference operation line W in FIG. Become. In this case, the actual compression ratio becomes higher on the side where the mechanical compression ratio is higher than the curved surface, and the actual compression ratio becomes lower on the side where the mechanical compression ratio is lower than the curved surface. That is, roughly speaking, the high load side intrusion prohibited region X 1 is located in a region where the actual compression ratio is higher than the actual compression ratio on the reference operation line W, and the low load side intrusion prohibited region X 2 is the reference operation. It is located in a region where the actual compression ratio is lower than the actual compression ratio on the line W.

さて、燃費を向上するために実圧縮比を高くするとノッキングが発生し、ノッキングの発生を阻止するために点火時期を遅角させると燃焼が不安定となってトルク変動を生ずる。高負荷側侵入禁止領域Ｘ1はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、したがって機関運転時には機関の運転状態がこのようなトルク変動を生ずる運転領域内に入らないようにする必要がある。一方、吸入空気量が少なく実圧縮比が低くなると燃焼しづらくなり、スロットル弁１７の開度が小さくなって圧縮端圧力が低くなると燃焼が悪化してトルク変動を生ずる。低負荷側侵入禁止領域Ｘ2はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、したがって機関運転時にはこの運転領域にも機関の運転状態が入らないようにする必要がある。 If the actual compression ratio is increased to improve fuel consumption, knocking occurs. If the ignition timing is retarded to prevent knocking, combustion becomes unstable and torque fluctuation occurs. High load forbidden entry area X 1 is operating regions produce such torque variations, hence at the time of engine operation the operating state of the engine needs to be prevented from entering the operating area of produce such torque fluctuations. On the other hand, when the amount of intake air is small and the actual compression ratio is low, combustion is difficult, and when the opening of the throttle valve 17 is small and the compression end pressure is low, combustion is deteriorated and torque fluctuation occurs. The low load side forbidden entry area X 2 are operating region resulting such torque variations at the time of engine operation therefore it is necessary that the operating state of the engine in this operating region from entering.

一方、実圧縮比が高くなるほど燃費が向上し、したがってノッキングやトルク変動を生ずることなく最小の燃費が得られる最小燃費動作線は図１０および図１１においてＷで示されるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の外部において高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の外縁に沿いつつ延びている。前述したように本発明による実施形態ではこの最小燃費動作線が基準動作線Ｗとされており、基本的には要求吸入空気量に応じて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの基準動作線Ｗ上を移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御される。なお、現在の動作点は相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４により常時検出されている。 On the other hand, the higher the actual compression ratio, the better the fuel consumption. Therefore, the minimum fuel consumption operation line that can obtain the minimum fuel consumption without causing knocking or torque fluctuation is prohibited from entering the high load side as indicated by W in FIGS. extends while along the outer edge of the high-load side forbidden entry area X 1 outside the region X 1. As described above, in the embodiment according to the present invention, this minimum fuel consumption operation line is the reference operation line W, and basically shows a combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing according to the required intake air amount. The mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are controlled so that the operating point moves on the reference operating line W. The current operating point is always detected by the relative position sensor 22, the valve timing sensor 23, and the throttle opening sensor 24.

次に本発明による機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の制御の仕方について基本的な制御の仕方から説明する。この基本的な制御の仕方が図１３から図１５に示されている。   Next, how to control the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing and the opening degree of the throttle valve 17 according to the present invention will be described from the basic control method. This basic control method is shown in FIGS.

すなわち、図１３は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上のｍ点における値に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられた場合を示している。ところで本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、この予め定められた時間毎に算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点が順次算出される。この要求吸入空気量を満たす動作点、すなわち要求動作点の一例が図１３においてａ1、ａ2、ａ3、ａ4、ａ5、ａ6で示されている。すなわち、この例では要求吸入空気量が増大せしめられた後に最初に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ1であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ2であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ3である。 That is, FIG. 13 shows a case where the required intake air amount is increased when the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are maintained at the values at the point m on the reference operation line W. Incidentally, in the embodiment according to the present invention, for example, the required intake air amount is calculated every predetermined time, and the operating point on the reference operation line W satisfying the required intake air amount calculated every predetermined time. Are sequentially calculated. Examples of operating points that satisfy this required intake air amount, that is, required operating points are indicated by a 1 , a 2 , a 3 , a 4 , a 5 , and a 6 in FIG. That is, in this example, the requested operating point that satisfies the requested intake air amount that is detected first after the requested intake air amount is increased is a 1 , and the requested operating point that satisfies the detected requested intake air amount is the next. is a 2, then fill the detected required amount of intake air required operating point is a 3.

要求動作点が変化すると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は新たな要求動作点に向けて変化する。すなわち、図１３に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は要求動作点がａ1とされるとｍ点からａ1点に向けて変化し、要求動作点がａ2とされると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はａ2に向けて変化する。この場合、要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達すれば機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は何の問題もなく要求動作点の変化に追従して変化する。しかしながら要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達しない場合には問題を生ずる場合がある。 When the required operating point changes, the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing changes toward a new required operating point. In other words, toward the point a changes from the operating point requests the operating point is set to a 1 m point showing a mechanical compression ratio and the intake valve closing timing in the example shown in FIG. 13, the required operating point is a When it is 2 , the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing changes toward a 2 . In this case, if the mechanical compression ratio and intake valve closing timing reach the required operating point before the required operating point changes, the mechanical compression ratio and intake valve closing timing follow the change in the required operating point without any problem. Change. However, problems may arise if the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing do not reach the required operating point before the required operating point changes.

すなわち、図１３において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点ｍにあるときに要求動作点ａ1となったときには機械圧縮比および吸気弁時期は変化せず、このとき要求吸入空気量を満たすべくスロットル弁１７の開度が増大せしめられる。アクチュエータ１６によるスロットル弁１７の開度変化の応答性は極めて早く、したがって要求動作点がａ1になると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はｍ点からａ1点にただちに移る。 That is, in FIG. 13, when the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are at the point m and the required operating point a 1 is reached, the mechanical compression ratio and the intake valve timing do not change, and at this time, the required intake air amount is satisfied. Accordingly, the opening degree of the throttle valve 17 is increased. The response of the opening change of the throttle valve 17 by the actuator 16 is very fast. Therefore, when the required operating point becomes a 1 , the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing immediately shifts from the m point to the a 1 point.

次いで要求動作点がａ2になると機械圧縮比がわずかばかり低下せしめられかつ吸気弁閉弁時期がわずかばかり進角されつつスロットル弁１７が全開にされる。このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は次の要求動作点ａ3が算出される頃には要求動作点ａ2の近くまで到達する。このとき到達する機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図１３の上方からみたところを示す図１４において動作点ｂ2で示されている。 Then the required operating point while it is just slightly advanced mechanical compression ratio is made to decrease only slightly and the intake valve closing timing becomes the a 2 is the throttle valve 17 is fully opened. At this time, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing reach close to the required operating point a 2 when the next required operating point a 3 is calculated. Indicated by the operating point b 2 in FIG. 14 showing the place mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is viewed from above in FIG. 13 to reach this time.

要求動作点ａ3が算出されると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は動作点ｂ2から要求動作点ａ3に向けて移動を開始する。すなわち、スロットル弁１７が全開の状態で機械圧縮比は低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は進角せしめられる。ところが可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性および可変バルブタイミング機構Ｂによる吸気弁７の閉弁時期変化の応答性はそれほど早くなく、特に可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性はかなり遅い。したがって要求吸入空気量の増大速度が速い場合には要求動作点と機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点とが次第に離れていくことになる。例えば図１４において要求動作点がａ6まで移動したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点が依然としてｂ2付近に位置するような状態が生ずる。 When the required operating point a 3 is calculated, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing start moving from the operating point b 2 toward the required operating point a 3 . That is, the mechanical compression ratio is lowered while the throttle valve 17 is fully open, and the intake valve closing timing is advanced. However, the response of the mechanical compression ratio change by the variable compression ratio mechanism A and the response of the valve closing timing change of the intake valve 7 by the variable valve timing mechanism B are not so fast. Sex is quite slow. Therefore, when the increase rate of the required intake air amount is high, the required operating point and the operating point indicating the actual values of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are gradually separated. For example, in FIG. 14, when the required operating point moves to a 6, the operating point indicating the actual values of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is still located near b 2 .

しかしながらこのような場合、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。すなわち、この場合、吸気弁閉弁時期を進角させることにより動作点が侵入禁止領域Ｘ1内に侵入しそうになったときには吸気弁閉弁時期の進角作用が停止され、次いで機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられる。機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられると吸気弁閉弁時期が再び進角され、動作点が侵入禁止領域Ｘ1内に侵入しそうになると吸気弁閉弁時期の進角作用が停止される。以下、これが繰返される。 However, when such a mechanical compression ratio and the intake valve closing timing when the move by the feedback control toward the required operating point without entering the closing timing mechanical compression ratio and the intake valve forbidden entry region X 1 It takes time to reach the required operating point. That is, in this case, the advance action of the intake valve closing timing when the operating point is about to penetrate the forbidden entry area X 1 is stopped by advancing the intake valve closing timing, then the mechanical compression ratio is It can be reduced by a certain amount. The mechanical compression ratio is again advanced the intake valve closing timing and used to lower by a certain amount, the operating point is advancing action of the intake valve closing timing is stopped to become likely to invade forbidden entry area X 1. This is repeated below.

すなわち、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が侵入禁止領域Ｘ1の外縁に沿ってジグザグ状に移動することになり、斯くして機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性が得られないことになる。 That is, the operating point showing a mechanical compression ratio and the intake valve closing timing when the move by the feedback control toward the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing to the required operating point along the outer edge of the forbidden entry area X 1 Therefore, it takes time for the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing to reach the required operating point. As a result, good engine responsiveness cannot be obtained with respect to changes in the required intake air amount.

そこで本発明では要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が現在の動作点から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期をこの目標動作点に向けて変化させるようにしている。 Therefore, in the present invention, when the required intake air amount changes, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing enter the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 from the current operating point toward the required operating point that satisfies the required intake air amount. A target operating point that can be reached after a certain time without intrusion is calculated, and the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are changed toward the target operating point.

次にこの本発明を具体化した一実施形態についてスロットル全開面Ｑ6を示す図１４を参照しつつ説明する。前述したように図１４は要求動作点がａ3になったときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂ2である場合を示している。この場合において矢印Ｒ2は機械圧縮比が要求動作点ａ3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表しており、矢印Ｔ2は吸気弁閉弁時期が要求動作点ａ3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表している。また、図１４においてｃ2は現在の動作点ｂ2から要求吸入空気量を満たす要求動作点ａ3に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を示している。 Next, an embodiment embodying the present invention will be described with reference to FIG. 14 showing a throttle fully open surface Q 6 . As described above, FIG. 14 shows a case where the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is b 2 when the required operating point becomes a 3 . In this case, the arrow R 2 indicates the amount that the mechanical compression ratio can reach in the predetermined operation time toward the required operating point a 3 , and the arrow T 2 indicates that the intake valve closing timing is the required operating point a 3. Represents the amount that can be reached in a predetermined time. In FIG. 14, c 2 is a target operating point that can be reached after a certain time without entering the intrusion prohibited area X 1 from the current operating point b 2 toward the required operating point a 3 that satisfies the required intake air amount. Show.

図１４に示されるように要求吸入空気量が増大せしめられかつ動作点ｂ2および要求動作点ａ3がスロットル全開面Ｑ6上にあるときにはこの目標動作点ｃ2は基準動作線Ｗ上に、図１４に示される例では最小燃費動作線Ｗ上に位置する。すなわち、図１４に示される例では、スロットル弁１７が全開状態に維持されているときには目標動作点は侵入禁止領域Ｘ1の外部であって侵入禁止領域Ｘ1の外縁に沿って延びる最小燃費動作線Ｗ上を移動せしめられる。 As the target operating point c 2 when the required intake air amount is made to increase and the operating point b 2 and the required operating point a 3 is on full throttle surface Q 6 is on the reference operating line W shown in FIG. 14, In the example shown in FIG. 14, it is located on the minimum fuel consumption operation line W. That is, in the example shown in FIG. 14, the minimum fuel consumption operating target operating point which extends along the outer edge of the outside and a by forbidden entry area X 1 of the forbidden entry area X 1 when the throttle valve 17 is maintained fully open It can be moved on the line W.

また、図１４において要求動作点がａ6であるときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂiであったとするとこの場合にも目標動作点は基準動作線Ｗ上の点ｃiとされる。なお、図１４において矢印Ｒiは同様に機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量を表しており、矢印Ｔiは吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量を表している。 In FIG. 14, if the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is b i when the required operating point is a 6 , the target operating point is also a point on the reference operating line W. c i . In FIG. 14, the arrow R i similarly represents the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time, and the arrow T i represents the amount that the intake valve closing timing can reach after a certain time.

このように図１４に示される例では動作点がｂ2であるときに目標動作点ｃ2が算出されると一定時間後に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は目標動作点ｃ2に到達する。このとき現在の動作点ｃ2から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な次の新たな目標動作点が算出され、動作点は一定時間後にこの新たな目標動作点に到達する。この場合、本発明による実施形態では機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はＰＩＤ（比例積分微分）制御によって目標動作点に到達せしめられる。 In this way, in the example shown in FIG. 14, when the target operating point c 2 is calculated when the operating point is b 2 , the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing after a certain time is the target operating point c. Reach 2 At this time, the next new target operating point that can be reached after a certain time without entering the intrusion prohibited area X 1 from the current operating point c 2 toward the required operating point that satisfies the required intake air amount is calculated, The point reaches this new target operating point after a certain time. In this case, in the embodiment according to the present invention, the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are made to reach the target operating point by PID (proportional integral derivative) control.

このように図１４に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに移動する。すなわち、図１３において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期がｍ点に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は図１５において矢印で示されるように基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに変化せしめられる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性を確保することができることになる。   As described above, in the example shown in FIG. 14, the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing moves smoothly along the reference operation line W without stagnation. That is, when the required intake air amount is increased when the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are maintained at the point m in FIG. 13, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are indicated by arrows in FIG. Thus, it can be smoothly changed along the reference operation line W without stagnating. As a result, it is possible to ensure a good engine response to changes in the required intake air amount.

この場合、要求吸入空気量に対する機関の応答性を更に向上するためには目標動作点ｃ2、ｃiをそれぞれ対応する現在の動作点ｂ2、ｂiからできる限り離すことが好ましい。したがって本発明による実施形態では目標動作点ｃ2、ｃiは対応する現在の動作点ｂ2、ｂiから要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点ｂ2、ｂiから最も離れた動作点とされている。 In this case, in order to further improve the responsiveness of the engine with respect to the required intake air amount, it is preferable that the target operating points c 2 and c i be separated from the corresponding current operating points b 2 and b i as much as possible. Therefore, in the embodiment according to the present invention, the target operating points c 2 and c i enter the intrusion prohibited area X 1 from the corresponding current operating points b 2 and b i toward the required operating point that satisfies the required intake air amount. Among the operating points that can be reached after a certain time, the operating point is the farthest from the current operating points b 2 and b i .

すなわち、現在の動作点がｂ2の場合には動作点ｂ2からの機械圧縮比の到達限界が目標動作点ｃ2とされ、吸気弁閉弁時期についてはこの目標動作点ｃ2は動作点ｂ2からの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。したがってこのときには機械圧縮比は可能な最大速度でもって低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で進角される。これに対し、現在の動作点がｂiの場合には動作点ｂiからの吸気弁閉弁時期の到達限界が目標動作点ｃiとされ、機械圧縮比についてはこの目標動作点ｃiは動作点ｂiからの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。したがってこのときには吸気弁閉弁時期は可能な最大速度でもって進角され、機械圧縮比は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で減少せしめられる。 That is, when the current operating point is b 2 , the reach limit of the mechanical compression ratio from the operating point b 2 is set as the target operating point c 2, and this target operating point c 2 is the operating point for the intake valve closing timing. the front of the arrival limit of the intake valve closing timing from b 2. Therefore, at this time, the mechanical compression ratio is lowered at the maximum possible speed, and the intake valve closing timing is advanced at a speed slower than the maximum possible speed. In contrast, the arrival limit of the intake valve closing timing from the operating point b i in the case of the b i the current operating point is a target operating point c i, the target operating point c i for the mechanical compression ratio the front of the arrival limit of the intake valve closing timing from the operating point b i. Therefore, at this time, the intake valve closing timing is advanced at the maximum possible speed, and the mechanical compression ratio is decreased at a speed slower than the maximum possible speed.

次に図１６から図３１を参照しつつ要求吸入空気量が減少せしめられた場合について説明する。なお、図１６から図３１のうちで図１６および図１７は要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合を示しており、図１８から図２５は要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合を示しており、図２６から図３１は要求吸入空気量が急激に減少せしめられた場合を示している。なお、図１６から図３１は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が基準動作線Ｗ上のｎ点にあるときに要求吸入空気量の減少作用が開始された場合を示している。   Next, a case where the required intake air amount is reduced will be described with reference to FIGS. Of FIGS. 16 to 31, FIGS. 16 and 17 show cases where the required intake air amount is slowly reduced, and FIGS. 18 to 25 show the required intake air amount being reduced relatively quickly. FIG. 26 to FIG. 31 show the case where the required intake air amount is sharply reduced. 16 to 31 show a case where the action of reducing the required intake air amount is started when the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is n point on the reference operating line W. ing.

まず初めに図１６および図１７を参照しつつ要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合について説明する。なお、図１７は図１４と同様なスロットル全開面Ｑ6を示している。 First, a case where the required intake air amount is slowly reduced will be described with reference to FIGS. 16 and 17. FIG. 17 shows a throttle fully open surface Q 6 similar to FIG.

図１７はこの場合における現在の動作点と要求動作点との関係を示している。すなわち、図１７には現在の動作点がｅiであるときの要求動作点がｄiで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲiで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＳiで示されている。更に図１７には現在の動作点がｅjであるときの要求動作点がｄjで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲjで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＳjで示されている。 FIG. 17 shows the relationship between the current operating point and the requested operating point in this case. In other words, the required operating point of time in Figure 17 the current operating point is e i is indicated by d i, the amount can reach after the mechanical compression ratio at this time is a predetermined time is indicated by R i At this time, the amount that the intake valve closing timing can be reached after a predetermined time is indicated by S i . Further in FIG. 17 is shown requesting operating point when the current operating point is e j is in d j, this time the amount can reach after the mechanical compression ratio is a predetermined time is indicated by R j, At this time, the amount that the intake valve closing timing can be reached after a certain time is indicated by S j .

この場合には要求動作点ｄiは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点ｄiが目標動作点となる。同様に要求動作点ｄjは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点ｄjが目標動作点となる。したがってこの場合には動作点は基準動作線Ｗに沿って移動する。すなわち、要求吸入空気量がゆっくりと減少するときにはスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が徐々に遅角され、実圧縮比が一定となるように機械圧縮比が徐々に増大される。 In this case, the required operating point d i is before the reaching limit of the mechanical compression ratio and is before the reaching limit of the intake valve closing timing, so that the required operating point d i becomes the target operating point. Similarly, the required operating point dj is before the reaching limit of the mechanical compression ratio and is before the reaching limit of the intake valve closing timing, so that the required operating point dj is the target operating point. Therefore, in this case, the operating point moves along the reference operating line W. That is, when the required intake air amount decreases slowly, the intake valve closing timing is gradually retarded while the throttle valve 17 is kept fully open, and the mechanical compression ratio gradually increases so that the actual compression ratio becomes constant. Will be increased.

次に図１８から図２５を参照しつつ要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の要求動作点が図１８においてｄ1、ｄ2、ｄ3、ｄ4、ｄ5で示されている。 Next, a case where the required intake air amount is decreased relatively quickly will be described with reference to FIGS. As described above, in the embodiment according to the present invention, for example, the required intake air amount is calculated every predetermined time, and the required operation point on the reference operation line W that satisfies the sequentially calculated required intake air amount is shown in FIG. D 1 , d 2 , d 3 , d 4 , and d 5 .

なお、本発明による制御を容易に理解しうるように図１８は要求動作点ｄ1における要求吸入空気量がＱ5であり、要求動作点ｄ2における要求吸入空気量がＱ5とＱ4の中間値であり、要求動作点ｄ3における要求吸入空気量がＱ4であり、要求動作点ｄ4における要求吸入空気量がＱ4とＱ3との中間値であり、要求動作点ｄ5における要求吸入空気量がＱ3であった場合を示している。すなわち、順次算出された要求吸入空気量がＱ6（ｎ点）から、Ｑ5、Ｑ5とＱ4の中間値、Ｑ4、Ｑ4とＱ3の中間値、Ｑ3に変化した場合を示している。 In order to easily understand the control according to the present invention, FIG. 18 shows that the required intake air amount at the required operation point d 1 is Q 5 , and the required intake air amounts at the required operation point d 2 are Q 5 and Q 4 . It is an intermediate value, the required intake air amount at the required operating point d 3 is Q 4 , the required intake air amount at the required operating point d 4 is an intermediate value between Q 4 and Q 3 , and at the required operating point d 5 The case where the required intake air amount is Q 3 is shown. That sequentially calculated required amount of intake air from the Q 6 (n points), an intermediate value of Q 5, Q 5 and Q 4, an intermediate value of Q 4, Q 4 and Q 3, a case where the change in Q 3 Show.

また図１９はスロットル全開面Ｑ6を示しており、図２０は吸入空気量がＱ5の同一吸入空気量面を示しており、図２１は吸入空気量がＱ5とＱ4の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２２は吸入空気量がＱ4の同一吸入空気量面を示しており、図２３は吸入空気量がＱ4とＱ3の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２４は吸入空気量がＱ3の同一吸入空気量面を示している。 The Figure 19 shows a wide open throttle plane Q 6, FIG. 20 is the intake air amount represents the same intake air amount plane of Q 5, FIG. 21 is the intake air amount of the intermediate value Q 5 and Q 4 22 shows the same intake air amount surface, FIG. 22 shows the same intake air amount surface where the intake air amount is Q 4 , and FIG. 23 shows the same intake air amount where the intake air amount is an intermediate value between Q 4 and Q 3. It shows a plane, Figure 24 is the intake air amount indicates the same intake air amount plane of Q 3.

さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図１８に示される動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量がＱ6からＱ5に変化し、その結果要求動作点がｄ1になったとすると、まず初めに図１９に示されるようにスロットル全開面Ｑ6上において目標動作点ｅ1が算出される。この目標動作点ｅ1の算出方法はこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点ｄ1に最も近い目標動作点ｅ1が算出される。図１９に示される例ではこの目標動作点ｅ1は基準動作線Ｗ上に位置している。 Now, when the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are held at the operating point n shown in FIG. 18, the required intake air amount changes from Q 6 to Q 5, and as a result, the required operating point becomes d 1 . If this is the case, first, the target operating point e 1 is calculated on the throttle fully open surface Q 6 as shown in FIG. The calculation method of the target operating point e 1 is the same as the calculation method described so far, and the intrusion starts from the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time and the amount that the intake valve closing timing can reach the certain time. target operating point e 1 closest to the required operating point d 1 without entering the forbidden area X 1 is calculated. In the example shown in FIG. 19, the target operation point e 1 is located on the reference operation line W.

ところでこの目標動作点ｅ1における吸入空気量はＱ6とＱ5の中間値であって要求吸入空気量Ｑ5よりも大きい状態にある。しかしながら吸入空気量はできる限り要求吸入空気量に一致させることが好ましい。ところが要求吸入空気量が減少せしめられる場合にはスロットル弁１７の開度を変化させることによって吸入空気量を調整することができる。そこで目標動作点ｅ1における吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ5よりも大きい状態にある場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ5とするのに必要な目標開度までスロットル弁１７を閉弁させるようにしている。 Incidentally, the intake air amount at the target operating point e 1 is an intermediate value between Q 6 and Q 5 and is larger than the required intake air amount Q 5 . However, it is preferable that the intake air amount matches the required intake air amount as much as possible. However, when the required intake air amount is decreased, the intake air amount can be adjusted by changing the opening of the throttle valve 17. Therefore, when the intake air amount at the target operating point e 1 is larger than the required intake air amount Q 5, the required intake air amount is set without changing the target values for the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing. until the target opening degree required for the amount Q 5 so that to close the throttle valve 17.

すなわち、図１８において、図１９に示されるスロットル全開面Ｑ6上の目標動作点ｅ1の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ5上の点が最終的な目標動作点ｅ1とされる。この同一吸入空気量面Ｑ5上の最終的な目標動作点ｅ1が図１８および図２０に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ1に向けて変化せしめられることになる。すなわち、このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。 That is, in FIG. 18, the final target operating point e 1 is a point on the same intake air amount surface Q 5 located immediately below the target operating point e 1 on the throttle fully open surface Q 6 shown in FIG. . The final target operating point e 1 on the same intake air amount surface Q 5 is shown in FIGS. 18 and 20, and the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are the final values. The target operating point e 1 is changed. That is, at this time, the mechanical compression ratio is increased, the intake valve closing timing is retarded, and the opening degree of the throttle valve 17 is decreased from the fully opened state.

次いで要求吸入空気量がＱ5とＱ4の中間値になって要求動作点がｄ2になると、今度は図２０に示されるように現在の吸入空気量Ｑ5における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ2が算出される。この目標動作点ｅ2の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点ｄ2に最も近い目標動作点ｅ2が算出される。図２０に示される例ではこの目標動作点ｅ2は同一吸入空気量面Ｑ5内における基準動作線Ｗ上に位置している（なお、このときの基準動作線Ｗは図１０に示した基準動作線Ｗとは異なるものであり、同一吸入空気量面Ｑ5内における最小燃費動作線を示している）。 Next, when the required intake air amount becomes an intermediate value between Q 5 and Q 4 and the required operating point becomes d 2 , this time, on the same intake air amount surface at the current intake air amount Q 5 as shown in FIG. A target operating point e 2 is calculated. The calculation method of the target operating point e 2 is the same as the calculation method described so far, and the intrusion starts from the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time and the amount that the intake valve closing timing can reach the certain time. target operating point e 2 closest to the required operating point d 2 without entering the forbidden area X 1 is calculated. In the example shown in FIG. 20, this target operating point e 2 is located on the reference operating line W in the same intake air amount surface Q 5 (note that the reference operating line W at this time is the reference operating line shown in FIG. It is different from the operation wire W, and the minimum fuel consumption operation line at the same intake air amount plane Q 5).

ところでこの場合にも目標動作点ｅ2における吸入空気量は要求吸入空気量よりも大きい状態にある。したがってこの場合にも、図１８において、図２０に示される同一吸入空気量面Ｑ5上の目標動作点ｅ2の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ5とＱ4の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ2とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ5とＱ4の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ2が図１８および図２１に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ2に向けて変化せしめられることになる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。 In this case as well, the intake air amount at the target operating point e 2 is larger than the required intake air amount. Therefore, also in this case, in FIG. 18, on the same intake air amount surface (intermediate value between Q 5 and Q 4 ) located directly below the target operating point e 2 on the same intake air amount surface Q 5 shown in FIG. Is the final target operating point e 2 . The final target operating point e 2 on the same intake air amount surface (intermediate value between Q 5 and Q 4 ) is shown in FIGS. 18 and 21, and the mechanical compression ratio, intake valve closing timing and throttle valve are shown. The opening degree of 17 is changed toward this final target operating point e 2 . Also at this time, the mechanical compression ratio is increased, the intake valve closing timing is retarded, and the opening degree of the throttle valve 17 is reduced from the fully opened state.

次いで要求吸入空気量がＱ4となり、次いでＱ4とＱ3の中間値となり、次いでＱ3になると同様なことが順次繰返される。すなわち、要求吸入空気量がＱ4になると図２２に示されるように同一吸入空気量面Ｑ4上における最終的な目標動作点ｅ3が算出され、要求吸入空気量がＱ4とＱ3の中間値になると図２３に示されるように同一吸入空気量面（Ｑ4とＱ3との中間値）上における最終的な目標動作点ｅ4が算出され、次いで要求吸入空気量がＱ3になると図２４に示されるように同一吸入空気量面Ｑ3上における最終的な目標動作点ｅ5が算出される。 Next, when the required intake air amount becomes Q 4 , then becomes an intermediate value between Q 4 and Q 3 , and then becomes Q 3 , the same thing is sequentially repeated. That is, when the required intake air amount reaches Q 4 , the final target operating point e 3 on the same intake air amount surface Q 4 is calculated as shown in FIG. 22, and the required intake air amount is between Q 4 and Q 3 . When the intermediate value is reached, the final target operating point e 4 on the same intake air amount surface (intermediate value between Q 4 and Q 3 ) is calculated as shown in FIG. 23, and then the required intake air amount becomes Q 3 . Then, as shown in FIG. 24, the final target operating point e 5 on the same intake air amount surface Q 3 is calculated.

この間、すなわち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が順次最終的な目標動作点ｅ3、ｅ4、ｅ5に向けて変化せしめられている間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は小さくされる。 During this time, that is, while the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are sequentially changed toward the final target operating points e 3 , e 4 , e 5 , the mechanical compression ratio increases. The intake valve closing timing is retarded, and the opening degree of the throttle valve 17 is reduced.

要求吸入空気量がＱ3になると図２４に示されるように同一吸入空気量面Ｑ3上において順次最終的な目標動作点ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10が算出され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は順次これら最終的な目標動作点ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10を経て要求動作点ｄ5まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はｅ8に達するまで遅角され、スロットル弁１７の開度は徐々に大きくされてｅ8に達すると全開せしめられる。 When the required intake air amount reaches Q 3 , final target operating points e 6 , e 7 , e 8 , e 9 , e 10 are calculated sequentially on the same intake air amount surface Q 3 as shown in FIG. The mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are sequentially changed to the required operating point d 5 through these final target operating points e 6 , e 7 , e 8 , e 9 , e 10. It will be. During this time, the mechanical compression ratio is increased, the intake valve closing timing is retarded until reaching e 8 , the opening of the throttle valve 17 is gradually increased, and when it reaches e 8, it is fully opened.

図２５は図１８に示されるように目標吸入空気量がＱ6（ｎ点）からＱ3（目標動作点ｄ5）まで比較的速く減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図２５からこの場合には要求吸入空気量が最終的な目標値Ｑ3となった後（動作点ｅ4）、吸気弁閉弁時期の遅角動作が完了し（動作点ｅ8）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ5）ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｄ8）徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Ｑ3上の動作点ｅ5となるまで全開状態から徐々に低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角動作が完了するまで（動作点ｅ8）まで全開状態まで徐々に開弁せしめられる。 FIG. 25 shows the intake valve closing timing and the mechanical compression ratio when the target intake air amount is decreased relatively quickly from Q 6 (n point) to Q 3 (target operating point d 5 ) as shown in FIG. , Changes in actual compression ratio and throttle opening. From FIG. 25, in this case, after the required intake air amount reaches the final target value Q 3 (operating point e 4 ), the retarding operation of the intake valve closing timing is completed (operating point e 8 ). It can be seen that the increasing action of the mechanical compression ratio is completed (target operating point d 5 ). On the other hand, the actual compression ratio gradually decreases until the retarding action of the intake valve closing timing is completed (operating point d 8 ), and then gradually increases. Further, the throttle opening is gradually decreased from the fully opened state until the operating point becomes the operating point e 5 on the same intake air amount surface Q 3 , and then until the retarding operation of the intake valve closing timing is completed (operation The valve is gradually opened until it is fully opened up to point e 8 ).

図１８から図２５に示されるように要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられたときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の制御に加えてスロットル開度も制御される。本発明ではこのときには機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対し３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2が設定されており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点がこの３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入するのが禁止される。 As shown in FIGS. 18 to 25, when the required intake air amount is decreased relatively quickly, the throttle opening is also controlled in addition to the control of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing. In the present invention, at this time, the three-dimensional intrusion prohibited areas X 1 and X 2 are set for the combination of the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening, and the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, An operating point indicating a combination with the throttle opening is prohibited from entering the three-dimensional intrusion prohibited areas X 1 and X 2 .

なお、この場合にも要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。更にこの場合、要求吸入空気量が変化したときにスロットル開度は３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2に侵入しないように要求吸入空気量に応じて変化せしめられる。 In this case as well, when the required intake air amount changes, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are three-dimensional intrusion prohibited region X 1 from the current operating point toward the operating point that satisfies the required intake air amount. The target operating point that can be reached after a certain time without entering X 2 is calculated, and the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are changed toward the calculated target operating point. Further, in this case, when the required intake air amount changes, the throttle opening is changed according to the required intake air amount so as not to enter the three-dimensional intrusion prohibited areas X 1 and X 2 .

なお、この場合でも機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度ができる限り早く要求吸入空気量を満たす要求動作点に達するように、目標動作点は、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点から最も離れた動作点とされる。 Even in this case, the target operating point is the required intake air amount from the current operating point so that the mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening reach the required operating point that satisfies the required intake air amount as soon as possible. Among the operating points that can be reached after a certain time without entering the three-dimensional intrusion prohibited areas X 1 and X 2 toward the operating point that satisfies the above, the operating point that is farthest from the current operating point is set.

またこの場合、本発明による実施形態では、要求吸入空気量が減少したときに、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて現在の吸入空気量における侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。一方、この場合、スロットル開度については算出された目標動作点において要求吸入空気量を満たす目標開度が算出されると共に目標開度が３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2でない限りはスロットル開度が目標開度まで変化せしめられる。 Further, in this case, in the embodiment according to the present invention, when the required intake air amount decreases, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are changed from the current operating point toward the operating point that satisfies the required intake air amount. A target operating point that can be reached after a certain time without entering the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 in the intake air amount is calculated, and toward the target operating point where the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are calculated Can be changed. On the other hand, in this case, as for the throttle opening, the target opening satisfying the required intake air amount is calculated at the calculated target operating point, and the throttle is not limited unless the target opening is in the three-dimensional intrusion prohibited areas X 1 and X 2. The opening is changed to the target opening.

次に図２６から図３１を参照しつつ要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量Ｑ1まで減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の要求動作点が図２６においてｄ1、ｄ2、ｄ3で示されている。 Next, a case where the required intake air amount is suddenly reduced to the minimum intake air amount Q 1 will be described with reference to FIGS. As described above, in the embodiment according to the present invention, for example, the required intake air amount is calculated every predetermined time, and the required operation point on the reference operation line W that satisfies the sequentially calculated required intake air amount is shown in FIG. D 1 , d 2 , and d 3 .

なお、この場合にも本発明による制御を容易に理解しうるように図２６は要求動作点ｄ1における要求吸入空気量がＱ4であり、要求動作点ｄ2における要求吸入空気量がＱ2とＱ3の中間値であり、要求動作点ｄ3における要求吸入空気量がＱ1であった場合を示している。すなわち、順次算出された要求吸入空気量がＱ6（ｎ点）から、Ｑ4、Ｑ3とＱ2の中間値、Ｑ1に変化した場合を示している。 In this case as well, in order to easily understand the control according to the present invention, FIG. 26 shows that the required intake air amount at the required operating point d 1 is Q 4 and the required intake air amount at the required operating point d 2 is Q 2. And Q 3 , and the required intake air amount at the required operating point d 3 is Q 1 . That is, a case is shown in which the sequentially calculated required intake air amount changes from Q 6 (n point) to Q 4 , an intermediate value between Q 3 and Q 2 , Q 1 .

また図２７はスロットル全開面Ｑ6を示しており、図２８は吸入空気量がＱ4の同一吸入空気量面を示しており、図２９は吸入空気量がＱ3とＱ2の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図３０は吸入空気量がＱ1の同一吸入空気量面を示している。 FIG. 27 shows the throttle fully open surface Q 6 , FIG. 28 shows the same intake air amount surface with the intake air amount Q 4 , and FIG. 29 shows the intake air amount with an intermediate value between Q 3 and Q 2 . It shows the same intake air amount plane, Figure 30 is the intake air amount indicates the same intake air amount plane of Q 1.

さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図２６に示される動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量がＱ6からＱ4に変化し、その結果要求動作点がｄ1になったとすると、まず初めに図２７に示されるようにスロットル全開面Ｑ6上において目標動作点ｅ1が算出される。この目標動作点ｅ1の算出方法は図１９に示される算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点ｄ1に最も近い目標動作点ｅ1が算出される。図２７に示される例ではこの目標動作点ｅ1は基準動作線Ｗ上に位置している。 Now, when the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are held at the operating point n shown in FIG. 26, the required intake air amount changes from Q 6 to Q 4, and as a result, the required operating point becomes d 1 . If this is the case, first, as shown in FIG. 27, the target operating point e 1 is calculated on the throttle fully open surface Q 6 . The calculation method of this target operating point e 1 is the same as the calculation method shown in FIG. 19, and enters from the amount that the mechanical compression ratio can be reached after a certain time and the amount that the intake valve closing timing can reach the certain time. target operating point e 1 closest to the required operating point d 1 without entering the forbidden area X 1 is calculated. In the example shown in FIG. 27, the target operation point e 1 is located on the reference operation line W.

一方、このとき図１８に示される場合と同様に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ4とするのに必要な目標開度までスロットル弁１７が閉弁せしめられる。 On the other hand, at this time, similarly to the case shown in FIG. 18, the target values for the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are not changed, and the target opening required to make the intake air amount the required intake air amount Q 4 is not changed. The throttle valve 17 is closed.

すなわち、図２６において、図２７に示されるスロットル全開面Ｑ6上の目標動作点ｅ1の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ4上の点が最終的な目標動作点ｅ1とされる。この同一吸入空気量面Ｑ4上の最終的な目標動作点ｅ1が図２６および図２８に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ1に向けて変化せしめられることになる。このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。 That is, in FIG. 26, a point on the same intake air amount surface Q 4 located immediately below the target operating point e 1 on the throttle fully open surface Q 6 shown in FIG. 27 is set as the final target operating point e 1. . The final target operating point e 1 on the same intake air amount surface Q 4 is shown in FIGS. 26 and 28. The mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are the final values. The target operating point e 1 is changed. At this time, the mechanical compression ratio is increased, the intake valve closing timing is retarded, and the opening degree of the throttle valve 17 is reduced from the fully opened state.

次いで要求吸入空気量がＱ3とＱ2の中間値になって要求動作点がｄ2になると、今度は図２８に示されるように現在の吸入空気量Ｑ4における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ2が算出される。この目標動作点ｅ2の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点ｄ2に最も近い目標動作点ｅ2が算出される。この場合にも、図２６において、図２８に示される同一吸入空気量面Ｑ4上の目標動作点ｅ2の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ3とＱ2の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ2とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ3とＱ2の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ2が図２６および図２９に示されている。 Next, when the required intake air amount becomes an intermediate value between Q 3 and Q 2 and the required operation point becomes d 2 , this time, on the same intake air amount surface in the current intake air amount Q 4 as shown in FIG. A target operating point e 2 is calculated. The calculation method of the target operating point e 2 is the same as the calculation method described so far, and the intrusion starts from the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time and the amount that the intake valve closing timing can reach the certain time. target operating point e 2 closest to the required operating point d 2 without entering the forbidden area X 1 is calculated. Also in this case, in FIG. 26, on the same intake air amount surface (intermediate value between Q 3 and Q 2 ) located directly below the target operating point e 2 on the same intake air amount surface Q 4 shown in FIG. The point is set as the final target operation point e 2 . FIG. 26 and FIG. 29 show the final target operating point e 2 on the same intake air amount surface (an intermediate value between Q 3 and Q 2 ).

次いで要求吸入空気量がＱ1になって要求動作点がｄ3になると図２９に示されるように同一吸入空気量面（Ｑ3とＱ2の中間値）上において目標動作点ｅ3が算出され、次いで図３０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ1上における最終的な目標動作点ｅ3が算出される。最終的な目標動作点ｅ3が算出されると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ3に向けて変化せしめられる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。 Next, when the required intake air amount becomes Q 1 and the required operating point becomes d 3 , the target operating point e 3 is calculated on the same intake air amount surface (intermediate value of Q 3 and Q 2 ) as shown in FIG. Then, as shown in FIG. 30, a final target operating point e 3 on the same intake air amount surface Q 1 is calculated. When the final target operating point e 3 is calculated, the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are changed toward the final target operating point e 3 . Also at this time, the mechanical compression ratio is increased, the intake valve closing timing is retarded, and the opening degree of the throttle valve 17 is reduced from the fully opened state.

ところでこのように要求吸入空気量が小さくなると同一吸入空気量面内に低負荷側侵入禁止領域Ｘ2が現われてくる。この同一吸入空気量面内に現われる低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は吸入空気量が小さくなるほど大きくなり、この同一吸入空気量面に現われる低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は図３０に示されるように要求吸入空気量が最小Ｑ1になったときに最大となる。なお、本発明による実施形態ではこの低負荷側侵入禁止領域Ｘ2の周りには低負荷側侵入禁止領域Ｘ2からわずかな間隔を隔てて、低負荷侵入禁止領域Ｘ2内への動作点の侵入を防止するための侵入阻止面が予め設定されており、この侵入阻止面と同一吸入空気量面との交線である侵入阻止線が図３０においてＷＸで示されている。 Meanwhile the low load side forbidden entry area X 2 comes appear in the same intake air amount plane in this way required intake air amount is reduced. Low load forbidden entry area X 2 appearing on the same intake air amount plane increases as the amount of intake air is small, the low load side forbidden entry area X 2 appearing on the same intake air amount plane as shown in FIG. 30 becomes maximum when the required intake air amount is minimized Q 1 in. In the embodiment according to the present invention, the operating point into the low load intrusion prohibition region X 2 is slightly spaced from the low load side intrusion prohibition region X 2 around the low load side intrusion prohibition region X 2 . An intrusion prevention surface for preventing intrusion is set in advance, and an intrusion prevention line that is an intersection line between the intrusion prevention surface and the same intake air amount surface is indicated by WX in FIG.

さて、本発明による実施形態では吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ1になると図３０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ1上において機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から要求動作点ｄ3に最も近い各目標動作点ｅ4、ｅ5、ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10、ｅ11、ｅ12が順次算出される。この場合、目標動作点ｅ4のように要求動作点ｄ3に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線ＷＸに対し侵入禁止領域Ｘ2と反対側に位置するときには算出された目標動作点が目標動作点ｅ4とされる。これに対し、要求動作点ｄ3に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線ＷＸよりも侵入禁止領域Ｘ2に近い側にあるときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のいずれかの到達限界となる侵入阻止線ＷＸ上の点が目標動作点ｅ5、ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9とされる。 In the embodiment according to the present invention, when the intake air amount becomes the required intake air amount Q 1 , as shown in FIG. 30, the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time on the same intake air amount surface Q 1 and the intake valve Each target operating point e 4 , e 5 , e 6 , e 7 , e 8 , e 9 , e 10 , e 11 , e 12 closest to the required operating point d 3 from the amount that the valve closing timing can reach a certain time. Are sequentially calculated. In this case, the calculated target operating point when the calculated target operating point closest to the required operating point d 3 , such as the target operating point e 4 , is located on the opposite side of the intrusion prevention area X 2 with respect to the intrusion prevention line WX. Is the target operating point e 4 . On the other hand, when the calculated target operating point closest to the required operating point d 3 is closer to the intrusion prohibition region X 2 than the intrusion prevention line WX, either the mechanical compression ratio or the intake valve closing timing is reached. The points on the intrusion prevention line WX that are the limits are set as the target operating points e 5 , e 6 , e 7 , e 8 , and e 9 .

すなわち、要求吸入空気量がＱ1になると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は同一吸入空気量面Ｑ1上において順次最終的な目標動作点ｅ4、ｅ5、ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10、ｅ11、ｅ12を経て要求動作点ｄ3まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はｅ10に達するまで遅角され、スロットル弁１７の開度は徐々に大きくされてｅ10に達すると全開せしめられる。 That is, when the required intake air amount becomes Q 1 , the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are sequentially set to the final target operating points e 4 , e 5 , on the same intake air amount surface Q 1 , The required operating point d 3 is changed through e 6 , e 7 , e 8 , e 9 , e 10 , e 11 , e 12 . During this time, the mechanical compression ratio is increased, the intake valve closing timing is retarded until reaching e 10, and the opening of the throttle valve 17 is gradually increased, and when it reaches e 10, it is fully opened.

図３１は図２６に示されるように目標吸入空気量がＱ6（ｎ点）からＱ1（目標動作点ｄ3）まで急激に減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図３１からこの場合には要求吸入空気量が最終的な目標値Ｑ1となった後（動作点ｅ2）、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し（動作点ｅ10）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ3）ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ10）徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Ｑ1上の動作点ｅ3となるまで全開状態から低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ10）まで徐々に開弁せしめられる。 FIG. 31 shows the intake valve closing timing, mechanical compression ratio when the target intake air amount is suddenly decreased from Q 6 (point n) to Q 1 (target operating point d 3 ), as shown in FIG. Changes in actual compression ratio and throttle opening are shown. From FIG. 31, in this case, after the required intake air amount reaches the final target value Q 1 (operating point e 2 ), the retarding action of the intake valve closing timing is completed (operating point e 10 ). It can be seen that the increasing action of the mechanical compression ratio is completed (target operating point d 3 ). On the other hand, the actual compression ratio gradually decreases until the retarding action of the intake valve closing timing is completed (operating point e 10 ), and then gradually increases. Further, the throttle opening is lowered from the fully opened state until the operating point reaches the operating point e 3 on the same intake air amount surface Q 1 , and then until the retarding action of the intake valve closing timing is completed (operating point e The valve is gradually opened until 10 ).

なお、要求吸入空気量が変化したときに要求吸入空気量を満たすスロットル弁１７の開度が３次元侵入禁止領域内、すなわち低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内となる場合がある。この場合にはスロットル弁１７の開度は前述した侵入阻止面まで、すなわち３次元侵入禁止領域内に侵入する手前まで変化せしめられ、次いで機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点は要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元侵入禁止領域内に侵入することなく変化せしめられる。 It should be noted that the demanded intake meet air amount throttle valve 17 opening of the three-dimensional forbidden entry area, that is, if a low load side forbidden entry area X 2 when required intake air amount changes. In this case, the opening degree of the throttle valve 17 is changed to the above-described intrusion prevention surface, that is, just before entering the three-dimensional intrusion prohibition region, and then the mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening degree are changed. The operating point indicating the combination is changed without entering the three-dimensional intrusion prohibited area toward the operating point satisfying the required intake air amount.

図３２は現在の動作点から予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点を算出するための、すなわち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度の目標値を算出するためのルーチンを示している。   FIG. 32 is a routine for calculating a target operating point that can be reached after a predetermined time from the current operating point, that is, a target value for mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening. Is shown.

このルーチンでは予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点がこの予め定められた一定時間毎に算出される。したがって図３２に示されるルーチンはこの予め定められた時間毎の割込みによって実行される。この予め定められた時間は任意に定めることができるが本発明による実施形態ではこの予め定められた一定時間は８msecとされている。したがって本発明による実施形態では図３２に示される目標値の算出ルーチンは８msec毎に実行され、現在の動作点から８msec後に到達可能な目標動作点が８msec毎に算出されることになる。   In this routine, a target operating point that can be reached after a predetermined time is calculated every predetermined time. Therefore, the routine shown in FIG. 32 is executed by this predetermined interruption every hour. The predetermined time can be arbitrarily determined, but in the embodiment according to the present invention, the predetermined time is 8 msec. Therefore, in the embodiment according to the present invention, the target value calculation routine shown in FIG. 32 is executed every 8 msec, and the target operating point that can be reached after 8 msec from the current operating point is calculated every 8 msec.

図３２を参照するとまず初めにステップ１００において要求吸入空気量ＧＸが算出される。この要求吸入空気量ＧＸは例えばアクセルペダル４０の踏込み量および機関回転数の関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されている。次いでステップ１０１では要求吸入空気量ＧＸに応じた基準動作線Ｗ上の要求動作点が算出される。次いでステップ１０２では現在の動作点が要求動作点であるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点であるときには処理サイクルを完了する。これに対し、現在の動作点が要求動作点でないときにはステップ１０３に進んで要求吸入空気量ＧＸが現在の動作点における吸入空気量ＧＡよりも大きいか否かが判別される。   Referring to FIG. 32, first, at step 100, the required intake air amount GX is calculated. The required intake air amount GX is stored in advance in the ROM 32 as a function of, for example, the depression amount of the accelerator pedal 40 and the engine speed. Next, at step 101, a required operating point on the reference operating line W corresponding to the required intake air amount GX is calculated. Next, at step 102, it is determined whether or not the current operating point is the requested operating point. When the current operating point is the requested operating point, the processing cycle is completed. On the other hand, when the current operating point is not the required operating point, the routine proceeds to step 103, where it is determined whether or not the required intake air amount GX is larger than the intake air amount GA at the current operating point.

ＧＸ＞ＧＡのとき、すなわち吸入空気量を増大すべきときにはステップ１０４に進み、図１３から図１５に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。すなわち、ステップ１０４では要求吸入空気量ＧＸに応じた目標スロットル開度が算出される。この目標スロットル開度は要求動作点がスロットル全開面Ｑ6上に位置すると通常は全開となる。次いでステップ１０５では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ１０６では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。 When GX> GA, that is, when the intake air amount should be increased, the routine proceeds to step 104, where the target operating point is determined as described with reference to FIGS. That is, in step 104, the target throttle opening degree corresponding to the required intake air amount GX is calculated. When the target throttle opening degree required operating point is located on the throttle full open plane Q 6 normally fully opened. Next, at step 105, the intake valve closing timing that can be reached after a certain time is calculated, and then at step 106, the mechanical compression ratio that can be reached after a certain time is calculated.

次いでステップ１０７では図１４に基づき説明した方法でもって目標動作点が決定される。次いでステップ１０８では決定した目標動作点から機械圧縮比の目標値および吸気弁閉弁時期の目標値が算出される。スロットル開度の目標値はステップ１０４において既に目標スロットル開度として算出されている。   Next, at step 107, the target operating point is determined by the method described with reference to FIG. Next, at step 108, the target value of the mechanical compression ratio and the target value of the intake valve closing timing are calculated from the determined target operating point. The target value of the throttle opening is already calculated as the target throttle opening in step 104.

一方、ステップ１０３においてＧＸ≦ＧＡであると判別されたとき、すなわち吸入空気量を減少すべきかまたは吸入空気量が要求吸入空気量となっているときにはステップ１０９に進み、図１６から図３１に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。すなわち、ステップ１０９では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ１１０では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。   On the other hand, when it is determined in step 103 that GX ≦ GA, that is, when the intake air amount should be reduced or when the intake air amount is the required intake air amount, the routine proceeds to step 109, based on FIG. 16 to FIG. The target operating point is determined as described above. That is, at step 109, the intake valve closing timing that can be reached after a certain time is calculated, and then at step 110, the mechanical compression ratio that can be reached after a certain time is calculated.

次いでステップ１１２では要求吸入空気量を満たす目標スロットル開度が算出され、この目標スロットル開度がスロットル開度の目標値とされる。ただし、要求吸入空気量ＧＸを満たすスロットル開度が侵入禁止領域内となるときには目標スロットル開度は前述した侵入阻止面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくにしたがって目標スロットル開度は侵入阻止面に沿って変化せしめられる。   Next, at step 112, a target throttle opening satisfying the required intake air amount is calculated, and this target throttle opening is set as a target value of the throttle opening. However, when the throttle opening satisfying the required intake air amount GX falls within the intrusion prohibition region, the target throttle opening is set to the value on the intrusion prevention surface described above, and the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are set as the required operating points. The target throttle opening is changed along the intrusion prevention surface as it approaches.

なおこれまで説明していなかったが要求吸入空気量が増大する場合にも同様なことが生じうる。例えば、動作点が図１３において高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の下方領域に位置するときに要求吸入空気量が増大すると目標スロットル開度が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1内になる場合がある。このときには目標スロットル開度は各同一吸入空気量面に対し予め設定されている各基準動作線Ｗを含む基準動作面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくにしたがって目標スロットル開度はこの基準動作面に沿って変化せしめられる。 Although not described so far, the same can occur when the required intake air amount increases. For example, if the required intake air amount increases when the operating point is located below the high load side intrusion prohibition region X 1 in FIG. 13, the target throttle opening may be within the high load side intrusion prohibition region X 1 . . At this time, the target throttle opening is set to a value on the reference operation surface including each reference operation line W set in advance for each same intake air amount surface, and the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are set as the required operation points. As the distance approaches, the target throttle opening is changed along this reference operation surface.

図３３はＰＩＤ制御を用いて機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度が図３２に示されるルーチンにおいて算出された目標値になるように可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂおよびスロットル弁１７を駆動するための駆動ルーチンを示している。このルーチンは機関の運転が開始されると繰返し実行される。   FIG. 33 shows the variable compression ratio mechanism A, variable valve timing mechanism B, and the like so that the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening are set to the target values calculated in the routine shown in FIG. A drive routine for driving the throttle valve 17 is shown. This routine is repeatedly executed when the engine is started.

図３３を参照するとステップ２００では吸気弁閉弁時期の目標値ＩＴ0と現在の吸気弁閉弁時期ＩＴとの差ΔＩＴ（＝ＩＴ0−ＩＴ）が算出され、機械圧縮比の目標値ＣＲ0と現在の機械圧縮比ＣＲとの差ΔＣＲ（＝ＣＲ0−ＣＲ）が算出され、スロットル開度の目標値θ0と現在のスロットル開度θとの差Δθ（θ0−θ）が算出される。 Referring to FIG. 33, in step 200, the difference ΔIT (= IT 0 −IT) between the target value IT 0 of the intake valve closing timing and the current intake valve closing timing IT is calculated, and the target value CR 0 of the mechanical compression ratio is calculated. And the current mechanical compression ratio CR is calculated ΔCR (= CR 0 −CR), and the difference Δθ (θ 0 −θ) between the throttle opening target value θ 0 and the current throttle opening θ is calculated. The

次いでステップ２０１ではΔＩＴに比例定数Ｋp1を乗算することによって可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の比例項Ｅp1が算出され、ΔＣＲに比例定数Ｋp2を乗算することによって可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の比例項Ｅp2が算出され、Δθに比例定数Ｋp3を乗算することによってスロットル弁１７に対する駆動電圧の比例項Ｅp3が算出される。 Then the proportional term E p1 of the drive voltage for the variable valve timing mechanism B is calculated by multiplying the proportionality constant K p1 to ΔIT In step 201, the drive for the variable compression ratio mechanism A is multiplied by the proportional constant K p2 to ΔCR A proportional term E p2 of voltage is calculated, and a proportional term E p3 of driving voltage for the throttle valve 17 is calculated by multiplying Δθ by a proportional constant K p3 .

次いでステップ２０２ではΔＩＴに積分定数Ｋi1を乗算してこの乗算結果（Ｋi1・ΔＩＴ）を積算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の積分項Ｅi1が算出され、ΔＣＲに積分定数Ｋi2を乗算してこの乗算結果（Ｋi2・ΔＣＲ）を積算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の積分項Ｅi2が算出され、Δθに積分定数Ｋi3を乗算してこの乗算結果（Ｋi3・Δθ）を積算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧の積分項Ｅi3が算出される。 Next, at step 202, ΔIT is multiplied by an integral constant K i1 and this multiplication result (K i1 · ΔIT) is multiplied to calculate the integral term E i1 of the drive voltage for the variable valve timing mechanism B, and ΔCR is integrated with the integral constant K. The integral term E i2 of the drive voltage for the variable compression ratio mechanism A is calculated by multiplying i2 and multiplying the multiplication result (K i2 · ΔCR), and Δθ is multiplied by an integral constant K i3 to obtain the multiplication result ( By integrating (K i3 · Δθ), the integral term E i3 of the drive voltage for the throttle valve 17 is calculated.

次いでステップ２０３では現在のΔＩＴと前回算出されたΔＩＴ1との差（ΔＩＴ−ΔＩＴ1）に微分定数Ｋd1を乗算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の微分項Ｅd1が算出され、現在のΔＣＲと前回算出されたΔＣＲ1との差（ΔＣＲ−ΔＣＲ1）に微分定数Ｋd2を乗算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の微分項Ｅd2が算出され、現在のΔθと前回算出されたΔθ1との差（Δθ−Δθ1）に微分定数Ｋd3を乗算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧の微分項Ｅd3が算出される。 Then differential term E d1 of the drive voltage for the variable valve timing mechanism B is calculated by multiplying the derivative constant K d1 to the difference between DerutaIT 1 that is currently DerutaIT and previously calculated in step 203 (ΔIT-ΔIT 1), A differential term E d2 of the driving voltage for the variable compression ratio mechanism A is calculated by multiplying the difference between the current ΔCR and the previously calculated ΔCR 1 (ΔCR−ΔCR 1 ) by a differential constant K d2 , and the current Δθ and differential term E d3 of the drive voltage for the throttle valve 17 is calculated by multiplying the derivative constant K d3 to the difference between [Delta] [theta] 1 calculated the last time (Δθ-Δθ 1).

次いでステップ２０４では比例項Ｅp1と積分項Ｅi1と微分項Ｅd1とを加算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧Ｅ1が算出され、比例項Ｅp2と積分項Ｅi2と微分項Ｅd2とを加算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧Ｅ2が算出され、比例項Ｅp3と積分項Ｅi3と微分項Ｅd3とを加算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧Ｅ3が算出される。 Then the drive voltage E 1 for the variable valve timing mechanism B is calculated by adding the differential term and the proportional term E p1 in step 204 and the integral term E i1 E d1, derivative and proportional term E p2 and the integral term E i2 term The drive voltage E 2 for the variable compression ratio mechanism A is calculated by adding E d2, and the drive voltage E 3 for the throttle valve 17 is added by adding the proportional term E p3 , the integral term E i3, and the differential term E d3. Is calculated.

これら駆動電圧Ｅ1、Ｅ2、Ｅ3にしたがってそれぞれ可変バルブタイミング機構Ｂ、可変圧縮比機構Ａおよびスロットル弁１７が駆動されると吸気弁閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル開度はそれぞれ順次変化する目標値に向けて変化することになる。 When the variable valve timing mechanism B, the variable compression ratio mechanism A, and the throttle valve 17 are driven according to the drive voltages E 1 , E 2 , and E 3 , the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, and the throttle opening are sequentially set. It will change towards the changing target value.

ところで、一般に、内燃機関の停止直前には、機関負荷が小さくなっており、よって要求吸入空気量は少ないものとなっている。このため、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を上述したように制御している場合、内燃機関の停止直前には機械圧縮比は最大限界機械圧縮比近傍の大きな圧縮比となっており、また、吸気弁閉弁時期は限界閉弁時期近傍の遅角側の閉弁時期となっている。このため、このような状態で内燃機関を停止させると、内燃機関の停止中には、機械圧縮比が最大限界機械圧縮比近傍の大きな圧縮比とされ、吸気弁閉弁時期が限界閉弁時期近傍の遅角側の閉弁時期とされる。   By the way, generally, immediately before the internal combustion engine is stopped, the engine load is small, and therefore the required intake air amount is small. Therefore, when the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are controlled as described above, the mechanical compression ratio is a large compression ratio near the maximum limit mechanical compression ratio immediately before the internal combustion engine is stopped, and The intake valve closing timing is the closing timing on the retard side near the limit closing timing. For this reason, if the internal combustion engine is stopped in such a state, the mechanical compression ratio becomes a large compression ratio near the maximum limit mechanical compression ratio while the internal combustion engine is stopped, and the intake valve closing timing is set to the limit closing timing. The valve closing timing on the retard side in the vicinity is used.

一方、可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９、可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８等のアクチュエータは、内燃機関の停止中に固着する場合がある。このように内燃機関の停止中にアクチュエータが固着すると、次回の機関運転時においてこれらアクチュエータを作動させることができず、よって機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を変更することができなくなる。特に、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を上述したように制御している場合には、次回の機関始動時において、機械圧縮比を最大限界機械圧縮比近傍の大きな圧縮比から変更することができなくなったり、吸気弁閉弁時期を限界閉弁時期近傍の遅角側の閉弁時期から変更することができなくなったりする。   On the other hand, actuators such as the drive motor 59 of the variable compression ratio mechanism A and the hydraulic oil supply control valve 78 of the variable valve timing mechanism B may stick while the internal combustion engine is stopped. Thus, if the actuators are fixed while the internal combustion engine is stopped, the actuators cannot be operated during the next engine operation, so that the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing cannot be changed. In particular, when the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are controlled as described above, the mechanical compression ratio can be changed from a large compression ratio near the maximum limit mechanical compression ratio at the next engine start. Or the intake valve closing timing cannot be changed from the retarded valve closing timing near the limit closing timing.

このように内燃機関の停止中に可変圧縮比機構Ａや可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータが固着した場合であっても、スロットル弁１７駆動用のアクチュエータ１６が固着していなければ、スロットル開度を変化させることによって吸入空気量を変更することはでき、よって出力トルクを変更することはできる。しかしながら、この場合、スロットル開度を変化させることによって制御可能な吸入空気量、すなわち出力トルクの範囲は限られている。   As described above, even when the actuators of the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B are fixed while the internal combustion engine is stopped, the throttle opening is set as long as the actuator 16 for driving the throttle valve 17 is not fixed. By changing the amount of intake air, the amount of intake air can be changed, and thus the output torque can be changed. However, in this case, the amount of intake air that can be controlled by changing the throttle opening, that is, the range of output torque is limited.

図３４及び図３５を参照して、例として、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を示す動作点が点ｆにある状態、すなわち機械圧縮比が最大限界機械圧縮比近傍の圧縮比（図３４、３５では２５）に、吸気弁閉弁時期が限界閉弁時期近傍の閉弁時期（図３４、３５では１２０°ＡＢＤＣ）に且つスロットル開度がアイドリングに適した開度（吸入空気量がＱ2となるような開度）になっている状態で、内燃機関が停止した場合について考えてみる。なお、図３４では、ｚ軸が吸入空気量となっているが、内燃機関の停止中には燃焼室内に空気は吸入されない。したがって、このｚ軸は、仮にその機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度で内燃機関が運転されると、燃焼室５内に供給されることになる吸入空気量を示している。 Referring to FIGS. 34 and 35, as an example, a state where the operating point indicating the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening is at point f, that is, the compression in the vicinity of the maximum mechanical compression ratio is the mechanical compression ratio. Ratio (25 in FIGS. 34 and 35), the intake valve closing timing is close to the limit closing timing (120 ° ABDC in FIGS. 34 and 35), and the throttle opening is suitable for idling (intake). in a state where the amount of air is in the opening) such that Q 2, consider the case where the internal combustion engine is stopped. In FIG. 34, the z-axis indicates the intake air amount, but no air is sucked into the combustion chamber while the internal combustion engine is stopped. Therefore, this z-axis indicates the amount of intake air that will be supplied into the combustion chamber 5 if the internal combustion engine is operated at the mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening.

このように動作点が点ｆにあるときに内燃機関が停止され且つ内燃機関の停止中に可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９が固着すると、次回の内燃機関の運転時には機械圧縮比を変更することができなくなる。したがって、次回の内燃機関の運転再開後には機械圧縮比が２５に固定された状態で、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を変化させることになる。   When the internal combustion engine is stopped when the operating point is at the point f and the drive motor 59 of the variable compression ratio mechanism A is fixed while the internal combustion engine is stopped, the mechanical compression ratio is changed at the next operation of the internal combustion engine. I can't do that. Therefore, after the next operation restart of the internal combustion engine, the intake valve closing timing and the throttle opening are changed while the mechanical compression ratio is fixed at 25.

したがって、内燃機関の停止中に可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９が固着すると、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を示す動作点は、図３５（Ａ）に示した平面上のみを移動することになる。ここで、図３５（Ａ）は、図３４に示した三次元空間のうち機械圧縮比が２５となる平面を切り取った図を示している。   Therefore, when the drive motor 59 of the variable compression ratio mechanism A is fixed while the internal combustion engine is stopped, the operating points indicating the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening are on the plane shown in FIG. Will only move. Here, FIG. 35A shows a diagram in which a plane having a mechanical compression ratio of 25 is cut out from the three-dimensional space shown in FIG.

図３５（Ａ）からわかるように、機械圧縮比が２５である平面では、吸入空気量が多い領域を高負荷側侵入禁止領域Ｘ1が占めている。このため、機械圧縮が２５に固定された状態で動作点が侵入禁止領域Ｘ1内に侵入しないように制御を行うと、吸入空気量を多いものとすることができない。特に、図３５（Ａ）に示した例では、吸気弁閉弁時期を限界閉弁時期まで遅角させたときに吸入空気量をＱ3程度とするのが限界であり、吸入空気量をＱ3よりも多くすることができない。 As can be seen from FIG. 35A, in the plane where the mechanical compression ratio is 25, the high load side intrusion prohibition region X 1 occupies the region where the intake air amount is large. For this reason, if control is performed so that the operating point does not enter the intrusion prohibition region X 1 while the mechanical compression is fixed at 25, the amount of intake air cannot be increased. In particular, in the example shown in FIG. 35 (A), a limit to be about Q 3 the amount of intake air when retard the intake valve closing timing to the limit closing timing and the intake air quantity Q Can't be more than 3 .

一方、動作点が点ｆにあるときに内燃機関が停止され且つ内燃機関の停止中に可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８が固着すると、次回の内燃機関の運転時には吸気弁閉弁時期を変更することができなくなる。したがって、次回の内燃機関の運転再開後には吸気弁閉弁時期が例えば１２０°ＡＢＤＣに固定された状態で、機械圧縮比及びスロットル開度を変化させることになる。   On the other hand, if the internal combustion engine is stopped when the operating point is at the point f and the hydraulic oil supply control valve 78 of the variable valve timing mechanism B is fixed while the internal combustion engine is stopped, the intake valve is closed during the next operation of the internal combustion engine. It becomes impossible to change the time. Therefore, after resuming the operation of the internal combustion engine next time, the mechanical compression ratio and the throttle opening are changed in a state where the intake valve closing timing is fixed at 120 ° ABDC, for example.

したがって、内燃機関の停止中に可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８が固着すると、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度を示す動作点は、図３５（Ｂ）に示した平面上のみを移動することになる。ここで、図３５（Ｂ）は、図３４に示した三次元空間のうち吸気弁閉弁時期が１２０°ＡＢＤＣとなる平面を切り取った図を示している。図３５（Ｂ）からわかるように、吸気弁閉弁時期が１２０°ＡＢＤＣである平面では、スロットル開度を全開にした場合であっても吸入空気量はＱ3程度となり、それ以上吸入空気量を多くすることができない。 Therefore, when the hydraulic oil supply control valve 78 of the variable valve timing mechanism B is fixed while the internal combustion engine is stopped, the operating points indicating the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening are shown in FIG. It moves only on the flat surface. Here, FIG. 35 (B) shows a diagram in which a plane in which the intake valve closing timing is 120 ° ABDC is cut out from the three-dimensional space shown in FIG. 34. As can be seen from FIG. 35 (B), on the plane where the intake valve closing timing is 120 ° ABDC, the intake air amount is about Q 3 even when the throttle opening is fully opened, and the intake air amount is more than that. Can't be much.

このように、内燃機関の停止中の可変圧縮比機構Ａ又は可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータが固着すると、次回の内燃機関の運転再開後に、侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2の存在等により制御可能な吸入空気量の範囲が狭まり、内燃機関を適切に運転させることができなくなる。また、可変圧縮比機構Ａ又は可変バルブタイミング機構Ｂの両アクチュエータが固着すると、次回の内燃機関の運転再開後に侵入禁止領域Ｘ1の存在によりスロットル開度を全開にすることができなくなる。 As described above, when the actuator of the variable compression ratio mechanism A or the variable valve timing mechanism B is stopped while the internal combustion engine is stopped, it can be controlled by the presence of the entry prohibition areas X 1 and X 2 after the next operation restart of the internal combustion engine. As a result, the range of the intake air amount becomes narrow, and the internal combustion engine cannot be operated properly. Further, when the variable compression ratio mechanism A or variable both actuator valve timing mechanism B is fixed, it is not possible to fully open the throttle opening by the presence of the forbidden entry area X 1 after resuming the operation of the next internal combustion engine.

このことは、動作点が点ｆにあるときのみならず、点ｆ以外の多くの動作点にあるときについても同様なことがいえる。特に、内燃機関の停止中の動作点が機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が遅角側の領域内にある場合に、可変圧縮比機構Ａ又は可変バルブタイミング機構Ｂの両アクチュエータが固着すると、次回の内燃機関の運転再開後に侵入禁止領域Ｘ2の存在によりスロットル開度を一定以下に小さくすることができなくなる。 This is true not only when the operating point is at the point f but also when the operating point is at many operating points other than the point f. In particular, when the operating point when the internal combustion engine is stopped is low in the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is in the retarded region, both actuators of the variable compression ratio mechanism A or the variable valve timing mechanism B are fixed. Then, it becomes impossible to reduce the throttle opening below a predetermined level by the presence of the forbidden entry area X 2 after resuming the operation of the next internal combustion engine.

そこで、本発明の第一実施形態では、内燃機関の停止時に、機械圧縮比を比較的低い圧縮比とし、吸気弁閉弁時期を比較的進角側の閉弁時期とすることで、内燃機関の停止中に可変圧縮比機構Ａや可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータが固着した場合であっても、広い範囲で吸入空気量を制御することができるようにしている。   Therefore, in the first embodiment of the present invention, when the internal combustion engine is stopped, the mechanical compression ratio is set to a relatively low compression ratio, and the intake valve closing timing is set to a relatively advanced valve closing timing. Even when the actuators of the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B are fixed during the stop, the intake air amount can be controlled in a wide range.

図３６は、図１０を上から見た図であって、図１１と同様な図を示している。図３６からわかるように、機械圧縮比が高く且つ吸気弁閉弁時期が進角側の領域には高負荷側侵入禁止領域Ｘ1が存在し、機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が遅角側の領域には低負荷側侵入禁止領域Ｘ2が存在する。ここで、図３６からわかるように、これら高負荷側侵入禁止領域Ｘ1と、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2との間には、吸入空気量にかかわらず侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2に属さない領域Ｚ1、Ｚ2が存在する（以下では、この領域を「安全領域」という）。 FIG. 36 is a view of FIG. 10 as viewed from above, and shows a view similar to FIG. As can be seen from FIG. 36, in the region of the high and the intake valve closing timing is mechanical compression ratio is the advance side there is a high load side forbidden entry area X 1, the mechanical compression ratio is low and the intake valve closing timing is A low load side intrusion prohibited area X 2 exists in the retarded area. Here, as can be seen from FIG. 36, between the high load side intrusion prohibited area X 1 and the low load side intrusion prohibited area X 2 , the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 are set regardless of the intake air amount. There are areas Z 1 and Z 2 that do not belong (hereinafter, these areas are referred to as “safe areas”).

この安全領域Ｚ1、Ｚ2は、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す領域であって、スロットル開度が如何なる開度であっても、すなわち吸入空気量又は機関負荷が如何なる量又は負荷であっても、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点が侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2には侵入しない領域ということができる。さらに、この安全領域Ｚ1、Ｚ2は、図３６からわかるように、機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が進角側である領域Ｚ1（以下、「進角側安全領域」という）と、機械圧縮比が高く且つ吸気弁閉弁時期が遅角側である領域Ｚ2（以下、「遅角側安全領域」という）とに分けることができる。 The safety regions Z 1 and Z 2 are regions indicating a combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing, and the throttle opening is any opening, that is, the intake air amount or the engine load is whatever. Even if it is an amount or a load, it can be said that the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing and the throttle opening does not enter the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 . Furthermore, this safety area Z 1, Z 2, as can be seen from FIG. 36, the region Z 1 mechanical compression ratio is low and the intake valve closing timing is advanced side (hereinafter, referred to as "the advance side safe area" ) And a region Z 2 where the mechanical compression ratio is high and the intake valve closing timing is on the retard side (hereinafter referred to as “retard side safety region”).

そして、本実施形態では、内燃機関の停止時に、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が進角側安全領域Ｚ1内の動作点、例えば図３６中の点ｇ1となるように、可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂを制御するようにしている。内燃機関の停止時にこのように可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂを制御することにより、アクチュエータが固着した場合であっても、次回の内燃機関の運転再開後に吸入空気量を広い範囲で制御することができるようになる。 In the present embodiment, when the internal combustion engine is stopped, the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is an operating point in the advance side safety region Z 1 , for example, the point g 1 in FIG. Thus, the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B are controlled. By controlling the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B in this way when the internal combustion engine is stopped, the intake air amount can be set within a wide range after the next operation restart of the internal combustion engine even when the actuator is fixed. Will be able to control.

すなわち、動作点が点ｇ1にある状態で内燃機関の停止中に可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９が固着すると、次回の内燃機関の運転時には、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を示す動作点は、図３７（Ａ）に示した平面上のみを移動することになる。ここで、図３７（Ａ）は、図３４に示した三次元空間のうち機械圧縮比が動作点ｇ1における機械圧縮比となる平面を切り取った図を示している。 In other words, if the drive motor 59 of the variable compression ratio mechanism A is fixed while the internal combustion engine is stopped while the operating point is at the point g 1 , the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle during the next operation of the internal combustion engine. The operating point indicating the opening degree moves only on the plane shown in FIG. Here, FIG. 37A shows a diagram in which a plane in which the mechanical compression ratio becomes the mechanical compression ratio at the operating point g 1 in the three-dimensional space shown in FIG. 34 is cut out.

図３７（Ａ）からわかるように、機械圧縮比が動作点ｇ1における機械圧縮比に維持されても、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を適切に制御することで、吸入空気量を最小値であるＱ1からＱ5以上の最大値まで変化させることができる。 As can be seen from FIG. 37A, even if the mechanical compression ratio is maintained at the mechanical compression ratio at the operating point g 1 , the intake air amount can be minimized by appropriately controlling the intake valve closing timing and the throttle opening. The value can be changed from Q 1 to a maximum value of Q 5 or more.

一方、動作点が点ｇ1にある状態で内燃機関の停止中に可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８が固着すると、次回の内燃機関の運転時には、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を示す動作点は、図３７（Ｂ）に示した平面上のみを移動することになる。ここで、図３７（Ｂ）は、図３４に示した三次元空間のうち吸気弁閉弁時期が動作点ｇ1における吸気弁閉弁時期となる平面を切り取った図を示している。 On the other hand, if the hydraulic oil supply control valve 78 of the variable valve timing mechanism B is fixed while the internal combustion engine is stopped while the operating point is at the point g 1 , the mechanical compression ratio, the intake valve closing will be performed during the next operation of the internal combustion engine. The operating point indicating the timing and the throttle opening moves only on the plane shown in FIG. Here, FIG. 37 (B) shows a diagram in which the plane in which the intake valve closing timing becomes the intake valve closing timing at the operating point g 1 in the three-dimensional space shown in FIG. 34 is cut out.

図３７（Ｂ）からわかるように、吸気弁閉弁時期が動作点ｇ1における吸気弁閉弁時期に維持されても、機械圧縮比及びスロットル開度を適切に制御することで、吸入空気量を最小値であるＱ1からＱ5以上まで変化させることができる。 As can be seen from FIG. 37 (B), even if the intake valve closing timing is maintained at the intake valve closing timing at the operating point g 1 , the intake air amount can be controlled by appropriately controlling the mechanical compression ratio and the throttle opening. Can be changed from the minimum value Q 1 to Q 5 or more.

さらに、動作点が点ｇ1にある状態で内燃機関の停止中に可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９及び可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８の両方が固着すると、次回の内燃機関の運転時には、動作点は図３７（Ａ）、（Ｂ）に示した破線Ｇ上を移動することになるが、この場合にも吸入空気量を最小値であるＱ1からＱ5以上まで変化させることができる。 Further, if both the drive motor 59 of the variable compression ratio mechanism A and the hydraulic oil supply control valve 78 of the variable valve timing mechanism B are fixed while the operating point is at the point g 1 and the internal combustion engine is stopped, the next internal combustion engine During the operation, the operating point moves on the broken line G shown in FIGS. 37A and 37B. In this case, the intake air amount also changes from the minimum value Q 1 to Q 5 or more. Can be made.

したがって、本実施形態によれば、内燃機関の停止時に機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が進角側安全領域Ｚ1内の動作点となるように可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂを制御することにより、次回の内燃機関の運転再開時に広い範囲で吸入空気量を制御することができるようになる。 Therefore, according to this embodiment, when the internal combustion engine is stopped, the variable compression ratio mechanism is set so that the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing becomes the operating point in the advance side safety region Z 1 . By controlling A and the variable valve timing mechanism B, the intake air amount can be controlled over a wide range when the internal combustion engine is restarted next time.

また、本実施形態では、上述したように内燃機関の停止時に機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を制御することに加えて、その後の内燃機関の始動開始（すなわち、燃料噴射弁１３からの燃料噴射及び点火プラグ６による点火の開始）直前又は始動開始直後に進角側安全領域Ｚ1内において機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点を僅かに変更することとしている。 Further, in the present embodiment, in addition to controlling the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing when the internal combustion engine is stopped as described above, the start of the internal combustion engine thereafter (that is, the fuel from the fuel injection valve 13) It is set to be slightly change the operating point indicating a combination of the intake valve closing timing and the mechanical compression ratio in the injection and the start of the ignition by the spark plug 6) before or beginning of startup advance side safe area Z 1 immediately.

これについて詳細に説明する。内燃機関を始動するのに最適な機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点は内燃機関の始動時の状況（例えば、機関冷却水温や大気圧等）によって変化する。しかしながら、機関始動時の状況にかかわらず如何なる機関始動時の状況においても或る程度内燃機関を適切に始動することができる動作点が存在し、内燃機関の停止時には機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点をこのような動作点のうち進角側安全領域Ｚ1内で最も適切な動作点（以下、「始動時最適動作点」という）にしておくことが好ましい。 This will be described in detail. The operating point indicating the combination of the optimal mechanical compression ratio and intake valve closing timing for starting the internal combustion engine varies depending on the situation at the time of starting the internal combustion engine (for example, engine coolant temperature, atmospheric pressure, etc.). However, there is an operating point at which the internal combustion engine can be appropriately started to some extent in any engine starting condition regardless of the engine starting condition. When the internal combustion engine is stopped, the mechanical compression ratio and the intake valve closing It is preferable that the operating point indicating the combination of timings is set to the most appropriate operating point (hereinafter referred to as “the optimal operating point at the time of start”) in the advance side safety region Z 1 among these operating points.

なお、このような始動時最適動作点は、内燃機関やスタータモータ（図示せず）の種類等によって異なり、一概にどのような動作点が該当するということはできない。例えば、スタータモータの容量が大きい場合には機械圧縮比を高く、吸気弁閉弁時期を進角して圧縮端圧力及び圧縮端温度を高めることにより低温時でも内燃機関の始動を促進することができ、一方、スタータモータの容量が小さい場合には実圧縮比を高めてしまうと圧縮時の抵抗により十分なクランキングを行うことができなくなるため、機械圧縮比を高め過ぎたり、吸気弁閉弁時期を進角し過ぎたりしないようにする必要がある。   It should be noted that such an optimum operating point at the time of start varies depending on the type of the internal combustion engine or the starter motor (not shown), and it is not possible to determine what kind of operating point is generally applicable. For example, when the capacity of the starter motor is large, the mechanical compression ratio is increased, and the intake valve closing timing is advanced to increase the compression end pressure and the compression end temperature, thereby promoting the start of the internal combustion engine even at low temperatures. On the other hand, if the capacity of the starter motor is small, increasing the actual compression ratio makes it impossible to perform sufficient cranking due to the resistance during compression. It is necessary not to advance the timing too much.

しかしながら、本実施形態では、内燃機関の停止時には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点を始動時最適動作点にはせずに、始動時最適動作点とは機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の両方がそれぞれ僅かに異なるような動作点とされる。そして、内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に動作点が始動時最適動作点へ変更されるように可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂが駆動される。   However, in this embodiment, when the internal combustion engine is stopped, the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is not set as the optimal operating point at the starting time. The operating points are such that both intake valve closing timings are slightly different. Then, the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B are driven so that the operating point is changed to the optimal operating point at the start immediately before starting the internal combustion engine or immediately after the start of starting.

このように内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に動作点を変更することにより、可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータの固着の有無を判定することができる。すなわち、内燃機関の始動の際に可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９が固着している場合には動作点を変更しようとしても機械圧縮比が変更されず、一方、可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８が固着している場合には動作点を変更しようとしても吸気弁閉弁時期が変更されない。   In this way, by changing the operating point immediately before starting the internal combustion engine or immediately after starting the internal combustion engine, it is possible to determine whether the actuators of the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B are stuck. That is, when the drive motor 59 of the variable compression ratio mechanism A is fixed when the internal combustion engine is started, the mechanical compression ratio is not changed even if the operating point is changed, while the operation of the variable valve timing mechanism B is not performed. When the oil supply control valve 78 is fixed, the intake valve closing timing is not changed even if the operating point is changed.

そして、上述したように本実施形態では、内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に動作点が始動時最適動作点へ変更されるように可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂが駆動されるため、両アクチュエータに固着がない場合に内燃機関の始動を始動時最適動作点で行うことができる。   As described above, in the present embodiment, the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B are driven so that the operating point is changed to the optimal operating point at the time of starting immediately before starting the internal combustion engine or immediately after starting the starting. Therefore, the internal combustion engine can be started at the optimum operating point at the start when both actuators are not fixed.

したがって、本実施形態によれば、内燃機関の始動の際に可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂの固着を判定することができると共に、両アクチュエータに固着がない場合に内燃機関の始動を最適な動作点で行うことができる。   Therefore, according to the present embodiment, it is possible to determine whether the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B are fixed when starting the internal combustion engine, and to start the internal combustion engine when both actuators are not fixed. It can be performed at the optimum operating point.

なお、内燃機関の停止時に機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が少なくとも安全領域Ｚ1、Ｚ2内の動作点となるように可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂを制御すれば、可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂの両アクチュエータが固着しても、次回の内燃機関の運転再開後に侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2のいずれにも侵入することなくスロットル開度を最小値から全開までの全域に亘って変化させることができる。したがって、本実施形態では、内燃機関の停止時に機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が安全領域Ｚ1、Ｚ2内の動作点となるように可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂが制御されればよい。 Note that the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism are set so that the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is at least the operating point in the safety range Z 1 , Z 2 when the internal combustion engine is stopped. If B is controlled, even if both actuators of the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B are fixed, they will not enter either of the entry prohibition areas X 1 and X 2 after the next operation restart of the internal combustion engine. The throttle opening can be changed over the entire range from the minimum value to the fully open position. Therefore, in the present embodiment, the variable compression ratio mechanism A and the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing when the internal combustion engine is stopped are the operating points in the safety regions Z 1 and Z 2 . The variable valve timing mechanism B may be controlled.

ここで、上述したように、高負荷側侵入禁止領域Ｘ1は、ノッキングが発生したり、ノッキングの発生を阻止するために点火時期を遅角させることによって燃焼が不安定となって所定値以上のトルク変動が生じたりする領域であり、また、低負荷側侵入領域Ｘ2は、圧縮端圧力等の低下により燃焼が悪化して上記所定値以上のトルク変動が生じたり、失火が生じたりする領域である。したがって、侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2は、異常燃焼又はトルク変動が発生する燃焼異常領域ということができる。そして、安全領域Ｚ1、Ｚ2はスロットル開度が如何なる開度であっても、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点が侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2には侵入しない領域を意味する。 Here, as described above, in the high load side intrusion prohibition region X 1 , knocking occurs or the ignition timing is retarded in order to prevent the occurrence of knocking, resulting in unstable combustion and a predetermined value or more. In the low load side intrusion region X 2 , combustion deteriorates due to a decrease in the compression end pressure or the like, resulting in torque variation exceeding the predetermined value or misfire. It is an area. Therefore, it can be said that the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 are abnormal combustion areas where abnormal combustion or torque fluctuation occurs. In the safety zones Z 1 and Z 2, no matter what the throttle opening is, the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing and the throttle opening is the intrusion prohibition zone X 1 , X 2. Means an area that does not enter.

以上を考慮すると、本実施形態では、内燃機関の停止時に、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がスロットル弁を如何なる開度にしても異常燃焼又はトルク変動を発生させずに内燃機関を運転させ得る動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構を制御しているということもできる。   In consideration of the above, in this embodiment, when the internal combustion engine is stopped, the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing causes abnormal combustion or torque fluctuation regardless of the opening degree of the throttle valve. It can also be said that the variable compression ratio mechanism and the variable valve timing mechanism are controlled so as to be an operating point at which the internal combustion engine can be operated.

なお、上記実施形態では、侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2は燃焼異常領域に一致している。しかしながら、侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2は必ずしも燃焼異常領域に一致している必要はなく、トルク変動等以外の要素を考慮して、燃焼異常領域とは異なる領域としてもよい。しかしながら、侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2は燃焼異常領域を含んでいる必要がある。 In the above embodiment, the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 coincide with the abnormal combustion area. However, the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 do not necessarily need to coincide with the abnormal combustion area, and may be different from the abnormal combustion area in consideration of factors other than torque fluctuation and the like. However, the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 need to include a combustion abnormal area.

また、上記実施形態では、内燃機関の停止時に機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の両方を始動時最適動作点からずらしているが、これらのうち一方のみをずらすようにしてもよい。この場合、内燃機関の始動の際には、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期のうち最適動作点からずらした方のみが最適動作点に向けて変更せしめられる。   In the above embodiment, when the internal combustion engine is stopped, both the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are shifted from the optimum operating point at the start, but only one of them may be shifted. In this case, when the internal combustion engine is started, only the one of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing that is shifted from the optimal operating point is changed toward the optimal operating point.

図３８は、内燃機関の停止時及び内燃機関の再始動時における吸気弁閉弁時期等のタイムチャートである。図３８に示した例では、時刻ｔ1において内燃機関の運転が停止される。時刻ｔ1よりも前には、アイドリング状態で内燃機関が運転されており、このときの吸気弁閉弁時期は進角側の時期、機械圧縮比は高い圧縮比とされ、スロットル開度も小さい開度とされている。 FIG. 38 is a time chart of the intake valve closing timing and the like when the internal combustion engine is stopped and when the internal combustion engine is restarted. In the example shown in FIG. 38, the operation of the internal combustion engine is stopped at time t 1 . Prior to time t 1 , the internal combustion engine is operating in an idling state. At this time, the intake valve closing timing is the advance timing, the mechanical compression ratio is high, and the throttle opening is small. It is the opening.

時刻ｔ1において内燃機関の運転が停止されると、吸気弁閉弁時期が動作点ｇ1に対応する吸気弁閉弁時期にまで進角され、機械圧縮比が動作点ｇ1に対応する圧縮比まで高められる。さらに、図３８に示した例では、時刻ｔ1において、スロットル開度も所定開度へと変更される。この所定開度は、内燃機関を始動するのに最適な開度とは僅かに異なる開度とされる。 When the operation of the internal combustion engine is stopped at time t 1 , the intake valve closing timing is advanced to the intake valve closing timing corresponding to the operating point g 1 , and the mechanical compression ratio is compressed corresponding to the operating point g 1. Up to a ratio. Further, in the example shown in FIG. 38, the throttle opening is also changed to a predetermined opening at time t 1 . The predetermined opening is slightly different from the optimum opening for starting the internal combustion engine.

その後、時刻ｔ2において、イグニッションがＯＮとされ、時刻ｔ3において燃料噴射弁１３からの燃料噴射及び点火プラグ６による点火が開始され、内燃機関の運転が再開される。図３８からわかるように、イグニッションがＯＮとされた時刻ｔ2において、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が僅かに変更せしめられる。すなわち、機械圧縮比は動作点ｇ1に対応する圧縮比から動作点ｇ2に対応する圧縮比に変更され、吸気弁閉弁時期は動作点ｇ1に対応する閉弁時期から動作点ｇ2に対応する閉弁時期に変更される。さらに、図３８に示した例では、イグニッションがＯＮとされた時刻ｔ2において、スロットル開度も変更される。すなわち、スロットル開度は、上述した内燃機関を始動するのに最適な開度とは僅かに異なる開度から内燃機関を始動するのに最適な開度へと変更される。これにより、スロットル弁１７のアクチュエータ１６の固着を判定することができる。 Thereafter, at time t 2 , the ignition is turned on. At time t 3 , fuel injection from the fuel injection valve 13 and ignition by the spark plug 6 are started, and the operation of the internal combustion engine is resumed. As it can be seen from Figure 38, at time t 2 the ignition is the ON, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is made to slightly change. That is, the mechanical compression ratio is changed from the compression ratio corresponding to the operating point g 1 to the compression ratio corresponding to the operating point g 2 , and the intake valve closing timing is changed from the closing timing corresponding to the operating point g 1 to the operating point g 2. The valve closing time corresponding to is changed. Further, in the example shown in FIG. 38, at time t 2 the ignition is the ON, also the throttle opening is changed. That is, the throttle opening is changed from an opening slightly different from the optimum opening for starting the internal combustion engine to the optimum opening for starting the internal combustion engine. Thereby, it is possible to determine whether the actuator 16 of the throttle valve 17 is stuck.

次に、本発明の第二実施形態について説明する。
ところで、上記実施形態では、機関停止中に可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータが固着する可能性を考慮しているが、これらアクチュエータに加えてスロットル弁１７のアクチュエータ１６も機関停止中に固着する可能性がある。上記第一実施形態のように、機関停止時にスロットル開度を小さくした状態で機関停止中にスロットル弁駆動用のアクチュエータ１６が固着してしまうと、スロットル開度が小さい状態で固定されてしまう。このため、たとえ吸気弁閉弁時期を変化させてもほとんど吸入空気量を変化させることができない。 Next, a second embodiment of the present invention will be described.
In the above embodiment, the possibility that the actuators of the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B are fixed while the engine is stopped is considered. In addition to these actuators, the actuator 16 of the throttle valve 17 is also stopped. There is a possibility of sticking inside. As in the first embodiment, if the throttle valve driving actuator 16 is fixed while the engine is stopped with the throttle opening being small when the engine is stopped, the throttle opening is fixed in a small state. For this reason, even if the intake valve closing timing is changed, the intake air amount can hardly be changed.

図３９を参照して、このことについて詳細に説明する。図３９は、図３４と同様な図であり、侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2が省略されている。図中の破線で示した曲面Ｓ3は、スロットル開度を動作点が点ｇにあるときの開度に維持した場合の機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の関係を示している。動作点ｇは、図３６及び図３７のｇ1又はｇ2に対応する動作点であり、吸入空気量がＱ2となっている点である。 This will be described in detail with reference to FIG. FIG. 39 is a view similar to FIG. 34, and the entry prohibition areas X 1 and X 2 are omitted. A curved surface S 3 indicated by a broken line in the figure shows the relationship between the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the intake air amount when the throttle opening is maintained at the opening when the operating point is the point g. Yes. The operating point g is an operating point corresponding to g 1 or g 2 in FIGS. 36 and 37, and the intake air amount is Q 2 .

図３９の曲面Ｓ3からわかるように、スロットル開度を動作点が点ｇにあるときの開度に固定すると、吸気弁閉弁時期を進角側限界閉弁時期から遅角側限界閉弁まで変化させても吸入空気量はΔＱ1しか変化しない。これは、スロットル開度が小さいほど吸気弁閉弁時期の変化に対する吸入空気量の変化が小さくなることによるものである。このため、動作点が点ｇにある状態でスロットル弁１７が固着してしまうと、吸気弁閉弁時期を変化させてもほとんど吸入空気量を変化させることができない。 As can be seen from the curved surface S 3 of FIG. 39, when the throttle opening is fixed to the opening when the operating point is at the point g, the intake valve closing timing is changed from the advance limit closing timing to the retarding limit closing timing. The amount of intake air changes only by ΔQ 1 even if it is changed to. This is because the smaller the throttle opening, the smaller the change in the intake air amount with respect to the change in the intake valve closing timing. For this reason, if the throttle valve 17 is fixed while the operating point is at the point g, the intake air amount can hardly be changed even if the intake valve closing timing is changed.

また、動作点ｇにおける吸入空気量は機関始動に適した吸入空気量、すなわちアイドリングに適した吸入空気量とされる。図３９からわかるように、動作点が点ｇである状態でスロットル弁１７が固着してしまうと、この機関始動に適した吸入空気量以下でしか吸入空気量を制御することができず、事実上アイドリング状態でしか内燃機関を運転させることができない。   The intake air amount at the operating point g is set to an intake air amount suitable for engine start, that is, an intake air amount suitable for idling. As can be seen from FIG. 39, if the throttle valve 17 is fixed while the operating point is the point g, the intake air amount can be controlled only below the intake air amount suitable for starting the engine. The internal combustion engine can be operated only in the upper idling state.

そこで、第二実施形態では、内燃機関の停止時に、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル開度の組合せを示す動作点が図４０及び図４１中の点ｈとなるように、可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂおよびスロットル弁１７を制御するようにしている。   Therefore, in the second embodiment, when the internal combustion engine is stopped, the variable compression is performed so that the operating point indicating the combination of the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, and the throttle opening becomes a point h in FIGS. The ratio mechanism A, variable valve timing mechanism B, and throttle valve 17 are controlled.

図４０は、図３９と同様な図であり、侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2が省略されている。図中の破線で示した曲面Ｓ4は、スロットル開度を動作点が点ｈにあるときの開度に維持した場合の機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の関係を示している。また、図４１（Ａ）は、図４０の曲面Ｓ4を上から見た図を、図４１（Ｂ）は図４０における右側面Ｓ2（吸気弁閉弁時期が最大遅角時期となっている平面）を矢印方向から見た図をそれぞれ示している。 FIG. 40 is a view similar to FIG. 39, and the entry prohibition areas X 1 and X 2 are omitted. A curved surface S 4 indicated by a broken line in the figure shows the relationship between the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the intake air amount when the throttle opening is maintained at the opening when the operating point is at the point h. Yes. 41A is a view of the curved surface S 4 of FIG. 40 as viewed from above, and FIG. 41B is a right side surface S 2 of FIG. 40 (the intake valve closing timing is the maximum retard timing). The figure which looked at the plane which is seen from the arrow direction is shown, respectively.

動作点ｈについて具体的に説明する。動作点ｈは、吸気弁閉弁時期が遅角側限界閉弁時期となっており、スロットル開度が次回の機関始動時における要求吸入空気量（図４０及び図４１に示した例ではＱ2）を満たすような開度とされている。また、動作点ｈにおける機械圧縮比は、スロットル開度を次回の機関始動時の要求吸入空気量を満たすような開度に固定した状態で吸気弁閉弁時期を如何なる閉弁時期にしても機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入しないような範囲（図４１（Ａ）中の範囲Ｒ1）内であって、且つ吸気弁閉弁時期を遅角側限界閉弁時期に固定した状態でスロットル開度を如何なる開度にしても機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入しないような範囲（図４１（Ｂ）中の範囲Ｒ2）内の圧縮比とされる。 The operating point h will be specifically described. The operating point h is that the intake valve closing timing is the retard side limit closing timing, and the throttle opening is the required intake air amount at the next engine start (Q 2 in the example shown in FIGS. 40 and 41). ) To meet the requirements. Further, the mechanical compression ratio at the operating point h is such that the throttle valve opening is fixed at an opening that satisfies the required intake air amount at the next engine start, and the intake valve closing timing is any closing timing. The operating point indicating the combination of the compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening is within a range that does not enter the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 (range R 1 in FIG. 41A). An operation indicating a combination of the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening regardless of the throttle opening with the intake valve closing timing fixed at the retarded limit closing timing. The compression ratio is within a range where the point does not enter the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 (range R 2 in FIG. 41B).

このように機関停止時に動作点を点ｈに移動させることによって、機関停止中にスロットル弁１７が固着した場合であっても、動作点を曲面Ｓ4上で移動させることができ、その結果、図４０からわかるように吸気弁閉弁時期を進角側限界閉弁時期から遅角側限界閉弁時期まで変化させれば吸入空気量をΔＱ2だけ変化させることができる。また、機関停止中にスロットル弁１７及び可変圧縮比機構Ａの両方が固着した場合であっても、動作点を図４０及び図４１（Ａ）中の一点鎖線Ｈ1上で移動させることができ、よって動作点が侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2に侵入することなく吸気弁閉弁時期を進角側限界閉弁時期から遅角側限界閉弁時期まで変化させることができる。 Thus, by moving the operating point to the point h when the engine is stopped, the operating point can be moved on the curved surface S 4 even when the throttle valve 17 is fixed while the engine is stopped. the intake air amount be changed the intake valve closing timing to the retarded side limit closing timing from the advance angle side limit closing timing as seen from FIG. 40 can be changed by Delta] Q 2. Even when both the throttle valve 17 and the variable compression ratio mechanism A are fixed while the engine is stopped, the operating point can be moved on the alternate long and short dash line H 1 in FIGS. 40 and 41A. Therefore, the intake valve closing timing can be changed from the advance side limit closing timing to the retarding side limit closing timing without the operating point entering the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 .

また、このように機関停止時に動作点を点ｈに移動させることによって、機関停止中に可変バルブタイミング機構Ｂが固着した場合であっても、動作点を平面Ｓ2上で移動させることができ、その結果、図４０及び図４１（Ｂ）からわかるようにＱ1からＱ3の範囲で変化させることができる。また、機関停止中に可変バルブタイミング機構Ｂ及び可変圧縮比機構Ａの両方が固着した場合であっても、動作点を図４０及び図４１（Ｂ）中の一点鎖線Ｈ2上で移動させることができ、よって動作点が侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2に侵入することなく吸入空気量をＱ1からＱ3の範囲で変化させることができる。 In addition, by moving the operating point to the point h when the engine is stopped, the operating point can be moved on the plane S 2 even when the variable valve timing mechanism B is fixed while the engine is stopped. As a result, as can be seen from FIG. 40 and FIG. 41 (B), it can be changed in the range of Q 1 to Q 3 . Further, even when both the variable valve timing mechanism B and the variable compression ratio mechanism A are fixed while the engine is stopped, the operating point is moved on the one-dot chain line H 2 in FIGS. 40 and 41B. Therefore, the amount of intake air can be changed in the range of Q 1 to Q 3 without the operating point entering the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 .

このように、第二実施形態の火花点火式内燃機関によれば、可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂ及びスロットル弁１７の三つのアクチュエータのうち二つのアクチュエータが固着した場合であっても、吸入空気量を或る程度の範囲内で変化させることができる。   Thus, according to the spark ignition type internal combustion engine of the second embodiment, even when two actuators among the three actuators of the variable compression ratio mechanism A, the variable valve timing mechanism B, and the throttle valve 17 are fixed. The intake air amount can be changed within a certain range.

なお、上記実施形態では、動作点ｈにおける吸気弁閉弁時期は遅角側限界閉弁時期とされているが、必ずしも遅角側限界閉弁時期である必要はない。しかしながら、動作点ｈにおける吸気弁閉弁時期は、例えば可変バルブタイミング機構Ｂが取りうる閉弁時期全体のうち遅角側の範囲（図４０及び図４１に示した例では８０°ＡＢＤＣよりも遅角側）内、或いは遅角側限界閉弁時期近傍（例えば、遅角側限界閉弁時期から１０°以内）にある必要がある。   In the above embodiment, the intake valve closing timing at the operating point h is the retard side limit closing timing, but it is not necessarily the retard side limit closing timing. However, the intake valve closing timing at the operating point h is, for example, a range on the retard side of the entire valve closing timing that can be taken by the variable valve timing mechanism B (in the example shown in FIGS. Angle side) or near the retard side limit valve closing timing (for example, within 10 ° from the retard side limit valve closing timing).

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
１７ スロットル弁
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 17 Throttle valve A Variable compression ratio mechanism B Variable valve timing mechanism

Claims (8)

機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域が設定され、内燃機関の運転時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入しないように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル開度が制御され、
上記侵入禁止領域は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対してスロットル弁が如何なる開度であっても該侵入禁止領域には侵入しない安全領域が存在するように設定され、内燃機関の停止時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が上記安全領域内の動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構が制御される、火花点火式内燃機関。 A variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio, a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve, and a throttle valve provided in the engine intake passage, the mechanical compression ratio and the intake valve An intrusion prohibition region is set for the combination of the valve closing timing and the throttle opening, and the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening during operation of the internal combustion engine is the intrusion prohibition region. The variable compression ratio mechanism, variable valve timing mechanism and throttle opening are controlled so as not to enter
The intrusion prohibited area is set such that there is a safety area that does not enter the intrusion prohibited area regardless of the opening degree of the throttle valve with respect to the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing. A spark ignition type internal combustion engine in which the variable compression ratio mechanism and the variable valve timing mechanism are controlled so that the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing becomes the operating point in the safety region when the engine is stopped . 機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点は内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に上記安全領域内において変更せしめられる、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 an operating point indicating a combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is changed within the safety region immediately before starting the internal combustion engine or immediately after starting the internal combustion engine. 機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点は、内燃機関の停止時に上記安全領域内において内燃機関の始動に最適な動作点とは異なる動作点とされ、内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に上記安全領域内において内燃機関の始動に最適な動作点に変更せしめられる、請求項２に記載の火花点火式内燃機関。   The operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is an operating point that is different from the optimal operating point for starting the internal combustion engine within the safety region when the internal combustion engine is stopped. The spark ignition type internal combustion engine according to claim 2, wherein the spark ignition type internal combustion engine is changed to an optimum operating point for starting the internal combustion engine within the safety region immediately before or immediately after starting. 上記安全領域として機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が進角側である領域と、機械圧縮比が高く且つ吸気弁閉弁時期が遅角側である領域との二つの領域が存在し、内燃機関の停止時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこれら二つの領域のうち機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が進角側である領域内の動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構が制御される、請求項１〜３のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。   There are two regions as the safety region: a region where the mechanical compression ratio is low and the intake valve closing timing is on the advance side, and a region where the mechanical compression ratio is high and the intake valve closing timing is on the retard side. When the internal combustion engine is stopped, the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is the operation in the region where the mechanical compression ratio is low and the intake valve closing timing is on the advance side of these two regions The spark ignition internal combustion engine according to any one of claims 1 to 3, wherein the variable compression ratio mechanism and the variable valve timing mechanism are controlled so as to become points. 上記侵入禁止領域は、異常燃焼又はトルク変動を発生させる燃焼異常領域を含む、請求項１〜４のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。   The spark ignition internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the intrusion prohibited region includes a combustion abnormal region in which abnormal combustion or torque fluctuation occurs. 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、
内燃機関の停止時には、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がスロットル弁を如何なる開度にしても異常燃焼又はトルク変動を発生させずに内燃機関を運転させ得る動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構が制御される、火花点火式内燃機関。 A variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio, a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve, and a throttle valve provided in the engine intake passage,
When the internal combustion engine is stopped, the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is the operating point at which the internal combustion engine can be operated without causing abnormal combustion or torque fluctuation regardless of the opening degree of the throttle valve. A spark ignition internal combustion engine in which the variable compression ratio mechanism and the variable valve timing mechanism are controlled so that 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、
内燃機関の停止時には、吸気弁閉弁時期が遅角側の閉弁時期とされると共に、スロットル開度が機関始動時の要求吸入吸気量を満たすような開度とされ、
機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域が設定され、内燃機関の運転時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入しないように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル開度が制御され、
内燃機関の停止時には、機械圧縮比が、スロットル開度を上記機関始動時の要求吸入空気量を満たすような開度に固定した状態で吸気弁閉弁時期を如何なる閉弁時期にしても機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入しないような圧縮比とされる、火花点火式内燃機関。 A variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio, a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve, and a throttle valve provided in the engine intake passage,
When the internal combustion engine is stopped, the intake valve closing timing is set to the retarded valve closing timing, and the throttle opening is set to an opening that satisfies the required intake air intake amount at the time of engine start ,
An intrusion prohibition region is set for the combination of the mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening, and the operation indicating the combination of the mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening during operation of the internal combustion engine The variable compression ratio mechanism, the variable valve timing mechanism and the throttle opening are controlled so that the point does not enter the intrusion prohibited area,
When the internal combustion engine is stopped, the mechanical compression ratio is fixed so that the throttle opening satisfies the required intake air amount when starting the engine, and the mechanical compression is performed regardless of the closing timing of the intake valve. A spark ignition type internal combustion engine in which a compression ratio is set such that an operating point indicating a combination of the ratio, intake valve closing timing, and throttle opening does not enter the intrusion prohibited region . 内燃機関の停止時には、吸気弁閉弁時期が遅角側限界閉弁時期とされる、請求項７に記載の火花点火式内燃機関。   The spark ignition type internal combustion engine according to claim 7, wherein when the internal combustion engine is stopped, the intake valve closing timing is set to a retard side limit closing timing.
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