CN102906395A - 火花点火式内燃机 - Google Patents

Abstract

在内燃机中，具有能够改变机械压缩比的可变压缩比机构（A）和能够控制进气门（7）的闭门正时的可变气门正时机构（B）。在可变压缩比机构（A）发生了故障时使机械压缩比以及进气门闭门正时从当前的工作点向低机械压缩比侧的要求工作点（dX）不侵入禁止侵入区域（X₁、X₂）内地变化。

Description

火花点火式内燃机

技术领域

本发明涉及火花点火式内燃机。

背景技术

已知如下的内燃机：具有由能够绕轴线旋转的中空套筒（sleeve）、和与在中空套筒内螺旋设置的母螺纹螺合且当使中空套筒旋转时沿中空套筒的轴线方向移动的控制棒构成的传递机构，控制棒与控制活塞冲程的连接机构联结，通过由电动马达使中空套筒旋转来使控制棒移动，由此使活塞的冲程变化、即使机械压缩比变化（例如参考专利文献1）。

在该内燃机中，传递机构形成为不可逆式，使得即使压缩压力或燃烧压发生变化活塞冲程也不变化即控制棒不移动。

现有技术文献

专利文献1：日本特开2006-052682号公报

发明内容

发明要解决的问题

然而，若使用如此不可逆式的传递机构，则在电动马达发生了故障的情况下传递机构的控制棒不能移动，因此机械压缩比被维持在电动马达故障时的压缩比。该情况下，若机械压缩比被维持在高压缩比，则会出现发生爆震等问题，该情况下，为了不产生这种问题，需要使机械压缩比降低。然而专利文献1对该情况没有作出任何考虑。

在除了机械压缩比还控制进气门的闭门正时的情况下，对于机械压缩比和进气门闭门正时的组合，存在由于燃烧恶化而不能侵入的内燃机的运转区域、即禁止侵入区域。因此，在故障时使机械压缩比降低的情况下，需要使机械压缩比和进气门闭门正时的组合不侵入该禁止侵入区域内。

本发明的目的在于，提供一种在可变压缩比机构发生了故障时确保良好的燃烧并使机械压缩比降低的火花点火式内燃机。

用于解决问题的技术方案

根据本发明，提供一种火花点火式内燃机，其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闭门正时的可变气门正时机构，对机械压缩比和进气门闭门正时的组合设定禁止侵入区域，禁止表示机械压缩比和进气门闭门正时的组合的工作点侵入该禁止侵入区域内，在可变压缩比机构发生了故障时使机械压缩比以及进气门闭门正时从当前的工作点向低机械压缩比侧的要求工作点不禁止侵入区域内地变化。

发明的效果

在可变压缩比机构发生了故障时使机械压缩比降低，此时机械压缩比以及进气门闭门正时不会侵入禁止侵入区域内，因此能够确保良好的燃烧。

附图说明

图1是火花点火式内燃机的整体图。

图2是可变压缩比机构的分解立体图。

图3是以图解方式表示的内燃机的侧面剖面图。

图4是表示可变气门正时机构的图。

图5是表示进气门以及排气门的升程量的图。

图6是用于说明机械压缩比、实际压缩比以及膨胀比的图。

图7是表示理论热效率与膨胀比的关系的图。

图8是用于说明通常周期以及超高膨胀比周期的图。

图9是表示与内燃机负荷相应的机械压缩比等的变化的图。

图10是表示禁止侵入区域和目标工作线的图。

图11是表示禁止侵入区域和目标工作线的图。

图12是表示禁止侵入区域的图。

图13是表示可变压缩比机构发生了故障时的工作点的各种变化的图。

图14是表示可变压缩比机构发生了故障时的工作点的各种变化的图。

图15是以图解方式表示的内燃机的侧面剖面图。

图16是表示蜗杆和蜗轮的图。

图17是表示传递效率的图。

图18是表示凸轮轴的旋转角度的变化速度的图。

图19是表示目标工作点和工作点的图。

图20是表示目标工作点和工作点的图。

图21是表示机械压缩比、进气门闭门正时和节气门开度的变化的图。

图22是表示一定时间内的机械压缩比的可变更量的图。

图23是表示一定时间内的机械压缩比的可变更量的图。

图24是表示机械压缩比、进气门闭门正时和节气门开度的变化的图。

图25是表示目标工作点和工作点的图。

图26是表示目标工作点和工作点的图。

图27是表示目标工作点和工作点的图。

图28是表示目标工作点和工作点的图。

图29是表示目标工作点和工作点的图。

图30是表示目标工作点和工作点的图。

图31是表示目标工作点和工作点的图。

图32是表示目标工作点和工作点的图。

图33是表示机械压缩比、进气门闭门正时和节气门开度等的变化的时间图。

图34是表示目标工作点和工作点的图。

图35是表示目标工作点和工作点的图。

图36是表示目标工作点和工作点的图。

图37是表示目标工作点和工作点的图。

图38是表示目标工作点和工作点的图。

图39是表示机械压缩比、进气门闭门正时和节气门开度等的变化的时间图。

图40是表示目标工作点和工作点的图。

图41是表示目标工作点和工作点的图。

图42是表示目标工作点和工作点的图。

图43是表示机械压缩比、进气门闭门正时和节气门开度等的变化的时间图。

图44是表示机械压缩比、进气门闭门正时和节气门开度等的变化的时间图。

图45是用于进行驱动马达的故障诊断的流程图。

图46是用于算出目标值的流程图。

图47是用于算出目标值的流程图。

图48是用于进行可变压缩比机构等的驱动控制的流程图。

图49是用于说明变形例的图。

图50是表示另一实施例的内燃机的侧面剖面图。

图51是表示蜗杆以及蜗轮的另一实施例的图。

具体实施方式

图1中示出火花点火式内燃机的侧面剖面图。

参照图1，1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表示配置于燃烧室5的顶面中央部的火花塞，7表示进气门，8表示进气口，9表示排气门，10表示排气口。进气口8经由进气支管11连接于气室12，在各进气支管11配置有用于向分别对应的进气口8内喷射燃料的燃料喷射阀13。此外，燃料喷射阀13可以配置在各燃烧室5内来代替安装于各进气支管11。

气室12经由进气管14联结于空气滤清器15，在进气管14内配置有由促动器16驱动的节气门17和使用了例如红外线的吸入空气量检测器18。另一方面，排气口10经由排气支管19连接于内置有例如三元催化剂的催化剂转换器20，在排气支管19内配置有空燃比传感器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的联结部设置有可变压缩比机构A，该可变压缩比机构A能够通过使曲轴箱1与气缸体2在气缸轴线方向上的相对位置变化来改变活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积，还设置有能够改变实际压缩作用的开始正时的实际压缩作用开始正时变更机构B。此外，在图1所示的实施例中，该实际压缩作用开始正时变更机构B由能够控制进气门7的闭门正时的可变气门正时机构构成。

如图1所示，在曲轴箱1和气缸体2安装有用于检测曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置关系的相对位置传感器22，从该相对位置传感器22输出表示曲轴箱1与气缸体2的间隔的变化的输出信号。另外，在可变气门正时机构B安装有产生表示进气门7的闭门正时的输出信号的气门正时传感器23，在节气门驱动用的促动器16安装有产生表示节气门开度的输出信号的节气门开度传感器24。

电子控制单元30由数字计算机构成，具备由双向总线31相互连接的ROM（read only memory，只读存储器）32、RAM（random access memory，随机存取存储器）33、CPU（micro processor，微处理器）34、输入端口35以及输出端口36。吸入空气量检测器18、空燃比传感器21、相对位置传感器22、气门正时传感器23以及节气门开度传感器24的输出信号分别经由对应的AD变换器37输入到输入端口35。此外，在加速踏板40连接有产生与加速踏板40的踏下量L成比例的输出电压的负荷传感器41，负荷传感器41的输出电压经由对应的AD变换器37输入到输入端口35。而且，在输入端口35还连接有当曲轴每旋转例如30°时产生输出脉冲的曲轴转角传感器42。另一方面，输出端口36经由对应的驱动电路38连接于火花塞6、燃料喷射阀13、节气门驱动用促动器16、可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B。

图2示出了图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，图3示出了以图解方式表示的内燃机的侧面剖面图。参照图2，在气缸体2的两侧壁的下方形成有彼此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1的上壁面上形成有彼此隔着间隔且分别嵌入对应的突出部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2所示设置有一对凸轮轴54、55，在各凸轮轴54、55上隔一地固定有以能够旋转的方式插入到各凸轮插入孔53内的圆形凸轮58。这些圆形凸轮58与各凸轮轴54、55的旋转轴线形成为共轴。另一方面，在各圆形凸轮58的两侧，延伸有如在图3所示相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线而偏心配置的偏心轴57，在该偏心轴57上以偏心配置且能够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以能够旋转的方式插入到对应的各凸轮插入孔51内。另外，如图2所示，在凸轮轴55安装有产生表示凸轮轴55的旋转角度的输出信号的凸轮转角传感器25。

从图3（A）所示的状态来看，若使在各凸轮轴54、55上固定的圆形凸轮58如图3（A）中以箭头所示向彼此相反方向旋转，则偏心轴57向彼此分离的方向移动，所以圆形凸轮56在凸轮插入孔51内向与圆形凸轮58相反方向旋转，如图3（B）所示，偏心轴57的位置从高位置达到中间高的位置。接着，若进一步使圆形凸轮58向以箭头表示的方向旋转，则如图3（C）所示，偏心轴57达到最低的位置。

此外，在图3（A）、图3（B）、图3（C）示出了各个状态下的圆形凸轮58的中心a、偏心轴57的中心b和圆形凸轮56的中心c的位置关系。

比较图3（A）与图3（C）可知，曲轴箱1与气缸体2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的距离而确定，圆形凸轮58的中心a与圆形凸轮56的中心c的距离越大，则气缸体2越远离曲轴箱1。即，可变压缩比机构A通过使用了旋转的凸轮的曲轴机构使曲轴箱1与气缸体2间的相对位置变化。若气缸体2远离曲轴箱1，则活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积增大，因此能够通过使各凸轮轴54、55旋转，从而改变活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积。

如图2所示，为了使各凸轮轴54、55在彼此相反方向上进行旋转，在驱动马达59的旋转轴上分别安装有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分别固定在各凸轮轴54、55的端部。当根据电子控制单元30的输出信号驱动驱动马达59时，驱动马达59的旋转力经由蜗杆61、62以及蜗轮63、64传递到凸轮轴54、55，因此可知蜗杆61和蜗轮63以及蜗杆62和蜗轮64分别形成用于将驱动马达59的旋转力传递到对应的凸轮轴54、55的传递机构65、66。在图2所示的实施例中，通过驱动驱动马达59，可使活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积在宽范围内变更。

另一方面，图4示出了在图1中用于驱动进气门7的凸轮轴70的端部安装的可变气门正时机构B。参照图4，该可变气门正时机构B具有：同步轮71，其通过内燃机的曲轴经由同步带沿箭头方向旋转；圆筒状壳72，其与同步轮71一起旋转；旋转轴73，其与进气门驱动用凸轮轴70一起旋转且能够相对于圆筒状壳72相对旋转；多个区隔壁74，其从圆筒状壳72的内周面延伸到旋转轴73的外周面；以及叶片75，其在各区隔壁74之间从旋转轴73的外周面延伸到圆筒状壳72的内周面，在各叶片75的两侧分别形成有进角（提前）用液压室76和迟角（延迟）用液压室77。

对各液压室76、77供给工作油的控制，由工作油供给控制阀78来进行。该工作油供给控制阀78具备：分别联结于各液压室76、77的液压口79、80；从液压泵81排出的工作油的供给口82；一对排出口83、84；进行各口79、80、82、83、84间的连通切断控制的随动阀85。

在应当使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前时，在图4中使随动阀85向右方移动，从供给口82供给的工作油经由液压口79被供给到进角用液压室76，并且迟角用液压室77内的工作油被从排出口84排出。此时旋转轴73相对于圆筒状壳72沿箭头方向相对旋转。

与此相对，在应当使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位延迟时，在图4中使随动阀85向左方移动，从供给口82供给的工作油经由液压口80被供给到迟角用液压室77，并且进角用液压室76内的工作油被从排出口83排出。此时旋转轴73相对于圆筒状壳72沿与箭头相反的方向相对旋转。

在旋转轴73相对于圆筒状壳72相对旋转时，若随动阀85返回到图4所示的中立位置，则旋转轴73的相对旋转动作停止，旋转轴73保持在当时的相对旋转位置。因此，能够通过可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前或延迟所希望的量。

在图5中，实线表示通过可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位最提前时，虚线表示使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位最延迟时。因此，进气门7的开门正时能够在图5中以实线所示的范围与以虚线所示的范围之间任意地设定，因此，进气门7的闭门正时也能够设定成图5中以箭头C所示的范围内的任意的曲轴角。

图1和图4所示的可变气门正时机构B表示一个例子，也可以使用例如能够使进气门的开门正时维持恒定而仅改变进气门的闭门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6对本申请中使用的用语的意思进行说明。此外，在图6的（A）、（B）、（C）中为了说明而示出了燃烧室容积为50ml、活塞的行程容积为500ml的发动机，在这些图6的（A）、（B）、（C）中，燃烧室容积表示活塞位于压缩上死点时的燃烧室的容积。

图6（A）对机械压缩比进行说明。机械压缩比是仅根据压缩行程时的活塞的行程容积和燃烧室容积而机械地确定的值，该机械压缩比由（燃烧室容积＋行程容积）/燃烧室容积来表示。在图6（A）所示的例子中，该机械压缩比为（50ml＋500ml）/50ml＝11。

图6（B）对实际压缩比进行说明。该实际压缩比是根据从实际上开始压缩作用时到活塞到达上死点为止的实际的活塞行程容积和燃烧室容积而确定的值，该实际压缩比由（燃烧室容积＋实际的行程容积）/燃烧室容积来表示。也就是说，如图6（B）所示，在压缩行程中即使活塞开始上升但在进气门开启的期间并不进行压缩作用，而是从进气门关闭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那样来表示。在图6（B）所示的例子中，实际压缩比为（50ml＋450ml）/50ml＝10。

图6（C）对膨胀比进行说明。膨胀比是根据膨胀行程时的活塞的行程容积和燃烧室容积而确定的值，该膨胀比由（燃烧室容积＋行程容积）/燃烧室容积来表示。在图6（C）所示的例子中，该膨胀比为（50ml＋500ml）/50ml＝11。

接着参照图7以及图8对本发明中使用的超高膨胀比周期进行说明。图7示出了理论热效率与膨胀比的关系，图8示出了本发明中与根据负荷分别使用的通常周期与超高膨胀比周期的比较。

图8（A）示出了进气门在下死点附近关闭、大体从进气下死点附近由活塞开始压缩作用的情况下的通常周期。在该图8（A）所示例中，也与图6（A）、（B）、（C）所示例同样，燃烧室容积设为50ml，活塞的行程容积设为500ml。从图8（A）可知，在通常周期中机械压缩比为（50ml＋500ml）/50ml＝11，实际压缩比也约为11，膨胀比也为（50ml＋500ml）/50ml＝11。也就是说，在通常的内燃机中机械压缩比、实际压缩比和膨胀比大致相等。

图7中的实线示出了在实际压缩比与膨胀比大致相等的情况下的、即通常周期中的理论热效率的变化。可知：在该情况下，膨胀比越大、即实际压缩比越高，则理论热效率越高。因此，在通常周期中为了提高理论热效率，提高实际压缩比即可。然而，由于在内燃机高负荷运转时产生爆震的制约，实际压缩比最大只能提高至12左右，这样在通常周期中不能充分地提高理论热效率。

另一方面，对在如此状况下严密地区分机械压缩比和实际压缩比并提高理论热效率的情况进行研究，其结果发现，理论热效率由膨胀比决定，实际压缩比几乎不对理论热效率产生影响。也就是说，当提高实际压缩比时爆发力提高，但为了压缩需要较大的能量，这样即使提高实际压缩比，理论热效率也几乎不会提高。

与此相对，若增大膨胀比，则在膨胀行程时对活塞作用按压力的期间变长，这样活塞向曲轴提供旋转力的期间变长。因此，若膨胀比越来越大，理论热效率提高。图7的虚线ε＝10示出了在将实际压缩比固定为10的状态下提高了膨胀比的情况下的理论热效率。如此可知：在将实际压缩比ε维持较低值的状态下提高了膨胀比时的理论热效率的上升量、与如图7的实线所示使实际压缩比和膨胀比都增大的情况下的理论热效率的上升量没有大的差别。

如此，当实际压缩比维持较低值时不会发生爆震，因此，若在使实际压缩比维持较低值的状态下提高膨胀比，则能够阻止爆震的发生且大幅地提高理论热效率。图8（B）示出了使用可变压缩比机构A和可变气门正时机构B，使实际压缩比维持较低值同时提高膨胀比的情况的一例。

参照图8（B），在该例中通过可变压缩比机构A使燃烧室容积从50ml减少至20ml。另一方面，通过可变气门正时机构B使进气门的闭门正时延迟直到实际的活塞行程容积从500ml变为200ml为止。其结果，在该例中实际压缩比变为（20ml＋200ml）/20ml＝11，膨胀比变为（20ml＋500ml）/20ml＝26。在图8（A）所示的通常周期中，如上所述实际压缩比约为11、膨胀比为11，与该情况相比，可知在图8（B）所示的情况下仅膨胀比被提高至26。这是被称为超高膨胀比周期的原因。

通常而言，在内燃机中内燃机负荷越低则热效率越恶化，因此为了提高内燃机运转时的热效率、即为了提高燃料经济性，需要提高内燃机负荷低时的热效率。另一方面，在图8（B）所示的超高膨胀比周期中，由于压缩行程时的实际的活塞行程容积减小，能够吸入燃烧室5内的吸入空气量少，因此该超高膨胀比周期只能在内燃机负荷较低时采用。因此，在本发明中在内燃机负荷较低时设为图8（B）所示的超高膨胀比周期，在内燃机高负荷运转时设为图8（A）所示的通常周期。

接着参照图9对运转控制整体进行说明。

图9中示出了与某内燃机转速下的内燃机负荷相应的吸入空气量、进气门闭门正时、机械压缩比、膨胀比、实际压缩比以及节气门17的开度的各变化。此外图9中还示出了如下情况：为了能够通过催化转换器20内的三元催化剂同时降低排气气体中的未燃HC、CO以及NOx，基于空燃比传感器21的输出信号将燃烧室5内的平均空燃比反馈控制为理论空燃比。

如上所述在内燃机高负荷运转时执行图8（A）所示的通常周期。因此，如图9所示，此时机械压缩比被设得较低，因此膨胀比较低，如图9中以实线所示，进气门7的闭门正时比图5中以实线所示提前。此外，此时吸入空气量多，此时节气门17的开度保持全开，因此泵气损失成为零。

另一方面，如图9中以实线所示，若内燃机负荷变低，则与此相伴为了减少吸入空气量而延迟进气门7的闭门正时。另外，此时为了将实际压缩比保持为大致恒定，如图9所示随着内燃机负荷变低，机械压缩比增大，因此随着内燃机负荷变低，膨胀比也增大。此外，此时节气门17也保持全开状态，因此供给到燃烧室5内的吸入空气量不通过节气门17，而是通过改变进气门7的闭门正时来控制。

如此在内燃机负荷从内燃机高负荷运转状态变低时，基于实际压缩比大致恒定，随着吸入空气量减少，机械压缩比增大。即，与吸入空气量的减少成比例地，活塞4到达压缩上死点时的燃烧室5的容积减少。因此活塞4到达压缩上死点时的燃烧室5的容积，与吸入空气量成比例地变化。此外，此时在图9所示的例子中，燃烧室5内的空燃比变为理论空燃比，所以活塞4到达压缩上死点时的燃烧室5的容积与燃料量成比例地变化。

若内燃机负荷进一步变低，则机械压缩比进一步增大，当内燃机负荷降低到稍接近低负荷的中负荷L₁时，机械压缩比达到成为燃烧室5的构造上界限的界限机械压缩比。当机械压缩比达到界限机械压缩比时，在与机械压缩比达到界限机械压缩比时的内燃机负荷L₁相比负荷低的区域中，机械压缩比保持为界限机械压缩比。因此，在低负荷侧的内燃机中负荷运转时以及内燃机低负荷运转时、即在内燃机低负荷运转侧机械压缩比最大，膨胀比也最大。换言之，在内燃机低负荷运转侧为了得到最大的膨胀比，使机械压缩比最大。

另一方面，在图9所示的实施例中，当内燃机负荷降低到L₁时，进气门7的闭门正时成为能够控制向燃烧室5内供给的吸入空气量的界限闭门正时。当进气门7的闭门正时达到界限闭门正时时，在与进气门7的闭门正时达到界限闭门正时时的内燃机负荷L₁相比负荷低的区域中，进气门7的闭门正时保持界限闭门正时。

若进气门7的闭门正时保持界限闭门正时，则已经不能通过进气门7的闭门正时的变化来控制吸入空气量。在图9所示的实施例中，此时、即在与进气门7的闭门正时达到界限闭门正时时的内燃机负荷L₁相比负荷低的区域中，通过节气门17控制向燃烧室5内供给的吸入空气量，内燃机负荷越低则节气门17的开度越小。

另一方面，如图9中以虚线所示，通过随着内燃机负荷变低而使进气门7的闭门正时提前，从而也能够不通过节气门17而控制吸入空气量。因此，若以能够都包含图9中以实线所示的情况和以虚线所示的情况的方式进行表现，则本发明的实施例中，进气门7的闭门正时，随着内燃机负荷变低，向从进气下死点BDC远离的方向移动直到能够控制向燃烧室内供给的吸入空气量的界限闭门正时L₁。如此，能够使进气门7的闭门正时如图9中以实线所示那样变化来控制吸入空气量，也能够使进气门7的闭门正时如以虚线所示那样变化来控制吸入空气量，以下对本发明以使进气门7的闭门正时如图9中以实线所示那样变化的情况为例进行说明。

如上所述在图8（B）所示的超高膨胀比周期中膨胀比被设为26。该膨胀比越高越好，但从图7可知相对于实际上能够使用的下限压缩比ε＝5，只要为20以上就能够得到相当高的理论热效率。因此，在本发明中以使膨胀比为20以上的方式形成可变压缩比机构A。

接着参照图10～图12对禁止侵入区域和与机械压缩比以及进气门闭门正时对应的基准工作线进行说明。

图10使出了为了获得所要求的内燃机负荷所需要的吸入空气量即要求吸入空气量、机械压缩比和进气门闭门正时。此外，在图10中，要求吸入空气量随着远离原点0而增大，机械压缩比随着远离原点0而增大。另外，在图10中，进气门闭门正时以进气下死点后（ABDC）的曲轴角来表示，因此进气门闭门正时随着远离原点0而延迟。

另一方面，在图10中，Q₁、Q₂、Q₃、Q₄、Q₅分别表示同一吸入空气量面，Q₆表示节气门17全开的节气门全开面。从图10可知，该节气门全开面Q₆由向上凸的弯曲面构成。在该节气门全开面Q₆下方的区域，越向下方则节气门开度越小。

在图10中，以阴影所示的区域表示各同一吸入空气量面Q₁、Q₂、Q₃、Q₄、Q₅内的禁止侵入区域。另一方面，图11表示从图10的上方观察得到的图，图12（A）表示从箭头方向观察图10中的左侧面S1得到的图，图12（B）表示从箭头方向观察图10中的右侧面S₂得到的图，在这些图11以及图12（A）、（B）中也是以阴影所示的区域表示禁止侵入区域。

从图10、图11、图12（A）、（B）可知，禁止侵入区域以三维方式扩展，进而该禁止侵入区域包括高负荷侧的区域X₁和低负荷侧的区域X₂这2个区域。此外，从图10、图11、图12（A）、（B）可知，高负荷侧禁止侵入区域X₁中，要求吸入空气量多，进气门闭门正时形成在进角侧且机械压缩比高的侧，低负荷侧禁止侵入区域X₂中，要求吸入空气量少，进气门闭门正时形成在迟角侧且机械压缩比低的侧。

图9示出了对于要求吸入空气量而言得到最小燃料消耗的进气门闭门正时、机械压缩比、实际压缩比和节气门开度的关系，满足该关系的线在图10以及图11中以实线W表示。从图10可知，该线W在与同一吸入空气量面Q₃相比吸入空气量多的侧在节气门全开面Q₆上延伸，在与同一吸入空气量面Q₃相比吸入空气量少的侧在右侧面S₂上延伸。该同一吸入空气量面Q₃对应于图9的负荷L₁。

也就是说，在图9中与L₁相比内燃机负荷高的区域中，内燃机负荷越高、即要求吸入空气量越大，则在节气门17保持全开的状态下进气门闭门正时越被提前，此时以使实际压缩比成为恒定的方式，要求吸入空气量越大则使机械压缩比越低。此时的机械压缩比和进气门闭门正时的关系由图10的节气门全开面Q₆上的线W来表示。即，如图10所示，在与同一吸入空气量面Q₃相比吸入空气量多的侧，要求吸入空气量越大，在节气门17保持全开的状态下进气门闭门正时越被提前，此时以使实际压缩比成为恒定的方式，要求吸入空气量越大则使机械压缩比越低。

另一方面，在图9中与L₁相比内燃机负荷低的区域中，机械压缩比以及进气门闭门正时保持恒定，内燃机负荷越低、即要求吸入空气量越少，则节气门17的开度越小。此时的机械压缩比和进气门闭门正时的关系由图10的右侧面S₂上的线W来表示。即，如图10所示，在与同一吸入空气量面Q₃相比吸入空气量少的侧，机械压缩比以及进气门闭门正时保持恒定，内燃机负荷越低、即要求吸入空气量越少，则使节气门17的开度越小。

本申请说明书中，将在要求吸入空气量发生了变化时机械压缩比和进气门闭门正时走向的线称为工作线，特别是图10所示的线W被称为基准工作线。此外，如前所述，该基准工作线表示获得最小燃料消耗的最小燃料消耗工作线。

如前所述，在该基准工作线W上实际压缩比设为恒定。实际压缩比与节气门17的开度无关而仅根据机械压缩比以及进气门闭门正时来确定，因此图10中在贯穿基准工作线W沿垂直方向延伸的曲面上为同一实际压缩比。该情况下，在与该曲面相比机械压缩比高的侧实际压缩比变高，在与该曲面相比机械压缩比低的侧实际压缩比变低。即，概略而言，高负荷侧禁止侵入区域X₁位于与基准工作线W上的实际压缩比相比实际压缩比高的区域，低负荷侧禁止侵入区域X₂位于与基准工作线W上的实际压缩比相比实际压缩比低的区域。

当为了提高燃料经济性而提高实际压缩比时会发生爆震，若为了阻止发生爆震而使点火正时延迟，则燃烧会变得不稳定，会发生转矩变动。高负荷侧禁止侵入区域X₁是产生这样的转矩变动的运转区域，因此在内燃机运转时需要使内燃机的运转状态不进入产生这样的转矩变动的运转区域内。另一方面，若吸入空气量少而实际压缩比低，则变得难以燃烧，若节气门17的开度减小而压缩端压力降低，则燃烧恶化而产生转矩变动。低负荷侧禁止侵入区域X₂是产生这样的转矩变动的运转区域，因此在内燃机运转时需要使内燃机的运转状态也不进入该运转区域。

另一方面，实际压缩比越高则燃料经济性越高，因此不产生爆震和转矩变动地获得最小燃料消耗的最小燃料消耗工作线，如图10以及图11中以W所示，在高负荷侧禁止侵入区域X₁的外部沿着高负荷侧禁止侵入区域X₁的外边缘延伸。如前所述，在本发明的实施例中，该最小燃烧工作线被设为基准工作线W，基本上根据要求吸入空气量控制机械压缩比、进气门闭门正时以及节气门17的开度，以使表示机械压缩比以及进气门闭门正时的组合的工作点在该基本工作线W上移动。此外，当前的工作点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24一直检测。

接着参照图13～图18对内燃机运转中可变压缩比机构A的驱动马达59发生了故障的情况、即可变压缩比机构A发生了故障的情况进行说明。此外，当驱动马达59发生故障时无法通过驱动马达59控制机械压缩比，因此在本发明的实施例中，当驱动马达59发生故障时停止向驱动马达59供给电力。

首先开始参照表示与图10以及图11同样的图的图13以及图14，对驱动马达59发生了故障时的问题点以及机械压缩比和进气门闭门正时优选的变化方式进行说明。图13以及图14中示出了：在机械压缩比以及进气门闭门正时处于基准工作线W上的点W₁时驱动马达59发生了故障的情况和在机械压缩比以及进气门闭门正时处于基准工作线W上的点W₂时驱动马达59发生了故障的情况这两种情况下，即在机械压缩比高和进气门闭门正时延迟时驱动马达59发生了故障的情况。

在机械压缩比以及进气门闭门正时处于基准工作线W上的点W₁时驱动马达59发生故障、此时使机械压缩比维持由点W₁表示的高压缩比的情况下，若要求吸入空气量增大使进气门闭门正时提前，则如图13以及图14中虚线WX₁所示，表示机械压缩比以及进气门闭门正时的组合的工作点侵入高负荷侧禁止侵入区域X₁内。其结果，会发生异常燃烧。

与此相对，此时若以不发生这样的异常燃烧的方式使机械压缩比以及进气门闭门正时保持在由点W₁、W₂表示的状态，即通过控制节气门17的开度来根据要求吸入空气量进行控制以使表示机械压缩比以及进气门闭门正时的组合的工作点在点W₁与点W₂间的基本工作线W上移动，则下次再次启动内燃机时内燃机的启动会变得困难。

也就是说，即使在内燃机运转时使进气门闭门正时保持在点W₁、W₂，即即使保持进气门闭门正时被延迟的状态，在内燃机运转时由于惯性也会向燃烧室5内供给一定程度的量的吸入空气，这样内燃机的运转继续进行。然而，在内燃机启动时惯性对于吸入空气的流入不起作用，因此向燃烧室5内供给的吸入空气量成为内燃机运转时的一半左右。因此，若保持进气门闭门正时被延迟的状态，则在内燃机启动时吸入空气量会不足，这样内燃机的启动会变得困难。因此在驱动马达59发生了故障时不能使机械压缩比以及进气门闭门正时预先保持在点W₁、W₂。

另一方面，在机械压缩比以及进气门闭门正时处于基准工作线W上的点W₂时驱动马达59发生故障、此时使机械压缩比急速降低的情况下，如图13以及图14中以虚线WX₂所示，表示机械压缩比以及进气门闭门正时的组合的工作点侵入低负荷侧禁止侵入区域X₂内。其结果，会发生异常燃烧。

也就是说，若如上所述在驱动马达59发生了故障时保持进气门闭门正时被延迟的状态，则在再次启动内燃机时内燃机的启动变得困难，为了在再次启动内燃机时使内燃机的启动容易而需要在驱动马达59发生了故障时预先使进气门闭门正时提前。然而，此时若仅使进气门闭门正时提前，则表示机械压缩比以及进气门闭门正时的组合的工作点会侵入高负荷侧禁止侵入区域X₁内。与此相对，若以使表示机械压缩比以及进气门闭门正时的组合的工作点不侵入高负荷侧禁止侵入区域X₁内的方式使机械压缩比急速降低，则表示机械压缩比以及进气门闭门正时的组合的工作点下次会侵入低负荷侧禁止侵入区域X₂内。

也就是说，为了在驱动马达59发生了故障时使表示机械压缩比以及进气门闭门正时的组合的工作点不侵入各负荷侧禁止侵入区域X₁、X₂内而使进气门闭门正时提前，如图13中以实线Z₁、Z₂所示，需要随着使进气门闭门正时提前，使机械压缩比逐渐降低。即，为了在驱动马达59发生了故障时使表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点向能够确保容易再次启动内燃机的要求工作点不侵入禁止侵入区域X₁、X₂地移动，需要使机械压缩比降低。这在机械压缩比以及进气门闭门正时不处于点W₁与点W₂间的基准工作线W上时驱动马达59发生了故障时也同样。

因此，本发明的基本特征是，具备能够改变机械压缩比的可变压缩比机构A和能够控制进气门7的闭门正时的可变气门正时机构B，对机械压缩比和进气门闭门正时的组合设定禁止侵入区域X₁、X₂，禁止表示机械压缩比和进气门闭门正时的组合的工作点侵入禁止侵入区域X₁、X₂内，在可变压缩比机构A发生了故障时使机械压缩比以及进气门闭门正时从当前的工作点向低机械压缩比侧的要求工作点不侵入禁止侵入区域X₁、X₂内地变化。

图15的左侧示出与图3（C）相同的状态、即机械压缩比为最大机械压缩比时，图15的右侧示出与图3（A）相同的状态、即机械压缩比为最小机械压缩比时。在本发明的实施例中，可变压缩比机构A构成为，当驱动马达59发生故障时，即当可变压缩比机构A发生故障时，通过燃烧压从图15的左侧的状态向图15的右侧的状态变化，即构成为通过燃烧压使机械压缩比逐渐降低，在可变压缩比机构A发生故障而机械压缩比逐渐降低时，使机械压缩比以及进气门闭门正时从当前的工作点向要求工作点不侵入禁止侵入区域X₁、X₂内地变化。

如前所述在本发明的实施例中，如图2所示，可变压缩比机构A构成为通过凸轮轴54、55的旋转使曲轴箱1与配置在曲轴箱1上方的气缸体2的相对位置变化来使机械压缩比变化，可变压缩比机构A经由传递机构65、66通过驱动马达59即电动式促动器的输出而驱动，各传递机构65、66分别包括安装于凸轮轴54、55的蜗轮63、64和与蜗轮63、64啮合且通过促动器59而旋转的蜗杆61、62。

图16示出了这些传递机构65、66中的一方的传递机构65，在图16中，dθ表示蜗杆61的导程角。若该导程角dθ小则能够通过蜗杆61使蜗轮63旋转，但不能通过蜗轮63使蜗杆61旋转，此时传递机构65成为不可逆的。与此相对，若该导程角dθ大则能够通过蜗杆61使蜗轮63旋转，也能够蜗轮63使蜗杆61旋转，此时传递机构65成为可逆的。

图17示出了导程角dθ与传递效率的关系。在图17中，正效率表示通过蜗杆61使蜗轮63旋转的情况下的传递效率，如图17所示，导程角dθ越大则该正效率越高。与此相对，在图17中，逆效率表示通过蜗轮63使蜗杆61旋转的情况下的传递效率。如图17所示，该逆效率在导程角dθ为约6°以下时为零，若导程角dθ为约6°以上，则导程角dθ越大该逆效率就越高。该情况下，逆效率为零意味着不能通过蜗轮63使蜗杆61旋转。

在内燃机正在运转时通过燃烧压对气缸体2一直作用拉升气缸体2的方向的力，因此对各传递机构65、66的蜗轮63、64也作用向气缸体2上升的方向的旋转力。因此，若在内燃机正在运转时驱动马达59发生故障而停止了向驱动马达59供给电力，此时也对蜗轮63、64作用向气缸体2上升的方向的旋转力。

如此，即使对蜗轮63、64作用旋转力，在逆效率为零的情况下蜗轮63、64也无法旋转，因此该情况下机械压缩比维持驱动马达59发生了故障时的机械压缩比。然而在逆效率具有正值的情况下、即传递机构65、66是可逆的情况下，蜗轮63、64在气缸体2拉升的方向上旋转，如此机械压缩比降低。于是本发明中，在驱动马达59发生了故障时将逆效率设为正值以使机械压缩比降低。

也就是说，在本发明的实施例中，可变压缩比机构A具有电动式促动器、即在停止了向驱动马达59供给电力时通过燃烧压使传递机构65、66工作以使机械压缩比逐渐降低的构造。

图18示出了在某内燃机的运转状态下当停止了向驱动马达59供给电力时通过燃烧压使凸轮轴54、55从旋转角度Sθ₁旋转到旋转角度Sθ₂时的情况。此外，图18中示出了逆效率为20%、50%、80%时的凸轮轴54、55旋转的情况。从图18可知，逆效率越高，则凸轮轴54、55从Sθ₁旋转到Sθ₂所需的时间越短。

使进气门闭门正时提前也需要花费时间，若与该时间相比机械压缩比的降低速度过快，则如图13的WX₂所示，表示机械压缩比以及进气门闭门正时的组合的工作点侵入了低负荷侧禁止侵入区域X₂内。从该点来看，逆效率优选为50%以下。另一方面，在逆效率为10%以下时施加于蜗轮63、64的旋转力没有超过对蜗杆61、62的静摩擦力，因此蜗轮63、64不旋转，为了使蜗轮63、64旋转，需要使逆效率为10%以上。

因此，在本发明的实施例中，将逆效率设为从10%到50%的范围。换言之，将传递机构65、66通过燃烧压使传递机构65、66工作时的传递效率设为从10%到50%的范围。此外，在图17中，逆效率从零上升时的导程角dθ根据蜗轮63、64与蜗杆61、62之间的动摩擦系数的值而变化，图17示出了动摩擦系数为0.1的情况。此外，即使该动摩擦系数的值不同，优选的逆效率的范围也不变化。

接着，对本发明的机械压缩比、进气门闭门正时以及节气门17的开度的控制方式，从基本的控制方式开始说明。该基本的控制方式示出在图19～图21中。

也就是说，图19示出了机械压缩比以及进气门闭门正时维持在基准工作线W上的m点的值时使要求吸入空气量增大了的情况。然而，在本发明的实施例中，例如每隔预先确定的时间算出要求吸入空气量，依次算出满足每隔该预先确定的时间算出的要求吸入空气量的基准工作线W上的工作点。满足该要求吸入空气量的工作点、即要求工作点的一例，在图19中由a₁、a₂、a₃、a₄、a₅、a₆表示。即，在该例中，在使要求吸入空气量增大之后满足最开始所检测出的要求吸入空气量的要求工作点为a₁，满足接着检测出的要求吸入空气量的要求工作点为a₂，满足接着检测出的要求吸入空气量的要求工作点为a₃。

当要求工作点变化时，表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点向新的要求工作点变化。即，在图19所示的例子中，若要求工作点设为a₁，则表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点从m点向a₁点变化，若要求工作点设为a₂，则表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点向a₂变化。该情况下，如果在要求工作点变化之前机械压缩比以及进气门闭门正时到达要求工作点，则机械压缩比以及进气门闭门正时没有任何问题地跟随要求工作点的变化而变化。然而，在要求工作点变化之前机械压缩比以及进气门闭门正时没有到达要求工作点的情况下，有时会发生问题。

也就是说，在图19中机械压缩比以及进气门闭门正时处于点m时，当变为要求工作点a₁时机械压缩比以及进气门正时没有变化，此时为了满足要求吸入空气量而使节气门17的开度增大。由促动器16实现的节气门17的开度变化的响应性非常快，因此当要求工作点成为a₁时表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点从m点向a₁点直线地移动。

接着当要求工作点成为a₂时，机械压缩比稍微降低且进气门闭门正时稍微提前同时节气门17全开。此时机械压缩比以及进气门闭门正时，在算出下个要求工作点a₃的时候到达要求工作点a₂的附近。此时到达的机械压缩比以及进气门闭门正时，在表示从图19的上方观察得到的图20中由工作点b₂表示。

当算出要求工作点a₃时，机械压缩比以及进气门闭门正时从工作点b₂向要求工作点a₃开始移动。即，在节气门17全开的状态下使机械压缩比降低，使进气门闭门正时提前。然而，由可变压缩比机构A实现的机械压缩比变化的响应性以及由可变气门正时机构B实现的进气门7的闭门正时变化的响应性没有那么快，特别是由可变压缩比机构A实现的机械压缩比变化的响应性很慢。因此在要求吸入空气量的增大速度快的情况下要求工作点和表示机械压缩比以及进气门闭门正时的实际的值的工作点顺次远离。例如在图20中当要求工作点移动到a₆时，出现表示机械压缩比以及进气门闭门正时的实际的值的工作点依然位于b₂附近的状态。

然而，在这种情况下，当通过反馈控制使机械压缩比以及进气门闭门正时不侵入禁止侵入区域X₁内地向要求工作点移动时，在机械压缩比以及进气门闭门正时到达要求工作点之前需要花费时间。即，该情况下，在通过使进气门闭门正时提前而使工作点侵入了禁止侵入区域X₁内时进气门闭门正时的提前作用停止，接着使机械压缩比减少恒定量。当使机械压缩比减少恒定量时，进气门闭门正时再次被提前，当工作点侵入了禁止侵入区域X₁内时进气门闭门正时的提前作用停止。以下，反复上述过程。

也就是说，当通过反馈控制使机械压缩比以及进气门闭门正时向要求工作点移动时，表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点沿着禁止侵入区域X₁的外边沿以锯齿状的方式移动，如此在机械压缩比以及进气门闭门正时到达要求工作点之前需要花费时间。其结果，不能相对于要求吸入空气量的变化获得良好的内燃机的响应性。

于是在本发明中，算出在要求吸入空气量发生了变化时机械压缩比以及进气门闭门正时从当前的工作点向满足要求吸入空气量的要求工作点不侵入禁止侵入区域X₁、X₂内地变化一定时间后可到达的目标工作点，使机械压缩比以及进气门闭门正时向该目标工作点变化。

接着，参照表示节气门全开面Q₆的图20对将本发明具体化得到的一个实施例进行说明。如前所述，图20示出了要求工作点成为a₃时表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点为b₂的情况。在该情况下，箭头R₂表示机械压缩比向要求工作点a₃变化预先确定的一定时间可到达的量，箭头S₂表示进气门闭门正时向要求工作点a₃变化预先确定的一定时间可到达的量。另外，在图20中，c₂表示从当前的工作点b₂向满足要求吸入空气量的要求工作点a₃不侵入禁止侵入区域X₁内地变化一定时间后可到达的目标工作点。

如图20所示，在使要求吸入空气量增大且工作点b₂以及要求工作点a₃处于节气门全开面Q₆上时，该目标工作点c₂位于基准工作线W上，在图20所示的例子中位于最小燃料消耗工作线W上。即，在图20所示的例子中，在节气门17维持全开状态时目标工作点在禁止侵入区域X₁的外部且在沿着禁止侵入区域X₁的外边沿延伸的最小燃料消耗工作线W上移动。

另外，在图20中，若设为要求工作点为a₆时表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点为b_i，则在该情况下目标工作点也为基准工作线W上的点c_i。此外，在图20中，箭头R_i同样地表示机械压缩比变化一定时间后可到达的量，箭头S_i表示进气门闭门正时变化一定时间后可到达的量。

如此在图20所示的例子中，在工作点为b₂时算出目标工作点c₂时，在一定时间后表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点到达目标工作点c₂。此时，算出从当前的工作点c₂向满足要求吸入空气量的要求工作点不侵入禁止侵入区域X₁内地变化一定时间后可到达的下个新的目标工作点，工作点在一定时间后到达该新的目标工作点。该情况下，在本发明的实施例中。机械压缩比、进气门闭门正时以及节气门17的开度通过PID（比例积分微分）控制到达目标工作点。

如此，在图20所示的例子中，表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点沿着基准工作线W不停滞地圆滑地移动。即，若在图19中机械压缩比以及进气门闭门正时维持在m点时使要求吸入空气量增大，则机械压缩比以及进气门闭门正时如图21中箭头所示沿着基准工作线W不停滞地圆滑地变化。其结果，能够相对于要求吸入空气量的变化确保良好的内燃机的响应性。

该情况下，为了进一步提高与要求吸入空气量对应的内燃机的响应性，优选使目标工作点c₂、c_i尽可能地远离各自对应的当前的工作点b₂、b_i。因此在在本发明的实施例中，目标工作点c₂、c_i被设为在从对应的当前的工作点b₂、b_i向满足要求吸入空气量的要求工作点不侵入禁止侵入区域X₁内变化在一定时间后可到达的工作点中离当前的工作点b₂、b_i最远的工作点。

也就是说，在当前的工作点为b₂的情况下从工作点b₂开始的机械压缩比的到达界限设为目标工作点c₂，关于进气门闭门正时，其目标工作点c₂成为相比于从工作点b₂开始的进气门闭门正时的到达界限而是跟前的点。因此此时机械压缩比以可能的最大速度降低，进气门闭门正时以与可能的最大速度相比缓慢的速度提前。与此相对，在当前的工作点为b_i的情况下从工作点b_i开始的进气门闭门正时的到达界限设为目标工作点c_i，关于机械压缩比，其目标工作点c_i成为相比于从工作点b_i开始的进气门闭门正时的到达界限而是跟前的点。因此此时进气门闭门正时以可能的最大速度提前，机械压缩比以与可能的最大速度相比缓慢的速度减少。

进气门闭门正时的可能的最大变化速度、即一定时间后可到达值几乎不受内燃机的运转状态的影响，因此进气门闭门正时在一定时间后可到达的值无关于内燃机的运转状态而是恒定的。与此相对，机械压缩比的可能的最大变化速度、即一定时间后可到达的值很受内燃机的运转状态等的影响。接着参照图22以及图23对此进行说明。

图22示出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与一定时间后可到达的机械压缩比的压缩比差与内燃机负荷之间的关系。此外，图22示出了机械压缩比为某机械压缩比时的压缩比可变更量，在图22中一点划线F₀示出了内燃机停止时的压缩比可变更量。另外，图22中以虚线示出了通过燃烧压对可变压缩比机构A施加的转矩。该转矩作用在将气缸体2从曲轴箱1引离的方向即使压缩比降低的方向上。如虚线所示，燃烧压越高即内燃机负荷越高，该转矩就越大。

因为如此该转矩对可变压缩比机构A作用在使压缩比降低的方向上，所以在使机械压缩比降低的情况下机械压缩比容易降低，因此该情况下压缩比可变更量增大。在图22中，实线F₁示出该情况下的压缩比可变更量，该情况下的压缩比可变更量在内燃机负荷越高时就越大。与此相对，因为该转矩对抗机械压缩比的增大，因此在使机械压缩比增大的情况下与使机械压缩比降低的情况相比压缩比可变更量减小。在图22中，实线F₂示出在使机械压缩比增大的情况下的压缩比可变更量，该情况下的压缩比可变更量在内燃机负荷越高时就越小。

在本发明的一个实施例中，预先存储图22中以F₀所示的成为基准的压缩比可变更量，通过将该基准压缩比可变更量由图22中以F₁以及F₂所示的关系进行修正，算出与内燃机负荷相应的压缩比可变更量。接着，根据该算出的压缩比可变更量算出在一定时间后可到达的机械压缩比的到达值。即，在该实施例中，使在要求吸入空气量发生了变化时一定时间后可到达的机械压缩比的到达值根据内燃机负荷而变化。

图23示出了转矩以及一定时间内的机械压缩比的可变更量与凸轮轴54、55的旋转角度即圆形凸轮58的旋转角度之间的关系。此外，图23中横轴的左端表示图3（A）所示的机械压缩比最低的状态时，图23中横轴的右端表示图3（C）所示的机械压缩比最高的状态时。另外，图23表示内燃机负荷为某负荷时的压缩比可变更量，图23中虚线Ta表示通过燃烧压对可变压缩比机构A施加的转矩。

图23中一点划线G₀表示内燃机的运转停止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、即在图3（B）所示时凸轮轴54、55每单位旋转角度的压缩比变化量最大，因此如图23的一点划线G₀所示，在机械压缩比处于中间时压缩比可变更量最大。

另外，如图23中虚线Ta所示，通过燃烧压对可变压缩比机构A施加的转矩，在图3（B）所示时即机械压缩比处于中间时最高。另一方面，图23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23所示，使机械压缩比降低时的压缩比可变更量G₁比使机械压缩比增大时的压缩比可变更量G₂大。另外，在机械压缩比处于中间时由于基于燃烧压的转矩最高，所以此时压缩比可变更量G₁变高，压缩比可变更量G₂降低。

在本发明的一个实施例中，预先存储图23中以G₀所示的成为基准的压缩比可变更量，通过将该基准压缩比可变更量由图23中以G₁以及G₂所示的关系进行修正，算出与凸轮轴54、55的旋转角度相应的压缩比可变更量。进而，通过将该压缩比可变更量由图22中以F₁以及F₂所示的关系进行修正，算出与凸轮轴54、55的旋转角度以及内燃机负荷相应的压缩比可变更量。接着根据该算出的压缩比可变更量算出一定时间后可到达的机械压缩比的到达值。

也就是说，在本实施例中，在要求吸入空气量发生了变化时一定时间后可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荷而变化。

此外，图23中还以虚线Gr示出了在停止向驱动马达59供给电力时一定时间内向低压缩比侧的压缩比变更量。该压缩比变更量Gr如图23所示随着转矩Ta变高而变高。即，该压缩比变更量Gr在图3（B）所示时即机械压缩比处于中间时最高。进而，该压缩比变更量Gr在内燃机负荷越高时就越大。在本发明的实施例中，该压缩比变更量Gr作为内燃机负荷以及凸轮轴54、55的旋转角度的函数预先存储在ROM32内，根据该存储的压缩比变更量Gr算出一定时间后到达的机械压缩比的到达值。

接着参照图24～图39对使要求吸入空气量减少的情况进行说明。此外，在图24～图39中，图24以及图25示出使要求吸入空气量缓慢减少的情况，图26～图33示出使要求吸入空气量比较快地减少的情况，图34～图39示出使要求吸入空气量急剧减少的情况。此外，图24～图39示出在表示机械压缩比以及进气门闭门正时的组合的工作点位于基准工作线W上的n点时开始了要求吸入空气量的减少作用的情况。

首先开始参照图24以及图25对使要求吸入空气量缓慢减少的情况进行说明。此外，图25示出了与图20同样的节气门全开面Q₆。

图25示出了该情况下的当前的工作点与要求工作点之间的关系。即，图25中以d_i表示当前的工作点为e_i时的要求工作点，此时以R_i表示机械压缩比在一定时间后可到达的量，此时以S_i表示进气门闭门正时在一定时间后可到达的量。进而，图25中以d_j示出当前的工作点为e_j时的要求工作点，此时以R_j示出机械压缩比在一定时间后可到达的量，此时以S_j示出进气门闭门正时在一定时间后可到达的量。

该情况下要求工作点d_i成为机械压缩比的到达界限的跟前点，且成为进气门闭门正时的到达界限的跟前点，因此要求工作点d_i成为目标工作点。同样地，要求工作点d_j成为机械压缩比的到达界限的跟前点，且成为进气门闭门正时的到达界限的跟前点，因此要求工作点d_j成为目标工作点。因此该情况下工作点沿基准工作线W移动。即，在要求吸入空气量缓慢减少时节气门17保持全开的状态下进气门闭门正时逐渐延迟，机械压缩比逐渐增大以使实际压缩比恒定。

接着参照图26～图33对使要求吸入空气量比较快地减少的情况进行说明。如前所述在本发明的实施例中，例如每隔预先确定的时间算出要求吸入空气量，在图26中以d₁、d₂、d₃、d₄、d₅表示满足所依次算出的要求吸入空气量的基准工作线W上的要求工作点。

此外，为了能够容易理解本发明的控制，图26示出了要求工作点d₁的要求吸入空气量为Q₅、要求工作点d₂的要求吸入空气量为Q₅与Q₄的中间值、要求工作点d₃的要求吸入空气量为Q₄、要求工作点d₄的要求吸入空气量为Q₄与Q₃的中间值、要求工作点d₅的要求吸入空气量为Q₃的情况。即，示出了所依次算出的要求吸入空气量从Q₆（n点）变化到Q₅、Q₅与Q₄的中间值、Q₄、Q₄与Q₃的中间值、Q₃的情况。

另外，图27示出节气门全开面Q₆，图28示出吸入空气量为Q₅的同一吸入空气量面，图29示出吸入空气量为Q₅与Q₄的中间值的同一吸入空气量面，图30示出吸入空气量为Q₄的同一吸入空气量面，图31示出吸入空气量为Q₄与Q₃的中间值的同一吸入空气量面，图32示出吸入空气量为Q₃的同一吸入空气量面。

在机械压缩比以及进气门闭门正时保持在图26所示的工作点n时要求吸入空气量从Q₆变化到Q₅，其结果，当要求工作点成为d₁时，首先开始如图27所示在节气门全开面Q₆上算出目标工作点e₁。该目标工作点e₁的算出方法与在此以前所述的算出方法相同，根据机械压缩比在一定时间后可到达的量和进气门闭门正时在一定时间可到达的量，算出不侵入禁止侵入区域X₁内而与要求工作点d₁最近的目标工作点e₁。在图27所示的例子中，该目标工作点e₁位于基准工作线W上。

然而，该目标工作点e₁的吸入空气量为Q₆与Q₅的中间值且处于比要求吸入空气量Q₅大的状态。然而，吸入空气量优选尽可能地与要求吸入空气量一致。但是在使要求吸入空气量减少的情况下能够通过使节气门17的开度变化来调整吸入空气量。于是，在目标工作点e₁的吸入空气量处于比要求吸入空气量Q₅大的状态的情况下使与机械压缩比以及进气门闭门正时对应的目标值不变化而使节气门17关闭直到使吸入空气量成为要求吸入空气量Q₅所需的目标开度。

也就是说，在图26中，将位于图27所示的节气门全开面Q₆上的目标工作点e₁的正下方的同一吸入空气量面Q₅上的点设为最终的目标工作点e₁。该同一吸入空气量面Q₅上的最终的目标工作点e₁示出在图26以及图28中，使机械压缩比、进气门闭门正时以及节气门17的开度向该最终的目标工作点e₁变化。即，此时使机械压缩比增大，进气门闭门正时延迟，节气门17的开度从全开状态减小。

接着，当要求吸入空气量成为Q₅与Q₄的中间值而要求工作点成为d₂时，这次如图28所示在当前的吸入空气量Q₅的同一吸入空气量面上算出目标工作点e₂。该目标工作点e₂的算出方法也与在此之前所述的算出方法相同，根据机械压缩比在一定时间后可到达的量和进气门闭门正时在一定时间可到达的量算出不侵入禁止侵入区域X₁内而与要求工作点d₂最近的目标工作点e₂。在图28所示的例子中，该目标工作点e₂位于同一吸入空气量面Q₅内的基准工作线W上。

然而，该情况下目标工作点e₂的吸入空气量也处于比要求吸入空气量大的状态。因此该情况下，在图26中，将位于图28所示的同一吸入空气量面Q₅上的目标工作点e₂的正下方的同一吸入空气量面（Q₅与Q₄的中间值）上的点设为最终的目标工作点e₂。该同一吸入空气量面（Q₅与Q₄的中间值）上的最终的目标工作点e₂示出在图26以及图29中，使机械压缩比、进气门闭门正时以及节气门17的开度向该最终的目标工作点e₂变化。此时也使机械压缩比增大，进气门闭门正时延迟，节气门17的开度从全开状态减小。

接着要求吸入空气量成为Q₄，接着成为Q₄与Q₃的中间值，接着成为Q₃，重复进行同样的工作。即，当要求吸入空气量成为Q₄时，如图30所示算出同一吸入空气量面Q₄上的最终的目标工作点e₃，当要求吸入空气量成为Q₄与Q₃的中间值时，如图31所示算出同一吸入空气量面（Q₄与Q₃的中间值）上的最终的目标工作点e₄，接着当要求吸入空气量成为Q₃时，如图32所示算出同一吸入空气量面Q₃上的最终的目标工作点e₅。

该期间即机械压缩比、进气门闭门正时以及节气门17的开度依次向最终的目标工作点e₃、e₄、e₅变化的期间，机械压缩比增大，进气门闭门正时延迟，节气门17的开度减小。

当要求吸入空气量成为Q₃时，如图32所示在同一吸入空气量面Q₃上依次算出最终的目标工作点e₆、e₇、e₈、e₉、e₁₀，机械压缩比、进气门闭门正时以及节气门17的开度依次经过最终的目标工作点e₆、e₇、e₈、e₉、e₁₀变化到要求工作点d₅。在该期间，机械压缩比增大，进气门闭门正时延迟至到达e₈，节气门17的开度逐渐增大并在到达e₈时全开。

图33示出了如图26所示目标吸入空气量从Q₆（n点）到Q₃（目标工作点d₅）比较快地减少的情况下的进气门闭门正时、机械压缩比、实际压缩比、节气门开度的变化。从图33可知：该情况下要求吸入空气量成为目标值之后（工作点e₄），进气门闭门正时的延迟作用结束（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，实际压缩比在进气门闭门正时的延迟作用结束之前（工作点d8）逐渐减少，然后逐渐上升。另外，节气门开度在工作点成为同一吸入空气量面Q₃上的工作点e₅之前从全开状态逐渐降低，接着在进气门闭门正时的延迟作用结束之前（工作点e₈）逐渐开启到全开状态。

如图26～图33所示，在要求吸入空气量比较快地减少时除了机械压缩比以及进气门闭门正时的控制以外还控制节气门开度。在本发明中，此时对机械压缩比、进气门闭门正时和节气门开度的组合设定三维的禁止侵入区域X₁、X₂，禁止表示机械压缩比、进气门闭门正时和节气门开度的组合的工作点侵入该三维的禁止侵入区域X₁、X₂内。

接着参照图34～图39对使要求吸入空气量急剧减少至最小吸入空气量Q₁的情况进行说明。如前所述在本发明的实施例中，例如每隔预先确定的时间算出要求吸入空气量，在图34中以d₁、d₂、d₃示出满足所依次算出的要求吸入空气量的基准工作线W上的要求工作点。

此外，在该情况下也为了容易理解本发明的控制，图34示出了要求工作点d₁的要求吸入空气量为Q₄、要求工作点d₂的要求吸入空气量为Q₂与Q₃的中间值、要求工作点d₃的要求吸入空气量为Q₁的情况。即，示出了所依次算出的要求吸入空气量从Q₆（n点）变换到Q₄、Q₃与Q₂的中间值、Q₁的情况。

另外，图35示出节气门全开面Q₆，图36示出吸入空气量为Q₄的同一吸入空气量面，图37示出吸入空气量为Q₃与Q₂的中间值的同一吸入空气量面，图38示出吸入空气量为Q₁的同一吸入空气量面。

在机械压缩比以及进气门闭门正时保持在图34所示的工作点n时要求吸入空气量从Q₆变化为Q₄，其结果，当要求工作点成为d₁时，首先开始如图32所示在节气门全开面Q₆上算出目标工作点e₁。该目标工作点e₁的算出方法与图27所示的算出方法相同，根据机械压缩比在一定时间后可到达的量和进气门闭门正时在一定时间可到达的量，算出不侵入禁止侵入区域X₁内而与要求工作点d₁最近的目标工作点e₁。在图35所示的例子中，该目标工作点e₁位于基准工作线W上。

另一方面，此时与图26所示的情况同样地，不使与机械压缩比以及进气门闭门正时对应的目标值变化而使节气门17关闭直到使吸入空气量成为要求吸入空气量Q₄所需的目标开度。

也就是说，在图34中，将位于图35所示的节气门全开面Q₆上的目标工作点e₁的正下方的同一吸入空气量面Q₄上的点设为最终的目标工作点e₁。该同一吸入空气量面Q₄上的最终的目标工作点e₁示出在图34以及图36中，使机械压缩比、进气门闭门正时以及节气门17的开度向该最终的目标工作点e₁变化。此时机械压缩比增大，进气门闭门正时延迟，节气门17的开度从全开状态减小。

接着当要求吸入空气量成为Q₃与Q₂的中间值且要求工作点成为d₂时，此次如图36所示，在当前的吸入空气量Q₄的同一吸入空气量面上算出目标工作点e₂。该目标工作点e₂的算出方法也与在此之前所述的算出方法相同，根据机械压缩比在一定时间后可到达的量和进气门闭门正时在一定时间可到达的量算出不侵入禁止侵入区域X₁内而与要求工作点d₂最近的目标工作点e₂。该情况下，在图34中，也将位于图36所示的同一吸入空气量面Q₄上的目标工作点e₂的正下方的同一吸入空气量面（Q₃与Q₂的中间值）上的点设为最终的目标工作点e₂。该同一吸入空气量面（Q₃与Q₂的中间值）上的最终的目标工作点e₂示出在图34以及图37中。

接着当要求吸入空气量成为Q₁且要求工作点成为d₃时，如图37所示，在同一吸入空气量面（Q₃与Q₂的中间值）上算出目标工作点e₃，接着如图38所示，算出同一吸入空气量面Q₁上的最终的目标工作点e₃。当算出最终的目标工作点e₃时，使机械压缩比、进气门闭门正时以及节气门17的开度向该最终的目标工作点e₃变化。此时也使机械压缩比增大，进气门闭门正时延迟，节气门17的开度从全开状态减小。

然而，当如此要求吸入空气量减小时，在同一吸入空气量面内出现低负荷侧禁止侵入区域X₂。吸入空气量越小，则在该同一吸入空气量面内出现的低负荷侧禁止侵入区域X₂越大，在该同一吸入空气量面出现的低负荷侧禁止侵入区域X₂，如图38所示，在要求吸入空气量成为最小Q₁时最大。此外，在本发明的实施例中，在该低负荷侧禁止侵入区域X₂的周围，从低负荷侧禁止侵入区域X₂隔着少许间隔，预先设定有防止向低负荷禁止侵入区域X₂内侵入工作点的阻止侵入面，在图34中以WX示出该阻止侵入面与同一吸入空气量面的交线即阻止侵入线。

在本发明的实施例中，当吸入空气量成为要求吸入空气量Q₁时，如图38所示，在同一吸入空气量面Q₁上根据机械压缩比在一定时间后可到达的量和进气门闭门正时在一定时间可到达的量依次算出与要求工作点d₃最近的各目标工作点e₄、e₅、e₆、e₇、e₈、e₉、e₁₀、e₁₁、e₁₂。该情况下，在如目标工作点e₄所示与要求工作点d₃最近的所算出的目标工作点相对于阻止侵入线WX而位于与禁止侵入区域X₂相反一侧时，将所算出的目标工作点设为目标工作点e₄。与此相对，在与要求工作点d₃最近的所算出的目标工作点相比于阻止侵入线WX而位于与禁止侵入区域X₂接近一侧时，将成为机械压缩比以及进气门闭门正时的任一方的到达界限的阻止侵入线WX上的点设为目标工作点e₅、e₆、e₇、e₈、e₉。

也就是说，当要求吸入空气量成为Q₁时，使机械压缩比、进气门闭门正时以及节气门17的开度在同一吸入空气量面Q₁上依次经过最终的目标工作点e₄、e₅、e₆、e₇、e₈、e₉、e₁₀、e₁₁、e₁₂变化到要求工作点d₃。该期间，机械压缩比增大，进气门闭门正时在到达e₁₀之前延迟，节气门17的开度逐渐增大。

图39示出如图34所示目标吸入空气量从Q₆（n点）到Q₁（目标工作点d₃）急剧减少的情况下的进气门闭门正时、机械压缩比、实际压缩比、节气门开度的变化。从图39可知，该情况下在要求吸入空气量成为目标值之后（工作点e₂），进气门闭门正时的延迟作用结束（工作点e₁₀），接着机械压缩比的增大作用结束（目标工作点d₃）。另一方面，实际压缩比在进气门闭门正时的延迟作用结束之前（工作点e₁₀）逐渐减少，然后逐渐上升。另外，节气门开度在工作点成为同一吸入空气量面Q₁上的工作点e₃之前从全开状态降低，接着在进气门闭门正时的延迟作用结束之前（工作点e₁₀）逐渐开启。

此外，在要求吸入空气量发生了变化时有时满足要求吸入空气量的节气门17的开度进入三维禁止侵入区域内即低负荷侧禁止侵入区域X₂内。该情况下，使节气门17的开度变化直到所述的阻止侵入面即直到侵入三维禁止侵入区域内的跟前，接着使表示机械压缩比、进气门闭门正时和节气门开度的组合的工作点向满足要求吸入空气量的工作点不侵入三维禁止侵入区域内地变化。

接着参照图40～图44对驱动马达59发生故障而停止了向驱动马达59供给电力的情况进行说明。图40中示出了在机械压缩比以及进气门闭门正时处于点W₁以及点W₂时驱动马达59发生故障而停止了向驱动马达59供给电力的情况。该情况下使表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点各自从点W₁、W₂如箭头Z₁、Z₂所示向要求工作点dX变化。要求工作点dX是图8（B）所示的通常周期中的机械压缩比以及进气门闭门正时，在图40所示的例子中，机械压缩比为10且进气门闭门正时为ABDC 55°。

图41示出了在机械压缩比以及进气门闭门正时处于点W₁时停止了向驱动马达59供给电力时的各目标工作点e₁、e₂、e₃、e₄、e₅、e₆、e₇、e₈、e₉、e₁₀、e₁₁、e₁₂、e₁₃，图42示出了在机械压缩比以及进气门闭门正时处于点W2时停止了向驱动马达59供给电力时的各目标工作点e₁、e₂、e₃、e₄、e₅、e₆、e₇、e₈、e₉、e₁₀、e₁₁、e₁₂、e₁₃。此外，图41以及图42的任一方所示的情况都是以目标工作点在同一吸入空气量面内变化的情况为例进行的图示。

在图41以及图42所示的情况下，各目标工作点的算出方法都与在此之前所述算出方法同样，根据机械压缩比在一定时间内的压缩比变更量Gr和进气门闭门正时在一定时间可到达的量算出不侵入禁止侵入区域X₁、X₂内而与要求工作点dX最近的下一个目标工作点。顺便一提，在图41以及图42所示的例子中，目标工作点e₂相对于目标工作点e₁，机械压缩比的减少量设为一定时间内的压缩比变更量Gr，进气门闭门正时设为进气门闭门正时在一定时间后可到达的量。同样地，目标工作点e₃相对于目标工作点e₂，机械压缩比的减少量设为一定时间内的压缩比变更量Gr，进气门闭门正时设为进气门闭门正时在一定时间后可到达的量。此外，该情况下，因为机械压缩比的减少量无法控制，所示被控制的仅是进气门闭门正时。

另一方面，图43示出了图41所示的情况下的进气门闭门正时、机械压缩比、实际压缩比、节气门开度的变化，图44示出了图42所示的情况下的进气门闭门正时、机械压缩比、实际压缩比、节气门开度的变化。在图43以及图44的任一方所示的情况下，可知都是当驱动马达59发生故障时，进气门闭门正时提前，机械压缩比降低，节气门开度减小。此外，该情况下，当机械压缩比以及进气门闭门正时到达要求工作点dX时，机械压缩比以及进气门闭门正时保持在要求工作点dX，此时吸入空气量由节气门17来控制。

如此在本发明的实施例中，当驱动马达59发生了故障时即可变压缩比机构A发生了故障时，算出从当前的工作点向要求工作点dX不侵入禁止侵入区域X₁、X₂内地变化一定时间后可到达的目标工作点，使机械压缩比以及进气门闭门正时向目标工作点变化。该情况下，该目标工作点，优选设为在从当前的工作点向要求工作点dX不侵入禁止侵入区域X₁、X₂内地变化一定时间后可到达的工作点中与当前的工作点最远的工作点。进而在本发明的实施例中，在可变压缩比机构A发生故障而机械压缩比以及进气门闭门正时到达要求工作点dX之后，吸入空气量由节气门来控制。

图45示出了用于进行驱动马达59的故障诊断的例程，该例程通过一定时间的中断来执行。

参照图45，首先开始在步骤100中判别表示驱动马达59发生了故障的故障标记是否被设置。在故障标记没有被设置时进入步骤101，算出从上次中断时到本次中断时的向驱动马达59供给电力的供给量的变化量ΔE₂。接着在步骤102中算出从上次中断时到本次中断时的凸轮轴55的旋转角度的变化量ΔSθ。接着在步骤103中判别驱动马达59是否发生了故障。在ΔE₂大于预先确定的基准量但ΔSθ小于预先确定的基准量时判断为驱动马达59发生了故障，此时进入步骤104。在步骤104中设置故障标记，在步骤105中停止向驱动马达59供给电力。

图46以及47示出了用于算出从当前的工作点变化预先确定的一定时间后可到达的目标工作点、即用于算出机械压缩比、进气门闭门正时以及节气门开度的目标值的例程。

在该例程中，每隔预先确定的一定时间算出在预先确定的一定时间后可到达的目标工作点。因此图46所示的例程通过每隔预先确定的时间的中断来执行。该预先确定的时间能够任意设定，但在本发明的实施例中，该预先确定的一定时间设为8msec。因此在本发明的实施例中，图46所示的目标值的算出例程每隔8msec执行一次，每隔8msec算出从当前的工作点变化8msec后可到达的目标工作点。

参照图46，首先开始在步骤150中算出要求吸入空气量GX。该要求吸入空气量GX例如作为加速踏板40的踏下量以及内燃机转速的函数预先存储在ROM32内。接着在步骤151中判别故障标记是否被设置。在故障标记没有被设置时进入步骤15，算出与要求吸入空气量GX相应的基准工作线W上的要求工作点。接着在步骤153中判别当前的工作点是否为要求工作点，在当前的工作点为要求工作点时处理循环结束。与此相对，在当前的工作点不是要求工作点时进入步骤154，判别要求吸入空气量GX是否大于当前的工作点的吸入空气量GA。

在GX>GA时即应该增大吸入空气量时进入步骤155，如图19～图21所进行的说明来确定目标工作点。即，在步骤155中算出与要求吸入空气量GX相应的目标节气门开度。该目标节气门开度在要求工作点位于节气门全开面Q₆上时通常为全开。接着在步骤156中算出一定时间后可到达的进气门闭门正时，接着在步骤157中算出一定时间后可到达的机械压缩比。此时考虑参照图22以及图23说明的机械压缩比的可变更量来算出一定时间后可到达的机械压缩比。

接着在步骤158中根据基于图20说明的方法来确定目标工作点。接着在步骤159中根据所确定的目标工作点算出机械压缩比的目标值以及进气门闭门正时的目标值。节气门开度的目标值在步骤155中已经作为目标节气门开度而算出。

另一方面，在步骤154中判别为GX≦GA时，即应该减少吸入空气量或者吸入空气量成为要求吸入空气量时进入步骤160，如图24～图39所进行的说明来确定目标工作点。即，在步骤160中算出一定时间后可到达的进气门闭门正时，接着在步骤161中算出一定时间后可到达的机械压缩比。此时也考虑参照图22以及图23说明的机械压缩比的可变更量来算出一定时间后可到达的机械压缩比。接着在步骤162中确定目标工作点。

接着在步骤163中算出满足要求吸入空气量的目标节气门开度，该目标节气门开度设为节气门开度的目标值。但是，在满足要求吸入空气量GX的节气门开度进入禁止侵入区域内时，目标节气门开度设为所述的阻止侵入面上的值，随着机械压缩比以及进气门闭门正时接近要求工作点，使目标节气门开度沿阻止侵入面变化。

此外，虽然在此之前没有进行说明，但在要求吸入空气量增大的情况下也可能发生同样的问题。例如，在工作点位于图19中高负荷侧禁止侵入区域X₁的下方区域时当要求吸入空气量增大时有时目标节气门开度进入高负荷侧禁止侵入区域X₁内。此时目标节气门开度设为包含对各同一吸入空气量面预先设定的各基准工作线W的基准动作面上的值，随着机械压缩比以及进气门闭门正时接近要求工作点，使目标节气门开度沿该基准动作面变化。

另一方面，在步骤151中判断为故障标记被设置时进入步骤164，算出要求工作点dX。接着在步骤165中判断当前的工作点是否为要求工作点dX，在当前的工作点不是要求工作点dX时进入步骤166，基于图41以及图42进行的说明来确定目标工作点。即，在步骤166中算出一定时间后可到达的进气门闭门正时，接着在步骤167中使用所存储的机械压缩比的压缩比变更量Gr算出一定时间后到达的机械压缩比。

接着在步骤168中算出目标工作点，接着在步骤169中算出目标节气门开度。另一方面，在步骤165中判断为当前的工作点是要求工作点dX时进入步骤169，算出与要求吸入空气量相应的目标节气门开度。

图48示出了用于使用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以使机械压缩比、进气门闭门正时以及节气门开度成为图46以及47所示的例程中算出的目标值的驱动例程。该例程在内燃机开始运转时反复执行。

参照图48，在步骤200中，算出进气门闭门正时的目标值IT₀与当前的进气门闭门正时IT之间的差ΔIT（=IT₀-IT），算出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），算出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）。

接着在步骤201中，通过对ΔIT乘以比例常数K_p1来算出对可变气门正时机构B的驱动电压的比例项E_p1，通过对ΔCR乘以比例常数K_p2来算出对可变压缩比机构A的驱动电压的比例项E_p2，通过对Δθ乘以比例常数K_p3来算出对节气门17的驱动电压的比例项E_p3。

接着在步骤202中，通过对ΔIT乘以积分常数K_i1并对该乘法运算结果（K_i1·ΔIT）进行累计来算出对可变气门正时机构B的驱动电压的积分项E_i1，通过对ΔCR乘以积分常数K_i2并对该乘法运算结果（K_i2·ΔCR）进行累计来算出对可变压缩比机构A的驱动电压的积分项E_i2，通过对Δθ乘以积分常数K_i3并对该乘法运算结果（K_i3·Δθ）进行累计来算出对节气门17的驱动电压的积分项E_i3。

接着在步骤203中，通过对当前的ΔIT与上次算出的ΔIT₁的差（ΔIT-ΔIT₁）乘以微分常数K_d1来算出对可变气门正时机构B的驱动电压的微分项E_d1，通过对当前的ΔCR与上次算出的ΔCR₁的差（ΔCR-ΔCR₁）乘以微分常数K_d2来算出对可变压缩比机构A的驱动电压的微分项E_d2，通过对当前的Δθ与上次算出的Δθ₁的差（Δθ-Δθ₁）乘以微分常数K_d3来算出对节气门17的驱动电压的微分项E_d3。

接着在步骤204中，通过对比例项E_p1、积分项E_i1和微分项E_d1进行加法运算来算出对可变气门正时机构B的驱动电压E₁，通过对比例项E_p2、积分项E_i2和微分项E_d2进行加法运算来算出对可变压缩比机构A的驱动电压E₂，通过对比例项E_p3、积分项e_i3和微分项E_d3进行加法运算来算出对节气门17的驱动电压E₃。

在根据这些驱动电压E₁、E₂、E₃分别驱动可变气门正时机构B、可变压缩比机构A以及节气门17时，进气门闭门正时、机械压缩比以及节气门开度分别向依次变化的目标值变化。此外，在故障标记被设置时停止对可变压缩比机构A施加驱动电压E₂。

图49表示变形例。在如图40～图42所示在此之前说明的实施例中，在停止了向驱动马达59供给电力时使机械压缩比以及进气门闭门正时向要求工作点dX变化。然而，在表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点处于图49中以阴影S所示的区域时、即机械压缩比低且进气门闭门正时处于提前侧时，在驱动马达59发生了故障的情况下即使将表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点维持在驱动马达59故障时的工作点也不会发生问题。

因此在图49所示的变形例中，在表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点处于图49中以阴影S所示的区域时，在驱动马达59发生了故障的情况下，使表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点维持在驱动马达59故障时的工作点。进而，在图49所示的变形例中，在表示机械压缩比以及进气门闭门正时的工作点处于图49中以阴影S所示的区域之外时，在驱动马达59发生了故障的情况下，可以使与机械压缩比以及进气门闭门正时对应的要求工作点dX位于以阴影S所示的区域内的任意的位置。

图50表示另一实施例。如前所述在本发明中使用了可逆式的传递机构65、66，因此在内燃机停止时气缸体2由于重力下降而成为高压缩比状态。其结果，在再次启动内燃机时存在发生异常燃烧的危险性。于是，在图50所示的实施例中，为了阻止在内燃机停止时气缸体2由于重力而下降，在曲轴箱1与气缸体2间配置弹性部件例如压缩弹簧67。

另一方面，当设为图50所示的构造时，由于使用了可逆式的传递机构65、66，在内燃机停止时气缸体2升起而成为低压缩比状态。因此在内燃机再启动时成为低压缩比状态。然而，在内燃机再启动时若处于极低压缩比状态则难以启动内燃机。

于是，在图51所示的实施例中，在蜗杆齿轮63形成欠缺部68并安装有能够与欠缺部68的两端部68a、68b接合的阻止器69，通过该阻止器69限制蜗杆齿轮63的旋转角度范围以使压缩比不会极低。即，在该实施例中，为了阻止在内燃机停止时机械压缩比过度降低而通过传递机构65、66限制凸轮轴65、66的旋转角度。

标号的说明

1曲轴箱

2气缸体

3气缸盖

4活塞

5燃烧室

7进气门

17节气门

65、66传递机构

70进气门驱动用凸轮轴

A可变压缩比机构

B可变气门正时机构

Claims (11)

1.一种火花点火式内燃机，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闭门正时的可变气门正时机构，对机械压缩比和进气门闭门正时的组合设定禁止侵入区域，禁止表示机械压缩比和进气门闭门正时的组合的工作点侵入该禁止侵入区域内，在可变压缩比机构发生了故障时，使机械压缩比以及进气门闭门正时从当前的工作点向低机械压缩比侧的要求工作点不侵入该禁止侵入区域内地变化。

2.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，

上述可变压缩比机构构成为当该可变压缩比机构发生故障时通过燃烧压使机械压缩比逐渐降低，在该可变压缩比机构发生故障而机械压缩比逐渐降低时使机械压缩比以及进气门闭门正时从当前的工作点向要求工作点不侵入该禁止侵入区域内地变化。

3.根据权利要求2所述的火花点火式内燃机，

在上述可变压缩比机构发生了故障时，算出从当前的工作点向要求工作点不侵入该禁止侵入区域内地变化一定时间后可到达的目标工作点，使机械压缩比以及进气门闭门正时向目标工作点变化。

4.根据权利要求3所述的火花点火式内燃机，

根据在一定时间后可到达的进气门闭门正时和所存储的机械压缩比的压缩比变更量，算出上述目标工作点。

5.根据权利要求4所述的火花点火式内燃机，

上述目标工作点，被设为从当前的工作点向要求工作点不侵入上述禁止侵入区域内地变化一定时间后可到达的工作点中距当前的工作点最远的工作点。

6.根据权利要求2所述的火花点火式内燃机，

具有用于控制吸入空气量的节气门，在上述可变压缩比机构发生故障而机械压缩比以及进气门闭门正时到达要求工作点之后，通过节气门控制吸入空气量。

7.根据权利要求2所述的火花点火式内燃机，

上述可变压缩比机构经由传递机构通过电动式促动器的输出而驱动，上述可变压缩比机构具有在停止向电动式促动器供给电力时通过燃烧压使上述传递机构工作以使机械压缩比逐渐降低的构造。

8.根据权利要求7所述的火花点火式内燃机，

上述传递机构，在通过燃烧压使该传递机构工作时的传递效率为10%～50%。

9.根据权利要求7所述的火花点火式内燃机，

上述可变压缩比机构，通过凸轮轴的旋转使曲轴箱与配置在曲轴箱上方的气缸体的相对位置变化来使机械压缩比变化，上述传递机构包括安装于该凸轮轴的蜗轮和与该蜗轮啮合且通过上述促动器而旋转的蜗杆。

10.根据权利要求7所述的火花点火式内燃机，

为了阻止在内燃机停止时气缸体由于重力而下降，在曲轴箱与气缸体之间配置有弹性部件。

11.根据权利要求10所述的火花点火式内燃机，

为了阻止在内燃机停止时机械压缩比过度降低，通过上述传递机构限制凸轮轴的旋转角度。

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