CN102686854B - 火花点火式内燃机 - Google Patents

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Abstract

在本发明的内燃机中，具备可改变机械压缩比的可变机械压缩比机构(A)、和可控制进气阀(7)的闭阀时刻的可变气门正时机构(B)。对机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及进气量的组合设定了禁止进入区域(X1、X2)。并且，以包围禁止进入区域(X2)的方式而设定了禁止进入层(Y)。在要求进气量被减少从而工作点向禁止进入区域(X2)进行了移动时，禁止工作点进入到禁止进入层(Y)内，由此来阻止工作点进入到禁止进入区域(X2)内。

Description

火花点火式内燃机
技术领域
本发明涉及一种火花点火式内燃机。
背景技术
公知一种火花点火式内燃机，其具备可改变机械压缩比的可变压缩比机构、和可控制进气阀的闭阀时刻的可变气门正时机构，且无论内燃机负载如何均使实际压缩比大致维持固定(例如参照专利文献1)。在此内燃机中，随着内燃机负载的升高、即随着要求进气量的增多，使进气阀的闭阀时刻以趋近进气下止点的方式而被提前，此时为了使实际压缩比大致维持固定，而使机械压缩比随着要求进气量的增多而被降低。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本专利特开2007-303423
发明内容
发明所要解决的课题
但是，当以此方式而根据要求进气量的变化来使进气阀的闭阀时刻和机械压缩比发生变化时，对于进气阀的闭阀时刻和机械压缩比而言，通常，能够使它们发生变化的速度是不同的，一般而言，使机械压缩比发生变化，与使进气阀的闭阀时刻发生变化相比更耗费时间。因此，例如，在要求进气量被减少时，与机械压缩比的增大速度相比，进气阀闭阀时刻的滞后速度更快，这样一来，在机械压缩比尚未升高时进气量就被减少了。其结果为，燃烧室内的压缩端压力将降低，如此将产生不能得到良好燃烧的问题。
因此，在具备可变压缩比机构和可变气门正时机构的火花点火式内燃机中，需要对机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及进气量的组合设定压缩端压力降低的禁止进入区域，以禁止表示机械压缩比和进气阀闭阀时刻以及进气量的组合的工作点进入到此禁止进入区域内。
但是此时，通过在上述的工作点到达禁止进入区域时，将工作点的移动方向改变为不会进入到禁止进入区域内的方向，从而也能够使工作点不会进入到禁止进入区域内。但是，尽管以此方式在工作点到达禁止进入区域时使工作点的移动方向发生改变，但有时实际上工作点也已进入到了禁止进入区域内，这样一来会产生存在不能得到良好燃烧的危险性的问题。
本发明的目的在于，提供一种能够在要求进气量被减少时确保良好的燃烧的火花点火式内燃机。
用于解决课题的方法
根据本发明，提供一种火花点火式内燃机，其具备：可改变机械压缩比的可变压缩比机构、和可控制进气阀的闭阀时刻的可变气门正时机构，并通过对机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及进气量的组合设定禁止进入区域，从而无论内燃机的运转状态如何，均对表示机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及进气量的组合的工作点进入到禁止进入区域内的情况进行禁止，禁止进入区域在最小进气量时具有最广的区域，并随着进气量的增大而逐渐变小，所述火花点火式内燃机设定有禁止进入层，所述禁止进入层在最小进气量时沿禁止进入区域的边缘而延伸，并且，随着进气量从最小进气量起增大，从而在包围该禁止进入区域的同时，从禁止进入区域起向进气量增大侧延伸，在要求进气量被减少从而工作点朝向禁止进入区域移动时，对工作点进入到该禁止进入层内的情况进行禁止，由此来阻止工作点进入到禁止进入区域内。
发明的效果
工作点朝向禁止进入区域的移动，将在工作点接近禁止进入区域之前被禁止进入层所阻挡。其结果为，能够切实地避免工作点进入到禁止进入区域内的情况，如此能够得到良好的燃烧。
附图说明
图1为火花式内燃机的整体图。
图2为可变压缩比机构的分解立体图。
图3为以图解方式表示的内燃机的侧剖视图
图4为表示可变气门正时机构的图。
图5为表示进气阀以及排气阀的升程量的图。
图6为用于对机械压缩比、实际压缩比以及膨胀比进行说明的图。
图7为表示理论热效率与膨胀比之间的关系的图。
图8为用于对普通的循环和超高膨胀比循环进行说明的图。
图9为表示与内燃机负载相对应的机械压缩比等的变化的图。
图10为表示禁止进入区域和目标工作线的图。
图11为表示禁止进入区域和目标工作线的图。
图12为表示禁止进入区域的图。
图13为表示目标工作点和工作点的图。
图14为表示目标工作点和工作点的图。
图15为表示机械压缩比、进气阀闭阀时刻和节气门开度的变化的图。
图16为表示在一定时间内机械压缩比的可变更量的图。
图17为表示在一定时间内机械压缩比的可变更量的图。
图18为表示机械压缩比、进气阀闭阀时刻和节气门开度的变化的图。
图19为表示目标工作点和工作点的图。
图20为表示目标工作点和工作点的图。
图21为表示目标工作点和工作点的图。
图22为表示目标工作点和工作点的图。
图23为表示目标工作点和工作点的图。
图24为表示目标工作点和工作点的图。
图25为表示目标工作点和工作点的图。
图26为表示目标工作点和工作点的图。
图27为表示机械压缩比、进气阀闭阀时刻和节气门开度等的变化的时序图。
图28为表示实际被供给至燃烧室5内的进气量的变化的时序图。
图29为表示禁止进入区域X2和目标工作线W的图。
图30为表示禁止进入区域X2和目标工作线W的图。
图31为表示实际进气量等的变化的时序图。
图32为表示实际进气量等的变化的时序图。
图33为表示禁止进入层的图。
图34为表示禁止进入层的图。
图35为表示填充效率的图。
图36为表示目标工作点和工作点的图。
图37为表示目标工作点和工作点的图。
图38为表示目标工作点和工作点的图。
图39为表示机械压缩比、进气阀闭阀时刻和节气门开度等的变化的时序图。
图40为表示目标工作点和工作点的图。
图41为表示机械压缩比、进气阀闭阀时刻和节气门开度等的变化的时序图。
图42为表示目标工作点和工作点的图。
图43为表示机械压缩比、进气阀闭阀时刻和节气门开度等的变化的时序图。
图44为用于计算目标值的流程图。
图45为用于计算目标值的流程图。
图46为用于计算目标值的流程图。
图47为用于计算目标值的流程图。
图48为用于实施对可变压缩比机构等的驱动控制的流程图。
具体实施方式
图1表示本发明的火花点火式内燃机的侧剖视图。
参照图1，其中，1表示曲轴箱，2表示气缸体，3表示气缸盖，4表示活塞，5表示燃烧室，6表示设置在燃烧室5顶面中央部的火花塞，7表示进气阀，8表示进气口，9表示排气阀，10表示排气口。进气口8通过进气支管11而与浪涌调整槽12相连接，在各进气支管11上，设置有用于朝向各自所对应的进气口8内喷射燃料的燃料喷射阀13。另外，也可以取代将燃料喷射阀13配置在各进气支管11上的方式，而将其配置在各个燃烧室5内。
浪涌调整槽12通过进气管14而与空气滤清器15相连接，在进气管14内设置有，通过作动器16而被驱动的节气门17、和使用了例如热线的进气量检测器18。另一方面，排气口10通过排气歧管19而与内置有例如三元催化剂的催化转化器20相连接，在排气歧管19内设置有空燃比传感器21。
另一方面，在图1所示的实施例中，在曲轴箱1与气缸体2的连接部处设置有可变压缩比机构A，所述可变压缩比机构A通过改变曲轴箱1与气缸体2在气缸轴线方向上的相对位置，从而能够改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积，并且还设置有能够变更实际压缩作用的开始时刻的实际压缩作用开始时刻变更机构B。另外，在图1所示的实施例中，此实际压缩作用开始时刻变更机构B由能够控制进气阀7的闭合时刻的可变气门正时机构构成。
如图1所示，在曲轴箱1与气缸体2上设置有用于检测曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置关系的相对位置传感器22，由该相对位置传感器22输出表示曲轴箱1与气缸体2之间的间隔变化的输出信号。此外，在可变气门正时机构B上安装有气门正时传感器23，所述气门正时传感器23用于产生表示进气阀7的闭阀时刻的输出信号，在节气门驱动用的作动器16上安装有节气门开度传感器24，所述节气门开度传感器24产生表示节气门开度的输出信号。
电控单元30由数字计算机构成，其具备：通过双向总线31而被相互连接的ROM(只读存储器)32、RAM(随机存取存储器)33、CPU(微处理器)34、输入端口35以及输出端口36。在浪涌调整槽12上安装有用于检测浪涌调整槽12内的压力的压力传感器25，并且，进气量检测器18、空燃比传感器21、相对位置传感器22、气门正时传感器23、节气门开度传感器24以及压力传感器25的输出信号，通过各自所对应的AD转换器37而被输入至输入端口35。此外，在加速踏板40上连接有负载传感器41，此负载传感器41产生与加速踏板的踏入量L成比例的输出电压，负载传感器41的输出电压经由所对应的AD转换器37而被输入至输入端口35。并且，在输入端口35处连接有曲轴转角传感器42，所述曲轴转角传感器42在曲轴每旋转例如30°时产生输出脉冲。另一方面，输出端口36经由对应的驱动电路38而与火花塞6、燃料喷射阀13、节气门驱动用作动器16、可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B相连接。
图2表示图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，图3表示以图解的方式图示的内燃机的侧剖视图。参照图2，在气缸体2的两侧壁的下方形成有相互隔开间隔的多个突出部50，在各突出部50内分别形成有截面呈圆形的凸轮插入孔51。另一方面，在曲轴箱1的上壁面上形成有，以相互隔开间隔的方式而被嵌入各自所对应的突出部50之间的多个突出部52，在这些突出部52内也分别形成有截面呈圆形的凸轮插入孔53。
以图2所示的方式设置有一对凸轮轴54、55，在各个凸轮轴54、55上，以相互隔开一个的方式而固定有可旋转地插入各个凸轮插入孔51内的圆形凸轮58。这些圆形凸轮58与凸轮轴54、55的旋转轴线构成同轴。另一方面，如图3所示，在各个圆形凸轮58的两侧延伸有相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线而被偏心设置的偏心轴57，在该偏心轴57上，以偏心且可旋转的方式安装有另外的圆形凸轮56。如图2所示，这些圆形凸轮56被配置在各圆形凸轮58的两侧，这些圆形凸轮56可旋转地插入对应的各凸轮插入孔51内。此外，如图2所示，在凸轮轴55上安装有凸轮旋转角度传感器25，所述凸轮旋转角度传感器25产生表示凸轮轴55的旋转角度的输出信号。
当从图3(A)所示的状态起，使固定在各凸轮轴54、55上的圆形凸轮58如图3(A)中箭头所示向互为相反的方向旋转时，由于偏心轴57向相互远离的方向移动，因而圆形凸轮56将在凸轮插入孔51内向与圆形凸轮58相反的方向旋转，从而如图3(B)所示，偏心轴57的位置从高的位置到达中间高度的位置。接着，当进一步使圆形凸轮58向箭头所示的方向旋转时，如图3(C)所示，偏心轴57将处于最低的位置。
另外，图3(A)、图3(B)、图3(C)中图示了在各状态下的圆形凸轮58的中心a、偏心轴57的中心b、和圆形凸轮56的中心c之间的位置关系。
对图3(A)～图3(C)进行比较可知，曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置根据圆形凸轮58的中心a与圆形凸轮56的中心c的距离来决定，圆形凸轮58的中心a与圆形凸轮56的中心c的距离越大，气缸体2越远离曲轴箱1。即，可变压缩比机构A通过使用了旋转凸轮的曲轴机构，从而使曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置发生变化。当气缸体2远离曲轴箱1时，活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积将增大，因此，能够通过使各凸轮轴54、55旋转，从而改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。
如图2所示，为了使各凸轮轴54、55分别向相反方向旋转，从而在驱动电机59的旋转轴上安装有各自的螺旋方向相反的一对蜗杆61、62，与这些蜗杆61、62啮合的蜗轮63、64分别被固定在各个凸轮轴54、55的端部上。在该实施例中，通过对驱动电机59进行驱动，从而能够在较广范围内对活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积进行变更。
另一方面，图4图示了在图1中被安装在用于对进气阀7进行驱动的凸轮轴70的端部上的可变气门正时机构B。参照图4，此可变气门正时机构B包括：正时带轮71，其利用内燃机的曲轴，并通过正时带而向箭头方向旋转；圆筒状外壳72，其与正时带轮71一起旋转；旋转轴73，其能够与进气阀驱动用凸轮轴70一起旋转、且相对于圆筒状外壳72而进行相对旋转；多个隔壁74，其从圆筒状外壳72的内周面起延伸到旋转轴73的外周面为止；叶片75，其在各隔壁74之间从旋转轴73的外周面起延伸到圆筒状外壳72的内周面为止，并且在各叶片75的两侧分别形成有提前角用油压室76和滞后角用油压室77。
向各油压室76、77供给的工作油的供给控制通过工作油供给控制阀78来实施。该工作油供给控制阀78包括：油压口79、80，其分别与各油压室76、77相连接；供给口82，其为从液压泵81喷出的工作油的供给口；一对排放口83、84；滑阀85，其在各个口79、80、82、83、84之间进行连通切断控制。
在应当使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前时，在图4中使滑阀85向右侧移动，从而使由供给口82供给的工作油通过油压口79而被供给至提前角油压室76，并且使滞后角油压室77内的工作油从排放口84被排出。此时，使旋转轴73相对于圆筒状外壳72而向箭头方向进行相对旋转。
相对于此，在应当使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位滞后时，在图4中使滑阀85向左侧移动，从而使由供给口82供给的工作油通过液压口80而被供给至滞后油压室77，并且使提前角油压室76内的工作油从排放口83被排出。此时，使旋转轴73相对于圆筒状外壳72而向箭头的相反方向进行相对旋转。
在使旋转轴73相对于圆筒状外壳72进行相对旋转时，如果滑阀85回到图4中所示的中立位置，则旋转轴73的相对旋转动作将被停止，从而旋转轴73将被保持在当时的相对旋转位置处。因此，通过可变气门正时机构B，能够使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位以所需的量而进行提前，并以所需的量而进行滞后。
在图5中，实线表示通过可变气门正时机构Ｂ而使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位最大程度地提前时的情形，虚线表示使进气阀驱动用凸轮轴70的相位最大程度地滞后时的情形。因此，进气阀7的开阀期间能够在图5中的实线所示的范围和虚线所示的范围之间任意地进行设定，因此进气阀7的闭阀时刻也可以设定为，在图5中箭头C所示范围内的任意的曲轴转角。
图1与图4所示的可变气门正时机构B表示一个示例，还可以使用各种形式的可变气门正时机构，例如可以使用，能够在将进气阀的开阀时刻维持固定的条件下只改变进气阀的闭阀时刻的可变气门正时机构等。
接下来，参照图6对本申请中所使用的术语的含义进行说明。另外，为了进行说明，在图6的(A)、(B)、(C)中图示了燃烧室容积为50ml、且活塞行程容积为500ml的发动机，在上述图6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6(A)对机械压缩比进行了说明。机械压缩比为，仅根据压缩行程时的活塞的行程容积与燃烧室容积而机械性地确定的值，该机械压缩比用(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积来表示。在图6(A)所示的示例中，此机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml=11。
图6(B)对实际压缩比进行了说明。该实际压缩比为，根据实际情况下从压缩作用被开始时起到活塞到达上止点为止的实际的活塞行程容积与燃烧室容积而确定的值，该实际压缩比用(燃烧室容积+实际的行程容积)/燃烧室容积来表示。即，如图6(B)所示，在压缩行程中，即使活塞开始上升，但在进气阀打开的期间也不会发挥压缩作用，而是从进气阀闭阀之时起，开始发挥实际的压缩作用。因此，实际压缩比利用实际的行程容积而被表示为上述形式。在图6(B)所示的示例中，实际压缩比为(50ml+450ml)/50ml=10。
图6(C)对膨胀比进行了说明。膨胀比为，根据膨胀行程时的活塞的行程容积与燃烧室容积而确定的值，该膨胀比用(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积来表示。在图6(C)所示的示例中，此膨胀比为(50ml+500ml)/50ml=11。
接下来，参照图7以及图8对本发明中所使用的超高膨胀比循环进行说明。另外，图7图示了理论热效率与膨胀比之间的关系，图8图示了在本发明中按照负载而被区分使用的、普通的循环和超高膨胀比循环之间的比较。
图8(A)图示了普通的循环，即，进气阀在下止点附近闭阀，且从大致进气下止点附近起使活塞的压缩作用开始发挥的情况下的循环。在该图8(A)所示的示例中，也与图6(A)、(B)、(C)所示的示例同样，设定燃烧室容积为50ml，且设定活塞的行程容积为500ml。从图8(A)中可知，在普通的循环中，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，在普通的内燃机中，机械压缩比与实际压缩比以及膨胀比大致相等。
图7中的实线图示了，实际压缩比与膨胀比大致相等时的理论热效率的变化、即普通循环中的理论热效率的变化。已知在此情况下，膨胀比越大、即实际压缩比越高，则理论热效率越高。因此，在普通的循环中，欲提高理论热效率，只需提高实际压缩比即可。但是，由于受到内燃机高负载运转时会发生爆燃的制约，从而实际压缩比最大也只能升高到12左右，因此在普通的循环中无法充分地提高理论热效率。
另一方面，对在此情况下在严格地区分机械压缩比与实际压缩比的同时提高理论热效率进行了研究，其结果发现，理论热效率由膨胀比支配，而实际压缩比对于理论热效率几乎没有影响。即，虽然当提高实际压缩比时爆发力会增加，但是为进行压缩而需要大量的能量，如此即使提高实际压缩比，理论热效率也几乎不会提高。
相对于此，当增大膨胀比时，在膨胀行程时下压力对活塞作用的期间变长，如此，活塞对曲轴施加转矩的期间变长。因此，膨胀比越大则理论热效率越高。图7中的虚线ε=10图示了，在将实际压缩比固定为10的状态下提高了膨胀比时的理论热效率。可以看出，在以此方式将实际压缩比ε维持在较低值的状态下提高了膨胀比时的、理论热效率的提高量，与图7中的实线所示的这种实际压缩比也与膨胀比一起被增大时的、理论热效率的提高量相比，不存在较大差别。
当以此方式而将实际压缩比维持在较低值时，不会发生爆燃，因此如果在将实际压缩比维持在较低值的状态下提高膨胀比，则能够在阻止爆燃的发生的同时大幅度地提高理论热效率。图8(B)图示了，使用可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B而将实际压缩比维持在较低值的同时提高膨胀比的情况的一个示例。
参照图8（B），在该示例中，通过可变压缩比机构A，而使燃烧室容积从50ml减少到20ml。另一方面，通过可变气门正时机构B而使进气阀的闭阀时刻滞后，直至实际的活塞行程容积从500ml变为200ml。其结果为，在该示例中，实际压缩比为(20ml+200ml)/20ml=11，膨胀比为(20ml+500ml)/20ml=26。在图8(A)所示的普通的循环中，如上文所述，实际压缩比约为11，且膨胀比为11，而与此情况相比，在图8(B)所示的情况下，可以看出只有膨胀比被提高到了26。这就是被称为超高膨胀比循环的原因。
一般而言，在内燃机中，内燃机负载越低则热效率越差，因此为了提高内燃机运转时的热效率、即改善耗油率，需要提高内燃机负载较低时的热效率。另一方面，在图8(B)所示超高膨胀比循环中，由于压缩行程时的实际的活塞行程容积被设定得较小，因而燃烧室5内能够吸入的进气量较少，因此该超高膨胀比循环只能够在内燃机负载比较低时采用。因此，在本发明中设定为，在内燃机负载较低时，采用图8(B)所示的超高膨胀比循环，而在内燃机高负载运转时，采用图8(A)所示的普通的循环。
接下来，参照图9，对运转控制整体进行简要说明。
在图9中图示了与某内燃机转数下的内燃机负载相对应的进气量、进气阀闭阀时刻、机械压缩比、膨胀比、实际压缩比以及节气门17开度的各自的变化。另外，图9图示了如下情况，即，根据空燃比传感器21的输出信号而将燃烧室5内的平均空燃比反馈控制为理论空燃比，以便能够通过催化转换器20内的三元催化剂而使废气中的未燃烧HC、CO以及NOX同时减少。
另外，如上所述，在内燃机高负载运转时，执行图8(A)所示的普通的循环。因此，如图9所示，由于此时机械压缩比被设定得较低，因此膨胀比较低，从而如图9中的实线所示，进气阀7的闭阀时刻以图5中的实线所示的方式而被提前。而且，由于此时进气量较大，且此时节气门17的开度被保持为全开，因此泵气损失为零。
另一方面，如图9中实线所示，当内燃机负载降低时，为了使进气量随之减少，而将进气阀7的闭阀时刻滞后。而且在此时，以使实际压缩比大致保持固定的方式而如图9所示这样随着内燃机负载的降低而使机械压缩比增大，进而使膨胀比也随着内燃机负载的降低而增大。另外，此时节气门17也被保持为全开的状态，因此，被供给至燃烧室5内的进气量不通过节气门17，而通过改变进气阀7的闭阀时刻来进行控制。
如此，在内燃机负载从内燃机高负载运转状态起降低时，在实际压缩比大致固定的基础上，随着进气量的减少，机械压缩比将被增大。即，活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积将与进气量的减少成比例地被减少。因此，活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积将与进气量成比例地进行变化。另外，此时在图9所示的示例中，由于燃烧室5内的空燃比为理论空燃比，因此活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积与燃料量成比例地进行变化。
当内燃机负载进一步降低时，机械压缩比将被进一步增大，当内燃机负载降到略靠近低负载的中负载L1时，机械压缩比达到作为燃烧室5的结构上极限的极限机械压缩比。当机械压缩比达到极限机械压缩比时，在与机械压缩比达到极限压缩比时的内燃机负载L1相比负载更低的区域中，机械压缩比将被保持为极限机械压缩比。因此，在低负载侧的、内燃机中负载运转时以及内燃机低负载运转时、即在内燃机低负载运转侧，机械压缩比达到最大，膨胀比也达到最大。换句话说，在内燃机低负载运转侧，将机械压缩比设定为最大以便能够得到最大的膨胀比。
另一方面，在图9所示的实施例中，当内燃机负载降到L1时，进气阀7的闭阀时刻将成为能够对供给至燃烧室5内的进气量进行控制的极限闭阀时刻。当进气阀7的闭阀时刻到达极限闭阀时刻时，在与进气阀7的闭阀时刻已到达极限闭阀时刻时的内燃机负载L1相比负载更低的区域中，进气阀7的闭阀时刻将被保持为极限闭阀时刻。
当进气阀7的闭阀时刻被保持为极限闭阀时刻时，已经无法通过进气阀7的闭阀时刻的变化来控制进气量。在图9所示的实施例中，此时，即在与进气阀7的闭阀时刻已到达极限闭阀时刻时的内燃机负载L1相比负载更低的区域中，通过节气门17来控制被供给至燃烧室5内的进气量，内燃机负载越低则节气门17的开度被设定得越小。
另一方面，通过以图9中虚线所示的方式，随着内燃机负载的降低而将进气阀7的闭阀时刻提前，从而也能够在不通过节气门17的情况下控制进气量。因此，如果以能够将图9中实线所示的情况和虚线所示的情况均包含在内的方式来表述，则表述为，在本发明的实施例中，进气阀7的闭阀时刻随着内燃机负载的降低，而向远离进气下止点BDC的方向移动，直至能够对被供给到燃烧室内的进气量进行控制的极限闭阀时刻L1为止。如此，进气量既可以通过使进气阀7的闭阀时刻以如图9中实线所示的方式而变化，从而进行控制，也可以通过使其以虚线所示的方式而变化，从而进行控制，但是以下将以使进气阀7的闭阀时刻如在图9中实线所示的方式而变化的情况为例，对本发明进行说明。
另外，如前文所述，在图8(B)所示的超高膨胀比循环中，膨胀比被设定为26。虽然该膨胀比越高越理想，但从图7中可以看出，即使对于实际上可以使用的下限实际压缩比ε=5而言，只要膨胀比为20以上即可得到相当高的理论热效率。因此，在本发明中，以使膨胀比达到20以上的方式而形成了可变压缩比机构A。
接下来，参照图10至图12，对禁止进入区域、和关于机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的基准工作线进行说明。
图10图示了为得到所要求的内燃机负载所需要的进气量即要求进气量、机械压缩比和进气阀闭阀时刻。另外，在图10中，要求进气量随着远离原点0而增大，且机械压缩比随着远离原点0而增大。此外，在图10中，进气阀闭阀时刻用进气下止点后(ABDC)的曲轴转角来表示，因此，进气阀闭阀时刻随着远离原点0而被滞后。
另一方面，在图10中，Q1、Q2、Q3、Q4、Q5各自表示相同进气量面，Q6表示节气门17处于全开的节气门全开面。从图10可知，此节气门全开面Q6由向上凸出的弯曲面形成。在此节气门全开面Q6的下方区域中，越趋于下方则节气门开度越小。
在图10中，剖面线所示的区域表示各相同进气量面Q1、Q2、Q3、Q4、Q5内的禁止进入区域。另一方面，图11表示从图10上方观察的情况，图12(A)表示从箭头标记方向观察图10中左侧面S1时的情况，图12(B)表示从箭头标记方向观察图10中右侧面S2时的情况，在上述图11以及图12(A)、(B)中，剖面线所示的区域也表示禁止进入区域。
由图10、图11、图12(A)、(B)可知，禁止进入区域以三维的状态展开，并且此禁止进入区域由高负载侧的区域X1和低负载侧的区域X2这两个区域组成。另外，从图10、图11、图12(A)、(B)可知，高负载侧的禁止进入区域X1的要求进气量多，且其在进气阀闭阀时刻提前侧被形成于机械压缩比较高的一侧，而低负载侧的禁止进入区域X2的要求进气量少，且其在进气阀闭阀时刻滞后侧被形成于机械压缩比较低的一侧。
另外，图9图示了相对于要求进气量而能够得到最小耗油率的、进气阀闭阀时刻、机械压缩比和节气门开度的关系，满足这些关系的线在图10以及图11中用实线W来表示。从图10可知，此线W在与相同进气量面Q3相比进气量更多的一侧，于节气门全开面Q6上延伸，在与相同进气量面Q3相比进气量更少的一侧，于右侧面S2上延伸。此相同进气量面Q3对应于图9中的负载L1。
即，在与图9中L1相比内燃机负载更高的区域中，内燃机负载越高、即要求进气量越大，则在节气门17被保持为全开的状态下进气阀闭阀时刻越被提前，此时，为使实际压缩比保持固定，从而要求进气量越增大，则机械压缩比越被降低。此时的机械压缩比与进气阀闭阀时刻之间的关系用图10的节气门全开面Q6上的线W来表示。即，如图10所示，在与相同进气量面Q3相比进气量较多的一侧，要求进气量越增大，则越在节气门17被保持为全开的状态下将进气阀闭阀时刻提前，此时，为使实际压缩比保持固定，从而要求进气量越增大，则机械压缩比越被降低。
另一方面，在内燃机负载与图9中L1相比更低的区域中，机械压缩比以及进气阀闭阀时刻被保持固定，且内燃机负载越低、即要求进气量越减少，则越减小节气门17的开度。此时的机械压缩比与进气阀闭阀时刻之间的关系用图10的右侧面S2上的线W来表示。即，如图10所示，在与相同进气量面Q3相比进气量较少的一侧，机械压缩比以及进气阀闭阀时刻被保持固定，且内燃机负载越低、即要求进气量越减少，则进气阀17的开度越被减小。
在本申请说明书中，将在要求进气量发生变化时机械压缩比和进气阀闭阀时刻所走出的线称为工作线，特别将图10所示的线W称为基准工作线。另外，如上所述，此基准工作线表示能够得到最小耗油率的最小耗油率工作线。
如上所述，在此基准工作线W上实际压缩比被保持固定。由于实际压缩比与节气门17的开度无关，而仅由机械压缩比以及进气阀闭阀时刻决定，因此在图10中，在穿过基准工作线W而于垂直方向上延伸的曲面上，成为相同实际压缩比。此时，在与此曲面相比机械压缩比更高的一侧，实际压缩比增高，而在与此曲面相比机械压缩比更低的一侧，实际压缩比降低。即，粗略地说，高负载侧禁止进入区域X1位于，与基准工作线W上的实际压缩比相比实际压缩比更高的区域，低负载侧禁止进入区域X2位于，与基准工作线W上的实际压缩比相比实际压缩比更低的区域。
而且，当为了提高耗油率而提高实际压缩比时会发生爆燃，如果为了阻止爆燃的发生而使点火时刻滞后，则燃烧将变得不稳定从而产生扭矩变动。高负载侧禁止进入区域X1是产生这种扭矩变动的运转区域，因此在内燃机运转时需要避免内燃机的运转状态进入到这种产生扭矩变动的运转区域内。另一方面，当进气量少从而实际压缩比降低时，将变得难以进行燃烧，当节气门17的开度变小从而压缩端压力降低时，燃烧将恶化从而产生扭矩变动。低负载侧禁止进入区域X2为产生这种扭矩变动的运转区域，因此，在内燃机运转时需要避免内燃机的运转状态进入到此运转区域内。
另一方面，实际压缩比越升高则耗油率越提高，因此能够在不产生爆燃和扭矩变动的条件下得到最小的耗油率的最小耗油率的工作线如图10以及图11的W所示，在高负载侧禁止进入区域X1的外部，沿高负载侧禁止进入区域X1的边缘延伸。如上所述，在本发明所涉及的实施例中，此最小燃烧工作线被设定为基准工作线W，在基本情况下，根据要求进气量而将机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及节气门17的开度控制为，使表示机械压缩比与进气阀闭阀时刻的组合的工作点在此基本工作线W上进行移动。另外，通过相对位置传感器22、气门正时传感器23以及节气门开度传感器24来常时检测当前的工作点。
接下来，从基本的控制方法开始对本发明所涉及的机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及节气门17开度的控制方法进行说明。图3至图15表示此基本的控制方法。
即，图13表示在机械压缩比以及进气阀闭阀时刻被维持为基准工作线W上的m点的值时，要求进气量被增大的情况。而且，在本发明所涉及的实施例中，例如，每隔预定时间而计算出要求进气量，并且依次计算出满足每隔预定时间所计算出的该要求进气量的、基准工作线W上的工作点。满足此要求进气量的工作点、即要求工作点的一个示例，在图13中用a1、a2、a3、a4、a5、a6来表示。即，在此示例中，在要求进气量被增大之后，首先满足所检测出的要求进气量的要求工作点为a1，接着满足所检测出的要求进气量的要求工作点为a2，接着满足所检测出的要求进气量的要求工作点为a3。
当要求工作点发生变化时，表示机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的工作点向新的要求工作点进行变化。即，在图13所示的示例中，当要求工作点被设定为a1时，表示机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的工作点将从m点向a1点进行变化，当要求工作点被设定为a2时，表示机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的工作点将向a2进行变化。此时，如果在要求工作点发生变化之前，机械压缩比以及进气阀闭阀时刻到达要求工作点，则机械压缩比以及进气阀闭阀时刻不会产生任何问题而将追随于要求工作点的变化而进行变化。但是，在要求工作点发生变化之前机械压缩比以及进气阀闭阀时刻未到达要求工作点的情况下，则有时会产生问题。
即，在图13中，在机械压缩比以及进气阀闭阀时刻位于点m时，在要求工作点变成a1以后，机械压缩比以及进气阀闭阀时刻没有发生变化，此时，为了满足要求进气量从而节气门17的开度被增大。通过作动器16而实现的节气门17的开度变化的响应性极其迅速，因此当要求工作点变为a1时，表示机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的工作点会立即从m点移向a1点。
接下来，当要求工作点变为a2时，机械压缩比仅被稍微降低且进气阀闭阀时刻仅被稍微提前，同时节气门17被全开。此时，在计算出下一个要求工作点a3时，机械压缩比以及进气阀闭阀时刻到达要求工作点a2的附近。此时到达的机械压缩比以及进气阀闭阀时刻在图14中用工作点b2来表示，其中，图14表示从图13的上方观察时的情况。
当计算出要求工作点a3时，机械压缩比以及进气阀闭阀时刻开始从工作点b2向要求工作点a3进行移动。即，在节气门17为全开的状态下，机械压缩比被降低，并且进气阀闭阀时刻被提前。但是，通过可变压缩比机构A而实现的机械压缩比变化的响应性以及通过可变气门正时机构B而实现的进气阀7闭阀时刻变化的响应性没有这么迅速，尤其是，通过可变压缩比机构A而实现的机械压缩比变化的响应性相当迟缓。因此，在要求进气量的增大速度较快时，要求工作点和表示机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的实际值的工作点将逐渐偏离。例如，在图14中产生如下的状态，即，在要求工作点移动到a6时，表示机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的实际值的工作点依然位于b2附近。
但是，在这样的情况下，如果通过反馈控制来使机械压缩比以及进气阀闭阀时刻在不会进入到禁止进入区域X1内的条件下向要求工作点移动，则在机械压缩比以及进气阀闭阀时刻到达要求工作点之前需要耗费时间。即，在此情况下，在由于使进气阀闭阀时刻提前从而工作点即将进入到禁止进入区域X1内时，停止发挥进气阀闭阀时刻的提前作用，然后,机械压缩比以一定量而被减少。当机械压缩比以一定量被减少时，进气阀闭阀时刻再次被提前，当工作点即将进入到禁止进入区域X1内时，停止发挥进气阀闭阀时刻的提前作用。以后，重复执行此过程。
即，当通过反馈控制而使机械压缩比以及进气阀闭阀时刻向要求工作点进行移动时，表示机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的工作点将沿着禁止进入区域X1的边缘而以锯齿状进行移动，这样一来，在使机械压缩比以及进气阀闭阀时刻到达要求工作点之前需要耗费时间。其结果为，对于要求进气量的变化无法得到良好的内燃机的响应性。
因此，在本发明中，在要求进气量发生变化时，计算出如下的目标动作点，该目工作标点为，机械压缩比以及进气阀闭阀时刻从当前的工作点起，在不会进入到禁止进入区域X1、X2内的条件下，朝向满足要求进气量的要求工作点而在一定时间后所能够到达的目标工作点，并且，使机械压缩比以及进气阀闭阀时刻向此目标工作点进行变化。
接下来，参照表示节气门全开面Q6的图14，对将本发明具体化的一个实施例进行说明。如上所述，图14图示了在要求工作点变为a3时表示机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的工作点为b2的情况。在此情况下，箭头标记R2表示机械压缩比朝向要求工作点a3而在预定的一定时间内所能够到达的量，箭头S2表示进气阀闭阀时刻朝向要求工作点a3而在预定的一定时间内所能够到达的量。此外，在图14中，c2表示从当前的工作点b2起，在不会进入到禁止进入区域X1内的条件下朝向满足要求进气量的要求工作点a3而在一定时间后所能够到达的目标工作点。
如图14所示，在要求进气量被增大且工作点b2以及要求工作点a3位于节气门全开面Q6上时，此目标工作点c2位于基准工作线W上，在图14所示的示例中，位于最小耗油率工作线W上。即，在图14所示的示例中，在节气门17被维持在全开状态时，目标工作点在沿着禁止进入区域X1的外部、即沿着禁止进入区域X1的边缘而延伸的最小耗油量工作线W上进行移动。
另外，在图14中，如果在要求工作点为a6时，表示机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的工作点已经为bi，则在此情况下，也将目标工作点设定为基准工作线W上的点ci。另外，在图14中，箭头标记Ri同样表示机械压缩比在一定时间后所能够到达的量，箭头Si表示进气阀闭阀时刻在一定时间后所能够到达的量。
如此在图14所示的示例中，在工作点为b2时，如果计算出目标工作点c2，则在一定时间后表示机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的工作点将到达目标工作点c2。此时，计算出从当前的工作点c2起，在不会进入到禁止进入区域X1内的条件下朝向满足要求进气量的要求工作点而在一定时间后所能够到达的下一个新的目标工作点，从而工作点将在一定时间后到达此新的目标工作点。在此情况下，在本发明所涉及的实施例中，通过PID(比例微积分)控制而使机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及节气门17的开度到达目标工作点。
如此，在图14所示的示例中，表示机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的工作点沿基准工作线W而不停滞地平滑地移动。即，在图13中，在机械压缩比以及进气阀闭阀时刻被维持在m点时，如果要求进气量被增大，则机械压缩比以及进气阀闭阀时刻将如图15中的箭头所示沿基准工作线W而不停滞地平滑地变化。其结果为，对于要求进气量的变化能够确保良好的内燃机的响应性。
在此情况下，为了进一步提高内燃机对要求进气量的响应性，优选尽可能地使目标工作点c2、ci远离各自所对应的当前的工作点b2、bi。因此，在本发明所涉及的实施例中，使目标工作点c2、ci为，在从目标工作点c2、ci所对应的当前的工作点b2、bi起、在不会进入到禁止进入区域X1内的条件下朝向满足要求进气量的要求工作点而在一定时间后所能够到达的工作点中，距离当前的工作点b2、bi最远离的工作点。
即，在当前的工作点为b2时，从工作点b2起的机械压缩比的到达极限被设定为目标工作点c2，对于进气阀闭阀时刻而言，此目标工作点c2与从工作点b2起的进气阀闭阀时刻的到达极限相比位于更近前处。因此，在此时，机械压缩比以可能的最大速度而被降低，且进气阀闭阀时刻以与可能的最大速度相比较缓慢的速度而被提前。相对于此，在当前的工作点为bi时，从工作点bi起的进气阀闭阀时刻的到达极限被设定为目标工作点ci，对于机械压缩比而言，此目标工作点ci与从工作点bi起的进气阀闭阀时刻的到达极限相比位于更近前处。因此，在此时，进气阀闭阀时刻以可能的最大速度而被提前，且机械压缩比以与可能的最大速度相比较缓慢的速度而被减小。
进气阀闭阀时刻的可能的最大速度、即在一定时间后所能够到达的值，几乎不会受到内燃机的运转状态的影响，因此无论内燃机的运转状态如何，在进气阀闭阀时刻的一定时间后所能够到达的值是固定的。相对于此，机械压缩比的可能的最大变化速度、即在一定时间后所能够到达的值，深受内燃机的运转状态等的影响。接下来参照图16以及图17对此进行说明。
图16图示了一定时间内的机械压缩比的可变更量，即当前的机械压缩比和在一定时间后所能够到达的机械压缩比的压缩比差、与内燃机负载之间的关系。另外，图16图示了机械压缩比被设定为某机械压缩比时的压缩比可变更量，在图16中，单点划线F0表示内燃机处于停止时的压缩比可变更量。此外，在图16中用虚线来表示由燃烧压力对可变压缩比机构A施加的扭矩。此扭矩朝向将气缸体2从曲轴箱1上拉开的方向而发挥作用，即朝向使压缩比降低的方向而发挥作用。如虚线所示，燃烧压力越高、即内燃机负载越高，则此扭矩越大。
如此，由于此扭矩朝向使压缩比降低的方向而对可变压缩比机构发挥作用，因此在使机械压缩比降低时，机械压缩比将容易地降低，因此此时压缩比的可变更量变大。在图16中实线F1表示此时的压缩比可变更量，此时内燃机负载越高则压缩比变更量越大。相对于此，由于此扭矩阻碍机械压缩比的增大，因此在使机械压缩比增大时，与使机械压缩比降低时相比，压缩比可变更量变小。在图16中，实线F2表示使机械压缩比增大时的压缩比可变更量，此时内燃机负载越高则压缩比可变更量越小。
在本发明所涉及的一个实施例中，预先存储如图16中F0所示的作为基准的压缩比可变更量，并通过根据在图16中以F1以及F2所示的关系来对此基准压缩比可变更量进行补正，从而计算出与内燃机负载相对应的压缩比可变更量。再根据所计算出的压缩比可变更量而计算出在一定时间后所能够到达的机械压缩比的到达值。即，在此实施例中，在要求进气量发生变化时，根据内燃机负载而改变在一定时间后所能够到达的机械压缩比的到达值。
图17表示一定时间内的机械压缩比的可变更量与凸轮轴54、55的旋转角度之间的关系、即与圆形凸轮58的旋转角度之间的关系。另外，在图17中，横轴的左端表示图3(A)所示的机械压缩比处于最低状态时的情况，在图17中，横轴的右端表示图3(C)所示的机械压缩比处于最高状态时的情况。此外，图17图示了内燃机负载被设定为某负载时的压缩比可变更量，在图17中，虚线表示由燃烧压力在可变压缩比机构A上所施加的扭矩。
在图2所示实施例中，作为蜗轮蜗杆机构而使用了如下形式的蜗轮蜗杆机构，该形式为，通过蜗轮63、64而使蜗杆61、62不会被旋转的形式，即蜗杆61、62发挥对蜗轮63、64的倒转止动作用的形式，图17的单点划线G0表示在使用这种蜗轮蜗杆机构的情况下停止内燃机的运转时的压缩比可变更量。从图3(A)、(B)、(C)可知，在机械压缩比处于中间时、即处于图3(B)所示之时，凸轮轴54、55的每单位旋转角度所对应的压缩比变化量最大，因此如图17的单点划线G0所示，机械压缩比处于中间时压缩比可变更量最大。
另外，如图17中虚线所示，当由燃烧压力对可变压缩比机构A施加的扭矩如图3(B)所示时、即机械压缩比处于中间时，所述扭矩达到最高。另一方面，在图17中，实线G1表示使机械压缩比降低的情况，实线G2表示使机械压缩比增大的情况。如图17所示，与使机械压缩比增大时的压缩比可变更量G2相比，在使机械压缩比降低时的压缩比可变更量G1更大。而且，由于机械压缩比处于中间时，基于燃烧压力而产生的扭矩达到最高，因而此时压缩比可变更量G1升高，压缩比可变更量G2降低。
在本发明所涉及的一个实施例中，预先存储如图17中G0所示的作为基准的压缩比可变更量，并通过根据图17中以G1以及G2所示的关系来对此基准压缩比可变更量进行补正，从而计算出与凸轮轴54、55的旋转角度相对应的压缩比可变更量。并且，通过根据图16中以F1以及F2所示的关系来对此压缩比可变更量进行补正，从而计算出与凸轮轴54、55的旋转角度以及内燃机负载相对应的压缩比可变更量。接着，根据该计算出的压缩比可变更量而计算出在一定时间后所能够到达的机械压缩比的到达值
即，在此实施例中，在要求进气量发生变化时，在一定时间后所能够到达的机械压缩比的到达值，根据旋转的凸轮58的旋转角度以及内燃机负载而进行变化。
接着，参照图18至图35对要求进气量被减少的情况进行说明。另外，在图18至图35中，图18以及图19图示了要求进气量被缓慢减少的情况，图20至图27图示了要求进气量被较快地减少的情况，图28至图35图示了要求进气量被急剧地减少的情况。另外，图18至图35图示了，在表示机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的组合的工作点位于基准工作线W上的n点时，开始发挥要求进气量的减少作用的情况。
首先，参照图18以及图19对要求进气量被缓慢减少的情况进行说明。另外，图19图示了与图14同样的节气门全开面Q6。
图19图示了在此情况下的当前工作点与要求工作点之间的关系。即，在图19中，当前的工作点为ei时的要求工作点用di来表示，此时机械压缩比在一定时间后所能够到达的量用Ri来表示，此时进气阀闭阀时刻在一定时间后所能够到达的量用Si来表示。并且，在图19中，当前的工作点为ej时的要求工作点用dj来表示，此时机械压缩比在一定时间后所能够到达的量用Rj来表示，此时进气阀闭阀时刻在一定时间后所能够到达的量用Sj来表示。
此时，由于要求工作点di到达了机械压缩比的到达极限的近前处，且到达了进气阀闭阀时刻的到达极限的近前处，因此要求工作点di成为了目标工作点。同样，由于要求工作点dj到达了机械压缩比的到达极限的近前处，且到达了进气阀闭阀时刻的到达极限的近前处，因此要求工作点dj成为了目标工作点。因此，此时工作点沿基准工作线W而进行移动。即，在要求进气量缓慢减少时，在节气门17被保持全开的状态下使进气阀闭阀时刻缓慢滞后，并缓慢增大机械压缩比以使实际压缩比保持固定。
接着，参照图20至图27，对要求进气量被较快地减少的情况进行说明。如上所述，在根据本发明所涉及的实施例中，每隔预定的时间而计算出要求进气量，满足被依次计算出的要求进气量的、基准工作线W上的要求工作点，在图22中用d1、d2、d3、d4、d5来表示。
另外，为了易于理解本发明中的控制，从而在图20中图示了如下情况，即，要求工作点d1处的要求进气量为Q5，要求工作点d2处的要求进气量为Q5与Q4的中间值，要求工作点d3处的要求进气量为Q4，要求工作点d4处的要求进气量为Q4与Q3的中间值，要求工作点d5处的要求进气量为Q3。即，图示了被依次计算出的要求进气量表示从Q6（n点）变化为Q5、Q5与Q4的中间值、Q4、Q4与Q3的中间值、Q3的情况。
此外，图21图示了节气门全开面Q6，图22图示了进气量为Q5的相同进气量面，图23图示了进气量为Q5与Q4的中间值的相同进气量面，图24图示了进气量为Q4的相同进气量面，图25图示了进气量为Q4与Q3的中间值的相同进气量面，图26图示了进气量为Q3相同进气量面。
而且，在机械压缩比以及进气量闭阀时刻被保持在图20所示的工作点n时，要求进气量从Q6变为Q5，其结果为，当要求工作点成为d1时，首先如图21所示，在节气门全开面Q6上计算出目标工作点e1。此目标工作点e1的计算方法与此前所叙述的计算方法相同，即，根据机械压缩比在一定时间后所能够到达的量和进气阀闭阀时刻在一定时间内所能够到达的量，而计算出在不会进入到禁止进入区域内的条件下最接近要求工作点d1的目标工作点e1。在图21所示的示例中，此目标工作点e1位于基准工作线W上。
因此，此目标工作点e1处的进气量为Q6与Q5的中间值、即处于大于要求进气量Q5的状态。但是优选为，尽可能使进气量与要求进气量一致。但是，在要求进气量被减少时，可以通过使节气门17的开度发生变化来调节进气量。因此，当目标工作点e1处的进气量处于大于要求进气量Q5的状态时，在不改变对机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的目标值的条件下，使节气门17闭阀至，使进气量成为要求进气量所需要的目标开度为止。
即，在图20中，位于图21所示的节气门全开面Q6上的目标工作点e1的正下方的位置处的、相同进气量面Q5上的点被设定为最终的目标工作点e1。图20以及图22中图示了此相同进气量面Q5上的最终的目标工作点e1，其中，使机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及节气门17的开度朝向最终的目标工作点e1而进行变化。即，此时使机械压缩比增大，并使进气阀闭阀时刻滞后，且使节气门17的开度从全开状态起被减小。
接着，当要求进气量成为Q5与Q4的中间值，从而要求工作点成为d2时，此次如图22所示，在当前的进气量Q5处的相同进气量面上计算出目标工作点e2。此目标工作点e2的计算方法也与此前所叙述的计算方法相同，即，根据机械压缩比在一定时间后所能够到达的量和进气阀闭阀时刻在一定时间内所能够到达的量，来计算出在不会进入到禁止进入区域内的的条件下最接近要求工作点d2的目标工作点e2。在图22所示的示例中，此目标工作点e2位于相同进气量面Q5内的基准工作线W上。
但是此时，目标工作点e2处的进气量也处于大于要求进气量的状态。因而此时，也将在图20中位于图22所示的相同进气量面Q5上的目标工作点e2的正下方的位置处的、相同进气量面(Q5与Q4的中间值)上的点作为最终的目标工作点e2。图20以及图23图示了此相同进气量面（Q5与Q4的中间值）上的最终的目标工作点e2，其中，使机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及节气门17的开度朝向最终的目标工作点e2而进行变化。此时也使机械压缩比增大，并使进气阀闭阀时刻滞后，且使节气门17的开度从全开状态起被减小。
接着，要求进气量成为Q4，接下来成为Q4与Q3的中间值，再接下来成为Q3，并依次反复进行相同的过程。即，当要求进气量成为Q4时，如图24所示而计算出位于相同进气量面Q4上的最终的目标工作点e3，当要求进气量成为Q4与Q3的中间值时，如图25所示而计算出位于相同进气量面(Q4与Q3的中间值)上的最终的目标工作点e4，接下来当要求进气量成为Q3时，如图26所示而计算出位于相同进气量面Q3上的最终的目标工作点e5。
在此期间内，即，使机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及节气门17开度依次向最终的目标工作点e3、e4、e5进行变化的期间内，机械压缩比被增大，并且进气阀闭阀时刻被滞后，且节气门17的开度被减小。
当要求进气量成为Q3时，如图26所示在相同进气量面Q3上依次计算出最终的目标工作点e6、e7、e8、e9、e10，使机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及节气门17的开度依次经过这些最终目标工作点e6、e7、e8、e9、e10而变化到要求工作点d5。在此期间内，机械压缩比被增大，并且进气阀闭阀时刻被滞后至e8，且节气门17的开度被逐渐增大，并在到达e8时被全开。
图27图示了，在如图20所示使目标进气量较快速地从Q6(n点)减少到Q3(目标工作点d5)时的进气阀闭阀时刻、机械压缩比、实际压缩比、节气门开度的变化。从图27可知，在此情况下，要求进气量变为目标值之后(工作点e4),进气阀闭阀时刻的滞后作用结束（目标工作点e8），接着机械压缩比的增大作用结束（目标工作点d5）。另一方面，实际压缩比逐渐减少，直到进气阀闭阀时刻的滞后作用结束为止，然后逐渐上升。此外，使节气门开度从全开状态起逐渐减小，直到工作点成为相同进气量面Q3上的工作点e5为止，然后到进气阀闭阀时刻的滞后作用结束为止(工作点8)逐渐开阀到全开状态。
如图20至图27所示，在要求进气量被较快地减少时，在实施机械压缩比以及进气阀闭阀时刻的控制的基础上还对节气门开度进行控制。在本发明中，此时，对于机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及节气门开度的组合设定了三维的禁止进入区域X1、X2，从而禁止表示机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及节气门开度的组合的工作点禁止进入到此三维的禁止进入区域X1、X2内。
另外，在此情况下，在要求进气量发生变化时，也对机械压缩比以及进气阀闭阀时刻计算出如下的目标工作点，该目标工作点为，从当前的工作点起，在不会进入到三维的禁止进入区域X1、X2内的条件下，朝向满足要求进气量的工作点而在一定时间后所能够到达的目标工作点，并且，使机械压缩比以及进气阀闭阀时刻向所计算出的目标工作点进行移动。并且在此情况下，在要求进气量变化时，根据要求进气量而使节气门开度以不会进入到三维的禁止进入区域X1、X2内的方式而进行改变。
另外，在此时，也为了使机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及节气门开度尽快地达到满足要求进气量的要求工作点，从而将目标工作点设定为，从当前的工作点起，在不会进入到三维的禁止进入区域X1、X2内的条件下，朝向满足要求进气量的工作点而在一定时间后所能够到达的工作点中距离当前的工作点最为远离的工作点。
而且此时，在本发明所涉及的实施例中，在要求进气量减少时，对机械压缩比以及进气阀闭阀时刻计算出如下的目标工作点，该目标工作点为，从当前的工作点起，在不会进入到在当前的进气量的禁止进入区域X1、X2内的条件下，朝向满足要求进气量的工作点而在一定时间后所能够到达的目标工作点，并且，使机械压缩比以及进气阀闭阀时刻朝向所计算出的目标工作点而进行变化。另一方面，此时，对于节气门开度，在所计算出的目标工作点上，计算出满足要求进气量的目标开度，并且，只要目标开度不会进入到三维的禁止进入区域X1、X2内，即可使节气门开度变化到目标开度。
而且，在如图18以及图19所示要求进气量被缓慢减少的情况下、以及如图20至图27所示要求进气量被较快地减少的情况下，实际被供给至燃烧室5内的进气量常时与要求进气量大致一致。在这种实际被供给至燃烧室5内的进气量与要求进气量大致一致的情况下，利用已参照图18以及图19而进行了说明的方法、或已参照图20至图27而进行了说明的方法，从而能够将内燃机负载控制为所要求的内燃机负载。
但是，在要求进气量被急剧地减少到最小进气量的这种情况下，实际被供给至燃烧室5内的进气量无法追随于要求进气量的急剧减少而减少。因此，在此情况下，被供给至燃烧室5内的进气量与要求进气量不一致，从而在此情况下不能使用参照图20至图27而进行了说明的方法。即，在此情况下需要使用其他的方法。
此外，在图20至图27所示的方法中，在要求进气量被减少到最小进气量时，使节气门17闭阀，直到满足最小进气量、即要求进气量的开度为止。在此情况下，满足此最小进气量、即要求进气量的节气门开度为比较大的开度，因此，此时节气门17只闭阀到比较大的开度。但是，如果以此方式在要求进气量被减少到最小进气量时，节气门17只闭阀到比较大的开度，则实际被供给至燃烧室5内的进气量的减少速度将相当缓慢，其结果为，无法得到良好的车辆减速感。
因此，在本发明中设定为，当要求进气量被急剧减少到最小进气量时，立即使节气门17全闭。如果以此方式立即使节气门17全闭，则能够加快实际被供给至燃烧室5内的进气量的减少速度。接着参照图28对此进行说明。
图28将如下的变化与进气阀闭阀时刻的变化以及浪涌调整槽12内的压力的变化同时进行了图示，该变化为，如果要求进气量减少到最小进气量则立即使节气门17全闭时的、实际被供给至燃烧室5内的进气量(以下简称为实际的进气量)的变化。另外，在图28上，在进气阀闭阀时刻的滞后速度被设定为由a、b、c所表示的不同的滞后速度时，浪涌调整槽12内的压力以及实际的进气量所对应的变化分别用a、b、c来表示。另外，a表示进气阀闭阀时刻以最快的滞后速度而滞后的情况。
另外，内燃机通常在节气门的下游具备如浪涌调整槽这种大容积部，当存在这种大容积部时，即使节气门被全闭，实际的进气量在大容积部的空气被消耗之前也不会立刻减少。例如，如果在要求进气量变为最小进气量时，立刻使节气门17全闭，并以最快的速度使进气阀闭阀时刻滞后，则看起来会急速地使实际的进气量减少。但此时，在图28中如a所示，实际的进气量并没太减少。
即，由于当使进气阀闭阀时刻滞后时，实际的压缩作用开始时的燃烧室5的容积将随之而减少，因此实际进气量将减少。但是，当加快进气阀闭阀时刻的滞后速度时，在发挥滞后作用的期间内从浪涌调整槽12内被送出到燃烧室5内的空气量将减少。因此，如图28的a所示，当加快进气阀闭阀时刻的滞后速度时，浪涌调整槽12内的压力并没太降低，实际的进气量在进气阀闭阀时刻的滞后作用过程中虽然急速地降低，但是在滞后作用结束后则会缓慢地减少。
相对于此，如图28中b或c所示，当使进气阀闭阀时刻的滞后速度稍微降低时，每单位时间内从浪涌调整槽12内被送出到燃烧室5内的空气量将增大。因此，当使进气阀闭阀时刻的滞后速度降低时，浪涌调整槽12内的压力的下降速度将逐渐加快，实际的进气量达到最小进气量为止的时间将逐渐缩短。如此，如图28所示在要求进气量被急剧地减少到最小进气量时，即使立刻使节气门17全闭，实际的进气量也不会追随于要求进气量的减少而减少。
图29图示了与图10同样的图，图30图示了与图11同样的图。但是，图29的纵轴不是要求进气量而是实际的进气量。另外，虽然在从图10到图27所示的示例中，图10等的纵轴也表示实际的进气量，但是，由于在从图10到图27这些图所示的示例中，要求进气量和实际的进气量大体一致，因此，为了便于说明，图10等的纵轴被表示为要求进气量。此外，在图29以及图30中，省略了高负载侧禁止进入区域X1，而仅仅图示了低负载侧禁止进入区域X2。并且，在图29中以三维的方式描绘了低负载侧禁止进入区域X2。
另外，当要求进气量被减少到最小进气量时，表示机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及实际的进气量的组合的工作点逐渐产生进入到低负载侧禁止进入区域X2内的可能性。对此，参照图29以及图30进行说明。
图29以及图30图示了在工作点位于节气门全开面Q6上的n点时要求进气量被减少到最小进气量的情况下的工作点移动的情形。另外，在图29以及图30中，a以及c分别对应图28中的a以及c。即，在要求进气量被减少到最小进气量时，如果使进气阀闭阀时刻以最快的速度滞后，则如图29以及图30中a所示，工作点从n点起朝向右侧面S2上的点d进行移动，接着在右侧面S2上朝向正下方移动。其结果为，工作点在右侧面S2上进入到了禁止进入区域X2内。即，此时如图31所示，进气阀闭阀时刻到达最大滞后位置后，在实际的进气量减少的中途，工作点进入到了禁止进入区域X2内。
相对于此，在要求进气量被减少到最小进气量时，尽管在进气阀闭阀时刻以与最快速度相比稍慢的速度而被滞后时，也会如图29以及图30中C所示，工作点从n点起向禁止进入区域X2移动，并在e点处进入到禁止进入区域X2内。即，此时如图32所示，在发挥进气阀闭阀时刻的滞后作用的期间内，工作点在实际的进气量减少的中途进入到禁止进入区域X2内。
从图31以及图32可知，由于工作点在实际的进气量减少的中途进入到禁止进入区域X2内，因而此时为了阻止工作点进入到禁止进入区域X2内，可以在工作点接近禁止进入区域X2时，暂时停止发挥实际的进气量的减少作用，直到机械压缩比充分增大为止。虽然为了停止发挥实际的进气量的减少作用，需要停止发挥进气阀闭阀时刻的滞后作用，但是此时，只要停止位置稍微发生偏移，则工作点就会进入到禁止进入区域X2内。因此，作为实际问题，准确地控制进气阀闭阀时刻，以停止发挥实际的进气量的减少作用是比较困难的。
因此实际上，在工作点接近禁止进入区域X2时，以如图31以及图32中虚线所示使实际的进气量增大的方式，而使进气阀闭阀时刻提前。但是，在要求进气量被急剧减少时，即，在急剧的减速运转时，如果使实际的进气量暂时地增大，则会给车辆的驾驶者带来不适感。
因此，在本发明中，在要求进气量减少时，为了在工作点不会进入到禁止进入区域X2内的条件下得到良好的减速感，从而对禁止进入区域X2设定禁止进入层，以覆盖禁止进入区域X2。接下来，参照图33以及图34对此禁止进入层进行说明。另外，图34(A)图示了在图33中沿箭头标记A观察的图，图34(B)表示在图33中沿B-B截面观察的剖视图，图34(C)图示了在图33中沿箭头标记C观察的右侧面S2。另外，在这些图中，仅仅在图34(B)中图示了高负载侧禁止进入区域X1。
如图33以及图34(A)、(B)、(C)所示，禁止进入区域X2在最小进气量时具有最广的区域，并且随着进气量的增大而逐渐减小。在本发明中，在要求进气量减少时，对此禁止进入区域X2设定禁止进入层Y。从图33以及图34(A)、(B)、(C)可知，此禁止进入层Y在最小进气量时沿着禁止进入区域X2的边缘延伸，并且，随着进气量从最小进气量起增大从而在包围禁止进入区域X2的同时，从禁止进入区域X2起向进气量增大侧延伸。具体地说，此禁止进入层Y从禁止进入区域X2的上表面起延伸到节气门全开面Q6。
在本发明中，工作点进入禁止进入层Y内的情况被禁止。即，在本发明中，在要求进气量被减少，从而工作点向禁止进入区域X2移动时，对工作点进入到禁止进入层Y内的情况进行禁止，由此阻止了工作点进入到禁止进入区域X2内的情况。
但是，在本发明所涉及的实施例中，在要求进气量被减少从而工作点到达禁止进入层Y的外周面YZ之后，使工作点沿着禁止进入层Y的外周面YZ而向进气量的减少方向进行移动。即，在本发明所涉及的实施例中，禁止进入层Y的外周面YZ形成了工作点的移动导向面。禁止进入层Y的外周面、即移动导向面YZ由倾斜平面形成，所述倾斜平面为，从节气门全开面Q6起，越接近最小进气量面Q1越成为高机械压缩比侧的倾斜平面，此移动导向面YZ的倾斜角度由实际的进气量的减少速度和机械压缩比的增大速度来决定。
即，在要求进气量被减少时，使机械压缩比以最大速度增大，移动导向面YZ的倾斜角被设定为倾斜角θK或其以上的倾斜角，其中，所述倾斜角θK由图34(C)中每单位时间内的机械压缩比的最大增大量CRK、和每单位时间内的实际的进气量的最大减少量GAK来决定。当移动导向面YZ的倾斜角被设定为这样的倾斜角θK或其以上时，沿移动导向面YZ被导向的工作点将不会进入到禁止进入层Y内，因此阻止了工作点进入到禁止进入区域X2内的情况。
另外，在图28中，可以认为，在实际的进气量变成最小进气量为止的时间最短时，实际的进气量在每单位时间内的减少量成为最大。另一方面，图28的C表示实际的进气量成为最小进气量为止的时间最短时的情况。因此，在本发明所涉及的实施例中，以图28的c来进行表示时的、每单位时间内的实际的进气量的减少量被设定为最大减少量GAK，根据此最大减少量GAK和机械压缩比的最大增大量CRK来决定移动导向面YZ的倾斜角θK。
在此，对实际的进气量的求取方法进行简单说明，即，在图1所示的内燃机中，当浪涌调整槽12内的压力和进气阀闭阀时刻以及内燃机转数被确定时，则填充效率确定，在本发明所涉及的实施例中，根据此填充效率来计算出实际的进气量。图35图示了某内燃机转数时的等填充效率线，在图35所示的示例中，填充效率η从η1起向ηi逐渐增高。在本发明所涉及的实施例中，对于各种转数而存储有如图35所示的关系，并根据这些关系而计算出填充效率，进而根据所计算出的填充效率来计算出实际的进气量。
上述的实际的进气量的计算方法是一个示例，也可以通过其他的方法来求得实际的进气量。例如，也可以使用针对进气气流的模型来求得实际的进气量。
接下来参照图36至图38对要求进气量急剧地减少到最小进气量时的工作点的移动路径进行说明。此时的工作点为，如前所述由机械压缩比和进气阀闭阀时刻以及实际的进气量所决定的点。另外，在要求进气量急剧地减少到最小进气量时，如前所述，立刻使节气门17全闭，并设定禁止进入层Y。
在本发明所涉及的实施例中，在要求进气量急剧减少以外的情况下不设定此禁止进入层Y，因此，在要求进气量增大时或要求进气量缓慢减少时，工作点能够进入到禁止进入层Y内。
另外，在机械压缩比以及进气阀闭阀时刻被保持为图36所示的工作点n时，如果要求进气量成为最小进气量，而结果为要求工作点成为了d，则此时以最大速度而使机械压缩比增大，直到工作点到达禁止进入层Y的移动导向面YZ为止，并且，进气阀闭阀时刻以如下速度而被滞后，该速度为，在图28中以实线C所示的速度，即，在要求进气量减少到最小进气量时，能够以最短的时间使实际的进气量减少到最小进气量的预定的速度。即，如果以能够包含图9中虚线所示的情况的方式来进行表述，则表述为，在要求进气量被减少时，开始发挥机械压缩比的增大作用、和使进气阀闭阀时刻向远离进气下止点的方向进行移动的作用，此时使进气阀闭阀时刻向远离进气下止点的方向进行移动的速度被设定为，在要求进气量减少到最小进气量时能够以最短的时间而使实际的进气量减少到最小进气量的预定的速度。
另外，以最大速度来使机械压缩比增大，并在进气阀闭阀时刻以图28中实线C所示的速度而被滞后的期间内，根据由压力传感器25检测出的浪涌调整槽12内的压力、进气阀闭阀时刻以及内燃机转数，而计算出实际的进气量，并根据所计算出的实际的进气量、机械压缩比以及进气阀闭阀时刻而判断出工作点是否到达了移动导向面YZ。
在图36至图38中，以e1表示到达移动导向面YZ上时的工作点的位置。在图36至图38所示实施例中，当工作点到达移动导向面YZ上时，停止发挥进气阀闭阀时刻的滞后作用。相对于此，无论工作点是否到达了移动导向面YZ，均以最大速度而继续增大机械压缩比，因此，当工作点到达移动导向面YZ上时，工作点从e1起向机械压缩比的增大方向而改变移动方向。
在工作点从e1起向机械压缩比的增大方向进行移动时，如果实际的进气量的减少量已经为最大减少量GAK时，则工作点从e1起沿着移动导向面YZ而到达最小进气量面Q1。此时的工作点的位置用e2来表示。
当工作点成为e2时，如图38所示，根据机械压缩比在一定时间后所能够到达的量R和进气阀闭阀时刻在一定时间内所能够到达的量S，而在最小进气量面Q1上，计算出在不会进入到禁止进入层Y内的条件下最接近要求工作点d的目标工作点e3。同样，在最小进气量面Q1上，根据机械压缩比在一定时间后所能够到达的量和进气阀闭阀时刻在一定时间内所能够到达的量，而依次计算出最接近要求工作点d的各个目标工作点e4、e5、e6、e7、e8、e9、e10，并使机械压缩比以及进气阀闭阀时刻在最小进气量面Q1上，依次经由最终的目标工作点e4、e5、e6、e7、e8、e9、e10变化到要求工作点d。在此期间内，机械压缩比被增大，进气阀闭阀时刻被滞后，直到e7为止。
图39图示了如图36至图38所示使工作点移动时的实际的进气量、节气门开度、进气阀闭阀时刻、机械压缩比以及实际压缩比的变化。从图39可知，在急剧地减少要求进气量之后，实际的进气量继续较快地减少，因此可以得到良好的车辆减速感。
另一方面，在此实施例中，实际的进气量到达最小进气量之后，开始进行节气门17的开阀动作。在进气量到达最小进气量后实行进气阀闭阀时刻的滞后作用的期间，实施此节气门17的开阀动作。此外，在实施此节气门17的开启动作期间，继续增大机械压缩比。
另一方面，如上所述，在工作点到达移动导向面YZ之后，工作点从e1起向机械压缩比的增大方向进行移动时，如果实际的进气量的减少量已经为最大减少量GAK，则工作点从e1起沿着移动导向面YZ而到达最小进气量面Q1上的e2点。相对于此，如果实际的进气量的减少量小于最大减少量GAK，则工作点随着机械压缩比的增大而从移动导向面起向外侧逐渐远离，并从禁止进入层Y起在高机械压缩比侧到达最小进气量面Q1。当工作点到达最小进气量面Q1时，与图38所示的方法同样，依次计算出工作点。
在此时，实际的进气量、节气门开度、进气阀闭阀时刻以及机械压缩比如图39所示而进行变化。但是，此时e1与e2的间隔长于图39所示的e1和e2的间隔。
图40以及图41图示了如下情况，即，如图40所示在工作点到达移动导向面YZ之后，工作点向机械压缩比的增大方向而沿着移动导向面YZ进行移动的期间内，仅使进气阀闭阀时刻稍微提前。此时，虽然在实际的进气量增大时，会给驾驶者带来不适感，但是，如图41所示，如果在e1和e2之间实际的进气量未增大，则不会给驾驶者带来不适感。因此可以在此时使进气阀闭阀时刻提前。也就是说，可以在如下的范围内使进气阀闭阀时刻提前、即、使其向接近进气下止点的方向移动，该范围为，在e1和e2之间实际的进气量不变或者减少的范围。
图42以及图43图示了如下情况，即，如图42所示在工作点到达移动导向面YZ之后，工作点朝向机械压缩比的增大方向而沿着移动导向面YZ进行移动的期间内，仅使进气阀闭阀时刻稍微提前。如此，当使进气阀闭阀时刻滞后时，如图43中的e1和e2之间所示，实际的进气量快速地减少，这样一来，可以得到良好的车辆减速感。但是，当使进气阀闭阀时刻滞后时，将产生工作点进入到禁止进入层Y内的危险。因此，进气阀闭阀时刻可以在工作点不会进入到禁止进入层Y内的范围内滞后，即，向远离进气下止点的方向进行移动。
即，在本发明所涉及的实施例中，当要求进气量被减少时，开始发挥机械压缩比的增大作用和使进气阀闭阀时刻向远离进气下止点的方向进行移动的作用，并且在工作点到达禁止进入层Y的外周面YZ之后、沿着禁止进入层Y的外周面YZ而进行移动的期间内，进气阀闭阀时刻以与到达外周面YZ之前的速度相比更慢的速度而被滞后或提前，或者停止发挥进气阀闭阀时刻的滞后以及提前作用，并且，此期间内机械压缩比以最大速度而被增大。
图28至图43中所说明的减速运转时的控制方法在要求进气量急剧地减少时被执行。在本发明所涉及的一个实施例中，在要求进气量以预定减少速度以上的速度而被减少时，判断为进气量已急剧地减少，此时执行图28至图43中所说明的减速运转控制。即，在本发明所涉及的实施例中，当要求进气量以预定的减少速度以上的速度而被减少时，用于控制进气量的节气门17被全闭，并且此时设定禁止进入层Y。
此外，在本发明所涉及的另一个实施例中，当要求进气量以预定减少速度以上的速度而被减少，且要求进气量达到了基准量以下时，判断为要求进气量已急剧地减少，此时使节气门17全闭的同时设定禁止进入层Y。图44至图47图示了利用这种判断基准时的目标值的计算程序。
并且，在此程序中，不仅在要求进气量被急剧减少时实施初始的控制，而且每隔预定的一定时间则计算出在该预定的一定时间后所能够到达的目标工作点。因此，图44至47所示的程序利用每个该预定时间的间隙来执行。虽然此预定的时间可以任意地进行设定，但是，在本发明所涉及的实施例中，此预定的一定时间为8msec。因此，在本发明所涉及的实施例中，每隔8msec则实施图44至47中所示的目标值的计算程序，每隔8msec则计算出从当前的工作点起经过8msec后所能够到达的目标工作点。
参照图44至47，首先在步骤100中，计算出要求进气量GX。此要求进气量GX例如作为加速踏板40的踏入量以及内燃机转数的函数而预先被存储在ROM32内。接下来在步骤101中，计算出与要求进气量GX相对应的基准工作线W上的要求工作点。接着在步骤102中，判断在紧急减速时会被设定的紧急减速标记是否被设定。当未设定紧急减速标记时，则进入步骤103。
在步骤103中，判断上一次间隙时的要求进气量GX1与当前的要求进气量GX之间的差(GX1-GX)是否大于预定的设定值M，即，判断要求进气量GX是否以预定的减少速度以上的速度而被减少。当要求进气量GX的减少速度在预定的减少速度以下时，则进入图45的步骤106。相对于此，当要求进气量GX的减少速度在预定的减少速度以上时，则进入步骤104。
在步骤104中，判断要求进气量GX是否已减小到小于预定的基准量N。当GX≥N时，则进入步骤106。相对于此，当GX＜N时，则进入步骤105来设定紧急减速标记。即，进入步骤105来设定紧急减速标记是在要求进气量GX以预定的减少速度以上的速度而被减少、且要求进气量GX达到了基准量N以下时进行的，在其他情况时则进入图45的步骤106。
在步骤106中，判断当前的工作点是否为要求工作点，如果当前的工作点为要求工作点则结束处理循环。相对于此，如果当前的工作点不是要求工作点，则进入步骤107，来判断要求进气量GX是否大于当前的工作点处的进气量GA。
在GX＞GA时，即，在应当增大最大进气量时，进入步骤108，并以根据图13至图15而说明的方式来决定目标工作点。即，在步骤108中，计算出在一定时间后所能够到达的进气阀闭阀时刻，接着在步骤109中，计算出在一定时间后所能够到达的机械压缩比。此时，将参照图16以及图17进行了说明的机械压缩比的可变更量纳入到考虑中从而计算出一定时间后所能够到达的机械压缩比。接着在步骤110中，计算出与要求进气量GX相对应的目标节气门开度。此目标节气门开度在要求工作点位于节气门全开面Q6上时，通常处于全开。
接着在步骤111中，以基于图14而进行了说明的方法来决定目标工作点。接着在步骤112中，根据所决定的目标工作点而计算出机械压缩比的目标值以及进气阀闭阀时刻的目标值。节气门开度的目标值在步骤110中已经作为目标节气门开度而进行了计算。
另一方面，在步骤107中，当判断为GX≤GA时，即，在应当减少进气量或进气量成为要求进气量时，则进入步骤113，并以基于图18至图27而进行了说明的方式来决定目标工作点。即，在步骤113中，计算出在一定时间后所能够到达的进气阀闭阀时刻，接着在步骤114中，计算出在一定时间后所能够到达的机械压缩比。此时，也将参照图16以及图17而进行了说明的机械压缩比的可变更量纳入到考虑中，从而计算出一定时间后所能够到达的机械压缩比。接着在步骤115中，计算出目标工作点，接着在步骤116中，计算出满足要求进气量的目标节气门开度。
另一方面，在图44的步骤105中，当紧急减速标记被设定时，则进入图46的步骤117。另外，一旦紧急减速标记被设定，则之后便从图44的步骤102跳到图46的步骤117。在步骤117中，计算出节气门17的目标开度。在设定紧急减速后，初次进入步骤117时，节气门17的目标开度被设定为预定的最小目标开度、即全闭。另外，节气门17的目标开度在以参照图39、图41以及图43而进行了说明的方式被设定为全闭后，不久便被逐渐增大。
接着在步骤118中，根据浪涌调整槽12内的压力、进气阀闭阀时刻以及内燃机转数而计算出实际的进气量GAX。接着在步骤119中，判断用于计算图41以及图43中e2点以后的目标值的目标值计算标记是否被设定。当目标计算标记未被设定时，则进入步骤120，并计算出表示机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及实际的进气量GAX的组合的当前的工作点。
接着在步骤121中，判断工作点是否到达了禁止进入层Y的外周面YZ。当工作点未到达禁止进入层Y的外周面YZ时，则进入步骤122，并计算出进气阀闭阀时刻以及机械压缩比的目标值。此时进气阀闭阀时刻的目标值被设定为，在以图28中的实线C所示的速度而被滞后时在一定时间后所到达的进气阀闭阀时刻，且机械压缩比的目标值被设定为，将参照图16以及图17进行了说明的机械压缩比的可变更量纳入考虑中的一定时间后所能够到达的机械压缩比。因此，此时进气阀闭阀时刻以图28中的实线C所示的速度而被滞后，并且机械压缩比以可能的最大速度而被增大。然后结束处理循环。
另一方面，在步骤121中，当判断为工作点到达了禁止进入层Y的外周面YZ时，则进入步骤123，来判断实际的进气量GAX是否达到了要求进气量以下。当GAX＞GA时，即，实际的进气量GAX大于要求进气量GA时，则进入步骤124，来计算出进气阀闭阀时刻以及机械压缩比的目标值。此时，机械压缩比的目标值被设定为，将参照图16以及图17进行了说明的机械压缩比的可变更量纳入到考虑中的一定时间后所能够到达的机械压缩比。因此，此时机械压缩比以可能的最大速度而被增大。
另一方面，此时进气阀闭阀时刻的目标值被设定为保持当前的进气阀闭阀时刻，或被设定为少许进行了提前的时刻，或被设定为少许进行了滞后的时刻。因而此时，进气阀闭阀时刻被暂时地固定，或被少许提前，或被少许滞后。然后结束处理循环。此时工作点沿着禁止进入层Y的外周面、即移动导向面YZ而进行移动。
接下来，在步骤133中，当判断为GAX≤GX时，即，当实际的进气量GAX减少到要求进气量GX时，则进入步骤125，来设定目标计算标记，接下来进入图47的步骤126。另外，一旦目标计算标记被设定，之后便从图46的步骤119跳到图47的步骤126。在步骤126中，计算出在一定时间后所能够到达的进气阀闭阀时刻，接着在步骤127中，计算出在一定时间后所能够到达的机械压缩比。此时，也将参照图16以及图17进行了说明的机械压缩比的可变更量纳入到考虑中从而计算出在一定时间后所能够到达的机械压缩比。
接下来在步骤128中，以基于图38而进行了说明的方法来决定目标工作点。接着在步骤129中，根据所决定的目标工作点而计算出机械压缩比的目标值以及进气阀闭阀时刻的目标值。接着在步骤130中，判断当前的工作点是否为要求工作点d，如果当前的工作点为要求工作点d，则进入步骤132，以使紧急减速标记重置。接着，进入步骤133，来重置目标值计算标记，然后结束处理循环。
另一方面，在步骤130中，当判断为当前的工作点不是要求工作点d时，则进入步骤131来判断要求进气量GX是否高于实际的进气量GAX。当GX≤GAX时则结束处理循环。相对于此，当已成为GX＞GAX时，例如，当在减速中实施了加速驾驶时，则从步骤131进入步骤132，并返回到通常的控制中。
图48图示了用于利用PID控制来驱动可变压缩比机构A、可变气门正时机构B以及节气门17的驱动程序，以使机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及节气门开度成为在图44至图47所示的程序中所计算出的目标值。此程序在开始进行内燃机的运转时被重复执行。
参照图48，在步骤200中，计算出进气阀闭阀时刻的目标值IT0与当前的进气阀闭阀时刻IT之间的差ΔIT(=IT0-IT)、机械压缩比的目标值CR0与当前的机械压缩比CR之间的差ΔCR(=CR0-CR)、以及节气门开度的目标值θ0与当前的节气门开度θ之间的差Δθ(=θ0-θ)。
接下来在步骤201中，通过用ΔIT乘以比例常数KP1从而计算出对可变气门正时机构B的驱动电压比例项EP1，并通过用ΔCR乘以比例常数KP2从而计算出对可变压缩比机构A的驱动电压比例项EP2，再通过用Δθ乘以比例常数KP3从而计算出对节气门17的驱动电压比例项EP3。
接下来在步骤202中，通过用ΔIT乘以积分常数Ki1，并对此乘法的结果(Ki1·ΔIT)进行积算，从而计算出对可变气门正时机构B的驱动电压积分项Ei1，并通过用ΔCR乘以积分常数Ki2，并对此乘法的结果(Ki2·ΔCR)进行积算，从而计算出对可变压缩比机构A的驱动电压积分项Ei2，再通过用Δθ乘以积分常数Ki3，并对此乘法的结果(Ki3·Δθ)进行积算，从而计算出对节气门17的驱动电压积分项Ei3。
接下来在步骤203中，通过用当前的ΔIT与前一次所计算出的ΔIT1之间的差(ΔIT-ΔIT1)乘以微分常数Kd1，从而计算出对可变气门正时机构B的驱动电压微分项Ed1，并通过用当前的ΔCR与前一次所计算出的ΔCR1之间的差(ΔCR-ΔCR1)乘以微分常数Kd2，从而计算出对可变压缩比机构A的驱动电压微分项Ed2，再通过用当前的Δθ与前一次所计算出的Δθ1之间的差(Δθ-Δθ1)乘以微分常数Kd3，从而计算出对节气门17的驱动电压微分项Ed3。
接下来在步骤204中，通过将比例项EP1、积分项Ei1、和微分项Ed1相加，从而计算出对可变气门正时机构B的驱动电压E1，并通过将比例项EP2、积分项Ei2、和微分项Ed2相加，从而计算出对可变压缩比机构A的驱动电压E2，再通过将比例项EP3、积分项Ei3、和微分项Ed3相加，从而计算出对节气门17的驱动电压E3。
当根据这些驱动电压E1、E2、E3而分别对可变气门正时机构B、可变压缩比机构A以及节气门17进行驱动时，进气阀闭阀时刻、机械压缩比以及节气门开度将各自向依次变化的目标值进行变化。
符号说明
1…曲轴箱
2…气缸体
3…气缸盖
4…活塞
5…燃烧室
7…进气阀
17…节气门
70…进气阀驱动用凸轮轴
A…可变压缩比机构
B…可变气门正时机构
X1、X2…禁止进入区域
Y…禁止进入层
YZ…移动导向面

Claims (7)

1.一种火花点火式内燃机，其具备可改变机械压缩比的可变压缩比机构、和可控制进气阀的闭阀时刻的可变气门正时机构，并通过对机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及进气量的组合设定禁止进入区域，从而无论内燃机的运转状态如何，均对表示机械压缩比、进气阀闭阀时刻以及进气量的组合的工作点进入到禁止进入区域内的情况进行禁止，该禁止进入区域在最小进气量时具有最广的区域，并且随着进气量的增大而逐渐减小，
所述火花点火式内燃机的特征在于，在所述火花点火式内燃机中设定有禁止进入层，所述禁止进入层在最小进气量时沿着该禁止进入区域的边缘而延伸，并且，随着进气量从最小进气量起的增大，而在包围该禁止进入区域的同时从禁止进入区域起向进气量增大侧延伸，在要求进气量被减少从而所述工作点朝向禁止进入区域进行了移动时，对该工作点进入到该禁止进入层内的情况进行禁止，由此来阻止该工作点进入到禁止进入区域内。
2.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，
在要求进气量被减少从而所述工作点到达所述禁止进入层的外周面之后，使该工作点沿着该禁止进入层的外周面而进行移动。
3.如权利要求2所述的火花点火式内燃机，其中，
当要求进气量被减少时，开始发挥机械压缩比的增大作用、和使进气阀闭阀时刻朝向远离进气下止点的方向进行移动的作用，在所述工作点到达所述禁止进入层的外周面后沿着该禁止进入层的外周面而进行移动的期间内，进气阀闭阀时刻以与所述到达之前的速度相比缓慢的速度而被滞后或提前，或者停止发挥进气阀闭阀时刻的滞后以及提前作用，在此期间内，机械压缩比以最大速度而被增大。
4.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，
当要求进气量被减少时，开始发挥机械压缩比的增大作用、和使进气阀闭阀时刻朝向远离进气下止点的方向进行移动的作用，此时使进气阀闭阀时刻向远离进气下止点的方向进行移动的速度为，在要求进气量被减少到最小进气量时，能够以最短的时间来使实际的进气量减少到最小进气量的预定的速度。
5.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，
在要求进气量以预定的减少速度以上的速度而被减少时，将用于控制进气量的节气门全闭。
6.如权利要求5所述的火花点火式内燃机，其中，
在要求进气量以预定的减少速度以下的速度而被减少时，对于机械压缩比以及进气阀闭阀时刻而计算出，从当前的工作点起、在不会进入到该禁止进入区域内的条件下朝向满足要求进气量的工作点而在一定时间后所能够到达的目标工作点，并且，使机械压缩比以及进气阀闭阀时刻向所计算出的目标工作点进行变化，此时，节气门开度根据要求进气量而被进行变化，以便不会进入到禁止进入区域内。
7.如权利要求6所述的火花点火式内燃机，其中，
所述目标工作点被设定为，从当前的工作点起、在不会进入到所述禁止进入区域内的条件下朝向满足要求进气量的工作点而在一定时间后所能够到达的工作点中，距离当前的工作点最为远离的工作点。
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