JP2011064070A - 内燃機関及び内燃機関の制御装置。 - Google Patents

Abstract

【課題】膨張行程時のポンピングロスを低減しつつ圧縮行程時の実圧縮比を十分に低下させることができる制御装置を提供する。
【解決手段】自動変速機を備えた車両の内燃機関の排気弁の作動角を可変制御する排気ＶＥＬ１と、開閉時期を可変制御する排気ＶＴＣ２と、吸気弁の作動角を可変制御する吸気ＶＥＬ３と、開閉時期を可変制御するＶＴＣ４と、を備えている。Ｄレンジアイドル状態からＮレンジアイドルに切り換わって機関負荷が低下したときは、前記吸気ＶＥＬ３によって、膨張比に対する実圧縮比を低下させると共に、前記排気ＶＥＬ１と排気ＶＴＣ２によって、排気弁の開弁時期をピストン下死点から遅角側へ遠ざける方向へ制御する。
【選択図】図１１

Description

本発明は、内燃機関の制御装置に関する。

従来の内燃機関にあっては、実圧縮比に対して膨張比を大きくする高膨張比サイクルにすることによって機関低負荷時の熱効率を向上させるものが考えられている。しかし、かかる従来の内燃機関では、膨張行程の後半において気筒内の圧力が大気圧以下になるとポンピングロスが発生してしまう。

そこで、以下の特許文献１に記載された発明のように、排気弁の開弁時期をピストンの下死点から遠ざけることによって、気筒内圧が大気圧になったときに開弁できるようにしたものが考えられている。これによって、ポンピングロスの発生を抑制するようになっている。

特開２００８−１５７１２８号公報

しかしながら、前記特許文献１に記載した発明にあっては、高膨張サイクル時に膨張比を大きくするため、可変圧縮機構を用いて機械圧縮比を大きくしているため、実圧縮比を所定以下に低下させていない。

このため、圧縮行程時において実圧縮比が大きくなってピストンがシリンダの側面に押し付けられてサイドフォース、つまりフリクションが大きくなってしまうといった技術的課題を招来している。

本発明は、熱効率を改善しつつ膨張行程でのポンピングロス及び圧縮行程でのフリクションを低減できる内燃機関の制御装置を提供することを目的としている。

請求項１に記載の発明は、内燃機関の負荷が所定負荷よりも低下したときは、実圧縮比可変機構によって、膨張比に対する実圧縮比を低下させると共に、排気弁開弁時期可変機構によって、排気弁の開弁時期をピストン下死点から遠ざける方向へ制御することを特徴としている。

請求項２に記載の発明は、内燃機関の負荷が所定負荷よりも低下したときは、実圧縮比可変機構によって、膨張比に対する実圧縮比を低下させると共に、排気弁開弁時期可変機構によって、気筒内圧が排気圧より僅かに低い状態で排気弁が開弁するように制御することを特徴としている。

請求項３に記載の発明は、実圧縮比を可変にする実圧縮比可変機構と、排気弁の開弁時期を可変にする排気弁開弁時期可変機構と、内燃機関の負荷を検出または推定する負荷検出手段と、を備え、前記負荷検出手段によって検出された負荷が低負荷のときは、前記実圧縮比可変機構によって膨張比に対する実圧縮比を低下させると共に、前記排気弁開弁時期可変機構によって排気弁の開弁時期をピストン下死点から遠ざけることを特徴としている。

請求項１に記載の発明によれば、膨張行程時のポンピングロスを低減しつつ圧縮行程時の実圧縮比を十分に低下させることができる。この結果、ピストンとシリンダとの間のフリクションを十分に低減させることができ、もって、機関の燃費を低減できる。

本発明の制御装置が適用される内燃機関を示す概略図である。 本発明の第１実施例に供される可変動弁装置の排気ＶＥＬと排気ＶＴＣを示す要部斜視図である。 Ａ及びＢは排気ＶＥＬによる小リフト制御時の作動説明図である。 Ａ及びＢは同排気ＶＥＬによる最大リフト制御時の作動説明図である。 本実施例における排気弁のバルブリフト量と作動角及びバルブタイミング特性図である。 本実施例に供される排気ＶＴＣの縦断面図である。 同排気ＶＴＣによる最大遅角制御状態を示す図６のＡ−Ａ線断面図である。 同排気ＶＴＣによる最大進角制御状態を示す図６のＡ−Ａ線断面図である。 吸気ＶＴＣの最進角制御状態を示す正面図である。 同吸気ＶＴＣの最遅角制御状態を示す正面図である。 本実施例における排気弁の開閉時期特性と吸気弁の開閉時期特性を示す概念図である。 本実施例におけるＤレンジアイドル時のＰ−Ｖ線特性図である。 従来技術におけるＮレンジアイドル時のＰ−Ｖ線特性図である。 本実施例におけるＮレンジアイドル時のＰ−Ｖ線特性図である。 本実施例における機関負荷とバルブタイミング及び実圧縮比との関係を示す特性図である。 本実施例のコントローラによる制御フローチャート図である。 第２実施例における排気弁の開閉時期特性と吸気弁の開閉時期特性を示す概念図である。 同実施例におけるＮレンジアイドル時のＰ−Ｖ線特性図である。 第３実施例における排気弁の開閉時期特性と吸気弁の開閉時期特性を示す概念図である。 第４実施例における排気弁の開閉時期特性と吸気弁の開閉時期特性を示す概念図である。 従来技術におけるＮレンジアイドル時のＰ−Ｖ線特性図である。 本実施例におけるＮレンジアイドル時のＰ−Ｖ線特性図である。 第５実施例における排気弁の開閉時期特性と吸気弁の開閉時期特性を示す概念図である。

以下、本発明に係る内燃機関の制御装置の各実施例を図面に基づいて詳述する。

この実施例では、車両として自動変速機(オートマチックトランスミッション)を備え、いわゆるドライブレンジ（Ｄレンジ）やニュートラルレンジ（Ｎレンジ）などのシフト切り換えが可能になっている。また、内燃機関としては、火花点火式ガソリン仕様のいわゆる４サイクルの内燃機関に適用したものを示している。

この内燃機関は、図１に示すように、一般的な構造であって、シリンダブロック０１とシリンダヘッド０２との間にピストン０３を介して燃焼室０４が形成されていると共に、前記シリンダヘッド０２のほぼ中央位置に点火プラグ０５が設けられている。また、前記シリンダブロック０１には、ウォータジャケット内の水温を検出する水温センサ０６が取り付けられていると共に、シリンダヘッド０２には、燃焼室０４内に燃料を噴射する第１燃料噴射弁０７と後述の吸気ポートＩＰ内に燃料を噴射する第２燃料噴射弁０８がそれぞれ設けられている。

さらに、シリンダヘッド０２の内部に形成された一気筒当たりそれぞれ２つの吸気ポートＩＰや排気ポートＥＰを開閉する一気筒当たりそれぞれ２つの吸気弁４、４及び排気弁５、５が摺動自在に設けられていると共に、前記吸気弁４側と排気弁５側には、可変動弁システムが設けられている。

前記可変動弁システムは、図２〜図４に示すように、内燃機関の両排気弁５，５のバルブリフト及び作動角（開期間）を制御する排気弁開弁時期可変機構である排気ＶＥＬ１と、排気弁５，５の開閉時期(バルブタイミング)を制御する同じく排気弁開弁時期可変機構である排気ＶＴＣ２と、両吸気弁４，４のバルブリフト及び作動角を制御する実圧縮比可変機構としての吸気ＶＥＬ３と、吸気弁４の開閉時期を制御する同じく実圧縮比可変機構としての吸気ＶＴＣ４と、を備えている。また、前記排気ＶＥＬ１と排気ＶＴＣ２、吸気ＶＥＬ３及び吸気ＶＴＣ４は、後述するコントローラ２２によって機関運転状態に応じてそれぞれの作動が制御されるようになっている。

前記排気ＶＥＬ１は、本出願人が先に出願した例えば特開２００３−１７２１１２号公報(吸気弁側に適用)などに記載されたものと同様の構成であるから、図２に基づいて簡単に説明すると、シリンダヘッド０２上部の図外の軸受に回転自在に支持された中空状の駆動軸６と、該駆動軸６の外周面に圧入等により固設された駆動カム７と、前記駆動軸６の外周面に揺動自在に支持されて、各排気弁５，５の上端部に配設された各バルブリフター８、８の上面に摺接して各排気弁５，５を開作動させる２つの揺動カム９，９と、駆動カム７と揺動カム９，９との間に介装されて、駆動カム７の回転力を揺動運動に変換して揺動カム９，９に揺動力として伝達する伝達機構とを備えている。

前記駆動軸６は、一端部に設けられたタイミングスプロケット３３を介して前記クランクシャフトから図外のタイミングチェーンによって回転力が伝達されており、この回転方向は図２中、時計方向（矢印方向）に設定されている。

前記駆動カム７は、ほぼリング状を呈し、内部軸方向に形成された駆動軸挿通孔を介して駆動軸６に貫通固定されていると共に、カム本体の軸心が駆動軸６の軸心から径方向へ所定量だけオフセットしている。

前記両揺動カム９は、図２〜図４などにも示すように、円筒状のカムシャフト１０の両端部に一体的に設けられていると共に、該カムシャフト１０が内周面を介して駆動軸６に回転自在に支持されている。また、下面にベースサークル面やランプ面及びリフト面からなるカム面９ａが形成されており、該ベースサークル面とランプ面及びリフト面が、揺動カム９の揺動位置に応じて各バルブリフター８の上面の所定位置に当接するようになっている。

前記伝達機構は、駆動軸６の上方に配置されたロッカアーム１１と、該ロッカアーム１１の一端部１１ａと駆動カム７とを連係するリンクアーム１２と、ロッカアーム１１の他端部１１ｂと揺動カム９とを連係するリンクロッド１３とを備えている。

前記ロッカアーム１１は、中央に有する筒状の基部が支持孔を介して後述する制御カムに回転自在に支持されていると共に、一端部１１ａがピン１４によってリンクアーム１２に回転自在に連結されている一方、他端部１１ｂがリンクロッド１３の一端部１３ａにピン１５を介して回転自在に連結されている。

前記リンクアーム１２は、円環状の基端部１２ａの中央位置に有する嵌合孔に前記駆動カム７のカム本体が回転自在に嵌合している一方、基端部１２ａから突出した突出端１２ｂが前記ピン１４によってロッカアーム一端部１１ａに連結されている。

前記リンクロッド１３は、他端部１３ｂがピン１６を介して揺動カム９のカムノーズ部に回転自在に連結されている。

また、駆動軸６の上方位置に同じ軸受部材に制御軸１７が回転自在に支持されていると共に、該制御軸１７の外周に前記ロッカアーム１１の支持孔に摺動自在に嵌入されて、ロッカアーム１１の揺動支点となる制御カム１８が固定されている。

前記制御軸１７は、駆動軸６と並行に機関前後方向に配設されていると共に、駆動機構１９によって回転制御されている。一方、前記制御カム１８は、円筒状を呈し、軸心位置が制御軸１７の軸心から所定分だけ偏倚している。

前記駆動機構１９は、図外のハウジングの一端部に固定された電動モータ２０と、ハウジングの内部に設けられて電動モータ２０の回転駆動力を前記制御軸１７に減速して伝達する減速機構であるボール螺子伝達手段２１とから構成されている。

前記電動モ−タ２０は、比例型のＤＣモータによって構成され、機関運転状態を検出する制御機構であるコントローラ２２からの制御信号によって駆動するようになっている。

前記ボール螺子伝達手段２１は、電動モータ２０の駆動シャフトとほぼ同軸上に配置されたボール螺子軸２３と、該ボール螺子軸２３の外周に螺合する移動部材であるボールナット２４と、前記制御軸１７の一端部に直径方向に沿って連結された連係アーム２５と、該連係アーム２５と前記ボールナット２４とを連係するリンク部材２６とから主として構成されている。

前記ボール螺子軸２３は、両端部を除く外周面全体に所定幅のボール循環溝が螺旋状に連続して形成されていると共に、一端部にモータ駆動軸を介して連結され電動モータ２０によって回転駆動されるようになっている。

前記ボールナット２４は、ほぼ円筒状に形成され、内周面に前記ボール循環溝と共同して複数のボールを転動自在に保持するガイド溝が螺旋状に連続して形成されていると共に、各ボールを介してボール螺子軸２３の回転運動をボールナット２４に直線運動に変換しつつ軸方向の移動力が付与されるようになっている。また、このボールナット２４は、付勢手段であるコイルスプリング３０のばね力によって電動モータ２０側（最小リフト側）に付勢されている。したがって、機関停止時には、かかるボールナット２４が、前記コイルスプリング３０のばね力によってボール螺子軸２３の軸方向に沿って最小リフト側に移動するようになっている。

前記コントローラ２２は、エンジンコントロールユニット(ＥＣＵ)の内部に組み込まれており、現在の機関回転数Ｎ（ｒｐｍ）を検出するクランク角センサからのクランク角信号や機関回転数信号、アクセル開度センサ、車速センサ、ギア位置センサ、前記水温センサ０６などから各種情報信号から現在の機関運転状態を検出している。また、駆動軸６の回転角度を検出する駆動軸角度センサ２８からの検出信号や、前記制御軸１７の回転位置を検出するポテンショメータ２９からの検出信号を入力して、前記スプロケット３３と駆動軸６との相対回転角度や各排気弁５，５のバルブリフト量や作動角を検出するようになっている。

以下、前記排気ＶＥＬ１の基本動作を説明すると、所定の運転領域で、前記コントローラ２２からの制御電流によって一方向へ回転駆動した電動モータ２０の回転トルクによってボール螺子軸２３が一方向へ回転すると、ボールナット２４がコイルスプリング３０のばね力にアシストされながら最大一方向（電動モータ２０に接近する方向）へ直線状に移動し、これによって制御軸１７がリンク部材３９と連係アーム２５を介して一方向へ回転する。

したがって、制御カム１８は、図３Ａ、Ｂ（リアビュー）に示すように、軸心が制御軸１７の軸心の回りを同一半径で回転して、肉厚部が駆動軸６から上方向に離間移動する。これにより、ロッカアーム１１の他端部１１ｂとリンクロッド１３の枢支点は、駆動軸６に対して上方向へ移動し、このため、各揺動カム９は、リンクロッド１３を介してカムノーズ部側が強制的に引き上げられて全体が図３に示す反時計方向へ回動する。

よって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド１３を介して揺動カム９及びバルブリフター１６に伝達され、これによって、排気弁５，５は、そのバルブリフト量が図５のバルブリフト曲線で示すように小リフト（Ｌ０）になり、その作動角Ｄ０（クランク開弁期間の半分）が小さくなる。

なお、ここで、前記揺動カム９とバルブリフター１６との間には、バルブクリアランスが存在し、バルブリフト量はカムリフト量よりバルブクリアランス分だけ小さくなっている。また、前記バルブリフトの開時期から閉時期までが作動角となっている。

別の運転状態では、コントローラ２２からの制御信号によって電動モータ２０が他方向へ回転して、この回転トルクがボール螺子軸２３に伝達されて回転すると、この回転に伴ってボールナット２４がコイルスプリング３０のばね力に抗して反対方向へ直線移動する。これにより、制御軸１７が、図３中、反時計方向へ所定量だけ回転駆動する。

このため、制御カム１８は、軸心が制御軸１７の軸心から所定量だけ下方の回転角度位置に保持され、肉厚部が下方へ移動する。このため、ロッカアーム１１は、全体が図２の位置から時計方向へ移動して、これによって各揺動カム９がリンク部材１３を介してカムノーズ部側が強制的に押し下げられて、全体が時計方向へ僅かに回動する。

したがって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド１３を介して各揺動カム９及びバルブリフター８に伝達され、排気弁５，５のリフト量が図５に示すように、小リフト（Ｌ１）を経由して中リフト（Ｌ２）になり、作動角もＤ１を経由してＤ２まで大きくなる。これによって、排気弁５，５の閉時期が遅角側の下死点近傍に制御されることから、燃焼室０４内の残留ガスが低減して冷機始動性が向上する。

また、例えば高回転高負荷領域に移行した場合などは、コントローラ２２からの制御信号によって電動モータ２０がさらに他方向に回転し、制御軸１７は、制御カム１８をさらに図３中、反時計方向へ回転させて、図４Ａ、Ｂに示すように軸心を下方向へ回動させる。このため、ロッカアーム１１は、全体がさらに駆動軸６方向寄りに移動して他端部１１ｂが揺動カム９のカムノーズ部を、リンクロッド１３を介して下方へ押圧して該揺動カム９全体を所定量だけさらに時計方向へ回動させる。

よって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド１３を介して揺動カム９及びバルブリフター８に伝達されるが、そのバルブリフト量は図５に示すようにＬ２からＬ３に連続的に大きくなる。その結果、高回転域での排気効率を高め、もって出力を向上させることができる。

すなわち、排気弁５，５のリフト量は、機関の運転状態に応じて小リフトのＬ０から大リフトＬ３まで連続的に変化するようになっており、したがって、各排気弁５，５の作動角も小リフトＤ０から大リフトのＤ３まで連続的に変化する。

また、機関の停止時には、前述したように、ボールナット２４がコイルスプリング３０のばね力によって電動モータ２０側へ付勢されて自動的に移動することから、小作動角Ｄ０及び小リフトＬ０域に安定に保持される。これによって、動弁フリクションが低減し、この点からも良好な始動性が得られる。

一方、前記排気ＶＴＣ２は、いわゆるベーンタイプのものであって、図６〜図８に示すように、機関のクランクシャフトによって回転駆動されて、この回転駆動力を前記駆動軸６に伝達するタイミングスプロケット３３と、前記駆動軸６の端部に固定されてタイミングスプロケット３３内に回転自在に収容されたベーン部材３２と、該ベーン部材３２を油圧によって正逆回転させる油圧回路とを備えている。

前記タイミングスプロケット３３は、前記ベーン部材３２を回転自在に収容したハウジング３４と、該ハウジング３４の前端開口を閉塞する円板状のフロントカバー３５と、ハウジング３４の後端開口を閉塞するほぼ円板状のリアカバー３６とから構成され、これらハウジング３４及びフロントカバー３５，リアカバー３６は、４本の小径ボルト３７によって駆動軸６の軸方向から一体的に共締め固定されている。

前記ハウジング３４は、前後両端が開口形成された円筒状を呈し、内周面の周方向の約９０°位置に４つの隔壁であるシュー３４ａが内方に向かって突設されている。

この各シュー３４ａは、横断面ほぼ台形状を呈し、ほぼ中央位置に前記各ボルト３７の軸部が挿通する４つのボルト挿通孔３４ｂが軸方向へ貫通形成されていると共に、各内端面に軸方向に沿って切欠形成された保持溝内に、コ字形のシール部材３８と該シール部材３８を内方へ押圧する図外の板ばねが嵌合保持されている。

前記フロントカバー３５は、円盤プレート状に形成されて、中央に比較的大径な支持孔３５ａが穿設されていると共に、外周部に前記各シュー３４ａの各ボルト挿通孔３４ｂに対応する位置に図外の４つのボルト孔が穿設されている。

前記リアカバー３６は、後端側に前記タイミングチェーンが噛合する歯車部３６ａが一体に設けられていると共に、ほぼ中央に大径な軸受孔３６ｂが軸方向に貫通形成されている。

前記ベーン部材３２は、中央にボルト挿通孔を有する円環状のベーンロータ３２ａと、該ベーンロータ３２ａの外周面の周方向のほぼ９０°位置に一体に設けられた４つのベーン３２ｂとを備えている。

前記ベーンロータ３２ａは、前端側の小径筒部が前記フロントカバー３５の支持孔３５ａに回転自在に支持されている一方、後端側の小径な円筒部が前記リアカバー３６の軸受孔３６ｂに回転自在に支持されている。

また、ベーン部材３２は、前記ベーンロータ３２ａのボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト３９によって駆動軸６の前端部に軸方向から固定されている。

前記各ベーン３２ｂは、その内の３つが比較的細長い長方体形状に形成され、他の１つの幅長さが大きな台形状に形成されて、前記３つのベーン３２ｂはそれぞれの幅長さがほぼ同一に設定されているのに対して１つのベーン３２ｂはその幅長さが前記３つのものよりも大きく設定されて、ベーン部材３２全体の重量バランスが取られている。

また、各ベーン３２ｂは、各シュー３４ａ間に配置されていると共に、各外面の軸方向に形成された細長い保持溝内に前記ハウジング３４の内周面に摺接するコ字形のシール部材４０及び該シール部材４０をハウジング３４の内周面方向に押圧する板ばねが夫々嵌着保持されている。また、各ベーン３２ｂの前記駆動軸６の回転方向と反対側のそれぞれの一側面には、ほぼ円形状の２つの凹溝３２ｃがそれぞれ形成されている。

また、この各ベーン３２ｂの両側と各シュー３４ａの両側面との間に、それぞれ４つの進角側油圧室４１と遅角側油圧室４２がそれぞれ隔成されている。

前記油圧回路は、図６に示すように、前記各進角側油圧室４１に対して作動油の油圧を給排する第１油圧通路４３と、前記各遅角側油圧室４２に対して作動油の油圧を給排する第２油圧通路４４との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路４３，４４には、供給通路４５とドレン通路４６とが夫々通路切り換え用の電磁切換弁４７を介して接続されている。前記供給通路４５には、オイルパン４８内の油を圧送する一方向のオイルポンプ４９が設けられている一方、ドレン通路４６の下流端がオイルパン４８に連通している。

前記第１、第２油圧通路４３，４４は、円柱状の通路構成部３９の内部に形成され、この通路構成部３９は、一端部が前記ベーンロータ３２ａの小径筒部から内部の支持穴３２ｄ内に挿通配置されている一方、他端部が前記電磁切換弁４７に接続されている。

また、前記通路構成部３９の一端部の外周面と支持穴１４ｄの内周面との間には、各油圧通路４３，４４の一端側間を隔成シールする３つの環状シール部材２７が嵌着固定されている。

前記第１油圧通路４３は、前記支持穴３２ｄの駆動軸６側の端部に形成された油室４３ａと、ベーンロータ３２ａの内部にほぼ放射状に形成されて油室４３ａと各進角側油圧室４１とを連通する４本の分岐路４３ｂとを備えている。

一方、第２油圧通路４４は、通路構成部３９の一端部内で止められ、該一端部の外周面に形成された環状室４４ａと、ベーンロータ３２の内部にほぼＬ字形状に折曲形成されて、前記環状室４４ａと各遅角側油圧室４２と連通する第２油路４４ｂとを備えている。

前記電磁切換弁４７は、４ポート３位置(ポジション)型であって、内部の弁体が各油圧通路４３、４４と供給通路４５及びドレン通路４６とを相対的に切り替え制御するようになっていると共に、前記コントローラ２２からの制御信号によって切り替え作動されるようになっている。

この排気ＶＴＣ２の電磁切換弁４７は、制御電流が作用しない場合に、供給通路４５が遅角側油圧室４２に連通する第２油圧通路４４と連通し、ドレン通路４６が進角側油圧室４１と連通する前記第１油圧通路４３に連通するようになっている。また、電磁切換弁４７内のコイルスプリングによって機械的にかかるポジションとなるように形成されている。

このコントローラ２２は、排気ＶＥＬ１と共通のものであって、機関運転状態を検出すると共に、クランク角センサ２７及び駆動軸角度センサ２８からの信号によってタイミングスプロケット３３と駆動軸６との相対回転位置を検出している。

また、前記ベーン部材３２とハウジング３４との間には、このハウジング３４に対してベーン部材３２の回転を拘束及び拘束を解除する拘束手段であるロック機構が設けられている。このロック機構は、図６に示すように、前記幅長さの大きな１つのベーン３２ｂとリアカバー３６との間に設けられ、前記ベーン３２ｂの内部の駆動軸６の軸方向に沿って形成された摺動用穴５０と、該摺動用穴５０の内部に摺動自在に設けられた有蓋円筒状のロックピン５１と、前記リアカバー３６に有する固定孔内に固定された横断面カップ状の係合穴構成部５２に設けられて、前記ロックピン５１のテーパ状先端部５１ａが係脱する係合穴５２ａと、前記摺動用穴５０の底面側に固定されたスプリングリテーナ５３に保持されて、ロックピン５１を係合穴５２ａ方向へ付勢するばね部材５４とから構成されている。

また、前記係合穴５２ａには、図外の油孔を介して前記遅角側油圧室４２内の油圧あるいはオイルポンプ４９の油圧が直接供給されるようになっている。

そして、前記ロックピン５１は、前記ベーン部材３２が最遅角側に回転した位置で、先端部５１ａが前記ばね部材５４のばね力によって係合穴５２ａに係合してタイミングスプロケット３１と駆動軸６との相対回転をロックする。また、前記遅角側油圧室４２から係合穴５２ａ内に供給された油圧あるいはオイルポンプ４９の油圧によって、ロックピン５１が後退移動して係合穴５２ａとの係合が解除されるようになっている。

また、前記各ベーン３２ｂの一側面と該一側面に対向する各シュー３４ａの対向面との間には、ベーン部材３２を最遅角側へ回転付勢する付勢部材である一対のコイルスプリング５５、５６が配置されている。

このコイルスプリング５５，５６は、図７、図８では、両者が重なるように見えるが、実際にはそれぞれ独立して形成されて互いに並列に配置されていると共に、それぞれの軸方向の長さ（コイル長）は、前記ベーン３２ｂの一側面とシュー３４ａの対向面との間の長さよりも大きく設定されて、両者とも同一の長さに設定されている。

各コイルスプリング５５，５６は、最大圧縮変形時にも互いが接触しない軸間距離をもって並設されていると共に、各一端部がベーン３２ｂの凹溝３２ｃに嵌合する図外の薄板状のリテーナを介して連結されている。

以下、排気ＶＴＣ２の基本動作を説明すると、まず、機関停止時には、コントローラ２２から電磁切換弁４７に対する制御電流の出力が停止されて、弁体がコイルスプリング５５，５６によって機械的に図７に示すデフォルト位置になり、供給通路４５と遅角側の第２油圧通路４４とが連通されると共に、ドレン通路４６と第１油圧通路４３が連通される。また、かかる機関が停止された状態ではオイルポンプ４９の油圧が作用せず供給油圧も０になる。

したがって、ベーン部材３２は、図７に示すように、前記各コイルスプリング５５，５６のばね力によって最遅角側に回転付勢されて１つの幅広ベーン３２ｂの一端面が対向する１つのシュー３４ａの一側面に当接する、と同時に前記ロック機構のロックピン５１の先端部５１ａが係合穴５２ａ内に係入して、ベーン部材３２をかかる最遅角位置に安定に保持する。すなわち、最遅角位置に排気ＶＴＣ２が機械的に安定するデフォルト位置になっていると共に、このデフォルト位置で、後述する図１２に示すように、前記各排気弁５，５の閉時期をピストン上死点に対して機関始動可能な位置となっている。

ここで、デフォルト位置とは、非作動時、つまり、制御信号が発せられない場合にメカニカルに自動的に安定する位置のことである。

次に、機関始動時、つまりイグニッションスイッチをオン操作して、スタータモータを回転駆動させてクランクシャフトをクランキング回転させると、電磁切換弁４７にコントローラ２２から制御信号が出力されるようになる。しかしながら、この始動直後の時点では、まだオイルポンプ４９の吐出油圧が十分に上昇していないことから、ベーン部材３２は、ロック機構と各コイルスプリング５５，５６のばね力とによって最遅角側に保持されている。

このとき、コントローラ２２から出力された制御信号によって電磁切換弁４７が供給通路４５と第２油圧通路４４を連通させると共に、ドレン通路４６と第１油圧通路４３とを連通させている。そして、オイルポンプ４９から圧送された油圧の油圧上昇とともに第２油圧通路４４を通って遅角側油圧室４２に供給される一方、進角側油圧室４１には、機関停止時と同じく油圧が供給されずにドレン通路４６から油圧がオイルパン４８内に開放されて低圧状態を維持している。

ここで、油圧が上昇した後は、電磁切換弁４７による自在のベーン位置制御ができるようになる。すなわち、遅角側油圧室４２の油圧の上昇に伴ってロック機構の係合穴５２ａ内の油圧も高まってロックピン５１が後退移動し、先端部５１ａが係合穴５２ａから抜け出してハウジング３４に対するベーン部材３２の相対回転を許容するため、自在なベーン位置制御が可能になる。

例えば、暖機完了後のアイドリング状態では、電磁切換弁４７が供給通路４５と第２油圧通路４４を連通させると共に、ドレン通路４６と第１油圧通路４３を連通させる。したがって、ベーン部材３２は、遅角側油圧室４２内の高圧化に伴い各コイルスプリング５５，５６のばね力とともに、図７に示す位置に維持されて駆動軸６がタイミングスプロケット３３に対して遅角側に相対回転した状態となっている。

その後、例えば所定の低回転中負荷域に移行すると、コントローラ３９からの制御信号によって電磁切換弁４７が作動して、供給通路４５と第１油圧通路４３を連通させる一方、ドレン通路４６と第２油圧通路４４を連通させる。

したがって、今度は遅角側油圧室４２内の油圧が、第２油圧通路４４を通ってドレン通路４６からオイルパン４８内に戻され、該遅角側油圧室４２内が低圧になる一方、進角側油圧室４１内に油圧が供給されて高圧となる。

したがって、ベーン部材３２は、かかる進角側油圧室４１内の高圧化によって各コイルスプリング５５，５６のばね力に抗して図中時計方向へ回転して図８に示す位置に相対回転して、タイミングスプロケット３３に対する駆動軸６の相対回転位相を進角側に変換する。また、電磁切換弁４７のポジションを中立ポジションにすることで、任意の相対回転位相に保持できる。

さらに、機関の低回転域から通常の中回転域、さらに高回転域に移行すると、電磁切換弁４７を前述の暖機完了後のアイドリング運転状態と同様の制御を行うことで、ベーン部材３２は、進角側油圧室４１に供給された油圧が低下して、逆に遅角側油圧室４２の油圧が上昇し、各コイルスプリング５５，５６のばね力との合成力によって、タイミングスプロケット３３と駆動軸６の相対回転位相を遅角側に変換する（図７参照）。

次に、前記吸気ＶＥＬ３について説明すると、これは基本構成が前記排気ＶＥＬ１と同じであるから、詳細な説明は省略する。

次に、前記吸気ＶＴＣ４について説明する。これは図９、図１０に示すように、基本構成は、前記図６〜図８に示す排気ＶＴＣ２と同様にベーンタイプのものであるから、簡単に説明すると、吸気カムシャフトの端部に配置されてクランクシャフトから回転駆動力が伝達されるタイミングスプロケット６０と、該タイミングスプロケット６０の内部に回転自在に収容されたベーン部材６１と、該ベーン部材６１を油圧によって正逆回転させる油圧回路とを備えている。

前記タイミングスプロケット６０は、前記ベーン部材６１を回転自在に収容したハウジング６２と、図外のフロントカバー及びリアカバーなどから構成され、これらが４本の小径ボルト６３によって軸方向から一体的に共締め固定されている。前記ハウジング６２は、内周面の周方向の約９０°位置に４つのシュー６２ａが内方に向かって突設されている。なお、リアカバーの外周には、タイミングチェーンが巻回される歯車６０ａが設けられていることは排気ＶＴＣ２と同様である。

前記ベーン部材６１は、中央にボルト挿通孔を有する円環状のベーンロータ６１ａと、該ベーンロータ６１ａの外周面の周方向のほぼ９０°位置に一体に設けられた４つのベーン６１ｂとを備えている。

また、ベーン部材６１は、前記ベーンロータ６１ａのボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト６４によって吸気カムシャフトの前端部に軸方向から固定されている。また、前記各ベーン６１ｂの両側と各シュー６２ａの両側面との間に、それぞれ４つの進角室６５と遅角室６６がそれぞれ隔成されている。

前記油圧回路は、基本的に排気ＶＴＣ２のものと同様であるが、前述の３ポジション(図６参照)が左右で逆となっており、前記各進角室６５に油圧を給排する第１油圧通路と、前記各遅角室６６に油圧を給排する第２油圧通路との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路には、供給通路とドレン通路とが夫々通路切り換え用の電磁切換弁を介して接続されている。

前記電磁切換弁は、内部の弁体が各油圧通路と供給通路及びドレン通路とを相対的に切り替え制御するようになっていると共に、前記同じコントローラ２２からの制御信号によって切り替え作動されるようになっている。

この吸気ＶＴＣ４側の電磁切換弁は、制御電流が作用していない場合に、供給通路が進角側油圧室６５につながる第１油圧通路と連通し、ドレン通路が遅角側油圧室６６につながる第２油圧通路に連通するようになっている。また、電磁切換弁内のコイルスプリングによって機械的にかかるポジションになるようになっている。

また、幅広のベーン６１ｂとリアカバーとの間には、ロックピン６７や係合穴などから構成されて、ベーン部材６１をハウジング６２にロックするロック機構が設けられている。なお、このロック機構は、機関の停止時などでベーン部材６１が最進角側に位置した場合（図９に示す位置）に、スプリングのばね力でロックピン６７が係合穴に係合してベーン部材６１の自由な回転を規制して安定保持するようになっている。

さらに、前記各ベーン６１ｂの一側面と該一側面に対向する各シュー６２ａの対向面との間には、ベーン部材６１を進角側へ回転付勢する付勢部材である２つの第２コイルスプリング６８，６９がそれぞれ配置されている。この両コイルスプリング６８，６９は、例えば機関始動前や始動直後などにおいてオイルポンプからの供給油圧が０あるいは所定以下の低い場合にベーン部材６１を図９に示す時計方向に付勢して排気側カムシャフトを最進角方向へ回転させるようになっている。

以下、本実施例の作用について説明する。機関の始動前、つまり機関停止後には、吸気ＶＴＣ４のベーン部材６１は、各コイルスプリング６８，６９のばね力及びロック機構のロックピン６７によって図９に示す回転位置に機械的に安定に保持されるように構成され、したがって、各吸気弁４，４は、その開閉時期が最進角側に安定保持されている。

一方、排気ＶＴＣ２のベーン部材３２は、前述のように各コイルスプリング５５，５６のばね力及びロック機構によって図７に示す回転位置に機械的に安定に保持されように構成され、したがって、各排気弁５，５は、その開閉時期が最遅角側に機械的に安定保持されている。さらに、各排気弁５，５は、排気ＶＥＬ１のコイルスプリング３０のばね力によってその作動角が小作動角Ｄ０（リフトＬ０）の位置に機械的に安定保持されている。

図１１は内燃機関のアイドリング運転時、つまり、オートマチックトランスミッション（ＣＶＴを含む）の前記ＤレンジとＮレンジのアイドリング運転時における前記排気弁５，５と吸気弁４，４のバルブタイミング(開閉時期)を示し、図１２はそのときのＰ−Ｖ線図(指圧線図)を示している。この図１２中、Ｐは筒内圧、Ｖは筒内容積である。

まず、前記Ｄレンジアイドリング運転時（以下、Ｄレンジアイドルという。）を考察すると、このＤレンジアイドルでは、運転者はブレーキペダルを踏み込んでいても、内燃機関の動力はトランスアクスルに伝達され、トルクコンバータ(トルコン)が回転することによる流体トラクション（クリープ現象）を発生させるだけのある程度の負荷が作用している。

このＤレンジアイドル運転中の吸気弁４，４は、排気上死点付近のＩＶＯ１(開弁時期)で開き始め、ＩＶＣ１（閉弁時期）で閉じるが、その間にピストンがＳ１だけストロークする。ピストンのフルストロークをＳ０とすると、前記Ｓ１は短くなっている。この短いストロークＳ１によってスロットルバルブに依らずに吸入空気量をアイドル相当まで絞る。

ここで、ＩＶＣがピストン下死点付近とし、スロットルバルブで吸気量を絞る通常の内燃機関よりも吸気行程でのポンピングロス（図１２の斜線部面積）を低減させることができ、この結果、燃費の向上が図れる。すなわち、いわゆる吸気弁４，４の早閉じアトキンソンサイクルとなっているのである。

また、このとき、実圧縮比Ｅ１（公称圧縮比Ｅ０×Ｓ１/Ｓ０）は比較的小さな値であり、筒内ピーク圧Ｐｍａｘは比較的低く、ピストン荷重（サイドフォース）が小さくなる。このため、ピストンなどの主運動系のフリクションが低下して、この点からも燃費が一層向上する。

ここで、ピストン０３のフルストロークＳ０は、膨張ストロークＥと一致している。ちなみに、膨張比とは、下死点での気筒容積を上死点の気筒容積で割算したものであり、公称圧縮比ＥＯと一致する。

このとき、排気弁５，５の開時期（ＥＶＯ）は、図１１に示すように、ピストン下死点付近のＥＶＯ１であるが、後述する膨張行程時のポンピングロス（図１２のＦ１、Ｈ１、Ｉ１で囲まれた面積）は殆ど発生しないことが明らかである。

また、この時点での吸気ＶＥＬ３は、小作動角Ｄ１（小リフトＬ１）に制御した位置となり、吸気ＶＴＣ４は、進角側に制御した位置になる。

次に、Ｎレンジアイドリング運転（以下、Ｎレンジアイドルという。）にした場合を考察する。

この場合は、内燃機関からの自動変速機（トランスアクスル）へのトルク伝達が遮断されるため、駆動フリクションが低減して、負荷がさらに低減して極低負荷になるため、Ｄレンジアイドルよりも燃費を向上させることができる。

車両の上り坂道発進の際に、クリープ現象がなくなることで自然後退させないためのブレーキ制御を付加すれば、車両停止時にＮレンジに自動的に切り換え、燃費を低減させる方法が考えられているが、実際には十分な燃費効果が得られない。

この理由を図１３に基づいて説明する。Ｎレンジアイドルでは、内燃機関の駆動フリクションが低く極低負荷になるため、より小さな作動角Ｄ０、リフトＬ０に切り換えられるが、これによって、図１３に示すように、ピーク燃焼圧力（Ｐｍａｘ）が低下する。また、吸入空気量を減少させるために、吸気弁４，４の閉弁時期（ＩＶＣ）をＩＶＣ２まで進角させ、吸入ピストンストロークをＳ２まで減少させる。このため、実圧縮比Ｅ２はＤレンジアイドルでのＥ１よりさらに低下してＰｍａｘも低下することになる。

したがって、膨張行程の後半では、筒内圧は負圧なる領域が出てきてさらに膨張下死点では大きな負圧になる。これによって、膨張行程でのポンピングロスが増加するのである。

すなわち、排気弁５，５が、図１３に示すＥＶＯ１（Ｆ２）で開弁すると、筒内が負圧なので、排気ポートＥＰから排気ガスが筒内に流入する。そして、ピストンが上昇するにつれて再度排気ポートＥＰ側に筒内ガスが流出ため、これによる大きなポンピングロス（膨張行程ポンピングロス）が発生してしまうのである（Ｆ２、Ｇ２、Ｈ２、Ｉ２で囲まれた斜線部Ｂの面積）。

したがって、この膨張行程のポンピングロスの急増により、吸気行程のポンピングロスの減少（図中斜線部Ａの面積）にもかかわらず、極低負荷に移行しても十分には燃費を低減できないのである。

これに対して、本実施例では、図１１に示すように、排気弁５，５の開弁時期をＥＶＯ２（後述の図１４のＦ２’）まで遅らせるのである。具体的には、排気ＶＥＬ１の作動角を、大作動角（Ｄ３）付近から中作動角（Ｄ２）付近まで縮小すると共に、排気ＶＴＣ２によって遅角制御させるのである。

このようにすると、図１４に示すように、負圧になった筒内が再び排気圧付近になった時点で排気弁５，５が開かれることになるので、排気ポートＥＰ側から筒内へのガスの流入を防止し、膨張行程のポンピングロス（Ｆ２’、Ｈ２’、Ｉ２’で囲まれるＢ’の面積）の発生が抑制されることになる。この結果、極低負荷で吸気行程時のポンピングロスの低減にみあった燃費の低減効果を得ることができるのである。

ここで、排気弁５，５の開弁時期（ＥＶＯ２ 点Ｆ２’）での筒内圧は、厳密には排気圧に対して僅かなΔＰだけ小さな圧力になっている。したがって、仮に、排気圧と一致するポイントＩ２’ないし、それ以降までＥＶＯを遅らせると、排気ＶＴＣ２や排気ＶＥＬ１の可変レンジを拡大する必要が出てきて、可変動弁装置の大型化を招くおそれがある。よって、前記点Ｆ２’の時点でＥＶＯを迎えるようにすれば、可変動弁装置の可変レンジを小さくできる抑えることができることから、可変動弁装置の大型化を回避することが可能になる。

また、排気弁５，５が開弁した際の筒内圧が高いことに起因する排気吹き出し損失（ブローダウン損失）が低減されることから、燃費の低減化が図れる。

また、排気ガスのブローダウンに起因する排気系の騒音発生も抑制することができる。

しかも、膨張行程時のポンピングロスは、図１４の前記Ｂ’に示すように、ほんの僅かであるから、狙い通りの大幅な燃費の低減化が図れる。

また、実圧縮比が十分に低下しており、Ｐｍａｘが小さいので、ピストンのサイドフォースが十分に小さくなるので、ピストンなどの主運動系のフリクションが低下して、その点からも燃費が一層低減されるのである。

さらに、吸気側に加え排気弁５，５の作動角が減少するので、吸気側に加えて排気側の動弁フリクションも低減することから、燃費がさらに低減する。

なお、Ｄレンジアイドル時の極軽負荷状態で懸念される機関の回転変動も実圧縮比が低下することによって抑制される。

図１５は機関負荷と排気弁・吸気弁のバルブタイミング及び実圧縮比との関係を示し、これに基づいて、本実施例の他の作用効果を以下に説明する
ＤレンジアイドルとＮレンジアイドルとの間で、吸気弁開弁時期（ＩＶＯ）や排気弁閉弁時期（ＥＶＣ）はほぼ不変であり、前記ＩＶＯやＥＶＣの変化を抑制できるので、バルブオーバーラップの急激な変化が抑えられる。したがって、筒内残留ガスの急変を抑制して過渡時の燃焼を安定化することができる。

ここで、可変動弁装置の機械的安定方向（デフォルト位置）についてみると、吸気弁４，４は、吸気ＶＥＬ３によってリフト減少方向へ圧縮ばね３０によって付勢されており、吸気ＶＴＣ４によって進角方向へコイルスプリング６８、６９によって付勢されている。したがって、ＤレンジのＩＶＣ１からＮレンジのＩＶＣ２に至る応答性を高くすることができる。また、この際に、排気ＶＥＬ１，ＶＴＣ２の作動応答性も高くなっている。

なぜなら、排気ＶＥＬ１は、吸気側と同様にリフト減少方向へ圧縮ばね３０によって付勢され、排気ＶＴＣ２側では、コイルスプリング５５，５６によって遅角方向へ付勢されていることから、ＥＶＯ１からＥＶＯ２への変換速度が速くなるのである。

すなわち、ＤレンジからＮレンジに切り換えられた場合に、ＩＶＣ変化を速くできるのに加えて、このＩＶＣ変化に呼応したＥＶＯ変化も速くできるのである。この結果、所望の燃費効果を早く得られ、また、ＤレンジからＮレンジに変化した場合のＥＶＯの追従性が良いので、膨張行程時のポンピングロスが過渡的に生じるのを防止することができる。よって、機関ストール（ポンピングロスにより機関トルクが急激に減少することによるストール）などの不安定化を回避できる。

また、本実施例では、図２に示すように、２つの燃料噴射弁０７、０８を備えており、Ｎレンジアイドルの場合には、有効圧縮比Ｅ１が低下すると共に、Ｐｍａｘの低下によって燃焼が緩慢になる傾向があり、そのため、この領域では吸気ポートＩＰに第２燃料噴射弁０８から燃料を噴射して予混合を促進し、かつ極リフトの吸気弁隙間により筒内でガス流速が高まることによって燃焼を改善することができる。

機関高回転高負荷域では、図１５に示すように、実圧縮比が増加するので、ノッキングが発生しやすくなる。そこで、第１燃料噴射弁０７から筒内へ燃料を直接噴射して新気を冷却し、これによって耐ノック性をも向上させることが可能になり、出力トルクを高めることができる。この領域では、第２噴射弁からは噴射しなくてもよい。

図１６は前記コントローラ２２による排気ＶＥＬ１と排気ＶＴＣ２及び吸気ＶＥＬ３の制御フローチャートを示している。

まず、ステップ１では、機関回転数Ｎｅや負荷、油温、ギア位置（通常Ｄレンジ）などの運転状態を読み込み、ステップ２では、機関アイドル状態か否かを判断する。ここで、アイドル状態ではないと判断した場合はリターンするが、アイドル状態であると判断した場合は、ステップ３に移行する。

このステップ３では、ギアの目標位置を読み込み、ステップ４で、ギアの目標位置がＮレンジに変更されたか否かを判断する。前述のように、Ｄレンジアイドル状態が比較的長い時間継続されていた場合は、燃費の良いＮレンジアイドルに切り換えする制御信号が出力されるのである。

レンジがＮに変更されていない場合はリターンするが、変更されたと判断した場合は、ステップ５に移行し、ここでは、吸気弁４，４の目標ＩＶＣを演算する。

Ｎレンジになると、内燃機関とトランスアクスルとの接続が解除されることから、機関の駆動フリクションを低減できるので機関負荷が低下する。これによって、吸気弁のＩＶＣを下死点から遠ざけることができる（有効圧縮比の低減）。

一方、前記駆動フリクションは、油温やアイドル回転数などによって変化するので、これらを考慮して目標ＩＶＣを演算するのである。

次に、ステップ６では、目標ＩＶＣへの切り換え信号を出力し、Ｎレンジへの切り換え信号を出力する。一方、上りの坂道などで車両を停止させた場合には、車両の傾斜を確認して車両の不用意な後退を防止するために、ブレーキ力を増大させる制御も行う。

ステップ７では、変換後の前記吸気弁４，４の実際のＩＶＣを検出する。

ステップ８では、実際のＩＶＣに基づいて排気弁５，５のＥＶＯの筒内圧が目標筒内圧の値（排気圧Ｐｅ−ΔＰ）になるようなＥＶＯを求める。大気圧や気温の影響により、排気圧の値も変化するので、その分の補正を入れてもよい。

ステップ９では前記排気弁５，５のＥＶＯの切り換え信号を出力する。

続いて、制御精度を高めるために、以下の制御を行う。つまり、ステップ１０では、目標ＥＶＯになったか否かを判断し、ノーの場合はステップ９に戻るが、イエスの場合はステップ１１において筒内圧を計測、確認する。この筒内圧の計測は、例えば点火プラグ０５に内蔵された筒内圧センサなどを用いる。

ステップ１２では、前記筒内圧が目標値Ｐになっているか否かを判断し、目標値Ｐになっている場合は終了するが、乖離している場合は、ステップ１３でＥＶＯの補正値を演算によって求める。ここでＥＶＯの補正値は、例えば目標値Ｐとの差値から求めればよい。つまり、低すぎればＥＶＯをさらに遅延補正させてＥＶＯでの値Ｐを増加させ、高すぎればＥＶＯを進角補正させる。

そして、ステップ１４では、ＥＶＯの補正値が可変範囲内か否かを判断し、可変範囲を越える場合は、ステップ１７でＥＶＯを下死点から最大限下死点よりも乖離した位置に固定する制御を行う。一方、可変範囲内である場合は、ステップ１５において、目標値ＰになるようにＥＶＯ補正値に切り換え信号を出力する。具体的には、排気ＶＥＬ１と排気ＶＴＣ２によって目標ＥＶＯに合わせる。ここで、ＥＶＣはほぼ不変であり、バルブオーバーラップの変化を抑制して過渡時の燃焼を安定させる。

ステップ１６では、目標値Ｐになったか否かを判断し、目標値Ｐになった場合はこれを確認してフローを終了するが、まだ、目標値と差異がある場合は、ステップ１３に戻って再度ＥＶＯの補正を行う。

なお、本実施例では、前記各排気ＶＥＬ１と排気ＶＴＣ２、並びに吸気ＶＥＬ３と吸気ＶＴＣ４をそれぞれ制御することによって、ＩＶＯの変化をＩＶＣの変化よりも小さくし、またＥＶＣ変化をＥＶＯの変化よりも小さくすることができるので、バルブオーバーラップの変化を利用して筒内の残留ガスの急激な変化を抑制して過渡時の燃焼を安定化することができるのである。

〔第２実施例〕
図１７及び図１８は第２実施例を示し、排気弁５，５の開弁時期（ＥＶＯ２）を第１実施例の場合よりも下死点前の早開き位置に設定したものである。

すなわち、図１８のＰ−Ｖ線図で示すように、圧縮上死点から筒内圧が下がって行って排気圧より僅かにΔＰだけ下がった時点（Ｆ２’）でＥＶＯを迎えるのである。そうすると、排気ガスが筒内に僅かに流入して、筒内は排圧レベルとなりながら膨張下死点に至る。さらにピストン０３が再上昇しても排圧レベルを継続する。つまり、膨張行程時のポンピングロス（Ｆ２’、Ｈ２’、Ｉ２’で囲まれる部分）は殆ど発生しないのである。

また、仮に排気圧と一致するポイントＩ２’ないしそれ以前までのＥＶＯを早めると、排気ＶＴＣ２や排気ＶＥＬ１の可変巾を増大させることになるが、本実施例のように、Ｆ２’（排気圧よりも僅かにΔＰ下がった時点）をＥＶＯとすれば、可変巾を縮小しつつ膨張行程時のポンピングロスを実質的に殆ど発生させないことができるのである。また、排気系の騒音を低減できるのは実施例１と同様である。

また、これによれば、排気弁５，５が早く開く、つまり燃焼ガスの温度があまり下がらないうちに排気弁５，５が開くので、第１実施例に比較して排気温度が高く、排気触媒の活性化が図れ、排気エミッション性能が向上する。

ここで、排気ＶＴＣ２には、第１実施例とは逆の進角側への付勢用のコイルスプリング５５，５６が設けておけば、第１実施例と同様のＥＶＯ２への応答性を高めることができ、ＤレンジからＮレンジに変化した場合のＥＶＯの追従性が良くなるので、膨張行程時のポンピングロスが過渡的に生じるのを抑制することができ、この結果、過渡トルク低下による機関ストールなどの不安定な状態を除去することができる。

〔第３実施例〕
図１９は第３実施例を示し、排気ＶＥＬ１を廃止して排気ＶＴＣ２のみとしたもので、この場合は、排気弁５，５の作動角が変わらないので、Ｎアイドル時の閉弁時期（ＥＶＣ２）は排気上死点より進角しており、上死点前に排気弁５，５が閉弁するので、筒内の残留ガスがやや増加する。これによって、燃焼状態が悪化する傾向になるが、この残留ガスは外部ＥＧＲのように低温ではなく、高温になっているので、燃焼の悪化はさほどではない。したがって、排気ＶＴＣ２のみの簡素な可変動弁装置で、膨張行程時のポンピングロスを低減でき、この結果、燃費の向上が図れる。

〔第４実施例〕
図２０、図２２は第４実施例を示し、吸気弁４，４側の閉弁時期（ＩＶＣ）を下死点よりも十分に遅らせた、いわゆる遅閉じアトキンソンサイクルについて適用したものである。

これは、Ｄレンジアイドル時に、吸気弁４，４の閉弁時期（ＩＶＣ）を、第１〜第３実施例のように下死点より早めるのではなく、下死点から遅らせる（ＩＶＣ１）方向へ遠ざけるものである。

したがって、この場合も、圧縮行程が開始される際のピストンストロークＳを短くすることによって、吸入空気量を絞ることができる。これにより、スロットルバルブに依らずにトルクを低下させることができ、吸気行程時のポンピングロスを低減できることから、燃費の低減化が図れる。

ここで、図２０に示すように、ＤレンジアイドルからＮレンジアイドルに変化した際に、吸気弁４，４のＩＶＣをさらに遅角させてＩＶＣ１からＩＶＣ２に設定して、ピストンストロークを図１２に示すＳ１と同レベルの状態から図２２に示すＳ２まで短くすると、図２１に示すように、膨張行程時に比較的大きなポンピングロスが発生する（Ｈ２、Ｇ２、Ｆ２、Ｉ２で囲まれた斜線部分）。

そこで、本実施例では、第２実施例のように、排気弁５，５の開弁時期（ＥＶＯ）を下死点から進角側へ遠ざける（ＥＶＯ１→ＥＶＯ２）と、同じように膨張行程時のポンピングロスを抑制することができる。

すなわち、下死点から進角側へ遠ざけることによって、図２２に示すように、ＥＶＯを変化させない場合（図２１参照）に比較して膨張行程時のポンピングロス（Ｆ２’、Ｈ２’、Ｉ２’で囲まれた部分）を十分に抑制することができる。

また、ここでの前記ΔＰは、図２２に示すように、排気圧と大気圧の差とほぼ等しくなっている。したがって、排気弁５，５の開弁時期（ＥＶＯ）と対応するＦ２’は大気圧とほぼ一致している。

機関のアイドル状態では、排気圧は大気圧に対して僅かに大きいだけなので、この差をΔＰにとれば膨張行程時のポンピングロスを十分に低減できる。

また、膨張行程時において、筒内負圧により吸気弁４，４のシーティング部（傘部とバルブシートとの間）から新気が筒内に不整に浸入するのを抑制し、もって排気空燃比を安定させることができるので、排気エミッション性能の悪化を抑制できる。特に、図２２に示すような、吸気弁４，４の閉弁時期（ＩＶＣ）が遅閉じ型でＦ２’をほぼ大気圧とすれば、サイクル全体をほぼ大気圧以上にすることができるので、筒内が負圧になって吸気弁４，４のシーティング部から新気が筒内に不整に浸入するのを十分に抑制できる。

〔第５実施例〕
図２３は第５実施例を示し、前記第４実施例を基本構成として、吸気弁４，４側の吸気ＶＥＬ３を廃止して、吸気ＶＴＣ４のみとした場合としたものである。

この場合は吸気弁４，４の作動角が変化しないので、ＩＶＯ２は上死点より遅角しており、上死点後に吸気弁４，４が開く。このため、吸気行程の初期の吸気ポンピングロスがやや増加するが、開弁時には吸気が筒内へ勢いよく入り込むので、吸気攪拌効果によって燃焼が改善されて燃費の低下を抑制できる。したがって、吸気ＶＴＣ４のみの簡単な装置で、膨張行程時のポンピングロスの低減効果が得られ、燃費の向上が図れる。

また、この第５実施例と第３実施例を組み合わせて考えると、吸気ＶＴＣ４と排気ＶＴＣ２のみでＶＥＬを使用しない実施例も可能である。

以下、前記実施形態から導かれる前記各請求項の発明以外の技術的思想について説明する。

〔請求項ａ〕
請求項１または２に記載の内燃機関の制御装置において、
前記実圧縮比可変機構は、吸気弁の閉弁時期をピストン下死点から遠ざける吸気弁閉弁時期可変機構であることを特徴とする内燃機関の制御装置。

この発明によれば、ピストンの位置を変化させる可変圧縮比機構のような主運動系の構造の大幅な変更をせずに、実圧縮比を低減することができる。また、実圧縮比の低減に伴って吸気行程のポンピングロスを低減できるので、燃費をさらに低減できる。

〔請求項ｂ〕
請求項ａに記載の内燃機関の制御装置において、
前記排気弁が開弁する際の排気圧と気筒内圧の差分は、排気圧と大気圧の差分とほぼ同等であることを特徴とする内燃機関の制御装置。

アイドリング状態では、排気圧は大気圧に対して僅かに大きいだけなので、この差をΔＰにとれば、膨張行程のポンピングロスを十分に低減できる。また、膨張行程おいて、筒内負圧により吸気弁のシーティング部から新気が筒内に不整に浸入することを抑制することができる。したがって、排気空燃比を安定化させ、排気エミッション性能の低下を抑制できる。

〔請求項ｃ〕
請求項１〜ｂのいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置において、
前記内燃機関の負荷が所定負荷よりも低下したときに、前記排気弁開弁時期可変機構によって排気弁の開弁時期をピストン下死点から遅角する方向へ変化させることを特徴とする内燃機関の制御装置。

この発明によれば、小作動角によって排気側の動弁フリクションを低減させることができため、燃費を効果的に低減できると共に、Ｎレンジのアイドリング状態である極軽負荷における機関の回転変動が一層抑制されて機関の安定化が促進される。

〔請求項ｄ〕
請求項１〜ｂのいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置において、
前記内燃機関の負荷が所定負荷よりも低下したときに、前記排気弁開弁時期可変機構によって排気弁の開弁時期をピストン下死点から進角する方向へ変化させることを特徴とする内燃機関の制御装置。

この発明によれば、排気弁開時の排気ガス温度を高くできるので、触媒転化効率を高め、排気エミッションを低減できる。

〔請求項ｅ〕
請求項１〜ｄのいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置において、
前記排気弁開弁時期可変機構は、排気弁の閉弁時期の変化量が開弁時期の変化量よりも小さくなることを特徴とする内燃機関の制御装置。

この発明によれば、機関過渡時のバルブオーバーラップ変化を抑制することができるので、該過渡時の燃焼の安定化を図れる。

〔請求項ｆ〕
請求項１〜ｅのいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置において、
前記内燃機関は、オートマチックトランスミッションを備えた車両に搭載され、
前記所定負荷とは、Ｄレンジのアイドリング状態の負荷であり、前記所定負荷より低下した状態とは、Ｎレンジのアイドリング状態の負荷であることを特徴とする内燃機関の制御装置。

この発明によれば、車両停止中における機関アイドリング状態時に、ＤレンジからＮレンジに自動的に切り換えるシステムにおいて、Ｎレンジでの燃費をより低減させることができる。

〔請求項ｇ〕
請求項１〜ｅのいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置において、
前記所定負荷とは、機関低温状態におけるアイドリング状態の負荷であり、前記所定負荷より負荷が低下した状態とは、機関高温状態におけるアイドリング状態の負荷であることを特徴とする内燃機関の制御装置。

この発明によれば、機関の低温時におけるアイドリング状態では実圧縮比が高いことから燃焼を安定化させることができ、高温アイドリング時では燃費の向上が図れる。

〔請求項ｈ〕
請求項１〜ｇのいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置において、
気筒内に直接燃料を噴射する第１燃料噴射装置と、
吸気ポートに燃料を噴射する第２燃料噴射装置と、を備え、
機関の負荷が大きくなると前記第１燃料噴射装置によって燃料を供給し、
機関の負荷が小さくなると前記第２燃料噴射装置によって燃料を供給することを特徴とする内燃機関の制御装置。

この発明によれば、機関の高負荷域では実圧縮比が増加した際に懸念されるノッキングを筒内直噴による新気冷却によって改善するとともに、Ｎレンジアイドリング状態で懸念される燃料の霧化不良を吸気ポート噴射による予混合性向上によって改善することができる。

本発明は、前記各実施例の構成に限定されるものではなく、例えば排気側あるいは吸気側の一方をＶＴＣのみとし、あるいは両方をＶＴＣのみとすることも可能である。また、前記吸気ＶＥＬ３としては、特開平１１−２６４３０７号公報に記載された技術のような、吸気弁４，４のＩＶＯの変化量がＩＶＣの変化量よりも小さいものであれば吸気ＶＴＣ４を廃止することも可能である。

また、排気ＶＥＬ１も排気弁５，５のＥＶＣの変化量がＥＶＯの変化量よりも小さいものであれば、排気ＶＴＣ２を廃止することも可能である。

さらに、実圧縮比可変装置としては、前記実施例では吸気弁４，４のＩＶＣを可変にできるものを示したが、例えば、特開２００９−３６０７６号公報の図１１に示すような、ピストン位置自体を変化させるものであってもよい。

また、排気ＶＴＣ２や吸気ＶＴＣ４のアクチュエータを油圧式ではなく、例えば特開２００２−２２７６１５号公報に記載されているような電磁式あるいは電動式とすることも可能である。

排気ＶＥＬ１（排気弁開弁時期可変機構）
排気ＶＴＣ２（排気弁開弁時期可変機構）
吸気ＶＥＬ３（実圧縮比可変機構）
吸気ＶＴＣ４（実圧縮比可変機構）
４…吸気弁
５…排気弁
６…駆動軸
２０…電動モータ
２２…コントローラ
３０…圧縮ばね
３２…ベーン部材
３３…タイミングスプロケット
４１…進角側油圧室
４２…遅角側油圧室
５５，５６…コイルスプリング
６８，６９…コイルスプリング

Claims (3)

1. 実圧縮比を可変にする実圧縮比可変機構と、
   排気弁の開弁時期を可変にする排気弁開弁時期可変機構と、
   を備えた内燃機関の制御装置であって、
   前記内燃機関の負荷が所定負荷よりも低下したときは、前記実圧縮比可変機構によって、膨張比に対する実圧縮比を低下させると共に、前記排気弁開弁時期可変機構によって、排気弁の開弁時期をピストン下死点から遠ざける方向へ制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
2. 実圧縮比を可変にする実圧縮比可変機構と、
   排気弁の開弁時期を可変にする排気弁開弁時期可変機構と、
   を備えた内燃機関の制御装置であって、
   前記内燃機関の負荷が所定負荷よりも低下したときは、前記実圧縮比可変機構によって、膨張比に対する実圧縮比を低下させると共に、前記排気弁開弁時期可変機構によって、気筒内圧が排気圧より僅かに低い状態で前記排気弁が開弁するように制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
3. 実圧縮比を可変にする実圧縮比可変機構と、
   排気弁の開弁時期を可変にする排気弁開弁時期可変機構と、
   内燃機関の負荷を検出または推定する負荷検出手段と、を備え、
   前記負荷検出手段によって検出された負荷が低負荷のときは、前記実圧縮比可変機構によって膨張比に対する実圧縮比を低下させると共に、前記排気弁開弁時期可変機構によって排気弁の開弁時期をピストン下死点から遠ざけることを特徴とする内燃機関。

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