CN101918693A - 发动机控制装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种发动机控制装置。在通过发动机(1)和电动发电机(MG1、MG2)驱动车辆的混合动力车辆中，发动机(1)具有可变压缩比机构(A)和可变气门正时机构(B)。在发动机(1)的要求输出为边界输出(PY)以下时在将机械压缩比维持在最大机械压缩比的状态下使发动机转速变化，由此进行满足发动机的要求输出的最小燃料消耗维持控制。在发动机的要求输出超过了边界输出(PY)而增大时在使机械压缩比降低到最小压缩比以后，使发动机转矩增大。

Description

发动机控制装置
技术领域
本发明涉及发动机控制装置。
背景技术
已公知如下的车辆：在使用发动机和电动机(motor)的任一方或双驱动车辆的混合动力方式的车辆中，由具有可变压缩比机构的发动机构成发动机，求取考虑了发动机的效率、电动机的效率、动力传递系统的效率等全部的效果的全体效率变得最高的压缩比，将发动机的压缩比控制为该全体效率变得最高的压缩比。
现有技术文献：专利文献1：日本特开2004-44433号公报
但是，即使为了使全体效率变得最高而仅控制压缩比，在燃料消耗(燃費、fuel consumption rate，燃料消耗率)的改善方面也存在限度，现状是希望开发能够获得更优异的燃料消耗的车辆。
发明内容
本发明的目的在于提供一种发动机控制装置，通过控制机械压缩比和进气门的关闭正时以增大发动机的要求输出时，能够一边确保发动机的要求输出(output，输出功率)，一边获得更优异的燃料消耗，而且能够抑制振动和噪音的发生。
根据本发明，提供一种发动机控制装置，该发动机控制装置具有输出调整装置，该输出调整装置能够设定可获得相同的发动机输出的所希望的发动机转矩和发动机转速的组合，其中，具有能够改变机械压缩比的可变压缩比机构和能够控制进气门的关闭正时的可变气门正时机构，在发动机的要求输出比预定的边界输出低时在将机械压缩比维持在预定的压缩比以上的状态下使发动机转速变化，由此进行满足发动机的要求输出的最小燃料消耗维持控制，在发动机的要求输出超过了所述边界输出而增大时在使机械压缩比降低到所述预定的压缩比以下以后，进行使发动机转矩增大的输出增大控制。
附图说明
图1是发动机和输出调整装置的全体图。
图2是用于说明输出调整装置的作用的图。
图3是表示发动机的输出、发动机转矩Te和发动机转速Ne的关系等的图。
图4是用于进行车辆的运行控制的流程图。
图5是用于说明蓄电池的充放电控制的图。
图6是图1所示的发动机的全体图。
图7是可变压缩比机构的分解立体图。
图8是图解表示的发动机的侧面剖视图。
图9是表示可变气门正时机构的图。
图10是表示进气门和排气门的升程(lift)量的图。
图11是用于说明机械压缩比、实际压缩比和膨胀比的图。
图12是表示理论热效率和膨胀比的关系的图。
图13是用于说明通常循环和超高膨胀比循环的图。
图14是表示根据发动机转矩的机械压缩比等的变化的图。
图15是表示等燃料消耗线(equal fuel consumption rate line，等燃費線)和各工作线(operation line，動作線)的图。
图16是表示燃料消耗和机械压缩比的变化的图。
图17是表示等燃料消耗线和工作线的图。
图18是表示发动机的等输出线和边界输出的图。
图19是表示要求输出增大或减少时的发动机转矩Te和发动机转速Ne的变化样子的图。
图20是表示机械压缩比、进气门的关闭正时等的变化的时间图。
图21是表示发动机的要求输出增大或减少时的发动机转矩Te和发动机转速Ne的变化样子的图。
图22是表示发动机的要求输出增大、减少时的发动机转矩Te和发动机转速Ne的变化样子的图。
图23是表示机械压缩比、进气门的关闭正时等的变化的时间图。
图24用于进行运行控制的流程图。
图25是表示发动机的要求输出增大或减少时的发动机转矩Te和发动机转速Ne的变化样子的图。
图26是表示发动机的要求输出增大或减少时的发动机转矩Te和发动机转速Ne的变化样子的图。
图27是表示机械压缩比、进气门的关闭正时等的变化的时间图。
图28是用于进行运行控制的流程图。
具体实施方式
图1表示搭载于混合动力方式的车辆的火花点火式发动机1和输出调整装置2的全体图。
首先参照图1，对输出调整装置2进行简单说明。在图1所示的实施例中，输出调整装置2，由作为电动机和发电机工作的一对电动发电机MG1、MG2和行星齿轮机构3构成。该行星齿轮机构3具有太阳轮4、齿圈5、配置于太阳轮4和齿圈5之间的行星轮6、担载行星轮6的行星架7。太阳轮4连接于电动发电机MG1的旋转轴8，行星架7连接于发动机1的输出轴9。另外，齿圈5的一方连接于电动发电机MG2的旋转轴10，在另一方经由带11而连接于被连接于驱动轮的输出轴12。因此可知，若齿圈5旋转，则与此相伴，将使得输出轴12旋转。
各电动发电机MG1、MG2包括：具有安装于各自对应的旋转轴8、10上的并且在外周面上安装了多个永磁体的转子13、15和卷设有形成旋转磁场的励磁线圈的定子14、16的交流同步电动机。各电动发电机MG1、MG2的定子14、16的励磁线圈，连接于各自对应的电动机驱动控制电路17、18，这些电动机驱动控制电路17、18连接于产生直流高电压的蓄电池19。在图1所示的实施例中，电动发电机MG2主要作为电动机工作，而电动发电机MG1主要作为发电机工作。
电子控制单元20包括数字计算机，具有由双向总线21相互连接的ROM(只读存储器)22、RAM(随机存储器)23、CPU(微处理器)24、输入端口25和输出端口26。在加速踏板27连接有产生与加速踏板27的踩下量L成比例的输出电压的负荷传感器28，负荷传感器28的输出电压通过对应的AD转换器25a输入输入端口25。而且，在输入端口25连接有曲轴每转动例如15°产生输出脉冲的曲轴转角传感器29。另外，表示蓄电池19的充放电电流的信号和其它各种信号通过对应的AD转换器25a输入输入端口25。另一方面，输出端口26连接于各电动机驱动控制电路17、18，并且经由对应的驱动电路26a连接到发动机1要控制的元件，例如燃料喷射阀等。
在驱动电动发电机MG2时，蓄电池19的直流高电压在电动机驱动控制电路18中变换为频率为fm、电流值为Im的三相交流，该三相交流被供给定子16的励磁线圈。该频率fm是使通过励磁线圈产生的旋转磁场与转子15的旋转同步旋转所需要的频率，该频率fm基于旋转轴10的转速而由CPU24算出。在电动机驱动控制电路18，该频率fm被设为三相交流的频率。另一方面，电动发电机MG2的输出转矩与三相交流的电流值Im大致成比例。该电流值Im基于电动发电机MG2的要求输出转矩而在CPU24中算出，在电动机驱动控制电路18将该电流值Im设为三相交流的电流值。
此外，若设为通过外力驱动电动发电机MG2的状态，则电动发电机MG2作为发电机工作，此时产生的电力被再生至蓄电池19。在通过外力驱动电动发电机MG2时的要求驱动转矩在CPU24中算出，使电动机驱动控制电路18工作以将该要求驱动转矩作用于旋转轴10。
这样的对电动发电机MG2的驱动控制对于电动发电机MG1也同样地进行。即，在驱动电动发电机MG1时，将蓄电池19的直流高电压在电动机驱动控制电路17中变换为频率为fm、电流值为Im的三相交流，该三相交流被供给定子14的励磁线圈。此外，若设为通过外力驱动电动发电机MG1的状态，则电动发电机MG1作为发电机工作，此时产生的电力被再生至蓄电池19。此时使电动机驱动控制电路17工作以将算出的要求驱动转矩作用于旋转轴8。
其次参照图解性地示出行星齿轮机构3的图2(A)，对作用于各轴8、9、10的转矩的关系和各轴8、9、10的转速的关系进行说明。
在图2(A)中r1示出太阳轮4的节圆(pitch circle)的半径，r2示出齿圈5的节圆的半径。现在设如图2(A)所示的状态下向发动机1的输出轴9施加转矩Te，而在行星轮6的旋转中心部产生朝向输出轴9的旋转方向的力F。此时在与行星轮6的啮合部，在太阳轮4和齿圈5上分别作用与力F相同方向的力F/2。其结果，在太阳轮4的旋转轴8作用转矩Tes(＝(F/2)·r1)，在齿圈5的旋转轴10上作用转矩Ter(＝(F/2)·r2)。另一方面，作用于发动机1的输出轴9的转矩Te由F·(r1+r2)/2表示，所以作用于太阳轮4的旋转轴8的转矩Tes若用r1、r2、Te来表示，则成为Tes＝(r1/(r1+r2))·Te，作用于齿圈5的旋转轴10上的转矩Ter若用r1、r2、Te来表示，则成为Ter＝(r2/(r1+r2))·Te。
即，在发动机1的输出轴9上产生的转矩Te按照r1∶r2的比分配为作用于太阳轮4的旋转轴8的转矩Tes和作用于齿圈5的旋转轴10上的转矩Ter。此时，由于r2＞r1，所以作用于齿圈5的旋转轴10上的转矩Ter必定比作用于太阳轮4的旋转轴8的转矩Tes大。而且，若将太阳轮4的节圆的半径r1/齿圈5的节圆的半径r2、即太阳轮4的齿数/齿圈5的齿数设为ρ，则转矩Tes表示为Tes＝(ρ/(1+ρ))·Te，Ter表示为Ter＝(1/(1+ρ))·Te。
另一方面，若设发动机1的输出轴9的旋转方向、即图2(A)中箭头所示的转矩Te的作用方向为正转方向，则在使行星架7的旋转停止了的状态下使太阳轮4向正转方向旋转时，齿圈5向反对方向旋转。此时太阳轮4和齿圈5的转速比成为r2∶r1。图2(B)的虚线Z1图解性地表示此时的转速的关系。而且，在图2(B)中，纵轴相对于零(0)上方表示正转方向，下方表示逆转方向。而且，在图2(B)中，S表示太阳轮4，C表示行星架7，R表示齿圈5。如图2(B)所示，设行星架C和齿圈R之间的间隔为r1，设行星架C和太阳轮S之间的间隔为r2，用黑圆点表示太阳轮S、行星架C和齿圈R的转速，则表示各转速的点位于虚线Z1所示的一直线上。
另一方面，若使太阳轮4、齿圈5、行星轮6之间的相对旋转停止而使行星架7向正转方向旋转，则太阳轮4、齿圈5和行星架7向正转方向以同一旋转速度旋转。此时的转速的关系由虚线Z2表示。因此，实际的转速的关系由使虚线Z1重叠于虚线Z2的实线Z而表示，如此表示太阳轮S、行星架C和齿圈R的转速的点位于由实线Z所表示的一直线上。因此，若太阳轮S、行星架C和齿圈R中的任两个的转速决定了，则其余的一个的转速也就自己决定了。而且，若使用上述的r1/r2＝ρ的关系，则如图2(B)所示，太阳轮S和行星架C的间隔、行星架C和齿圈R的间隔成为1∶ρ。
图2(C)图解性地示出太阳轮S、行星架C和齿圈R的转速、作用于太阳轮S、行星架C和齿圈R的转矩。图2(C)的纵轴和横轴与图2(B)相同，此外，图2(C)所示的实线对应于图2(B)所示实线。另一方面，在图2(C)中表示转速的各黑圆点上标记了作用于对应的旋转轴的转矩。而且，在各转矩中，若转矩的作用方向和旋转方向相同的情况下，示出对于对应的旋转轴施加了驱动转矩的情况，若转矩的作用方向和旋转方向相反的情况下，示出对应的旋转轴施加转矩的情况。
在图2(C)所示的例子中，发动机转矩Te作用于行星架C，该发动机转矩Te被分配为施加于齿圈R的转矩Ter和施加于太阳轮S的转矩Tes。在齿圈R的旋转轴10上，作用有所分配的发动机转矩Ter、电动发电机MG2的转矩Tm2以及用于驱动车辆的车辆驱动转矩Tr，这些转矩Ter、Tm2、Tr相平衡。在图2(C)所示的情况下，转矩Tm2的转矩的作用方向和旋转方向相同，所以该转矩Tm2成为对齿圈R的旋转轴10施加驱动转矩，因此，此时电动发电机MG2作为驱动电动机工作。在图2(C)所示的情况下，此时所分配的发动机转矩Ter和由电动发电机MG2产生的转矩Tm2之和与车辆驱动转矩Tr相等。因此，此时车辆由发动机1和电动发电机MG2驱动。
另一方面，在太阳轮5的旋转轴8上，作用有所分配的发动机转矩Tes、电动发电机MG1的转矩Tm1，这些转矩Tes、Tm1相平衡。在图2(C)所示的情况下，转矩Tm1的转矩的作用方向和旋转方向相反，所以该转矩Tm1为从齿圈R的旋转轴10施加驱动转矩，因此，此时电动发电机MG1作为发电机工作。即，此时所分配的发动机转矩Tes和用于驱动电动发电机MG1的转矩相等。因此，此时电动发电机MG1由发动机1驱动。
在图2(C)中，Nr、Ne、Ns分别表示齿圈R的旋转轴10、行星架C的旋转轴即驱动轴9、太阳轮S旋转轴8的转速，因此，各轴8、9、10的转速的关系和作用于各轴8、9、10的转矩的关系，从图2(C)一目了然。图2(C)称作列线图(nomogram)，图2(C)所示的实线称为动作列线(operationalline)。
如图2(C)所示，若设车辆驱动转矩为Tr，齿圈5的转速为Nr，则用于驱动车辆的车辆驱动输出Pr表示为Pr＝Tr·Nr。另外，此时的发动机1的输出(功率)Pe由发动机转矩Te和发动机转速Ne的积Te·Ne表示。另一方面，此时电动发电机MG1的发电能量同样地由转矩和转速的积表示，因此，电动发电机MG1的发电能量为Tm1·Ns。另外，电动发电机MG2的驱动能量也由转矩和转速的积表示，因此，电动发电机MG2的驱动能量为Tm2·Nr。在此，若设电动发电机MG1的发电能量Tm1·Ns与电动发电机MG2的驱动能量Tm2·Nr相等，以由电动发电机MG1发电的电力来驱动电动发电机MG2，则发动机1的全部输出Pe用于车辆驱动输出Pr。此时，Pr＝Pe，因此，Tr·Nr＝Te·Ne。即，发动机转矩Te变换为车辆驱动转矩Tr。因此，输出调整装置2进行转矩变换作用。而且，实际由于存在发电损失和/或齿轮传递损失，所以不能将发动机1的全部输出Pe用于车辆驱动输出Pr，而输出调整装置2仍进行转矩变换作用。
图3(A)示出发动机1的等输出线Pe1～Pe9，在各输出的大小之间的关系为：Pe1＜Pe2＜Pe3＜Pe4＜Pe5＜Pe6＜Pe7＜Pe8＜Pe9。而且，图3(A)的纵轴表示发动机转矩Te，图3(A)的横轴表示发动机转速Ne。从图3(A)可知，存在无数个满足为驱动车辆所要求的发动机1的要求输出Pe的发动机转矩Te和发动机转速Ne的组合，在该情况下无论如何选择发动机转矩Te和发动机转速Ne的组合，在输出调整装置2中都可以将发动机转矩Te变换为车辆驱动转矩Tr。因此，若使用该输出调整装置2，能够设定能得到相同的发动机输出Pe的所期望的发动机转矩Te和发动机转速Ne的组合。在本发明中，如后所述，设定能够一边确保发动机1的要求输出Pe同时可获得最佳的燃料消耗的发动机转矩Te和发动机转速Ne的组合。图3(A)所示的关系预先存储于ROM22内。
图3(B)示出加速踏板27的等加速踏板开度线、即等踩踏量线L，对于各等踩踏量线L分别用百分比示出踩踏量L。而且，图3(B)的纵轴表示对车辆驱动所要求的要求车辆驱动转矩TrX，图3(B)的横轴表示齿圈5的转速Nr。从图3(B)可知，要求车辆驱动转矩TrX由加速踏板27的踩踏量L与此时的齿圈5的转速Nr决定。图3(B)所示的关系预先存储于ROM22内。
下面参照图4说明用于使车辆运行的基本的控制例程。而且该例程由每隔一定时间的中断而执行。
参照图4，首先，在步骤S100中检测出齿圈5的转速Nr。接着在步骤S101读入加速踏板27的踩踏量L。其次在步骤S102由图3(B)所示的关系算出要求车辆驱动转矩TrX。其次在步骤S103通过使要求车辆驱动转矩TrX和齿圈5的转速Nr相乘而算出要求车辆驱动输出Pr(＝TrX·Nr)。其次在步骤S104向要求车辆驱动输出Pr加算为了蓄电池19的充放电而应增大或减小的发动机输出Pd、以及为辅机的驱动所需要的发动机输出Ph而算出对发动机1所要求的输出Pn。而且，用于蓄电池19的充放电的发动机输出Pd通过如后述的图5(B)所示的例程而算出。
其次在步骤S105使对发动机1所要求的输出Pr除以输出调整装置2中的转矩变换的效率ηt而算出最终的发动机1的要求输出Pe(＝Pn/ηt)。其次在步骤S106中，由图3(A)所示的关系，设定满足发动机的要求输出Pe并且可获得最小燃料消耗(minimum fuel consumption)的要求发动机转矩TeX和要求发动机转速NeX等。该要求发动机转矩TeX和要求发动机转速NeX等的设定在后述的图24及图28所示例程中进行。而且，本明中所谓最小燃料消耗是指不仅发动机1的效率还考虑了输出调整装置2的齿轮传递效率等情况下的最小燃料消耗。
其次在步骤S107由要求车辆转矩TrX和要求发动机转矩TeX算出电动发电机G2的要求转矩Tm2X(＝TrX-Ter＝TrX-TeX/(1+ρ))。其次在步骤S108中由齿圈5的转速Nr和要求发动机转速NeX算出太阳轮4的要求转速NsX。而且，由图2(C)所示关系(NeX-Ns)∶(Nr-NeX)＝1∶ρ，所以太阳轮4的要求转速NsX如在图4的步骤S108中所示表示为：Nr-(Nr-NeX)·(1+ρ)/ρ。
其次在步骤S109中，控制电动发电机MG1以使得电动发电机MG1的转速成为要求转速NsX。若电动发电机MG1的转速成为要求转速NsX，则发动机转速Ne成为要求发动机转速NeX，因此，发动机转速Ne由电动发电机MG1而被控制为要求发动机转速NeX。其次在步骤S110中，控制电动发电机MG2以使得电动发电机MG2的转矩成为要求转矩Tm2X。其次在步骤S111中，算出为获得要求发动机转矩TeX所需要的燃料喷射量和/或设为目标的节气门的开度等，在步骤S112中基于它们而进行发动机1的控制。
可是，在混合动力方式的车辆中，需要总是将蓄电池19的充电量维持在一定量以上，于是本发明所涉及的实施例中，如图5(A)所示将充电量SOC维持在下限值SC1和上限值SC2之间。即，在本发明所涉及的实施例中，若充电量SOC低于下限值SC1，则为了增大发电量而强制地提高发动机输出，若充电量SOC超出上限值SC2，则为了增大由电动发电机的电力消耗量而强制地降低发动机输出。而且，充电量SOC例如由累计蓄电池19的充放电电流I而算出。
图5(B)示出蓄电池19的充放电的控制例程，该例程由每隔一定时间的中断而执行。
参照图5(B)，首先，步骤S102中，使充电量SOC与蓄电池19的充放电电流I相加。该电流值I在充电时设为正，在放电时设为负。其次在步骤S121中，判断是否在强制对蓄电池19充电期间，若不为强制的充电期间，则进入步骤S122而判断充电量SOC是否比下限值SC1低。若SOC＜SC1，则进入步骤S124，在图4的步骤S104中的发动机输出Pd设为预先设定的值Pd1。此时强制地使发动机输出增大，强制地对蓄电池19充电。若对蓄电池19强制充电，则从步骤S121进入步骤S123而判断强制的充电作用是否结束了，进入步骤S124直到强制的充电作用结束。
另一方面，在步骤S122中判断为SOC≥SC1时，则进入步骤S125而判断是否在强制从蓄电池19放电期间。在不是强制的放电期间时进入步骤S126而判断充电量SOC是否超出上限值SC2。若SOC＞SC2，则进入步骤S128，在图4的步骤S104中的发动机输出Pd设为预先设定的值-Pd2。此时强制地使发动机输出减小，强制地使蓄电池19放电。若使蓄电池19强制放电，则从步骤S125进入步骤S127而判断强制的放电作用是否结束了，进入步骤S128直到强制的放电作用结束。
其次参照图6对图1所示的火花点火式发动机进行说明。
参照图6，附图标记30表示曲轴箱、31表示气缸体、32表示气缸盖、33表示活塞、34表示燃烧室、35表示配置在燃烧室34的顶面中央部的火花塞、36表示进气门、37表示进气口、38表示排气门、39表示排气口。进气口37通过进气支管40被连接到调整槽(surge tank，稳压箱)41，在各进气支管40分别配置用于向对应的进气口37内喷射燃料的燃料喷射阀42。另外，也可代替将燃料喷射阀42安装于各进气支管40，而将燃烧喷射阀42配置在各燃烧室34内。
调整槽41通过进气道43被连接到空气滤清器44，在进气道43内配置由致动器45驱动的节气门46和使用例如热线(红外线，hot wire)的吸入空气量检测器47。另一方面，排气口39通过排气歧管48被连接到内置了例如三元催化剂的催化剂转换器49，在排气歧管48内配置空燃比传感器49a。
另一方面，在如图6所示的实施例中，在曲轴箱30和气缸体31的连接部设置有可变压缩比机构A，该可变压缩比机构A可通过改变曲轴箱30和气缸体31的气缸轴线方向的相对位置来改变活塞33位于压缩上止点时的燃烧室34的容积；另外，还设置有为了控制实际供给到燃烧室34内的吸入空气量而能够控制进气门7的关闭正时的可变气门正时机构B。
图7表示图6中所示的可变压缩比机构A的分解立体图。图8表示图解表示的发动机1的侧面剖视图。参照图7，在气缸体31的两侧壁的下方形成有相互隔着间隔的多个突出部50，在各突出部50内分别形成有截面圆形的凸轮插入孔51。另一方面，在曲轴箱30的上壁面上形成有相互隔着间隔且分别嵌合在对应的突出部50之间的多个突出部52，在这些各突出部52内也分别形成有截面圆形的凸轮插入孔53。
如图7所示设置有一对凸轮轴54、55，在各凸轮轴54、55上每隔一段固定有一可旋转地插入各凸轮插入孔51内的圆形凸轮56。这些圆形凸轮56成为与各凸轮轴54、55的旋转轴线同轴。另一方面，在各圆形凸轮56之间，延伸着如在图8中用剖面线所示相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线偏心配置的偏心轴57，在该偏心轴57上偏心地且可旋转地安装有别的圆形凸轮58。如图7所示这些圆形凸轮58配置在各圆形凸轮56之间，这些圆形凸轮58可旋转地插入对应的各凸轮插入孔53内。
若从图8(A)中所示的状态使固定在各凸轮轴54、55上的圆形凸轮56如图8(A)中实线的箭头所示地向相互相反的方向旋转，则偏心轴57朝下方中央移动，因此，圆形凸轮58在凸轮插入孔53内如图8(A)的虚线的箭头所示向与圆形凸轮56相反的方向旋转，若如图8(B)所示偏心轴57移动到下方中央，则圆形凸轮58的中心向偏心轴57的下方移动。
如比较图8(A)和图8(B)可知，曲轴箱30和气缸体31的相对位置由圆形凸轮56的中心和圆形凸轮58的中心之间的距离确定，圆形凸轮56的中心和圆形凸轮58的中心的距离变得越大，则气缸体31离曲轴箱30越远。若气缸体31从曲轴箱30离开，则活塞33位于压缩上止点时的燃烧室34的容积增大，因此，通过使各凸轮轴54、55旋转可以改变活塞33位于压缩上止点时的燃烧室34的容积。
如图7所示，为了使各凸轮轴54、55向彼此相反方向旋转，在驱动马达59(驱动电机)的旋转轴安装有各自螺旋方向相反的一对蜗轮61、62。与这对蜗轮61、62啮合的齿轮63、64分别固定于各凸轮轴54、55的端部。在该实施例中，通过驱动驱动马达59，可以在宽范围改变活塞33位于压缩上止点时的燃烧室34的容积。另外，图6～图8所示的可变压缩比机构A是表示一个例子，也可以使用任何形式的可变压缩比机构。
另一方面，图9表示图6中安装在用于驱动进气门36的凸轮轴70的端部的可变气门正时机构B。参照图9，该可变气门正时机构B具有：由发动机1的输出轴9通过正时带而被使得向箭头方向旋转的正时(同步)带轮71、与正时带轮71一起旋转的圆筒形外壳72、与进气门驱动用凸轮轴70一起旋转且相对于圆筒形外壳72可相对旋转的旋转轴73、从圆筒形外壳72的内周面延伸到旋转轴73的外周面的多个分隔壁74、和在各分隔壁74之间从旋转轴73的外周面延伸到圆筒形外壳72的内周面的叶片(vane)75；在各叶片75的两侧分别形成有提前角用油压室76和延迟角用油压室77。
向各油压室76、77的工作油的供给控制由工作油供给控制阀78进行。该工作油供给控制阀78具有：分别被连接到各油压室76、77的油压口79、80，从油压泵81排出的工作油的供给口82，一对排油口(drain port)83、84，和进行各口79、80、82、83、84之间的连通、隔断控制的滑阀(spoolvalve)85。
在应使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前时，在图9中使滑阀85向右方移动，从供给口82供给的工作油通过油压口79被供给到提前角用油压室76，并且，延迟角用油压室77内的工作油从排油口84被排出。此时，使旋转轴73相对于圆筒形外壳72向箭头方向相对旋转。
与此相对，在应使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位延迟时，在图9中使滑阀85向左方移动，从供给口82供给的工作油通过油压口80被供给到延迟角用油压室77，并且，提前角用油压室76内的工作油从排油口83被排出。此时，使旋转轴73相对于圆筒形外壳72向与箭头相反方向相对旋转。
在使旋转轴73相对于圆筒形外壳72相对旋转时，若滑阀85返回图9中所示的中立位置，则使旋转轴73的相对旋转动作停止，旋转轴73保持在此时的相对旋转位置。因此，可以用可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前期望量，可以用可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位延迟期望量。
在图10中，实线表示：由可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前(提前量)最大时；虚线表示：使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位延迟最大时。因此，进气门36的打开时间可在图10中用实线表示的范围和用虚线表示的范围之间任意设定，因此，进气门36的关闭正时也可任意设定在图10中用箭头C表示的范围内的任意曲轴转角。
图6和图9中所示的可变气门正时机构B是表示一例子，也可以使用：例如可以在将进气门的打开正时维持恒定的状态下仅改变进气门的关闭正时的可变气门正时机构等各种形式的可变气门正时机构。
接着，参照图11对本申请中所使用的术语的意思进行说明。另外，图11的(A)、(B)、(C)中为了说明示出了燃烧室容积为50ml且活塞的行程容积为500ml的发动机，在这些图11的(A)、(B)、(C)中，燃烧室容积表示活塞位于压缩上止点时的燃烧室的容积。
图11(A)对机械压缩比进行了说明。机械压缩比为仅由压缩行程时的活塞的行程容积和燃烧室容积机械地确定的值，该机械压缩比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积表示。在图11(A)所示的例子中该机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml＝11。
图11(B)对实际压缩比进行了说明。该实际压缩比为由从实际开始压缩作用时到活塞到达上止点的实际活塞行程容积和燃烧室容积确定的值；该实际压缩比由(燃烧室容积+实际的行程容积)/燃烧室容积表示。即如图11(B)所示在压缩行程即使活塞开始上升而在进气门开着的期间也不进行压缩作用，从进气门关闭了时起开始实际的压缩作用。因此，实际压缩比使用实际的行程容积如上述表示。在图11(B)中所示的例子中实际压缩比为(50ml+450ml)/50ml＝10。
图11(C)对膨胀比进行了说明。膨胀比为由膨胀行程时的活塞的行程容积和燃烧室容积确定的值，该膨胀比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积表示。在图11(C)中所示的例子中该膨胀比为(50ml+500ml)/50ml＝11。
接着，参照图12和图13对作为本发明中所使用的超高膨胀比循环进行说明。另外，图12表示理论热效率和膨胀比和实际压缩比ε的关系，图13表示本发明中根据要求发动机转矩Te分别使用的通常的循环和超高膨胀比循环的比较。
图13(A)表示：在进气门在下止点附近关闭且从大致进气下止点附近开始由活塞产生的压缩作用的情况下的通常循环。该图13(A)表示的例子也与图11的(A)、(B)、(C)中所示的例子同样地，将燃烧室容积设为50ml、活塞的行程容积设为500ml。如由图13(A)可知那样在通常循环中机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml＝11、实际压缩比也大致为11、膨胀比也为(50ml+500ml)/50ml＝11。即，在通常的内燃机中，机械压缩比、实际压缩比和膨胀比为大致相等。
图12中的实线表示：实际压缩比ε和膨胀比大致相等的情况下的、即通常循环(cycle)中的理论热效率的变化。可知：在这种情况下，膨胀比变得越大即实际压缩比变得越高则理论热效率变得越高。因此，在通常的循环中要提高理论热效率，只要提高实际压缩比即可。但是，因在发动机高负荷运行时产生爆振的制约，实际压缩比ε即膨胀比最大也只能提高到12左右，这样一来，在通常循环中不能充分提高理论热效率。
另一方面，在这样的情况下，对严格区分机械压缩比和实际压缩比ε来提高理论热效率进行了研究，其结果发现了：理论热效率受膨胀比支配，若实际压缩比ε升高到某一程度，则实际压缩比ε对理论热效率几乎不产生影响。即，若提高实际压缩ε则爆发力提高，但是为了进行压缩需要大量的能量，这样一来，即使提高实际压缩比ε，理论热效率也几乎不会变高。与此相对，若加大膨胀比，则在膨胀行程时对活塞作用压下力的时间变长，这样一来，活塞对曲轴施加旋转力的时间变长。因此，若膨胀比变得越大则理论热效率变得越高。图12的虚线表示将实际压缩比ε分别固定在5、6、7、8、9、10的状态下提高了膨胀比的情况下的理论热效率。在图12中黑圆点表示将实际压缩比ε设为5、6、7、8、9、10时的理论热效率的峰值的位置。从图12可知：将实际压缩比ε维持在例如10这样的低值的状态下提高膨胀比时的理论热效率的上升量、与如图12中的实线所示那样使实际压缩比ε也随着膨胀比增大的情况下的理论热效率的上升量没有大的差别。
这样，若将实际压缩比ε维持在低的值，则不会产生爆振(knocking)，因此，若在将实际压缩比ε维持在低的值的状态下提高膨胀比，则可防止爆振的产生同时可大幅提高理论热效率。在图13(B)中表示如下情况下的一例子：使用可变压缩比机构A和可变气门正时机构B使实际压缩比ε维持在低的值的同时提高膨胀比。
参照图13(B)，在该例子中，由可变压缩比机构A使燃烧室容积从50ml减少到20ml。另一方面，由可变气门正时机构B延迟进气门的关闭正时使得实际的活塞行程容积从500ml变为200ml。其结果，在本例子中，实际压缩比变为(20ml+200ml)/20ml＝11，膨胀比变为(20ml+500ml)/20ml＝26。在图13(A)中所示的通常的循环中如前述实际压缩比大致为11而膨胀比为11，与这种情况相比可知：在图13(B)中所示的情况下仅膨胀比被提高到26。这就是其被称为超高膨胀比循环的原因。
如前所述，若提高膨胀比，则理论热效率提高，燃料消耗改善。因此，优选地在尽可能宽广的运行区域中提高膨胀比。但是，在图13(B)中所示的超高膨胀比循环中，压缩行程时的实际活塞行程容积被减小，因此，可吸入燃烧室34内的吸入空气量变少，因此，该超高膨胀比循环仅可在供给到燃烧室34内的吸入空气量少时、即发动机转矩Te比较低时采用。因此，在本发明的实施例中，在要求发动机转矩Te低时设为图13(B)中所示的超高膨胀比循环，在要求发动机转矩Te高时设为图13(A)中所示的通常的循环。
接着，参照图14，对根据要求发动机转矩Te如何控制发动机1进行说明。
在图14中示出了：根据要求发动机转矩Te的机械压缩比、膨胀比、进气门36的关闭正时、实际压缩比、吸入空气量、节气门46的开度和燃料消耗的各自变化。燃料消耗表示车辆在预定的行驶模式下行驶了预定的行驶距离时的燃料消耗量，因此表示燃料消耗的值随着燃料消耗越变良好而越变小。另外，在根据本发明的实施例中，为了可用催化剂转换器49内的三元催化剂同时降低排气中的未燃HC、CO和NOx，通常在燃烧室34内的平均空燃比基于空燃比传感器49a的输出信号被反馈控制为理论空燃比。图12示出如此将燃烧室34内的平均空燃比设为理论空燃比时的理论热效率。
另一方面，如此，在本发明的实施例中，由于燃烧室34内的平均空燃比被控制为理论空燃比，所以发动机转矩Te与被供给燃烧室34内的吸入空气量成比例，因此，如图14中所示，发动机转矩Te越降低，则越使吸入空气量减少。因此，为了使得要求发动机转矩Te越降低则吸入空气量越减少，如在图14中实线所示进气门36的关闭正时被延迟。如此通过使进气门36的关闭正时延迟来控制吸入空气量期间，节气门46被保持在全开状态。另一方面，若要求发动机转矩Te变得比某一值Te1低，则就不再能够通过控制进气门36的关闭正时来将吸入空气量控制为必要的吸入空气量。因此，在要求发动机转矩Te变得比该值Te1、即界限值Te1低时，进气门36的关闭正时被保持为界限值Te1时的界限关闭正时，在此时由节气门46控制吸入空气量。
另一方面，如前所述，在要求发动机转矩Te低时，采用超高膨胀比循环，因此，如图14所示，在要求发动机转矩Te低时，通过提高机械压缩比来提高膨胀比。但是，在如图12所示例如实际压缩比ε设为10的情况下，膨胀比为35左右时，理论热效率成为峰值。因此，在要求发动机转矩Te低时，优选地提高机械压缩比直到膨胀比为35左右。但是为提高机械压缩比直到膨胀比为35左右在结构上存在制约，所以比较困难。于是，在本发明的实施例中，在要求发动机转矩Te低时，将机械压缩比设为结构上可能的最大机械压缩比以获得尽可能高的膨胀比。
另一方面，若在将机械压缩比维持为最大机械压缩比的状态下为了增大吸入空气量而提前进气门36的关闭正时，则实际压缩比变大。但是实际压缩比存在最大也就是维持在12以下的必要。因此，在要求发动机转矩Te变高而使吸入空气量增大时，使机械压缩比降低以将实际压缩比维持在最佳的实际压缩比。在本发明的实施例中，如图14所示，在要求发动机转矩Te超过界限值Te2时，以实际压缩比维持在最佳的实际压缩比的方式随着要求发动机转矩Te增大而使机械压缩比降低。
若要求发动机转矩Te变高，则使机械压缩比降低直到最低机械压缩比，此时成为图13(A)中所示的通常的循环。
此外，在本发明的实施例中，在发动机转速Ne低时，实际压缩比ε设为9～11之间。但是，若发动机转速Ne变高，则在燃烧室34内的混合气中产生紊流，所以变得难以产生爆振，因此，在本发明的实施例中，发动机转速Ne越高，则实际压缩比ε变得越高。
另一方面，在本发明的实施例中，在采用超高膨胀比循环时的膨胀比设为26～30。另一方面，在图12中，实际压缩比ε＝5表示实际上可使用的实际压缩比的下限，在此情况下，膨胀比为大致20时，理论热效率成为峰值。随着实际压缩比ε变得比5大，则理论热效率成为峰值的膨胀比变得比20高，因此，若考虑在实用上能够使用的实际压缩比ε，可认为优选的是膨胀比为20以上。因此，在本发明的实施例中，以使膨胀比变为20以上的方式形成可变压缩比机构A。
另外，在图14所示的例子中，使机械压缩比根据要求发动机转矩Te而连续地变化。但是，也可以使机械压缩比根据要求发动机转矩Te而阶段性地变化。
另一方面，如在图14中虚线所示，可通过随着要求发动机转矩Te的降低提前进气门36的关闭正时来控制吸入空气量。因此，若表现为可包含图14中由实线表示的情况和由虚线表示的情况中任一种情况，则在根据本发明的实施例中，使进气门36的关闭正时随着要求发动机转矩Te的降低，而向从进气下止点BDC离开的方向移动直到能够控制被供给燃烧室34内的吸入空气量的界限关闭正时。
另外，若膨胀比增高，则理论热效率提高，燃料消耗变为良好，即，燃料消耗(值)变小。因此，在图14中，在要求发动机转矩Te为界限值Te2以下时，燃料消耗变为最小。但是，在界限值Te1和界限值Te2之间，随着要求发动机转矩Te变小，实际压缩比降低，所以燃料消耗稍稍变差，即，燃料消耗变大。另外，在要求发动机转矩Te比界限值Te1低的区域中，因为使节气门46关闭，所以燃料消耗变得更大。另一方面，若要求发动机转矩Te变得比界限值Te2高，则膨胀比降低，因此，随着要求发动机转矩Te变高，燃料消耗变大。因此，在要求发动机转矩Te为界限值Te2时，即在由要求发动机转矩Te的增大而使机械压缩比降低的区域与机械压缩比被维持为最大机械压缩比的区域的边界，燃料消耗变为最小。
燃料消耗变为最小的发动机转矩Te的界限值Te2根据发动机转速Ne而发生若干变化，但是总之如果能预先将发动机转矩Te保持于界限值Te2就可以获得最小的燃料消耗。在本明，即使发动机1的要求输出Pe发生变化，为将发动机转矩Te维持于界限值Te2而使用输出调整装置2。
下面参照图15说明发动机1的控制方法。
图15中纵轴表示发动机转矩Te，横轴表示发动机转速Ne，示出了用2维表示的等燃料消耗线a1、a2、a3、a4、a5、a6、a7、a8。该等燃料消耗线a1～a8是将图6所示的发动机1如图14所示控制的情况下所得到的等燃料消耗线，随着从a1朝向a8，燃料消耗变高。即，a1的内部为燃料消耗最小的区域，在a1的内部区域的O1表示的点为燃料消耗最小的运行状态。6图中所示的发动机1中，燃料消耗成为最小的O1点是发动机转矩Te低并且发动机转速Ne为大致2000rpm时。
在图15中实线K1，表示发动机转矩Te成为图14所示的界限值Te2、即燃料消耗为最小时的发动机转矩Te和发动机转速Ne之间的关系。因此，若将发动机转矩Te和发动机转速Ne设定为实线K1上的发动机转矩Te和发动机转速Ne，则燃料消耗变为最小，这样实线K1就被称作最小燃料消耗工作线。该最小燃料消耗工作线K1通过点O1呈向发动机转速Ne的增大方向延伸的曲线的形状。
从图15可知，在最小燃料消耗工作线K1上，发动机转矩Te基本上不发生变化，因此，在发动机1的要求输出Pe增大了时，通过提高发动机转速Ne，而满足发动机1的要求输出Pe。在该最小燃料消耗工作线K1上，机械压缩比被固定于最大机械压缩比，进气门36的关闭正时被固定于可获得所必要的吸入空气量的正时。
根据发动机的设计，可以设定成使该最小燃料消耗工作线K1沿向发动机转速Ne的增大方向笔直地延伸直到发动机转速Ne成为最大。但是，若发动机转速Ne增大，则由摩擦增大而造成的损失变大。因此，在图6所示的发动机1中，与发动机1的要求输出Pe增大时在将机械压缩比维持于最大机械压缩比的状态下仅发动机转速Ne增大的情况下相比，在伴随着发动机转速Ne的增大而增大发动机转矩Te的情况下，虽然理论热效率由机械压缩比的降低而降低，但是实际热效率(正味熱効率)变高。即，在图6所示的发动机1中，在发动机转速Ne变高时，与仅使发动机转速Ne增大的情况下相比，在使发动机转速Ne和发动机转矩Te都增大的情况下，燃料消耗变小。
因此，在根据本发明的实施例中，最小燃料消耗工作线K1在图15中如K1’所示，若发动机转速Ne变高，则伴随着发动机转速Ne的增大，而向高发动机转矩Te侧延伸。在该最小燃料消耗工作线K1’上，随着从最小燃料消耗工作线K1离开，进气门36的关闭正时接近吸气下止点，使机械压缩比从最大机械压缩比降低。
如上所述，在根据本发明的实施例中，燃料消耗为最小时的发动机转矩Te和发动机转速Ne之间的关系，若作为这些发动机转矩Te和发动机转速Ne的函数而以二维表示，则作为呈沿发动机转速Ne增大的方向而延伸的曲线的形状的最小燃料消耗工作线K1而显示，为使燃料消耗为最小，优选地只要能满足发动机1的要求输出Pe，使发动机转矩Te和发动机转速Ne沿该最小燃料消耗工作线K1变化。
因此，在根据本发明的实施例中，只要能满足发动机1的要求输出Pe，根据发动机1的要求输出Pe的变化而使发动机转矩Te和发动机转速Ne沿最小燃料消耗工作线K1变化。虽然是当然的，该最小燃料消耗工作线K1自身并不预先存储于ROM22内，表示最小燃料消耗工作线K1、K1’的发动机转矩Te和发动机转速Ne的关系预先存储于ROM22内。而且，在根据本发明的实施例中，使发动机转矩Te和发动机转速Ne在最小燃料消耗工作线K1的范围内沿最小燃料消耗工作线K1变化，但是发动机转矩Te和发动机转速Ne的变化范围也可扩张到最小燃料消耗工作线K1’上。
其次，对这些最小燃料消耗工作线K1、K1’以外的工作线进行说明。
参照图15，在作为发动机转矩Te和发动机转速Ne的函数以二维表示时，相比于最小燃料消耗工作线K1、K1’在高发动机转矩Te侧，设定有以虚线K2所示的高转矩工作线。实际上，预先设定表示该高转矩工作线K2的发动转矩Te和发动机转速Ne的关系，将该关系预先存储于ROM22内。
其次参照图17对该高转矩工作线K2进行说明。图17的纵轴表示发动机转矩Te，横轴表示发动机转速Ne，示出了用2维表示的等燃料消耗线b1、b2、b3、b4。该等燃料消耗线b1～b4示出：将图6所示的发动机1中以使机械压缩比降低直到最小值为止的状态下运行发动机1时的、即如图13(A)所示通常的循环的情况下的燃料消耗线，从b1朝向b4燃料消耗变高。即，b1的内部是燃料消耗最小的区域，b1的内部区域的O2表示的点为燃料消耗最小的运行状态。图17所示的发动机1中燃料消耗变为最小的O2点，是发动机转矩Te高且发动机转速Ne为2400rpm附近时。
在根据本发明的实施例中，高转矩工作线K2是使机械压缩比降低直到最小值为止的状态下运行发动机1时的燃料消耗变为最小的曲线。
再参照图15，在作为发动机转矩Te和发动机转速Ne的函数以二维表示时，相比高转矩工作线K2在更高的转矩侧，设定有进行全负荷运行的全负荷工作线K3。预先求取表示该全负荷工作线K3的发动转矩Te和发动机转速Ne的关系，将该关系预先存储于ROM22内。
图16(A)和(B)示出沿图15的f-f线看时的燃料消耗的变化和机械压缩比的变化。如图16所示，燃料消耗在最小燃料消耗工作线K1上的O1点为最小，随着接近高转矩工作线K2的点O2而变高。而且机械压缩比在最小燃料消耗工作线K1上的O1点为最大，随着接近点O2而逐渐降低。而且，由于吸入空气量随着发动转矩Te变高而增大，所以吸入空气量从最小燃料消耗工作线K1上的点O1朝向点O2增大，进气门36的关闭正时随着从点O1朝向点O2而接近吸气下止点。
在图18中，除了图3(A)所示的发动机1的等输出线Pe1～Pe3和各工作线K1、K2、K3以外，还示出了由第1边界输出PY和第2边界输出PZ构成的两个边界输出。从图18可知，第1边界输出PY的等输出线通过最小燃料消耗工作线K1和K1’的交点，第2边界输出PZ的等输出线延伸而与高转矩工作线K2相接触。
如上所述，在根据本发明的实施例中，在发动机1的要求输出Pe增大了时，只要能满足发动机1的要求输出Pe，使发动机转矩Te和发动机转速Ne沿最小燃料消耗工作线K1变化。即，在根据本发明的实施例中，在发动机1的要求输出Pe比预定的第1边界输出PY低时，在将机械压缩比维持于预定的压缩比以上的状态下通过使发动机转速变化而进行满足发动机的要求输出的最小燃料消耗维持控制。
与此相对，在最小燃料消耗工作线K1上的发动机转矩Te和发动机转速Ne不满足发动机1的要求输出Pe时，即发动机的要求输出超过第1边界输出PY而增大了时，在使机械压缩降低到预定的压缩比即20以下后，进行使发动机转矩Te增大的输出增大控制。
通过控制进气门36的关闭正时以增大向燃烧室34内的吸入空气量，由此使发动机转矩Te和发动机转速Ne从最小燃料消耗工作线K1上的点朝向发动机转矩Te增大的方向变化，从而进行该输出增大控制。
接着，参照图19至图28，说明示出发动机转矩Te和发动机转速Ne的控制方法的两个实施例。而且，在图18、19、21、22、25、26中，示与18图同的等发动机输出线Pe1～Pe9、工作线K1、K2、K3和边界输出PY、PZ。
在图19中，示出发动机1的输出为Pe2且为在最小燃料消耗工作线K1上的点R所示的运行状态时发动机1的要求输出Pe变为Pe4时的情况。在该情况下，进行上述的最小燃料消耗维持控制。即，根据发动机的要求输出Pe的变化使发动机转矩Te和发动机转速Ne如箭头所示沿最小燃料消耗工作线K1从点R变化至点Pe。
而且，在此时，实际上，求出在从点R至点Pe为止的最小燃料消耗工作线K1上的若干点的要求发动机转矩TeX和要求发动机转速NeX，从所求出的要求发动机转矩TeX和要求发动机转速NeX之中顺次设定要求发动机转矩TeX和要求发动机转速NeX，以使得发动机转矩Te和发动机转速Ne沿最小燃料消耗工作线K1从点R变化至点Pe。
另一方面，在图19中，示出发动机1的输出为Pe4且为最小燃料消耗工作线K1上的点Pe所示的运行状态时发动机1的要求输出变为Pe2时的情况。在该情况下，也进行上述的最小燃料消耗维持控制。即，使发动机转矩Te和发动机转速Ne如箭头所示沿最小燃料消耗工作线K1从点Pe向点R变化。
图20表示出进行这样的最小燃料消耗维持控制时的机械压缩比、进气门36的关闭正时、发动机转矩Te和发动机转速Ne的变化。而且，在图20中，MAX表示最大机械压缩比，而MIN表示最小机械压缩比。另外，在图20中，时刻t1表示发动机的要求输出从Pe2变为Pe时，而时刻t2表示发动机的要求输出从Pe变为Pe2时。
从图20可知，在进行最小燃料消耗维持控制时，即使发动机的要求输出变化，机械压缩比和进气门36的关闭正时也不变化。与此相对，在发动机的要求输出从Pe2变为了Pe时，发动机转速Ne增大，发动机的要求输出从Pe变为了Pe2时，发动机转速Ne减少。此时发动机转矩Te基本上不发生变化。
在图21中，示出发动机1的输出为Pe2且为最小燃料消耗工作线K1上的点R所示的运行状态时进行加速运行从而发动机1的要求输出从Pe变为了Pe7时的情况。在该情况下，由于发动机1的要求输出从Pe比第一边界输出PY高，所以进行输出增大控制。即，首先是使机械压缩比降低，接着使发动机转矩Te和发动机转速Ne从最小燃料消耗工作线K1上的点R增大直到发动机的输出成为要求输出Pe7的高转矩工作线K2上的点Pe为止。
在该情况下，求取连接最小燃料消耗工作线K1上的点R和高转矩工作线K2上的点Pe的直线R-Pe上的若干点上的要求发动机转矩TeX和要求发动机转速NeX，从所求取的要求发动机转矩TeX和要求发动机转速NeX中依次设定要求发动机转矩TeX和要求发动机转速NeX，以使得发动机转矩Te和发动机转速Ne沿该直线R-Pe从点R变化到Pe为止。
另一方面，在由高转矩工作线K2上的点Pe来表示时，在发动机的要求输出成为了Pe2的情况下，如图21所示，使发动机转矩Te和发动机转速Ne从高转矩工作线K2上的点Pe沿直线R-Pe减小直到发动机的输出成为要求输出Pe2的最小燃料消耗工作线K1上的点R为止。
在图22中，示出发动机1的输出为Pe2且为最小燃料消耗工作线K1上的点R所示的运行状态时进行加速运行从而发动机1的要求输出Pe超过第2边界输出PZ时的情况。特别地，示出了发动机1的要求输出Pe成为了最大输出时的情况。在该情况下，首先是使机械压缩比降低，接着使发动机转矩Te和发动机转速Ne从最小燃料消耗工作线K1上的点R，沿连接最小燃料消耗工作线K1上的点R和全负荷工作线K3上的点Pe的直线R-Pe增大直到发动机的输出成为要求输出Pe的全负荷工作线K3上的点Pe为止。
另一方面，在由全负荷工作线K3上的点Pe来表示时，在发动机的要求转矩成为Pe2的情况下，如图22所示，使发动机转矩Te和发动机转速Ne从全负荷工作线K3上的点Pe沿直线R-Pe减小直到发动机的输出成为要求输出Pe2的最小燃料消耗工作线K1上的点R为止。
图23表示出在进行如图21和图22所示的输出增大控制时的机械压缩比、进气门36的关闭正时、发动机转矩Te和发动机转速Ne的变化。而且，图23中时刻t1表示发动机的要求输出从Pe2变为了Pe时，时刻t2表示发动机的要求输出从Pe变为了Pe2时。
如图23所示，若发动机的要求输出从Pe2变为了Pe，则首先是使机械压缩比降低，在机械压缩比的减小作用完了以后，通过使进气门36的关闭正时接近进气下止点，即通过增大吸入空气量，而使发动机转矩Te和发动机转速Ne增大。在该情况下，实际上是预先设定发动机转矩Te和发动机转速Ne在高转矩工作线K2上时的目标机械压缩比，在进行了输出增大控制时，使机械压缩比降低直到该目标机械压缩比后，使发动机转矩Te和发动机转速Ne从最小燃料消耗工作线K1上的值变化直到高转矩工作线K2上的值。
如前所述，在根据本发明的实施例中，高转矩工作线K2，是在使机械压缩比降低到了最小值的状态下发动机运行的情况下燃料消耗变为最小的曲线，因此，在根据本发明的实施例中，将目标机械压缩比设为最小机械压缩比。因此，在根据本发明的实施例中，若进行输出增大控制，则使机械压缩比从最大机械压缩比MAX减小到最小机械压缩比。
使机械压缩比减小需要时间。因此，若为了在发动机的要求输出增大了时立即增大吸入空气量而使进气门34的关闭正时接近吸气下止点，机械压缩比的减小作用跟不上，所以会导致实际压缩比极端地高，其结果，会发生爆震。于是在本发明中为了阻止这样地发生爆震，在发动机的要求输出增大了时首先使机械压缩比减小。
若机械压缩比降低则实际压缩比降低。此时，为了不使得实际压缩比过份降低，在根据本发明的实施例中，如图23所示，随着机械压缩比降低，使进气门34的关闭正时逐渐接近吸气下止点，若机械压缩比变成最小机械压缩比MIN，则为了增大发动机转矩Te和发动机转速Ne，使进气门34的关闭正时急速地接近吸气下止点。而且，在加速运行时对车辆所要求的要求输出的增大作用不能被发动机输出的增大作用覆盖的情况下，将发动机输出的不足量由电动发电机MG1的输出增大来补填。
另一方面，在时刻t2发动机的要求输出从Pe变为了Pe2时，使进气门34的关闭正时向从吸气下止点离开的方向移动，以使发动机转矩Te和发动机转速Ne降低。接着，若发动机的输出变为Pe2，使机械压缩比从最小机械压缩比MIN增大到最大机械压缩比MAX。在这样使进气门34的关闭正时向从吸气下止点离开的方向移动后，使机械压缩比增大，也是为了阻止爆震的发生。
如图21所示，在进行输出增大控制从而发动机转矩Te和发动机转速Ne达到了高转矩工作线K2上的值后，只要发动机的要求输出在第1边界输出PY以上，就使发动机转矩Te和发动机转速Ne沿高转矩工作线K2变化。
另外，如图22所示，在进行输出增大控制从而发动机转矩Te和发动机转速Ne达到了全负荷工作线K3上的值后，只要发动机的要求输出在第2边界输出PZ以上，就使发动机转矩Te和发动机转速Ne沿全负荷工作线K3变化。
即，在根据本发明的实施例中，发动机转矩Te和发动机转速Ne通常维持于任(某)一工作线K1、K2、K3上的值，除了输出增大控制时等，发动机转矩Te和发动机转速Ne不维持于工作线K1和K2之间、或者工作线K2和K3之间的值。例如，若使发动机转矩Te和发动机转速Ne维持于工作线K1和K2之间的任意的值，则机械压缩比会频繁地切换，可变压缩比机构A的耐久性产生问题。
与此相对，如在本发明的实施例中那样，若不将发动机转矩Te和发动机转速Ne维持于各工作线K1、K2、K3之间，而维持于各工作线K1、K2、K3上，则机械压缩比的切换频率极度地减小，如此可确保可变压缩比机构A的耐久性。
图24示出用于执行图19至图23所示的第1实施例的运行控制例程，该例程由每隔一定时间的中断来执行。
参照图24，首先在步骤200判断在前一次的中断时发动机的要求输出Pe是否比第1边界输出PY低。在前一次的中断时Pe＜PY时，进入步骤201判断当前的中断时是否Pe＜PY。在当前的中断时Pe＜PY时，即发动机的要求输出Pe继续比第1边界输出PY低时，进入步骤202，沿燃料消耗维持工作线K1控制发动机转矩Te和发动机转速Ne。
另一方面，当在步骤200中判断为前一次的中断时不满足Pe＜PY时，进入步骤203判断当前的中断时是否Pe＜PY。在当前的中断时不满足Pe＜PY时，即发动机的要求输出Pe继续比第1边界输出PY高时，进入步骤204，判断发动机的要求输出Pe是否比第2边界输出PZ低。在Pe＜PZ时，进入步骤205，沿高转矩工作线K2控制发动机转矩Te和发动机转速Ne。与此相对，当在步骤204中判断为Pe≥PZ时，进入步骤206，沿全负荷工作线K3控制发动机转矩Te和发动机转速Ne。
另一方面，当在步骤201中判定当前的中断时不满足Pe＜PY时，即发动机的要求输出超出第1边界输出PY时，跳到步骤207。在步骤207判别机械压缩比的降低处理是否完了，在机械压缩比的降低处理未完了时进入步骤208，使机械压缩比降低。其次在步骤207中判定机械压缩比的降低处理完了了时进入步骤209，进行输出增大控制。
另一方面，当在步骤203中判定当前的中断时Pe＜PY时，即发动机的要求输出比第1边界输出PY低时，跳到步骤210。在步骤210判别发动机输出的减少控制是否完了，在发动机输出的减少控制未完了时进入步骤211，进行发动机输出的减少控制。其次在步骤210中判定发动机输出的减少控制完了了时进入步骤212，进行机械压缩比的增大处理。
图25至图28示出第2实施例。在该实施例中，如图25至图27所示，在发动机1的输出为Pe2且为最小燃料消耗工作线K1上的点R所示的运行状态时发动机的要求输出Pe超出第1边界输出PY时，首先使发动机转速Ne沿最小燃料消耗工作线K1增大至满足要求输出Pe的高转矩工作线K2上的发动机转速，接着，使机械压缩比从最大机械压缩比MAX减小到最小机械压缩比MIN，接着，在将发动机转速Ne维持为一定(值)的状态下进行输出增大控制。
即在该情况下首先求出满足要求输出Pe的高转矩工作线K2上的目标发动机转矩和目标发动机转速，接着，将发动机转速Ne设为目标发动机转速，其次在使机械压缩比降低到目标机械压缩比后，使发动机转矩Te从最小燃料消耗工作线K1上的值增大直到高转矩工作线K2上的目标发动机转矩。
与此相对，在发动机1的输出为高转矩工作线K2上的点Pe所示的运行状态时发动机的要求输出Pe变为比第1边界输出PY低时，首先在将发动机转速Ne维持为一定(值)的状态下进行输出减少控制，接着，使机械压缩比从最小机械压缩比MIN增大到最大机械压缩比MAX，接着使发动机转速Ne降低。
另一方面，如图26所示，在发动机1的输出为Pe2且为最小燃料消耗工作线K1上的点R所示的运行状态时发动机的要求输出Pe超出第2边界输出PZ时，和图25的情况下相同，如图27所示，首先使发动机转速Ne沿最小燃料消耗工作线K1增大至满足要求输出Pe的全负荷工作线K3上的发动机转速，接着，使机械压缩比从最大机械压缩比MAX减小到最小机械压缩比MIN，接着，在将发动机转速Ne维持为一定的状态下进行输出增大控制。
与此相对，在发动机1的输出为全负荷工作线K3上的点Pe所示的运行状态时发动机的要求输出Pe变为比第1边界输出PY低时，首先在将发动机转速Ne维持为一定的状态下进行输出减少控制，接着，使机械压缩比从最小机械压缩比MIN增大到最大机械压缩比MAX，接着使发动机转速Ne降低。
在将发动机转矩Te和发动机转速Ne控制于最小燃料消耗工作线K1上时，若使发动机转速Ne上升则发动机的输出增大。另一方面，如前所述，由电动发电机M1控制发动机转速Ne，由该电动发电机M1进行的发动机转速Ne的控制其响应性非常好。因此，如图25或图26所示，在具有加速要求时，若要使发动机转速Ne增大，则发动机的输出立刻增大。如此，则可以获得良好的加速感。
图28示出用于执行图25至图27所示的第2实施例的运行控制例程，该例程由每隔一定时间的中断来执行。而且，在该例程中，从步骤300至步骤306与图24所示的例程的步骤200至步骤206相同，所以省略对关于步骤300至步骤306的说明。
参照图28，在该第2实施例中，在步骤301判断当前的中断时不满足Pe＜PY时，即发动机的要求输出超出第1边界输出PY时，跳到步骤307。在步骤307，判断发动机转速Ne的增大处理是否完了，在发动机转速Ne的增大处理未完了时进入步骤308，使发动机转速Ne增大。接着，在步骤307判断发动机转速Ne的增大处理完了了时进入步骤309。
在步骤309判别机械压缩比的降低处理是否完了，在机械压缩比的降低处理未完了时进入步骤310，使机械压缩比降低。其次，在步骤309判断机械压缩比的降低处理完了了时进入步骤311进行输出增大控制。
另一方面，在步骤303判定当前的中断时Pe＜PY时，即发动机的要求输出变得比第1边界输出PY低时，跳到步骤312。在步骤312，判断发动机输出的减少控制是否完了，在发动机输出的减少控制未完了时进入步骤313，进行发动机输出的减少控制。接着，在步骤312判断发动机输出的减少控制完了了时进入步骤314。
在步骤314判别机械压缩比的增大处理是否完了，在机械压缩比的增大处理未完了时进入步骤315，使机械压缩比增大。其次，在步骤314判断机械压缩比的增大处理完了了时进入步骤316使发动机转速Ne减少。
参考标号的说明
1…火花点火式内燃机
2…输出调整装置
30…曲轴箱
31…气缸体
34…燃烧室
36…进气门
A…可变压缩比机构
B…可变气门正时机构
MG1、MG2…电动发电机

Claims (9)

1.一种发动机控制装置，具有输出调整装置，该输出调整装置能够设定可获得相同的发动机输出的所希望的发动机转矩和发动机转速的组合，其中，
具有能够改变机械压缩比的可变压缩比机构和能够控制进气门的关闭正时的可变气门正时机构，
在发动机的要求输出比预定的边界输出低时，在将机械压缩比维持在预定的压缩比以上的状态下使发动机转速变化，由此进行满足发动机的要球输出的最小燃料消耗维持控制，
在发动机的要求输出超过所述边界输出而增大了时，在使机械压缩比降低到所述预定的压缩比以下以后，进行使发动机转矩增大的输出增大控制。
2.根据权利要求1所述的发动机控制装置，其中，所述输出增大控制通过控制进气门的关闭正时以使向燃烧室内的吸入空气量增大而进行。
3.根据权利要求1所述的发动机控制装置，其中，所述预定的压缩比为20。
4.根据权利要求1所述的发动机控制装置，其中，
燃料消耗为最小时的发动机转矩和发动机转速之间的关系，若作为该发动机转矩和发动机转速的函数而以二维表示，则表示为呈沿发动机转速增大的方向而延伸的曲线的形状的最小燃料消耗工作线，
在进行所述最小燃料消耗维持控制时，根据发动机的要求输出的变化，使发动机转矩和发动机转速沿该最小燃料消耗工作线变化。
5.根据权利要求4所述的发动机控制装置，其中，
在作为发动机转矩和发动机转速的函数以二维表示时，相比所述最小燃料消耗工作线在高发动机转矩侧，预先设定有作为高转矩工作线表示的发动转矩和发动机转速的关系，预先设定有发动机转矩和发动机转速处在所述高转矩工作线上时的目标机械压缩比，
在进行所述输出增大控制时，在使机械压缩比降低到该目标机械压缩比以后，使发动机转矩和发动机转速从该最小燃料消耗工作线上的值变化为该高转矩工作线上的值。
6.根据权利要求5所述的发动机控制装置，其中，
所述目标机械压缩比为机械压缩比的最小值，
所述高转矩工作线设为在使机械压缩比降低到最小值的状态下运行发动机的情况下燃料消耗成为最小的曲线。
7.根据权利要求5所述的发动机控制装置，其中，
在进行所述输出增大控制从而使发动机转矩和发动机转速到达了所述高转矩工作线上的值以后，只要发动机的要求输出在所述边界输出以上，就使发动机转矩和发动机转速沿该高转矩工作线变化。
8.根据权利要求5所述的发动机控制装置，其中，
在作为发动机转矩和发动机转速的函数以二维表示时，相比所述高转矩工作线在更高的转矩侧，预先求出作为全负荷工作线表示的发动机转矩和发动机转速的关系，在要求更高的转矩时，使发动机转矩和发动机转速沿该全负荷工作线上变化。
9.根据权利要求4所述的发动机控制装置，其中，
在作为发动机转矩和发动机转速的函数而以二维表示时，相比所述最小燃料消耗工作线在高发动机转矩侧，预先确定有作为高转矩工作线表示的发动机转矩和发动机转速的关系，预先设定有发动机转矩和发动机转速处在所述高转矩工作线上时的目标机械压缩比，
在发动机的要求输出超过所述边界输出而增大了时，首先求出满足该要求输出的该高转矩工作线上的目标发动机转矩和目标发动机转速，接着，将发动机转速设为该目标发动机转速，接着，在使机械压缩比降低到该目标机械压缩比以后，使发动机转矩从该最小燃料消耗工作线上的值增大至该高转矩工作线上的该目标发动机转矩。
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