WO2014057534A1 - 可変圧縮比機構を備える内燃機関 - Google Patents

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田中　宏幸
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トヨタ自動車株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to an internal combustion engine provided with a variable compression ratio mechanism.
  • An internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism that makes a mechanical compression ratio variable by moving a cylinder block relative to a crankcase along a cylinder axis is known.
  • a turbocharger compressor is disposed in the engine intake system
  • a turbocharger turbine is disposed in the engine exhaust system
  • a waste gate passage that bypasses the turbine is provided.
  • a waste gate valve is disposed in the waste gate passage, and by controlling the opening degree, the turbo rotation speed is changed to control the supercharging pressure of the compressor to a desired supercharging pressure.
  • the respective target mechanical compression ratios are set for the current engine operating state, and the variable compression ratio mechanism is set so that the current target mechanical compression ratio is realized. Be controlled. Further, the opening degree of the waste gate valve is also set so that a desired supercharging pressure is realized with respect to the current engine operating state.
  • turbocharger supercharging pressure is controlled to the desired supercharging pressure as it is. Will not be able to.
  • the mechanical compression ratio is changed during engine transitions when the engine operating state changes, and even if the wastegate valve is controlled to the target opening for each engine operating state at each time, the turbocharger supercharging pressure May not be controlled to the desired boost pressure.
  • an object of the present invention is an internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism, which is equipped with a turbocharger, wherein the opening degree of the waste gate valve is controlled to a target opening degree for each engine operating state, and the engine operating state changes.
  • the turbocharger supercharging pressure can be controlled to a desired supercharging pressure even when the mechanical compression ratio is changed during engine transition or when the engine is in transition.
  • An internal combustion engine comprising the variable compression ratio mechanism according to claim 1 of the present invention comprises a turbocharger, controls the opening degree of the waste gate valve to a target opening degree for each engine operating state, and changes the mechanical compression ratio. In this case, the target opening degree of the waste gate valve with respect to the current engine operating state is corrected.
  • An internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to claim 2 according to the present invention is the internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to claim 1, wherein the mechanical compression ratio is currently set when the engine operating state has not changed.
  • the target mechanical compression ratio for the engine operating state the target opening degree for the current engine operating state of the waste gate valve is not corrected.
  • An internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to claim 3 according to the present invention is the internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to claim 1, wherein the engine operating state is not changed in order to suppress the occurrence of knocking.
  • the target opening degree for the current engine operating state of the waste gate valve is corrected to the increasing side as the number of cylinders where knocking has not occurred increases. Characterize.
  • the turbocharger is provided, the opening degree of the waste gate valve is controlled to the target opening degree for each engine operating state, and the mechanical compression ratio is set.
  • the target opening degree of the waste gate valve with respect to the current engine operating state is corrected. Since the expansion ratio changes due to the change in the mechanical compression ratio and the thermal efficiency also changes, the temperature and pressure of the exhaust gas change. If the engine operating state has not changed and the target opening of the waste gate valve with respect to the current engine operating state is left as it is, the turbocharger supercharging pressure cannot be controlled to the desired supercharging pressure. Accordingly, at this time, the target opening degree of the waste gate valve with respect to the current engine operating state is corrected, and the supercharging pressure of the turbocharger can be controlled to a desired supercharging pressure.
  • turbocharging of the turbocharger when changing the mechanical compression ratio during engine transients, if the target opening for the current engine operating state of the waste gate valve, which changes every moment due to a response delay of the mechanical compression ratio, is left as it is, turbocharging of the turbocharger The pressure may not be controlled to the desired supercharging pressure. Thereby, at this time, the target opening degree for the current engine operating state of the waste gate valve which changes every moment is corrected, and the supercharging pressure of the turbocharger can be controlled to the desired supercharging pressure. .
  • the target opening of the waste gate valve in the current engine operating state Is based on the premise that the target mechanical compression ratio with respect to the current engine operating state is realized, so that when the engine operating state has not changed, the mechanical compression ratio is set to the target mechanical compression ratio with respect to the current engine operating state.
  • the target opening degree of the waste gate valve with respect to the current engine operating state is not corrected.
  • the engine operating state changes in order to suppress the occurrence of knocking.
  • the target opening of the waste gate valve in the current engine operating state is corrected to the increasing side as the number of cylinders where knocking has not occurred increases. It has become.
  • the actual mechanical compression ratio of the cylinder in which knocking has occurred is higher than the actual mechanical compression ratio of the cylinder in which knocking has not occurred, and if the overall mechanical compression ratio is reduced to suppress the occurrence of knocking, knocking
  • the actual mechanical compression ratio of the cylinders in which the engine did not occur is greatly reduced, the thermal efficiency is greatly deteriorated, and the exhaust gas temperature and pressure are increased. Therefore, the more the number of cylinders in which knocking has not occurred, the more the waste gate valve.
  • 1 is an overall view of an internal combustion engine. It is a disassembled perspective view of a variable compression ratio mechanism.
  • 1 is a schematic side sectional view of an internal combustion engine. It is a figure which shows a variable valve timing mechanism. It is a figure which shows the lift amount of an intake valve and an exhaust valve. It is a figure for demonstrating a mechanical compression ratio, an actual compression ratio, and an expansion ratio. It is a figure which shows the relationship between theoretical thermal efficiency and an expansion ratio. It is a figure for demonstrating a normal cycle and a super-high expansion ratio cycle. It is a figure which shows changes, such as a mechanical compression ratio according to an engine load.
  • 1 is a schematic overall view of an internal combustion engine showing an arrangement of a turbocharger.
  • FIG. 1 shows a side sectional view of an internal combustion engine equipped with a variable compression ratio mechanism according to the present invention.
  • 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
  • 7 is intake air.
  • 8 is an intake port
  • 9 is an exhaust valve
  • 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.
  • 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 intake air amount detector 18 using, for example, heat rays are arranged in the intake duct 14.
  • the exhaust port 10 is connected via an exhaust manifold 19 to, for example, a catalyst device 20 containing a three-way catalyst, and an air-fuel ratio sensor 21 is disposed in the exhaust manifold 19.
  • 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.
  • a variable compression ratio mechanism A capable of changing the volume of the combustion chamber 5 at the time
  • an actual compression action start timing changing mechanism B capable of changing the actual start time of the compression action.
  • the actual compression action start timing changing mechanism B is composed of a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve 7.
  • 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.
  • the electronic control unit 30 is composed of a digital computer, and is connected to each other by a bidirectional bus 31.
  • 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.
  • crank angle sensor 42 that generates an output pulse every time the crankshaft rotates, for example, 30 ° is connected to the input port 35.
  • 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.
  • FIG. 2 shows an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A shown in FIG. 1, and FIG. 3 shows a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown.
  • a plurality of protrusions 50 spaced apart from each other, that is, cylinder block side supports, are formed below both side walls of the cylinder block 2, and each protrusion 50 has a circular cross section.
  • the cam insertion hole 51 is formed.
  • a cam insertion hole 53 having a circular cross section is also formed in each protrusion 52.
  • a pair of camshafts 54, 55 are provided, and on each camshaft 54, 55, a concentric portion 58 is rotatably inserted into each cam insertion hole 53. positioned.
  • Each concentric portion 58 is coaxial with the rotational axis of each camshaft 54, 55.
  • eccentric portions 57 that are eccentrically arranged with respect to the rotation axes of the camshafts 54 and 55 are positioned on both sides of each concentric portion 58.
  • a cam 56 is eccentrically mounted for rotation. That is, the eccentric portion 57 is fitted into an eccentric hole formed in the circular cam 56, and the circular cam 56 rotates around the eccentric portion 57 around the eccentric hole.
  • the circular cams 56 are disposed on both sides of each concentric portion 58, and the circular cams 56 are rotatably inserted into the corresponding cam insertion holes 51.
  • 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.
  • 3A, 3B, and 3C show the positional relationship between the center a of the concentric portion 58, the center b of the eccentric portion 57, and the center c of the circular cam 56 in each state. It is shown.
  • the relative position of the crankcase 1 and the cylinder block 2 is determined by the distance between the center a of the concentric part 58 and the center c of the circular cam 56, and the concentric part.
  • 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.
  • the volume of the combustion chamber 5 increases when the piston 4 is positioned at the compression top dead center. Therefore, by rotating the camshafts 54 and 55, the piston 4 is compressed at the top dead center.
  • the volume of the combustion chamber 5 when it is located at can be changed.
  • 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 that mesh with the worms 61 and 62 are fixed to the ends of the camshafts 54 and 55, respectively.
  • 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.
  • 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.
  • 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 a vane 75 extending from the outer peripheral surface of the rotating shaft 73 to the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 between the partition walls 74, and an advance hydraulic chamber 76 on each side of each vane 75.
  • a retarding hydraulic chamber 77 is formed.
  • the hydraulic oil supply control to the hydraulic chambers 76 and 77 is performed by the hydraulic oil supply control valve 78.
  • the hydraulic oil supply control valve 78 includes hydraulic ports 79 and 80 connected to the hydraulic chambers 76 and 77, a hydraulic oil supply port 82 discharged from the hydraulic pump 81, a pair of drain ports 83 and 84, And a spool valve 85 for controlling communication between the ports 79, 80, 82, 83, and 84.
  • variable valve timing mechanism B can advance and retard the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 by a desired amount.
  • 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
  • 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.
  • variable valve timing mechanism B shown in FIG. 1 and FIG. 4 shows an example.
  • 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.
  • FIG. 6 (A), (B), and (C) show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for the sake of explanation.
  • the combustion chamber volume represents the volume of the combustion chamber when the piston is located at the compression top dead center.
  • FIG. 6A explains the mechanical compression ratio.
  • FIG. 6B illustrates the actual compression ratio.
  • FIG. 6C explains the expansion ratio.
  • FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio
  • 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.
  • FIG. 8 (A) 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.
  • the combustion chamber volume is set to 50 ml
  • the stroke volume of the piston is set to 500 ml, similarly to the example shown in FIGS. 6A, 6B, and 6C.
  • the actual compression ratio is almost 11
  • 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.
  • the theoretical thermal efficiency increases as the expansion ratio increases, that is, as the actual compression ratio increases. Therefore, in order to increase the theoretical thermal efficiency in a normal cycle, it is only necessary to increase the actual compression ratio.
  • 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.
  • 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.
  • variable compression ratio mechanism A reduces the combustion chamber volume from 50 ml to 20 ml.
  • 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.
  • the actual compression ratio is almost 11 and the expansion ratio is 11, as described above.
  • FIG. 8B 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.
  • 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 catalyst device 20. This shows a case where feedback control is performed to the theoretical air-fuel ratio based on the above.
  • the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is executed during engine high load operation. Accordingly, 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.
  • the mechanical compression ratio is increased as the intake air amount is decreased while the actual compression ratio is substantially constant. That is, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is decreased in proportion to the decrease in the intake air amount. Therefore, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center changes in proportion to the intake air amount.
  • 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.
  • the mechanical compression ratio 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 L1 slightly close to the low load, the mechanical compression ratio becomes a limit mechanical compression ratio (upper limit mechanical compression) that becomes the structural limit of the combustion chamber 5. Ratio).
  • the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio, the mechanical compression ratio is held at the limit mechanical compression ratio in a region where the load is lower than the engine load L1 when the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio. Accordingly, 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, at 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.
  • 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.
  • the closing timing of the intake valve 7 reaches the limit closing timing, the closing timing of the intake valve 7 is reduced in a region where the load is lower than the engine load L1 when the closing timing of the intake valve 7 reaches the closing timing. It is held at the limit closing timing.
  • the intake air amount can no longer be controlled by the change in the closing timing of the intake valve 7.
  • the intake valve 7 is supplied into the combustion chamber 5 by the throttle valve 17.
  • 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.
  • 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 as shown by the broken line in FIG. 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 L1 at which the intake air amount supplied into the combustion chamber can be controlled.
  • 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.
  • the expansion ratio is 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG.
  • FIG. 10 shows a schematic overall view of the internal combustion engine showing the arrangement of the turbocharger.
  • the members described in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals and the description thereof is omitted.
  • a turbocharger compressor 90 is disposed in the intake duct 14 ′ between the surge tank 12 and the air cleaner 15.
  • 91 is a supercharging pressure sensor for measuring the intake pressure on the downstream side of the compressor 90 of the turbocharger in the intake duct 14 ′ as a supercharging pressure
  • 92 is for cooling the intake air supercharged by the compressor 90 of the turbocharger. Is an intercooler.
  • a turbocharger turbine 94 is disposed on the upstream side of the catalyst device 20.
  • Reference numeral 95 denotes a waste gate passage that bypasses the turbine 94.
  • a waste gate valve 96 that controls the amount of exhaust gas that passes through the waste gate passage 95 is disposed in the waste gate passage 95.
  • the opening degree of the waste gate valve 96 As the opening degree of the waste gate valve 96 is increased, the amount of exhaust gas that passes through the waste gate passage 95 and does not pass through the turbine 94 increases, so that the turbine speed decreases and the supercharging pressure by the compressor 90 decreases. .
  • the target mechanical compression ratio Et of the variable compression ratio mechanism A and the target opening degree TAt of the waste gate valve 96 are set according to the flowchart shown in FIG. 11, and the mechanical compression ratio and the opening degree of the waste gate valve 96 are controlled. It has come to be.
  • This flowchart is repeatedly performed by the electronic control unit 30 every set time.
  • step 101 the current engine load L is detected by the load sensor 41, and the current engine speed N is detected by the crank angle sensor.
  • the target mechanical compression ratio Et of the variable compression ratio mechanism A is set for the current steady engine operating state determined by the current engine load L and the current engine speed N.
  • the target mechanical compression ratio Et is mapped to the current engine load L.
  • the variable compression ratio mechanism A is controlled so as to realize the target mechanical compression ratio Et set in this way.
  • the target opening degree TAt of the waste gate valve 96 is set for the current steady state engine operating state.
  • the target opening degree TAt is mapped to the current engine load L and the current engine speed N so that a desired boost pressure is realized in each engine operating state.
  • the higher the engine load L the higher the desired supercharging pressure is set, and the target opening degree is obtained so that the desired supercharging pressure can be obtained by realizing the desired turbine speed at the exhaust gas pressure and temperature in the current engine operating state.
  • TAt is mapped to the current engine load L and the current engine speed N.
  • the waste gate valve 96 is controlled to achieve the target opening degree TAt set in this way.
  • step 104 it is determined whether or not knocking has occurred in at least one cylinder by a knocking sensor arranged for each cylinder.
  • the knocking sensor can detect sound, vibration, combustion pressure, or the like in the combustion chamber when knocking occurs. If knocking has not occurred in any of the cylinders, the determination in step 104 is negative and the routine proceeds to step 105.
  • the actuator of the variable compression ratio mechanism A that is, the drive motor 59 is controlled so that the operating amount thereof corresponds to the current target mechanical compression ratio Et.
  • the operation amount of the drive motor 59 (the number of rotations including the decimal point) may be directly detected by a specific sensor (not shown), but the crankcase 1 detected by the relative position sensor 22 described above. Alternatively, it may be detected indirectly based on the relative position between the cylinder block 2 and the rotation angle of the camshaft 55 detected by the cam rotation angle sensor 25 described above.
  • the aforementioned sensor may not accurately detect the operation amount of the drive motor 59, and the current target mechanical compression ratio Et is realized. There may not be.
  • step 105 the current exhaust gas temperature T is measured by the temperature sensor disposed in the exhaust manifold 19.
  • step 106 the measured current exhaust gas temperature T and the exhaust gas temperature T ′ when the target mechanical compression ratio Et is realized in the current engine operating state (mapped in advance for each engine operating state). ) With respect to the difference ⁇ T. If the deviation ⁇ T is 0, the target mechanical compression ratio Et is realized, but if the deviation ⁇ T is positive, the actual mechanical compression ratio (expansion ratio) becomes the target as the absolute value of the deviation ⁇ T increases. If it is lower than the mechanical compression ratio and the deviation ⁇ T is negative, the larger the absolute value of the deviation ⁇ T, the higher the actual mechanical compression ratio (expansion ratio) is higher than the target mechanical compression ratio.
  • step 107 it is determined whether or not the deviation ⁇ T is substantially 0. If this determination is affirmative, the process ends. However, when the determination in step 107 is negative, in step 108, the mechanical compression ratio is changed by the variable compression ratio mechanism A so that the mechanical compression ratio matches the target mechanical compression ratio Et. For example, the mechanical compression ratio may be gradually feedback controlled so that the deviation ⁇ T becomes zero. Further, the mechanical compression ratio may be changed based on a predetermined change amount so that the deviation ⁇ T is zero.
  • step 104 determines whether knocking has occurred in at least one cylinder.
  • step 109 the ignition timing is gradually retarded until knocking does not occur in the knocking cylinder.
  • knocking can be suppressed immediately.
  • the generated torque of the cylinder where knocking has occurred due to the retard of the ignition timing decreases, the generated torque is increased without causing knocking by reducing the mechanical compression ratio and not retarding the ignition timing. Can do.
  • step 111 the change amount ⁇ E of the mechanical compression ratio is set from the map shown in FIG.
  • the larger the retard amount R of the ignition timing of the cylinder in which knocking has occurred the maximum value of the retard amount of each cylinder when knocking has occurred in a plurality of cylinders
  • the change amount ⁇ E is increased.
  • the map shown in FIG. 12 is for a specific engine operating state. For each engine operating state, the target mechanical compression ratio change amount ⁇ E with respect to the retard amount R is set with the same tendency as in FIG. Yes.
  • the mechanical compression ratio E is changed from the current target mechanical compression ratio Et to the decreasing side by the change amount ⁇ E.
  • step 112 the ignition timing of the cylinder in which all knocking has occurred is advanced. In this way, the retarded ignition timing of the cylinder in which all knocking has occurred is returned to the original, but since the mechanical compression ratio E has been changed to the decreasing side, knocking will not occur again.
  • step 113 the correction amount ⁇ TA of the target opening degree TAt is set from the map shown in FIG.
  • the correction amount ⁇ TA increases as the change amount ⁇ E of the mechanical compression ratio E set in step 110 increases.
  • the map shown in FIG. 13 is for a specific engine operating state. For each engine operating state, the correction amount ⁇ TA of the target opening degree TAt with respect to the mechanical compression ratio change amount ⁇ E has the same tendency as in FIG. Is set.
  • step 114 the current target opening degree TAt of the waste gate valve 96 is corrected to the increasing side by the correction amount ⁇ TA.
  • step 111 the target opening degree TAt with respect to the current engine operating state of the waste gate valve 96 is corrected to be increased as the mechanical compression ratio E is changed to be lower than the target mechanical compression ratio Et. . Accordingly, when the mechanical compression ratio E is lowered, the expansion ratio is also lowered, and the thermal efficiency is deteriorated. Therefore, the exhaust gas temperature and pressure are increased, and the supercharging pressure is excessively increased as it is.
  • the supercharging pressure of the turbocharger can be controlled to a desired supercharging pressure by increasing the opening of the valve 96 and suppressing the increase in the turbine speed.
  • the mechanical compression ratio E is changed when the engine operation state is not changed. Since the target opening degree TAt with respect to the current engine operating state is based on the premise that the target mechanical compression ratio Et of the current engine operating state is realized, in step 108, the mechanical compression ratio E is set to the current engine operating ratio.
  • the target opening degree TAt of the waste gate valve 96 with respect to the current engine operating state is set. It is not corrected.
  • the correction amount ⁇ TA may be increased. For example, if the number of cylinders in which knocking has not occurred is n, the correction amount ⁇ TA of the target opening degree TAt set in step 113 may be multiplied by k ⁇ n. As a result, as the number of cylinders in which knocking has not occurred increases, the target opening degree TAt with respect to the current engine operating state of the waste gate valve 96 is corrected to an increase side.
  • the actual mechanical compression ratio may vary in each cylinder, and the actual mechanical compression ratio of the cylinder where knocking occurred was considered to be higher than the actual mechanical compression ratio of the cylinder where knocking did not occur. . At this time, if the overall mechanical compression ratio is reduced to suppress the occurrence of knocking, in the cylinder where knocking has occurred, the actual mechanical compression ratio does not drop much from the target mechanical compression ratio, but knocking occurs.
  • the mechanical compression ratio is changed to the decreasing side when the engine operating state has not changed, but the mechanical compression ratio is changed to the increasing side when the engine operating state has not changed for other reasons.
  • the supercharging pressure of the turbocharger can be controlled to a desired supercharging pressure by reducing the opening of the valve 96 and suppressing the decrease in the turbine rotational speed.
  • step 105 the current exhaust gas temperature T is measured by a temperature sensor arranged in the exhaust manifold 19, and the measured current exhaust gas temperature T and the target mechanical compression ratio Et in the current engine operating state are measured. Whether or not the target mechanical compression ratio Et is achieved is determined based on the deviation ⁇ T from the exhaust gas temperature T ′ when the above is realized.
  • the exhaust gas pressure of the exhaust manifold 19 is It is a value that changes according to the actual mechanical compression ratio (expansion ratio).
  • the current exhaust gas pressure is measured, and the current exhaust gas pressure measured and the target mechanical compression ratio Et are realized in the current engine operating state.
  • the target mechanical compression ratio Et is achieved based on a deviation from the exhaust gas pressure (preferably mapped in advance) when It may be to change a mechanical compression ratio as target mechanical compression ratio Et is achieved.
  • the first opening degree TA1 corresponding to the previous engine operating state is changed to the second opening degree TA2 corresponding to the changed engine operating state at the fastest speed, and the closing timing of the intake valve 7 is also changed by the variable valve timing mechanism B.
  • the first valve closing timing IVC1 corresponding to the engine operating state before the change is changed to the second valve closing timing IVC2 corresponding to the engine operating state after the change at the fastest speed, and the mechanical compression ratio is also changed by the variable compression ratio mechanism A.
  • the first mechanical compression ratio E1 corresponding to the engine operating state before the change is changed to the second mechanical compression ratio E2 corresponding to the engine operating state after the change at the fastest speed.
  • the intake amount at each time during engine transition Is estimated is estimated.
  • the target opening degree of the waste gate valve 96 in the engine operating state at each time is set with respect to the estimated intake amount at each time so as to realize a desired supercharging pressure at each time.
  • the actual mechanical compression ratio does not change as intended as indicated by the solid line. Since the intended exhaust gas temperature and pressure are not realized at each time of engine transition because the response delay changes as shown by the dotted line, the actual boost pressure is shown by the dotted line due to the response delay of the mechanical compression ratio. As shown, the desired boost pressure cannot be achieved.
  • the target opening degree of the waste gate valve 96 in the engine operation state at each time is estimated based on the relative position of each time detected by the relative position sensor 22.
  • correction is made as indicated by a dotted line so as to realize the desired supercharging pressure at each time.
  • the correction amount is reduced so that the correction amount at each time increases as the difference between the actual mechanical compression ratio and the intended mechanical compression ratio at each time increases. Further, at each time, when the actual mechanical compression ratio is lower than the intended mechanical compression ratio, the exhaust gas temperature and pressure are higher than intended, so that the target opening of the waste gate valve 96 is increased. The correction amount at each time is increased as the difference between the actual mechanical compression ratio and the intended mechanical compression ratio at each time increases.
  • the actual change in the mechanical compression ratio indicated by the dotted line in FIG. 14 is estimated based on the relative position at each time detected by the relative position sensor 22, and includes the response delay of the relative position sensor 22 itself. Therefore, as shown by a one-dot chain line in FIG. 14, the actual mechanical compression ratio is accurately estimated, and based on the difference between the estimated value of the accurate mechanical compression ratio at each time and the intended mechanical compression ratio, If the target opening degree of the gate valve 96 is corrected, the desired boost pressure can be realized more accurately.
  • the opening degree of the waste gate valve is controlled to the target opening degree for each engine operation state, and the mechanical compression ratio is changed when the engine operation state is not changed or during the engine transition.
  • the target opening degree of the waste gate valve with respect to the current engine operating state is corrected. Since the expansion ratio changes due to the change in the mechanical compression ratio and the thermal efficiency also changes, the temperature and pressure of the exhaust gas change. If the engine operating state has not changed and the target opening of the waste gate valve with respect to the current engine operating state is left as it is, the turbocharger supercharging pressure cannot be controlled to the desired supercharging pressure. Thereby, at this time, the target opening degree of the waste gate valve with respect to the current engine operating state is corrected based on the changed mechanical compression ratio, and the turbocharger supercharging pressure is controlled to a desired supercharging pressure. be able to.
  • turbocharging of the turbocharger The pressure cannot be controlled to the desired supercharging pressure. Accordingly, at this time, the target opening degree for the current engine operating state of the waste gate valve that changes every moment is corrected based on the actual mechanical compression ratio, and the turbocharger supercharging pressure is set to the desired supercharging pressure. Can be controlled.

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Abstract

　本発明による可変圧縮比機構を備える内燃機関は、ターボチャージャを具備し、ウェイストゲートバルブの開度を機関運転状態毎の目標開度に制御し（ステップ１０３）、機械圧縮比を変更する際には（ステップ１１１）、ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度を補正する（ステップ１１４）。

Description

可変圧縮比機構を備える内燃機関
　本発明は、可変圧縮比機構を備える内燃機関に関する。
　シリンダブロックを気筒軸線に沿わせてクランクケースに対して相対移動させることにより機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関が公知である。一般的に、機関負荷が低いほど熱効率が低くなるために、このような可変圧縮比機構を備える内燃機関では、機関負荷が低いほど機械圧縮比を高くすることにより膨張比を高くして熱効率を高めている。
　可変圧縮比機構を備える内燃機関においても、排気エネルギーを利用するターボチャージャにより機関出力を高めることが提案されている（特許文献１参照）。そのために、機関吸気系にはターボチャージャのコンプレッサが配置され、機関排気系にはターボチャージャのタービンが配置されると共に、タービンをバイパスするウェイストゲート通路が設けられている。ウェイストゲート通路にはウェイストゲートバルブが配置され、その開度を制御することにより、タービン回転数を変化させてコンプレッサの過給圧を所望過給圧に制御するようになっている。
　このような可変圧縮比機構を備える内燃機関において、現在の機関運転状態に対してそれぞれの目標機械圧縮比が設定されており、現在の目標機械圧縮比が実現されるように可変圧縮比機構が制御される。また、ウェイストゲートバルブの開度も、現在の機関運転状態に対して所望の過給圧が実現されるように目標開度が設定されている。
　ところで、可変圧縮比機構を備える内燃機関において、ノッキングが発生したときには、機械圧縮比を目標機械圧縮比より低下させることが提案されている（特許文献２参照）。
国際公開ＷＯ２０１０／１２５６９４ 特開２００６－１７７１７６ 特開２００６－２９１９３４ 特開２００８－１９６４０７
　可変圧縮比機構を備える内燃機関において、ノッキング抑制のように機関運転状態が変化していないのに機械圧縮比を低下させると、そのままではターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御することができなくなってしまう。
　また、機関運転状態が変化する機関過渡時において、機械圧縮比が変更され、このときにウェイストゲートバルブを各時刻の機関運転状態毎の目標開度に制御しても、ターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御することができないことがある。
　従って、本発明の目的は、可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、ターボチャージャを具備し、ウェイストゲートバルブの開度が機関運転状態毎の目標開度に制御され、機関運転状態が変化していないときに又は機関過渡時において機械圧縮比を変更してもターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御可能とすることである。
　本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、ターボチャージャを具備し、ウェイストゲートバルブの開度を機関運転状態毎の目標開度に制御し、機械圧縮比を変更する際には、前記ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度を補正することを特徴とする。
　本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、機関運転状態が変化していないときに機械圧縮比を現在の機関運転状態に対する目標機械圧縮比へ変更する際には、前記ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度を補正しないことを特徴とする。
　本発明による請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、ノッキング発生を抑制するために機関運転状態が変化していないときに機械圧縮比を減少側に変更する際には、ノッキングが発生していなかった気筒数が多いほど前記ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度をより増加側へ補正することを特徴する。
　本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、ターボチャージャを具備し、ウェイストゲートバルブの開度を機関運転状態毎の目標開度に制御し、機械圧縮比を変更する際には、ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度を補正するようになっている。機械圧縮比の変更により膨張比が変化して熱効率も変化するために、排気ガスの温度及び圧力が変化する。機関運転状態が変化していないとして、ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度をそのままにすると、ターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御することができなくなってしまう。それにより、このときには、ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度を補正するようになっており、ターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御することが可能となる。
　また、機関過渡時において機械圧縮比を変更する際には、機械圧縮比の応答遅れによって、刻々変化するウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度をそのままにすると、ターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御することができないことがある。それにより、このときには、刻々変化するウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度を補正するようになっており、ターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御することが可能となる。
　本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態の目標開度は、現在の機関運転状態に対する目標機械圧縮比が実現されることを前提するものであるために、機関運転状態が変化していないときに機械圧縮比を現在の機関運転状態に対する目標機械圧縮比へ変更する際には、ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度を補正しないようになっている。
　本発明による請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、ノッキング発生を抑制するために機関運転状態が変化していないときに機械圧縮比を減少側に変更する際には、ノッキングが発生していなかった気筒数が多いほどウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態の目標開度をより増加側へ補正するようになっている。ノッキングが発生していた気筒の実際の機械圧縮比は、ノッキングが発生していなかった気筒の実際の機械圧縮比より高く、ノッキング発生を抑制するために全体の機械圧縮比を低下させると、ノッキングが発生していなかった気筒の実際の機械圧縮比は大きく低下して熱効率も大きく悪化し、排気ガス温度及び圧力が高くなるために、ノッキングが発生していなかった気筒数が多いほどウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度をより増加側へ補正することにより、ターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御して過給圧が過剰に高まらないようにしている。
内燃機関の全体図である。 可変圧縮比機構の分解斜視図である。 図解的に表した内燃機関の側面断面図である。 可変バルブタイミング機構を示す図である。 吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。 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。 理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。 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。 機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。 ターボチャージャの配置を示す本内燃機関の概略全体図である。 機械圧縮比とウェイストゲートバルブの開度とを制御するためのフローチャートである。 点火時期の遅角量と機械圧縮比の変更量との関係を示すマップである。 機械圧縮比の変更量とウェイストゲートバルブの目標開度の補正量との関係を示すマップである。 機関過渡時の制御を示すタイムチャートである。
　図１は本発明による可変圧縮比機構を備える内燃機関の側面断面図を示す。図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１には夫々対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
　サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒装置２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。
　一方、図１に示される実施例ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施例ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。
　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。
　電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３、及び、スロットル開度センサ２４の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火栓６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。
　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、すなわち、シリンダブロック側サポートが形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２、すなわち、クランクケース側サポートが形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
　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同心部分５８が位置している。各同心部分５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各同心部分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部５７が位置しており、この偏心部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。すなわち、偏心部５７は円形カム５６に形成された偏心孔に嵌合し、円形カム５６は偏心孔を中心として偏心部５７回りに回動するようになっている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各同心部分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。
　図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５の同心部分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部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内において同心部分５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心部５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に同心部分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部５７は最も低い位置となる。
　なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における同心部分５８の中心ａと偏心部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。
　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の相対位置は同心部分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、同心部分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。即ち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。
　図２に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォーム６１，６２が取付けられており、これらウォーム６１，６２と噛合するウォームホイール６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。
　一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
　各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
　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。
　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。
　回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。
　図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
　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。
　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。
　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。
　図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
　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。
　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。
　図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
　図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
　一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
　これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
　このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。
　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。
　一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。
　次に図９を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒装置２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯXを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基づ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。
　さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。
　一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。
　このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。従ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
　機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ1まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比（上限機械圧縮比）に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。
　一方、図９に示される実施例では機関負荷がＬ1まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
　吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。
　一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期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。
　前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。従って本実施例では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
　図１０は、ターボチャージャの配置を示す本内燃機関の概略全体図を示している。同図において、図１において説明した部材は同一の参照番号を付して説明を省略する。本内燃機関において、サージタンク１２とエアクリーナ１５との間の吸気ダクト１４’には、ターボチャージャのコンプレッサ９０が配置されている。
　９１は吸気ダクト１４’のターボチャージャのコンプレッサ９０の下流側の吸気圧を過給圧として測定するための過給圧センサであり、９２はターボチャージャのコンプレッサ９０により過給された吸気を冷却するためのインタークーラである。
　一方、排気マニホルド１９の下流側の排気ダクト９３において、触媒装置２０の上流側には、ターボチャージャのタービン９４が配置されている。９５はタービン９４をバイパスするウェイストゲート通路であり、ウェイストゲート通路９５にはウェイストゲート通路９５を通過する排気量を制御するウェイストゲートバルブ９６が配置されている。
　ウェイストゲートバルブ９６の開度を大きくするほど、ウェイストゲート通路９５を通過してタービン９４を通過しない排気ガス量が多くなるために、タービン回転数が低下してコンプレッサ９０による過給圧が低下する。
　本内燃機関は、図１１に示すフローチャートに従って可変圧縮比機構Ａの目標機械圧縮比Ｅｔ及びウェイストゲートバルブ９６の目標開度ＴＡｔが設定され、機械圧縮比とウェイストゲートバルブ９６の開度とが制御されるようになっている。本フローチャートは、電子制御ユニット３０により設定時間毎に繰り返して実施される。
　先ず、ステップ１０１において、負荷センサ４１により現在の機関負荷Ｌを検出すると共に、クランク角度センサ４２により現在の機関回転数Ｎを検出する。次いで、ステップ１０２において、現在の機関負荷Ｌ及び現在の機関回転数Ｎにより定まる現在の定常機関運転状態に対して、可変圧縮比機構Ａの目標機械圧縮比Ｅｔが設定される。本実施形態において、図９に示すように、目標機械圧縮比Ｅｔは、現在の機関負荷Ｌに対してマップ化されている。こうして設定された目標機械圧縮比Ｅｔを実現するように可変圧縮比機構Ａが制御される。
　次いで、ステップ１０３において、現在の定常機関運転状態に対して、ウェイストゲートバルブ９６の目標開度ＴＡｔが設定される。目標開度ＴＡｔは、例えば、各機関運転状態において所望過給圧が実現されるように現在の機関負荷Ｌ及び現在の機関回転数Ｎに対してマップ化されている。例えば、機関負荷Ｌが高いほど所望過給圧は高く設定され、現在の機関運転状態の排気ガス圧力及び温度において所望タービン回転数を実現して所望過給圧が得られるように、目標開度ＴＡｔは現在の機関負荷Ｌ及び現在の機関回転数Ｎに対してマップ化されている。こうして設定された目標開度ＴＡｔを実現するようにウェイストゲートバルブ９６が制御される。
　次いで、ステップ１０４において、気筒毎に配置されたノッキングセンサにより、少なくとも一つの気筒においてノッキングが発生しているか否かが判断される。ノッキングセンサは、ノッキング発生時の燃焼室内の音、振動、又は燃焼圧等を検出するものとすることができる。いずれの気筒においてもノッキングが発生していないときには、ステップ１０４の判断が否定されて、ステップ１０５へ進む。
　目標機械圧縮比Ｅｔを実現するために、可変圧縮比機構Ａのアクチュエータ、すなわち、駆動モータ５９は、その作動量が現在の目標機械圧縮比Ｅｔに対応する作動量となるように制御される。駆動モータ５９の作動量（小数点以下も有する回転回数）は、特定のセンサ（図示せず）により直接的に検出するようにしても良いが、前述の相対位置センサ２２により検出されるクランクケース１とシリンダブロック２との間の相対位置又は前述のカム回転角度センサ２５により検出されるカムシャフト５５の回転角度に基づき間接的に検出するようにしても良い。
　しかしながら、こうして可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９が制御されても、前述のセンサが駆動モータ５９の作動量を正確に検出していないことがあり、現在の目標機械圧縮比Ｅｔが実現されていないことがある。
　ステップ１０５においては、排気マニホルド１９に配置された温度センサにより現在の排気ガス温度Ｔが測定される。ステップ１０６では、測定された現在の排気ガス温度Ｔと、現在の機関運転状態において目標機械圧縮比Ｅｔが実現されているときの排気ガス温度Ｔ’（機関運転状態毎に予めマップ化されている）との偏差ΔＴが算出される。偏差ΔＴが０であれば、目標機械圧縮比Ｅｔが実現されていることとなるが、偏差ΔＴが正であれば、偏差ΔＴの絶対値が大きいほど実際の機械圧縮比（膨張比）は目標機械圧縮比より低くなっており、また、偏差ΔＴが負であれば、偏差ΔＴの絶対値が大きいほど実際の機械圧縮比（膨張比）が目標機械圧縮比より高くなっていることとなる。
　ステップ１０７では、偏差ΔＴがほぼ０であるか否かが判断され、この判断が肯定されるときにはそのまま終了する。しかしながら、ステップ１０７の判断が否定されるときには、ステップ１０８において、可変圧縮比機構Ａによって、機械圧縮比が目標機械圧縮比Ｅｔに一致するように機械圧縮比を変更する。例えば、偏差ΔＴが０となるように徐々に機械圧縮比をフィードバック制御するようにしても良い。また、偏差ΔＴを０とするように予め定められた変更量に基づき機械圧縮比を変更しても良い。
　一方、少なくとも一つの気筒においてノッキングが発生しているときには、ステップ１０４の判断が肯定され、ステップ１０９において、ノッキング発生気筒において、ノッキングが発生しなくなるまで点火時期を徐々に遅角する。こうしてノッキングを直ぐに抑制することはできる。しかしながら、点火時期の遅角によりノッキングが発生していた気筒の発生トルクが低下するために、機械圧縮比を低下させて点火時期を遅角させない方がノッキングを発生させずに発生トルクを高めることができる。
　それにより、ステップ１１１において、図１２に示すマップから機械圧縮比の変更量ΔＥを設定する。図１２に示すマップにおいて、ノッキングが発生していた気筒の点火時期の遅角量Ｒ（複数の気筒においてノッキングが発生したときには各気筒の遅角量の最大値）が大きいほど、機械圧縮比の変更量ΔＥは大きくなるようになっている。図１２に示すマップは特定機関運転状態のものであり、各機関運転状態に対して、遅角量Ｒに対する目標機械圧縮比の変更量ΔＥが図１２と同様な傾向を有して設定されている。次いで、ステップ１１１において、現在の目標機械圧縮比Ｅｔから変更量ΔＥだけ減少側に機械圧縮比Ｅを変更する。次いで、ステップ１１２において、全てのノッキングが発生していた気筒の点火時期を進角する。こうして、全てのノッキングが発生していた気筒の遅角させた点火時期は元に戻されるが、機械圧縮比Ｅは減少側に変更されているために、再びノッキングが発生することはない。
　しかしながら、こうして、機関運転状態が変化していないときに機械圧縮比Ｅを変更すると、膨張比が変更されて熱効率も変化するために、排気ガスの温度及び圧力が変化する。このときに、機関運転状態が変化していないとして、ウェイストゲートバルブ９６の現在の機関運転状態に対する目標開度ＴＡｔをそのままにすると、ターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御することができなくなってしまう。
　本フローチャートでは、ステップ１１３において、図１３に示すマップから目標開度ＴＡｔの補正量ΔＴＡを設定するようになっている。図１３に示すマップにおいて、ステップ１１０において設定された機械圧縮比Ｅの変更量ΔＥが大きいほど、補正量ΔＴＡは大きくなるようになっている。図１３に示すマップは特定機関運転状態のものであり、各機関運転状態に対して、機械圧縮比の変更量ΔＥに対する目標開度ＴＡｔの補正量ΔＴＡが図１３と同様な傾向を有して設定されている。次いで、ステップ１１４において、ウェイストゲートバルブ９６の現在の目標開度ＴＡｔは補正量ΔＴＡにより増加側に補正される。
　こうして、ステップ１１１において、機械圧縮比Ｅを目標機械圧縮比Ｅｔからより低く変更するほど、ウェイストゲートバルブ９６の現在の機関運転状態に対する目標開度ＴＡｔをより増加側に補正するようになっている。それにより、機械圧縮比Ｅが低くされると膨張比も低くなって、熱効率が悪化するために、排気ガス温度及び圧力が高くなり、そのままでは過給圧が過剰に高くなってしまうが、ウェイストゲートバルブ９６の開度が大きくされてタービン回転数の上昇を抑制することによりターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御することができる。
　このように、機関運転状態が変化していないときに機械圧縮比Ｅが変更されると、現在のウェイストゲートバルブ９６の目標開度ＴＡｔが補正されるようになっているが、ウェイストゲートバルブ９６の現在の機関運転状態に対する目標開度ＴＡｔは、現在の機関運転状態の目標機械圧縮比Ｅｔが実現されることを前提するものであるために、ステップ１０８において機械圧縮比Ｅを現在の機関運転状態の目標機械圧縮比Ｅｔへ変更する際には、機関運転状態が変化していないときに機械圧縮比Ｅが変更されても、ウェイストゲートバルブ９６の現在の機関運転状態に対する目標開度ＴＡｔを補正しないようになっている。
　また、ノッキング発生を抑制するために機関運転状態が変化していないときに機械圧縮比を減少側に変更する際には、ノッキングが発生していなかった気筒数が多いほど、ステップ１１３において設定される補正量ΔＴＡを大きくするようにしても良い。例えば、ノッキングが発生していなかった気筒数をｎとすれば、ステップ１１３において設定された目標開度ＴＡｔの補正量ΔＴＡをｋ・ｎ倍するようにすれば良い。それにより、ノッキングが発生していなかった気筒数が多いほど、ウェイストゲートバルブ９６の現在の機関運転状態に対する目標開度ＴＡｔは、より増加側へ補正されるようになる。
　各気筒において実際の機械圧縮比がばらつくことがあり、ノッキングが発生していた気筒の実際の機械圧縮比は、ノッキングが発生していなかった気筒の実際の機械圧縮比より高くなっていたと考えられる。このときに、ノッキング発生を抑制するために全体の機械圧縮比を低下させると、ノッキングが発生していた気筒では、実際の機械圧縮比は目標機械圧縮比からそれほど低下しないが、ノッキングが発生していなかった気筒の実際の機械圧縮比は目標機械圧縮比から大きく低下して熱効率も大きく悪化するために、ノッキングが発生していなかった気筒数が多いほどウェイストゲートバルブ９６の現在の機関運転状態に対する目標開度ＴＡｔをより増加側へ補正することにより、ターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御して過給圧が過剰に高まることを抑制することができる。
　また、ノッキング発生時には、機関運転状態が変化していないときに機械圧縮比を減少側へ変更するが、他の理由によって機関運転状態が変化していないときに機械圧縮比を増加側へ変更する場合には、機械圧縮比Ｅを目標機械圧縮比Ｅｔからより高く変更するほど（図１３に示すマップおいてΔＥは負となる）、ウェイストゲートバルブ９６の現在の機関運転状態の目標開度ＴＡｔはより減少側に補正するようにする（図１３に示すマップにおいてΔＴＡは負となる）。それにより、機械圧縮比Ｅが高くされると膨張比も高くなって、熱効率が向上するために、排気ガス温度及び圧力が低くなり、そのままでは過給圧が過剰に低くなってしまうが、ウェイストゲートバルブ９６の開度が小さくされてタービン回転数の低下を抑制することによりターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御することができる。
　本フローチャートでは、ステップ１０５において、排気マニホルド１９に配置された温度センサにより現在の排気ガス温度Ｔを測定し、測定された現在の排気ガス温度Ｔと、現在の機関運転状態において目標機械圧縮比Ｅｔが実現されているときの排気ガス温度Ｔ’との偏差ΔＴに基づき、目標機械圧縮比Ｅｔが実現されているか否かを判断するようにしたが、例えば、排気マニホルド１９の排気ガス圧力も、実際の機械圧縮比（膨張比）に応じて変化する値であり、現在の排気ガス圧力を測定し、測定された現在の排気ガス圧力と、現在の機関運転状態において目標機械圧縮比Ｅｔが実現されているときの排気ガス圧力（予めマップ化しておくことが好ましい）との偏差に基づき、目標機械圧縮比Ｅｔが実現されているか否かを判断し、目標機械圧縮比Ｅｔが実現されるように機械圧縮比を変更するようにしても良い。
　ところで、アクセルペダルの踏込み量がＳ１からＳ２へ変化して機関運転状態が変化する機関過渡時において、図１４に実線で示すように、例えば、スロットル弁１７の開度は、アクチュエータ１６により、変化前の機関運転状態に対応する第一開度ＴＡ１から変化後の機関運転状態に対応する第二開度ＴＡ２へ最速で変化させられ、吸気弁７の閉弁時期も、可変バルブタイミング機構Ｂによって、変化前の機関運転状態に対応する第一閉弁時期ＩＶＣ１から変化後の機関運転状態に対応する第二閉弁時期ＩＶＣ２へ最速で変化させられ、機械圧縮比も、可変圧縮比機構Ａによって、変化前の機関運転状態に対応する第一機械圧縮比Ｅ１から変化後の機関運転状態に対応する第二機械圧縮比Ｅ２へ最速で変化させられる。
　また、このように変化させられるスロットル弁１７の開度、吸気弁７の閉弁時期、及び、機械圧縮比に対して、図１４に実線で示すように、機関過渡時の各時刻の吸気量が推定される。こうして、各時刻の機関運転状態におけるウェイストゲートバルブ９６の目標開度は、各時刻の所望の過給圧を実現するように、推定された各時刻の吸気量に対して設定される。
　しかしながら、このように、機関過渡時の各時刻において、ウェイストゲートバルブ９６の開度を目標開度に制御しても、実際の機械圧縮比は、実線で示す意図したようには変化せず、応答遅れによって点線で示すように変化するために、機関過渡時の各時刻において意図する排気ガスの温度及び圧力が実現されないために、実際の過給圧は、機械圧縮比の応答遅れによって点線で示すように変化し、所望過給圧を実現することができない。
　それにより、本実施形態では、機関過渡時において、各時刻の機関運転状態におけるウェイストゲートバルブ９６の目標開度は、相対位置センサ２２により検出される各時刻の相対位置に基づき推定される各時刻の実際の機械圧縮比に基づき、各時刻の所望過給圧が実現されるように点線で示すように補正されるようになっている。
　具体的には、各時刻において、実際の機械圧縮比が意図した機械圧縮比より高い場合には、排気ガスの温度及び圧力は意図するより低くなるために、ウェイストゲートバルブ９６の目標開度は小さくなるように補正され、各時刻の補正量は、各時刻における実際の機械圧縮比と意図した機械圧縮比との差が大きいほど大きくされる。また、各時刻において、実際の機械圧縮比が意図した機械圧縮比より低い場合には、排気ガスの温度及び圧力は意図するより高くなるために、ウェイストゲートバルブ９６の目標開度は大きくなるように補正され、各時刻の補正量は、各時刻における実際の機械圧縮比と意図した機械圧縮比との差が大きいほど大きくされる。
　また、図１４に点線で示す実際の機械圧縮比の変化は、相対位置センサ２２により検出される各時刻の相対位置に基づき推定されたものであり、相対位置センサ２２自身の応答遅れを含んでいるために、図１４に一点鎖線で示すように、実際の機械圧縮比を正確に推定して、各時刻における正確な機械圧縮比の推定値と意図した機械圧縮比との差に基づき、ウェイストゲートバルブ９６の目標開度を補正するようにすれば、さらに正確に所望過給圧を実現することができる。
　このように、本実施形態によれば、ウェイストゲートバルブの開度を機関運転状態毎の目標開度に制御し、機関運転状態が変化していないときに又は機関過渡時において機械圧縮比を変更する際には、ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度を補正するようになっている。機械圧縮比の変更により膨張比が変化して熱効率も変化するために、排気ガスの温度及び圧力が変化する。機関運転状態が変化していないとして、ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度をそのままにすると、ターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御することができなくなってしまう。それにより、このときには、ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度を変更後の機械圧縮比に基づき補正するようになっており、ターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御することができる。
　また、機関過渡時において機械圧縮比を変更する際には、機械圧縮比の応答遅れによって、刻々変化するウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度をそのままにすると、ターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御することができなくなってしまう。それにより、このときには、刻々変化するウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度を実際の機械圧縮比に基づき補正するようになっており、ターボチャージャの過給圧を所望過給圧に制御することができる。
　９０　　ターボチャージャのコンプレッサ
　９１　　過給圧センサ
　９４　　ターボチャージャのタービン
　９５　　ウェイストゲート通路
　９６　　ウェイストゲートバルブ
　Ａ　　可変圧縮比機構
　Ｂ　　可変バルブタイミング機構

Claims (3)

  1. 　ターボチャージャを具備し、ウェイストゲートバルブの開度を機関運転状態毎の目標開度に制御し、機械圧縮比を変更する際には、前記ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度を補正することを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。
  2. 　機関運転状態が変化していないときに機械圧縮比を現在の機関運転状態に対する目標機械圧縮比へ変更する際には、前記ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度を補正しないことを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
  3. 　ノッキング発生を抑制するために機関運転状態が変化していないときに機械圧縮比を減少側に変更する際には、ノッキングが発生していなかった気筒数が多いほど前記ウェイストゲートバルブの現在の機関運転状態に対する目標開度をより増加側へ補正することを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
PCT/JP2012/076142 2012-10-09 2012-10-09 可変圧縮比機構を備える内燃機関 WO2014057534A1 (ja)

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