CN104718364B - 具备可变压缩比机构的内燃机 - Google Patents

Abstract

本发明的具备可变压缩比机构的内燃机，具备涡轮增压器，将废气旁通阀的开度控制为相对于各内燃机运转状态的目标开度(步骤103)，在变更机械压缩比时(步骤111)，修正废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度(步骤114)。

Description

具备可变压缩比机构的内燃机

技术领域

本发明涉及具备可变压缩比机构的内燃机。

背景技术

公知具备如下可变压缩比机构的内燃机，该可变压缩比机构通过使汽缸体沿汽缸轴线相对于曲轴箱相对移动而使机械压缩比可变。通常，内燃机负荷越低则热效率越低，所以在具备这样的可变压缩比机构的内燃机中，在内燃机负荷越低时使机械压缩比越高，从而增高膨胀比来提高热效率。

在具备可变压缩比机构的内燃机中，也提出了通过利用排气能量的涡轮增压器来提高内燃机输出的方案(参照专利文献1)。为此，在内燃机进气系统配置涡轮增压器的压缩机，在内燃机排气系统配置涡轮增压器的涡轮，并且设有绕过涡轮的废气旁通通路。在废气旁通通路配置有废气旁通阀，通过对其开度进行控制，使涡轮转速变化而将压缩机的增压压力控制为期望增压压力。

在具备这样的可变压缩比机构的内燃机中，对于当前的内燃机运转状态设定各个目标机械压缩比，控制可变压缩比机构以实现当前的目标机械压缩比。并且，废气旁通阀的开度也被设定为目标开度，以相对于当前的内燃机运转状态实现期望的增压压力。

在具备可变压缩比机构的内燃机中，提出了在发生爆震时，使机械压缩比降低得比目标机械压缩比低的方案(参照专利文献2)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：国际公开WO2010/125694

专利文献2：(日本)特开2006-177176

专利文献3：(日本)特开2006-291934

专利文献4：(日本)特开2008-196407

发明内容

发明要解决的问题

在具备可变压缩比机构的内燃机中，如果为了抑制爆震而在内燃机运转状态未发生变化时使机械压缩比降低，则会变得无法直接将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。

另外，在内燃机运转状态发生变化的内燃机过渡时变更机械压缩比，此时，即使将废气旁通阀控制为相对于各时刻的各内燃机运转状态的目标开度，有时也无法将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。

因此，本发明的目的在于，提供一种具备可变压缩比机构的内燃机，该内燃机具备涡轮增压器，将废气旁通阀的开度控制为相对于各内燃机运转状态的目标开度，即使在内燃机运转状态未发生变化时、或在内燃机过渡时变更了机械压缩比，也能够将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。

用于解决问题的技术方案

本发明的技术方案1所述的具备可变压缩比机构的内燃机，具备涡轮增压器，将废气旁通阀的开度控制为相对于各内燃机运转状态的目标开度，在变更机械压缩比时，修正所述废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度。

本发明的技术方案2所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案1所述的具备可变压缩比机构的内燃机的基础上，在内燃机运转状态未发生变化的情况下使机械压缩比向相对于当前的内燃机运转状态的目标机械压缩比变更时，不修正所述废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度。

本发明的技术方案3所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案1所述的具备可变压缩比机构的内燃机的基础上，在为了抑制爆震的产生而在内燃机运转状态未发生变化的情况下使机械压缩比向减少侧变更时，未产生爆震的汽缸数量越多，则越向增加侧修正所述废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度。

发明的效果

根据本发明技术方案1所述的具备可变压缩比机构的内燃机，具备涡轮增压器，将废气旁通阀的开度控制为相对于各内燃机运转状态的目标开度，在变更机械压缩比时，修正废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度。由于机械压缩比的变更，膨胀比发生变化而热效率也发生变化，因此排气的温度及压力发生变化。假设内燃机运转状态未发生变化而维持废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度，则无法将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。由此，此时，修正废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度，能够将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。

另外，在内燃机过渡时变更机械压缩比的情况下，由于机械压缩比的响应延迟，如果维持时刻变化的废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度，则无法将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。由此，此时，修正时刻变化的废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度，能够将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。

根据本发明的技术方案2所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案1所述的具备可变压缩比机构的内燃机的基础上，废气旁通阀的当前的内燃机运转状态的目标开度以实现相对于当前的内燃机运转状态的目标机械压缩比为前提，因此，在内燃机运转状态未发生变化的情况下使机械压缩比向相对于当前的内燃机运转状态的目标机械压缩比变更时，不修正废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度。

根据本发明的技术方案3所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案1所述的具备可变压缩比机构的内燃机的基础上，在为了抑制爆震的产生而在内燃机运转状态未发生变化的情况下使机械压缩比向减少侧变更时，未产生爆震的汽缸数量越多，则越向增加侧修正废气旁通阀的当前的内燃机运转状态的目标开度。产生了爆震的汽缸的实际的机械压缩比高于未产生爆震的汽缸的实际的机械压缩比，若为了抑制爆震的产生而使整体的机械压缩比降低，则未产生爆震的汽缸的实际的机械压缩比大幅降低而热效率也大幅恶化，排气温度及压力变高，因此，未产生爆震的汽缸数量越多，则越向增加侧修正废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度，从而将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力而不使增压压力变得过高。

附图说明

图1是内燃机的整体图。

图2是可变压缩比机构的分解立体图。

图3是图解地表示的内燃机的侧剖视图。

图4是示出可变气门正时机构的图。

图5是示出进气门及排气门的提升量的图。

图6是用于说明机械压缩比、实际压缩比及膨胀比的图。

图7是示出理论热效率与膨胀比的关系的图。

图8是用于说明通常的循环及超高膨胀比循环的图。

图9是示出与内燃机负荷相应的机械压缩比等的变化的图。

图10是表示涡轮增压器的配置的本内燃机的概要整体图。

图11是用于控制机械压缩比和废气旁通阀的开度的流程图。

图12是表示点火正时的延迟量与机械压缩比的变更量的关系的映射。

图13是表示机械压缩比的变更量与废气旁通阀的目标开度的修正量的关系的映射。

图14是表示内燃机过渡时的控制的时序图。

具体实施方式

图1示出本发明的具备可变压缩比机构的内燃机的侧剖视图。参照图1，1表示曲轴箱，2表示汽缸体，3表示汽缸盖，4表示活塞，5表示燃烧室，6表示配置在燃烧室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经由进气歧管11而与稳压箱12连结，在各进气歧管11配置有用于朝向各个对应的进气口8内喷射燃料的燃料喷射阀13。此外，燃料喷射阀13也可以代替安装于各进气歧管11而配置于各燃烧室5内。

稳压箱12经由进气管14而与空气滤清器15连结，在进气管14内配置有由致动器16驱动的节气门17和使用例如红外线的吸入空气量检测器18。排气口10经由排气歧管19而与内置有例如三元催化剂的催化剂装置20连结，在排气歧管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与汽缸体2的连结部设置有能够通过使曲轴箱1与汽缸体2的汽缸轴线方向上的相对位置变化来变更活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积的可变压缩比机构A，还设置有能够变更实际的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包括能够控制进气门7的关闭正时的可变气门正时机构。

如图1所示，在曲轴箱1和汽缸体2安装有用于检测曲轴箱1与汽缸体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与汽缸体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的关闭正时的输出信号的气门正时传感器23，在节气门驱动用的致动器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，具备相互通过双向总线31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、输入口35以及输出口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的输出信号经由各自对应的AD变换器37输入至输入口35。另外，在加速器踏板40连接有产生与加速器踏板40的踩踏量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输入至输入口35。进而，在输入口35连接有每当曲轴旋转例如30°时便产生输出脉冲的曲轴角传感器42。另一方面，输出口36经由对应的驱动电路38而与火花塞6、燃料喷射阀13、节气门驱动用致动器16、可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B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表示图解地示出的内燃机的侧剖视图。参照图2，在汽缸体2的两侧壁的下方形成有相互隔开间隔的多个突出部50，即汽缸体侧支架，在各突出部50内分别形成有截面为圆形的凸轮插入孔51。另一方面，在曲轴箱1的上壁面上形成有相互隔开间隔并嵌合于各自对应的突出部50之间的多个突出部52，即曲轴箱侧支架，在这些各突出部52内也分别形成有截面为圆形的凸轮插入孔53。

如图2所示，设置有一对凸轮轴54、55，以能够旋转的方式插入各凸轮插入孔53内的同心部分58交替地位于各凸轮轴54、55上。各同心部分58与各凸轮轴54、55的旋转轴线共轴。另一方面，如图3所示，相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线偏心配置的偏心部57位于各同心部分58的两侧，在该偏心部57上偏心且能够旋转地安装有另外的圆形凸轮56。即，偏心部57与在圆形凸轮56形成的偏心孔嵌合，圆形凸轮56以偏心孔为中心绕偏心部57转动。如图2所示，这些圆形凸轮56配置在各同心部分58的两侧，这些圆形凸轮56以能够旋转的方式插入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旋转角度传感器25。

在使各凸轮轴54、55的同心部分58从图3(A)所示那样的状态如图3(A)中箭头所示那样彼此向相反方向旋转时，偏心部57向彼此远离的方向移动，因此，圆形凸轮56在凸轮插入孔51内向与同心部分58相反的方向旋转，如图3(B)所示，偏心部57的位置从高的位置变为中高位置。若接着进一步使同心部分58向箭头所示的方向旋转，则如图3(C)所示，偏心部57变为最低的位置。

此外，在图3(A)、图3(B)、图3(C)中分别示出各个状态下的同心部分58的中心a、偏心部57的中心b以及圆形凸轮56的中心c的位置关系。

通过对图3(A)～图3(C)进行比较可知，曲轴箱1和汽缸体2的相对位置由同心部分58的中心a和圆形凸轮56的中心c的距离决定，同心部分58的中心a和圆形凸轮56的中心c的距离越大，汽缸体2越远离曲轴箱1。即，可变压缩比机构A通过使用旋转的凸轮的曲轴机构来使曲轴箱1与汽缸体2之间的相对位置变化。当汽缸体2远离曲轴箱1时，活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积增大，因此，通过使各凸轮轴54、55旋转，能够变更活塞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向彼此相反方向旋转，在驱动马达59的旋转轴安装有彼此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分别固定于各凸轮轴54、55的端部。在本实施例中，通过驱动驱动马达59，能够大范围地变更活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。

另一方面，图4示出在图1中安装于用于驱动进气门7的凸轮轴70的端部的可变气门正时机构B。参照图4，该可变气门正时机构B具备：正时带轮71，通过内燃机的曲轴而经由正时皮带使该正时带轮71向箭头方向旋转；圆筒状壳体72，其与正时带轮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体72进行相对旋转；多个分隔壁74，其从圆筒状壳体72的内周面延伸到旋转轴73的外周面；以及叶轮75，其在各分隔壁74之间从旋转轴73的外周面延伸到圆筒状壳体72的内周面，在各叶轮75的两侧分别形成有提前用液压室76和延迟用液压室77。

向各液压室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具备：分别与各液压室76、77连结的液压口79、80；从液压泵81排出的工作油的供给口82；一对泄油口83、84；以及进行各口79、80、82、83、84之间的连通切断控制的滑阀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4中使滑阀85向右方移动，从供给口82供给的工作油经由液压口79供给到提前用液压室76，并且延迟用液压室77内的工作油从泄油口84排出。此时，旋转轴73相对于圆筒状壳体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4中使滑阀85向左方移动，从供给口82供给的工作油经由液压口80供给到延迟用液压室77，并且提前用液压室76内的工作油从泄油口83排出。此时，旋转轴73相对于圆筒状壳体72向与箭头相反的方向相对旋转。

在使旋转轴73相对于圆筒状壳体72进行相对旋转的情况下，在滑阀85返回到图4所示的中立位置时，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，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期望的量。

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的凸轮的相位最大限度提前时，虚线表示使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位最大限度延迟时。因此，进气门7的打开期间能够在图5中实线所示的范围与虚线所示的范围之间任意设定，因此，进气门7的关闭正时也能够设定为在图5中箭头C所示的范围内的任意的曲轴角。

图1以及图4所示的可变气门正时机构B表示一例，例如可以使用能够将进气门的打开正时维持为一定而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6，对本申请中使用的用语的意思进行说明。此外，在图6(A)、(B)、(C)中，为了进行说明，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(A)、(B)、(C)中，所谓燃烧室容积，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压缩作用实际开始时到活塞达到上止点为止的实际的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6(B)所示，即使活塞在压缩行程中开始上升，在进气门打开期间也不进行压缩作用，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的同时，对本发明中使用的超膨胀比循环进行说明。此外，图7示出理论热效率与膨胀比的关系，图8示出在本发明中根据负荷区分使用的通常的循环与超高膨胀比循环的比较。

图8(A)示出进气门在下止点附近关闭，几乎从进气下止点附近开始活塞的压缩作用的情况的通常的循环。在该图8(A)所示的例子中，也与图6的(A)、(B)、(C)所示的例子同样，燃烧室容积设为50ml，活塞的行程容积设为500ml。由图8(A)可知，在通常的循环中，机械压缩比是(50ml+500ml)/50ml＝11，实际压缩比也几乎是11，膨胀比也为(50ml+500ml)/50ml＝11。即，在通常的内燃机中，机械压缩比、实际压缩比以及膨胀比几乎相等。

图7的实线表示实际压缩比与膨胀比几乎相等的情况下的、即通常的循环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，在通常的循环中，要想提高理论热效率，增高实际压缩比即可。然而，由于内燃机高负荷运转时产生爆震的制约，实际压缩比最大也只能增高到12左右为止，这样一来，在通常的循环中，无法充分提高理论热效率。

另一方面，在这样的状况下，在严格区分机械压缩比和实际压缩比的同时研究提高理论热效率，结果，发现了理论热效率受膨胀比支配，实际压缩比几乎不影响理论热效率。即，虽然增高实际压缩比时，爆炸力会提高，但是压缩需要大量的能量，这样一来，即使提高实际压缩比，理论热效率也几乎不会变高。

与此相对，当增大膨胀比时，在膨胀行程时按下力作用于活塞的期间变长，这样一来，活塞对曲轴施加旋转力的期间变长。因此，膨胀比越大，则理论热效率越高。图7的虚线ε＝10示出在实际压缩比固定为10的状态下增高膨胀比时的理论热效率。可知，在像这样将实际压缩比ε维持为低值的状态下增高膨胀比时的理论热效率的上升量，与如图7的实线所示那样使实际压缩比与膨胀比一起增大的情况下的理论热效率的上升量不存在大的差。

在这样将实际压缩比维持为低的值时，不会产生爆震，因此，若在将实际压缩比维持为低的值的状态下增高膨胀比，则既能阻止爆震的产生，又能大幅提高理论热效率。图8(B)示出使用可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B在将实际压缩比维持为低的值的同时提高膨胀比的情况的一例。

参照图8(B)，在该例子中，通过可变压缩比机构A，燃烧室容积从50ml减小到20ml。另一方面，通过可变气门正时机构B，使进气门的关闭正时延迟，直到实际的活塞行程容积从500ml成为200ml。结果，在该例子中，实际压缩比成为(20ml+200ml)/20ml＝11，膨胀比成为(20ml+500ml)/20ml＝26。在图8(A)所示的通常的循环中，如前述那样，实际压缩比为大致11，膨胀比为11，与该情况相比，可知在图8(B)所示的情况下，仅膨胀比提高到26。这是被称作超高膨胀比循环的原由。

一般来说，在内燃机中，内燃机负荷越低，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)所示的超高膨胀比循环中，因为压缩行程时的实际的活塞行程容积小，所以可吸入燃烧室5内的吸入空气量变少，因此，该超高膨胀比循环仅能够在内燃机负荷比较低时采用。因此，在本发明中，在内燃机负荷比较低时，采取图8(B)所示的超高膨胀比循环，在内燃机高负荷运转时，采取图8(A)所示的通常的循环。

接着，参照图9的同时，对运转控制整体概略地进行说明。在图9中示出某内燃机转速下的与内燃机负荷相应的吸入空气量、进气门关闭正时、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示出如下情况：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成理论空燃比，以使得可通过催化剂装置20内的三元催化剂同时减少排气中的未燃烧HC、CO以及NOX。

另外，如前述那样，在内燃机高负荷运转时执行图8(A)所示的通常的循环。因此，如图9所示，此时机械压缩比低，所以膨胀比低，如图9中实线所示，使进气门7的关闭正时如图5中实线所示那样提前。另外，此时吸入空气量多，此时节气门17的开度保持为全开，所以抽吸(ポンピング)损失为零。

另一方面，如图9中实线所示，当内燃机负荷变低时，为了伴随于此地减小吸入空气量，使进气门7的关闭正时延迟。另外，此时以实际压缩比几乎保持一定的方式，如图9所示那样使机械压缩比随着内燃机负荷变低而增大，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内的吸入空气量不受节气门17控制，而通过改变进气门7的关闭正时来控制。

这样，在从内燃机高负荷运转状态下内燃机负荷变低时，在实际压缩比几乎一定的基础上，使机械压缩比随着吸入空气量减小而增大。即，与吸入空气量的减小成比例地使活塞4达到压缩上止点时的燃烧室5的容积减小。因此，活塞4达到压缩上止点时的燃烧室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内的空燃比成为理论空燃比，所以活塞4达到压缩上止点时的燃烧室5的容积会与燃料量成比例地变化。

当内燃机负荷进一步变低时，使机械压缩比进一步增大，当内燃机负荷下降到稍稍靠近低负荷的中负荷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(上限机械压缩比)。当机械压缩比达到界限机械压缩比时，在负荷比机械压缩比达到界限机械压缩比时的内燃机负荷L1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，机械压缩比成为最大，膨胀比也成为最大。换言之，在内燃机低负荷运转侧使机械压缩比最大，以获得最大的膨胀比。

另一方面，在图9所示的实施例中，当内燃机负荷下降到L1时，进气门7的关闭正时成为可控制供给到燃烧室5内的吸入空气量的界限关闭正时。当进气门7的关闭正时达到界限关闭正时时，在负荷比进气门7的关闭正时达到界限关闭正时时的内燃机负荷L1低的区域中，进气门7的关闭正时被保持为界限关闭正时。

若进气门7的关闭正时被保持为界限关闭正时，则已经无法通过进气门7的关闭正时的变化来控制吸入空气量。在图9所示的实施例中，在负荷比此时即进气门7的关闭正时达到了界限关闭正时时的内燃机负荷L1低的区域中，通过节气门17控制供给到燃烧室5内的吸入空气量，内燃机负荷越低，则越减小节气门17的开度。

另一方面，如图9中虚线所示，随着内燃机负荷变低，也可以通过使进气门7的关闭正时提前而不通过节气门17地控制吸入空气量。因此，若以能够包含如图9中实线所示的情况和虚线所示的情况的方式进行表达，则在本发明的实施例中，进气门7的关闭正时随着内燃机负荷变低而向远离进气下止点BDC的方向移动，直到能够控制供给到燃烧室内的吸入空气量的界限关闭正时L1。这样，即使使进气门7的关闭正时如图9中实线所示那样变化，也能够控制吸入空气量，即使使进气门7的关闭正时如图9中虚线所示那样变化，也能够控制吸入空气量。

如前所述，在图8(B)所示的超高膨胀比循环中，膨胀比为26。虽然该膨胀比越高则越优选，但是由图7可知，相对于实用上能够使用的下限实际压缩比ε＝5而言，膨胀比为20以上就能够得到相当高的理论热效率。因此，在本实施例中，以膨胀比成为20以上的方式形成了可变压缩比机构A。

图10是表示涡轮增压器的配置的本内燃机的概要整体图。在该图中，对在图1中说明的构件标注相同的参照编号并且省略说明。在本内燃机中，在稳压箱12与空气滤清器15之间的进气管14’，配置有涡轮增压器的压缩机90。

91是用于将进气管14’的涡轮增压器的压缩机90的下游侧的进气压力作为增压压力进行测定的增压压力传感器，92是用于对通过涡轮增压器的压缩机90增压后的进气进行冷却的中冷器。

另一方面，在排气歧管19的下游侧的排气管93中，在催化剂装置20的上游侧，配置有涡轮增压器的涡轮94。95是绕过涡轮94的废气旁通通路，在废气旁通通路95配置有对通过废气旁通通路95的排气量进行控制的废气旁通阀96。

越增大废气旁通阀96的开度，通过废气旁通通路95而不通过涡轮94的排气量越多，所以涡轮转速降低，压缩机90的增压压力降低。

本内燃机按照图11所示的流程图来设定可变压缩比机构A的目标机械压缩比Et及废气旁通阀96的目标开度TAt，控制机械压缩比和废气旁通阀96的开度。本流程图通过电子控制单元30在每个设定时间反复实施。

首先，在步骤101中，通过负荷传感器41检测当前的内燃机负荷L，并且通过曲轴角度传感器42检测当前的内燃机转速N。接着，在步骤102中，对于根据当前的内燃机负荷L及当前的内燃机转速N确定的当前的常时内燃机运转状态，设定可变压缩比机构A的目标机械压缩比Et。在本实施方式中，如图9所示，将目标机械压缩比Et相对于当前的内燃机负荷L映射化。控制可变压缩比机构A来实现如此设定的目标机械压缩比Et。

接着，在步骤103中，对于当前的常时内燃机运转状态，设定废气旁通阀96的目标开度TAt。例如将目标开度TAt相对于当前的内燃机负荷L及当前的内燃机转速N映射化，从而在各内燃机运转状态下实现期望增压压力。例如，内燃机负荷L越高则期望增压压力设定得越高，将目标开度Tat相对于当前的内燃机负荷L及当前的内燃机转速N映射化，从而在当前的内燃机运转状态的排气压力及温度下实现期望涡轮转速而得到期望增压压力。控制废气旁通阀96，从而实现如此设定的目标开度TAt。

接着，在步骤104中，通过配置在各汽缸的爆震传感器，判断是否在至少一个汽缸中产生了爆震。可以使爆震传感器检测产生爆震时的燃烧室内的声音、振动或燃烧压力等。在任一汽缸中均未产生爆震时，步骤104的判断为否，进入步骤105。

为了实现目标机械压缩比Et，控制可变压缩比机构A的致动器，即驱动马达59，使其工作量成为与当前的目标机械压缩比Et对应的工作量。驱动马达59的工作量(具有小数点以下的旋转次数)可以通过特定的传感器(未图示)直接进行检测，也可以基于利用上述相对位置传感器22所检测出的曲轴箱1与汽缸体2之间的相对位置或利用上述凸轮旋转角度传感器25所检测出的凸轮轴55的旋转角度间接地进行检测。

然而，即使如此控制可变压缩比机构A的驱动马达59，也会存在上述传感器无法准确地检测出驱动马达59的工作量的情况，有时未能实现当前的目标机械压缩比Et。

在步骤105中，利用配置在排气歧管19的温度传感器来测定当前的排气温度T。在步骤106中，算出测定到的当前的排气温度T与在当前的内燃机运转状态下实现了目标机械压缩比Et时的排气温度T’(相对于各内燃机运转状态而预先映射化)的偏差ΔT。如果偏差ΔT为0，则实现了目标机械压缩比Et，如果偏差ΔT为正，偏差ΔT的绝对值越大则实际的机械压缩比(膨胀比)越比目标机械压缩比低，另外，如果偏差ΔT为负，则偏差ΔT的绝对值越大，实际的机械压缩比(膨胀比)越比目标机械压缩比高。

在步骤107中，判断偏差ΔT是否大致为0，在该判断为是时，直接结束。然而，在步骤107的判断为否时，在步骤108中，通过可变压缩比机构A来改变机械压缩比，使机械压缩比与目标机械压缩比Et一致。例如，可以逐渐对机械压缩比进行反馈控制以使偏差ΔT为0。另外，也可以基于预先确定的变更量来变更机械压缩比，以使得偏差ΔT为0。

另一方面，在至少一个汽缸中产生了爆震时，步骤104的判断为是，在步骤109中，在产生爆震的汽缸中，逐渐使点火正时延迟直到不产生爆震。这样能够立刻抑制爆震。然而，产生爆震的汽缸产生的扭矩会由于点火正时的延迟而降低，所以使机械压缩比降低而不使点火正时延迟的做法能够不产生爆震地提高所产生的扭矩。

由此，在步骤111中，根据图12所示的映射设定机械压缩比的变更量ΔE。在图12所示的映射中，产生爆震的汽缸的点火正时的延迟量R(在多个汽缸中产生爆震的情况下是各汽缸的延迟量的最大值)越大，则机械压缩比的变更量ΔE越大。图12所示的映射是特定内燃机运转状态，对于各内燃机运转状态，相对于延迟量R的目标机械压缩比的变更量ΔE被设定为具有与图12同样的倾向。接着，在步骤111中，使机械压缩比E从当前的目标机械压缩比Et向减少侧变更变更量ΔE。接着，在步骤112中，使所有产生爆震的汽缸的点火正时提前。这样，尽管所有产生爆震的汽缸的延迟了的点火正时恢复，但机械压缩比E向减少侧变更，所以不会再次产生爆震。

然而，如此在内燃机运转状态未发生变化的情况下变更机械压缩比E时，会使膨胀比变更而热效率也会发生变化，所以排气的温度及压力会发生变化。此时，假设内燃机运转状态未发生变化而维持废气旁通阀96的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度TAt，则无法将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。

在本流程图中，在步骤113中，根据图13所示的映射来设定目标开度TAt的修正量ΔTA。在图13所示的映射中，在步骤110中设定的机械压缩比E的变更量ΔE越大，则修正量ΔTA越大。图13所示的映射是特定内燃机运转状态，对于各内燃机运转状态，相对于机械压缩比的变更量ΔE的目标开度TAt的修正量ΔTA被设定为具有与图13同样的倾向。接着，在步骤114中，以修正量ΔTA向增加侧修正废气旁通阀96的当前的目标开度TAt。

这样，在步骤111中，使机械压缩比E从目标机械压缩比Et变更得越低，越向增加侧修正废气旁通阀96的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度TAt。由此，机械压缩比E降低而膨胀比也降低，热效率恶化，所以排气温度及压力变高，尽管这样下去增压压力会变得过高，但废气旁通阀96的开度会变大而抑制涡轮转速的上升，由此能够将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。

这样，会变成当在内燃机运转状态未发生变化的情况下变更机械压缩比E时修正当前的废气旁通阀96的目标开度Tat的情况，但是，废气旁通阀96的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度Tat以能够实现当前的内燃机运转状态的目标机械压缩比Et为前提，所以，在步骤108中使机械压缩比E向当前的内燃机运转状态的目标机械压缩比Et变更时，即使在内燃机运转状态未发生变化的情况下使机械压缩比E变更，也不修正废气旁通阀96的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度Tat。

另外，为了抑制爆震产生而在内燃机运转状态未发生变化的情况下使机械压缩比向减少侧变更时，未产生爆震的汽缸数量越多，可以使在步骤113中设定的修正量ΔTA越大。例如，假设未产生爆震的汽缸数量为n，则使在步骤113中设定的目标开度TAt的修正量ΔTA为k〃n倍即可。由此，未产生爆震的汽缸数量越多，越向增加侧修正废气旁通阀96的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度TAt。

在各汽缸中，实际的机械压缩比会产生不均，可以认为产生爆震的汽缸的实际的机械压缩比比未产生爆震的汽缸的实际的机械压缩比高。此时，若为了抑制爆震产生而使整体的机械压缩比降低，则在产生爆震的汽缸中，实际的机械压缩比并没有从目标机械压缩比下降得那么多，但未产生爆震的汽缸的实际的机械压缩比从目标机械压缩比大幅降低而热效率也大幅恶化，所以未产生爆震的汽缸数量越多，则越向增加侧修正废气旁通阀96的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度TAt，由此，能够将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力，抑制增压压力变得过高。

另外，在产生爆震时，在内燃机运转状态未发生变化的情况下使机械压缩比向减少侧变更，但是在由于其他理由而在内燃机运转状态未发生变化时使机械压缩比向增加侧变更的情况下，使机械压缩比E与目标机械压缩比Et相比变更得越高(在图13所示的映射中ΔE为负)，越向减少侧修正废气旁通阀96的当前的内燃机运转状态的目标开度TAt(在图13所示的映射中ΔTA为负)。由此，机械压缩比E变高则膨胀比也变高，热效率提高，所以排气温度及压力降低，这样下去尽管增压压力会变得过低，但废气旁通阀96的开度会变小而抑制涡轮转速的降低，由此，能够将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。

在本流程图中，在步骤105中，通过配置于排气歧管19的温度传感器来测定当前的排气温度T，基于测定到的当前的排气温度T与在当前的内燃机运转状态下实现了目标机械压缩比Et时的排气温度T’的偏差ΔT，判断是否实现了目标机械压缩比Et，但是，例如排气歧管19的排气压力也是根据实际的机械压缩比(膨胀比)变化的值，可以测定当前的排气压力，基于测定到的当前的排气压力与在当前的内燃机运转状态下实现了目标机械压缩比Et时的排气压力(优选预先映射化)的偏差，判断是否实现了目标机械压缩比Et，变更机械压缩比以实现目标机械压缩比Et。

在加速器踏板的踩踏量从S1向S2变化而使内燃机运转状态发生变化的内燃机过渡时，在图14中如实线所示，例如，通过致动器16使节气门17的开度以最快的速度从与变化前的内燃机运转状态对应的第一开度TA1变化为与变化后的内燃机运转状态对应的第二开度TA2，通过可变气门正时机构B使进气门7的关闭正时以最快的速度从与变化前的内燃机运转状态对应的第一关闭正时IVC1向与变化后的内燃机运转状态对应的第二关闭正时IVC2变化，通过可变压缩比机构A使机械压缩比以最快的速度从与变化前的内燃机运转状态对应的第一机械压缩比E1向与变化后的内燃机运转状态对应的第二机械压缩比E2变化。

另外，对于以这种方式变化的节气门17的开度、进气门7的关闭正时及机械压缩比，如图14中实线所示，推定内燃机过渡时的各时刻的进气量。这样，相对于所推定的各时刻的进气量来设定各时刻的内燃机运转状态下的废气旁通阀96的目标开度，以实现各时刻的期望的增压压力。

然而，这样，在内燃机过渡时的各时刻，即使将废气旁通阀96的开度控制为目标开度，实际的机械压缩比也不会如实线所示地向所要达到的那样变化，而是由于响应延迟而如点线所示那样变化，因此在内燃机过渡时的各时刻未能实现所要达到的排气的温度及压力，所以实际的增压压力由于机械压缩比的响应延迟而如点线所示那样变化，不能实现期望增压压力。

由此，在本实施方式中，在内燃机过渡时，基于根据由相对位置传感器22检测出的各时刻的相对位置推定的各时刻的实际的机械压缩比，如点线所示那样修正各时刻的内燃机运转状态下的废气旁通阀96的目标开度，以实现各时刻的期望增压压力。

具体地说，在各时刻，在实际的机械压缩比比所要达到的机械压缩比高的情况下，排气的温度及压力比所要达到的低，因此修正废气旁通阀96的目标开度以使其变小，各时刻的实际的机械压缩比与所要达到的机械压缩比的差越大，则各时刻的修正量越大。另外，在各时刻，在实际的机械压缩比比所要达到的机械压缩比低的情况下，排气的温度及压力比所要达到的高，因此修正废气旁通阀96的目标开度以使其变大，各时刻的实际的机械压缩比与所要达到的机械压缩比的差越大，则各时刻的修正量越大。

并且，在图14中以点线所示的实际的机械压缩比的变化是基于利用相对位置传感器22检测出的各时刻的相对位置推定的，包括相对位置传感器22自身的响应延迟，因此如果能如图14中点划线所示那样准确地推定实际的机械压缩比，基于各时刻的准确的机械压缩比的推定值与所要达到的机械压缩比的差来对废气旁通阀96的目标开度进行修正的话，则能够进一步准确地实现所需的增压压力。

这样，根据本实施方式，将废气旁通阀的开度控制为相对于各内燃机运转状态的目标开度，在内燃机运转状态未发生变化或内燃机过渡时的情况下变更机械压缩比时，修正废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度。由于机械压缩比的变更，膨胀比发生变化而热效率也发生变化，因此排气的温度及压力会发生变化。假设内燃机运转状态未发生变化而维持废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度，则无法将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。由此，此时，基于变更后的机械压缩比来修正废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度，能够将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。

另外，在内燃机过渡时变更机械压缩比的情况下，由于机械压缩比的响应延迟，如果维持时刻变化的废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度，则无法将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。由此，此时，基于实际的机械压缩比来修正时刻变化的废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度，能够将涡轮增压器的增压压力控制为期望增压压力。

附图标记说明

90 涡轮增压器的压缩机

91 增压压力传感器

94 涡轮增压器的涡轮

95 废气旁通通路

96 废气旁通阀

A 可变压缩比机构

B 可变气门正时机构

Claims (4)

1.一种具备可变压缩比机构的内燃机，其特征在于，

具备涡轮增压器，

将废气旁通阀的开度控制为相对于各内燃机运转状态的目标开度，

在内燃机运转状态没有发生变化的情况下向减少侧变更机械压缩比时，以使增压压力成为相对于当前的内燃机运转状态的目标增压压力的方式，向增加侧修正所述废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度。

2.根据权利要求1所述的具备可变压缩比机构的内燃机，其特征在于，

在内燃机运转状态未发生变化的情况下使机械压缩比向相对于当前的内燃机运转状态的目标机械压缩比变更时，不修正所述废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度。

3.根据权利要求1所述的具备可变压缩比机构的内燃机，其特征在于，

在为了抑制爆震的产生而在内燃机运转状态未发生变化的情况下使机械压缩比向减少侧变更时，未产生爆震的汽缸数量越多，则越向增加侧修正所述废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度。

4.根据权利要求1所述的具备可变压缩比机构的内燃机，其特征在于，

在内燃机运转状态没有发生变化的情况下向增加侧变更机械压缩比时，以使增压压力成为相对于当前的内燃机运转状态的目标增压压力的方式，向减少侧修正所述废气旁通阀的相对于当前的内燃机运转状态的目标开度。