JP2011185149A

JP2011185149A - 火花点火式内燃機関

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Publication number: JP2011185149A
Application number: JP2010050899A
Authority: JP
Inventors: Yoshihiro Sakayanagi; 佳宏坂柳
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2010-03-08
Filing date: 2010-03-08
Publication date: 2011-09-22
Anticipated expiration: 2030-03-08
Also published as: JP5447015B2

Abstract

【課題】内燃機関の停止中にアクチュエータが固着した場合であっても、内燃機関の出力トルクを調整することができる火花点火式内燃機関を提供する。
【解決手段】火花点火式内燃機関は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構Ａと、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構Ｂと、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁１７とを具備し、機関運転中には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入しないように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル開度が制御される。侵入禁止領域は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対してスロットル弁が如何なる開度であっても侵入禁止領域には侵入しない安全領域Ｚ₁、Ｚ₂が存在するように設定され、内燃機関の停止時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が安全領域内の動作点となるように制御される。
【選択図】図３６

Description

本発明は、火花点火式内燃機関に関する。

機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、機関負荷にかかわらず実圧縮比をほぼ一定に維持するようにした火花点火式内燃機関が公知である（例えば、特許文献１を参照）。特に、特許文献１に記載の火花点火式内燃機関では、内燃機関の運転中において、機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比を増大させると共に吸気弁の閉弁時期を吸気上死点に向けて遅角させることで、実圧縮比を一定に維持している。

特開２００７−３０３４２３号公報

ところで、可変圧縮比機構や可変バルブタイミング機構等のアクチュエータは、内燃機関の停止中に固着する場合がある。このように内燃機関の停止中にアクチュエータが固着すると、次回の機関始動時においてアクチュエータを適切に作動させることができなくなる。このため、アクチュエータの固着位置によっては、内燃機関を始動させることができなくなり、また、たとえ内燃機関を始動させることができたとしても内燃機関の出力トルクを制御することができなくなる。

そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、内燃機関の停止中にアクチュエータが固着した場合であっても、内燃機関を始動させること及び内燃機関の出力トルクを調整することができる火花点火式内燃機関を提供することにある。

上記課題を解決するために、第１の発明では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域が設定され、内燃機関の運転時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入しないように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル開度が制御され、上記侵入禁止領域は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対してスロットル弁が如何なる開度であっても該侵入禁止領域には侵入しない安全領域が存在するように設定され、内燃機関の停止時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が上記安全領域内の動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構が制御される、火花点火式内燃機関が提供される。

第２の発明では、第１の発明において、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点は内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に上記安全領域内において変更せしめられる。

第３の発明では、第２の発明において、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点は、内燃機関の停止時に上記安全領域内において内燃機関の始動に最適な動作点とは異なる動作点とされ、内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に上記安全領域内において内燃機関の始動に最適な動作点に変更せしめられる。

第４の発明では、第１〜第３のいずれか一つの発明において、上記安全領域として機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が進角側である領域と、機械圧縮比が高く且つ吸気弁閉弁時期が遅角側である領域との二つの領域が存在し、内燃機関の停止時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこれら二つの領域のうち機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が進角側である領域内の動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構が制御される。

第５の発明では、第１〜第４のいずれか一つの発明において、上記侵入禁止領域は、異常燃焼又はトルク変動を発生させる燃焼異常領域を含む。

上記課題を解決するために、第６の発明では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、内燃機関の停止時には、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がスロットル弁を如何なる開度にしても異常燃焼又はトルク変動を発生させずに内燃機関を運転させ得る動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構が制御される、火花点火式内燃機関が提供される。

上記課題を解決するために、第７の発明では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、内燃機関の停止時には、吸気弁閉弁時期が遅角側の閉弁時期とされると共に、スロットル開度が機関始動時の要求吸入吸気量を満たすような開度とされる、火花点火式内燃機関が提供される。

第８の発明では、第７の発明において、内燃機関の停止時には、吸気弁閉弁時期が遅角側限界閉弁時期とされる。

第９の発明では、第７又は第８の発明において、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域が設定され、内燃機関の運転時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入しないように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル開度が制御され、内燃機関の停止時には、機械圧縮比が、スロットル開度を上記機関始動時の要求吸入空気量を満たすような開度に固定した状態で吸気弁閉弁時期を如何なる閉弁時期にしても機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入しないような圧縮比とされる。

本発明によれば、内燃機関の停止中にアクチュエータが固着した場合であっても、内燃機関を始動させること及び内燃機関の出力トルクを調整することができるようになる。

火花点火式内燃機関の全体図である。可変圧縮比機構の分解斜視図である。図解的に表した内燃機関の側面断面図である。可変バルブタイミング機構を示す図である。吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。侵入禁止領域を示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。目標値を算出するためのフローチャートである。可変圧縮比機構等の駆動制御を行うためのフローチャートである。機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量から定まる三次元空間を示す図である。図３４の空間の一部の断面を示す図である。図１１と同様な図である。図３４の空間の一部の断面を示す図である。吸気弁閉弁時期と機械圧縮比とスロットル開度の変化を示すタイムチャートである。機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量から定まる三次元空間を示す図である。機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量から定まる三次元空間を示す図である。図４０の空間の一部の断面を示す図である。

以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。

図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１にはそれぞれ対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。

サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いたエアフロメータ１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。なお、以下の説明では、スロットル弁１７から吸気弁７までの吸気枝管１１、サージタンク１２、吸気ダクト１４等の部分を吸気管部分と称する。

一方、図１に示される実施形態ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施形態ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。

図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。なお、本実施形態では、現在の機械圧縮比を検出するための機械圧縮比検出装置として相対位置センサ２２が用いられるが、機械圧縮比検出装置としては相対位置センサ２２以外の検出装置を使用することも可能である。

電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。エアフロメータ１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４の出力信号はそれぞれ対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火プラグ６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。

図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内にはそれぞれ断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔ててそれぞれ対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。

図２に示されるように一対のカムシャフト５４、５５が設けられており、各カムシャフト５４、５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４、５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４、５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。

図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４、５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心軸５７は最も低い位置となる。

なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）にはそれぞれの状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。

図３（Ａ）から図３（Ｃ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。すなわち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、したがって各カムシャフト５４、５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。

図２に示されるように各カムシャフト５４、５５をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ螺旋方向が逆向きの一対のウォーム６１、６２が取付けられており、これらウォーム６１、６２と噛合するウォームホイール６３、６４がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。この実施形態では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。

一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側にはそれぞれ進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。

各油圧室７６、７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６、７７にそれぞれ連結された油圧ポート７９、８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３、８４と、各ポート７９、８０、８２、８３、８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。

吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。

これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。

回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。したがって可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。

図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。したがって吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、したがって吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。

図１および図４に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。

次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０mlでピストンの行程容積が５００mlであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。

図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。

図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。すなわち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。したがって実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０となる。

図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。

次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。

図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０mlとされ、ピストンの行程容積が５００mlとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。すなわち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。

図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、すなわち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、すなわち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。したがって通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。

一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見出されたのである。すなわち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。

これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。したがって膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。

このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、したがって実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。

図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０mlから２０mlまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００mlから２００mlになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ml＋２００ml）／２０ml＝１１となり、膨張比は（２０ml＋５００ml）／２０ml＝２６となる。図８（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。

一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、したがって機関運転時における熱効率を向上させるためには、すなわち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、したがってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。したがって本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。

次に図９を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。
図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒コンバータ２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ、ＣＯおよびＮＯ_xを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。

さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。したがって図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。

一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、したがって機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態に保持されており、したがって燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。

このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。すなわち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。したがってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。

機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ₁まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる最大限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ₁よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に保持される。したがって低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時にはすなわち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。

一方、図９に示される実施形態では機関負荷がＬ₁まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ₁よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。

吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ₁よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。

一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。したがって、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施形態では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌ₁まで吸気下死点BDCから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができるが、以下本発明について吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させた場合を例にとって説明する。

ところで前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。したがって本発明では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。

次に図１０から図１２を参照しつつ侵入禁止領域と、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する基準動作線について説明する。

図１０は要求されている機関負荷を得るのに必要な吸入空気量、すなわち要求吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とを示している。なお、図１０において要求吸入空気量は原点０から離れるにしたがって増大し、機械圧縮比は原点０から離れるにしたがって増大する。また、図１０において吸気弁閉弁時期は吸気下死点後（ＡＢＤＣ）のクランク角で表されており、したがって吸気弁閉弁時期は原点０から離れるにしたがって遅角される。

一方、図１０においてＱ₁、Ｑ₂、Ｑ₃、Ｑ₄、Ｑ₅はそれぞれ同一吸入空気量面を表しており、Ｑ₆はスロットル弁１７が全開しているスロットル全開面を表している。図１０からわかるようにこのスロットル全開面Ｑ₆は上に凸の湾曲面からなる。このスロットル全開面Ｑ₆の下方の領域では下方にいくほどスロットル開度が小さくなる。

図１０においてハッチングで示される領域は各同一吸入空気量面Ｑ₁、Ｑ₂、Ｑ₃、Ｑ₄、Ｑ₅内における侵入禁止領域を示している。一方、図１１は図１０の上からみたところを示しており、図１２（Ａ）は図１０における左側面Ｓ₁を矢印方向からみたところを示しており、図１２（Ｂ）は図１０における右側面Ｓ₂を矢印方向からみたところを示しており、これら図１１および図１２（Ａ）、（Ｂ）においてもハッチングで示される領域は侵入禁止領域を示している。

図１０、図１１、図１２（Ａ）、（Ｂ）から侵入禁止領域は３次元的に広がっており、さらにこの侵入禁止領域は高負荷側の領域Ｘ₁と低負荷側の領域Ｘ₂との２つの領域からなることがわかる。なお、図１０、図１１、図１２（Ａ）、（Ｂ）からわかるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁は要求吸入空気量が多く、吸気弁閉弁時期が進角側で機械圧縮比が高い側に形成され、低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂は要求吸入空気量が少なく、吸気弁閉弁時期が遅角側で機械圧縮比が低い側に形成される。

さて、図９は要求吸入空気量に対して最小燃費の得られる、吸気弁閉弁時期と機械圧縮比と実圧縮比とスロットル開度の関係を示しており、これらの関係を満たす線が図１０および図１１において実線Ｗで示されている。図１０からわかるようにこの線Ｗは同一吸入空気量面Ｑ₃よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面Ｑ₆上を延びており、同一吸入空気量面Ｑ₃よりも吸入空気量が少ない側では右側面Ｓ₂上を延びている。この同一吸入空気量面Ｑ₃は図９の負荷Ｌ₁に対応している。

すなわち、図９においてＬ₁よりも機関負荷が高い領域では機関負荷が高くなるほど、すなわち要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０のスロットル全開面Ｑ₆上における線Ｗで表されている。すなわち、図１０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ₃よりも吸入空気量が多い側では要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。

一方、図９においてＬ₁よりも機関負荷が低い領域では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、すなわち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０の右側面Ｓ₂上における線Ｗで表されている。すなわち、図１０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ₃よりも吸入空気量が少ない側では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、すなわち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。

本願明細書では、要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とが辿る線を動作線と称しており、特に図１０に示される線Ｗは基準動作線と称されている。なお、前述したようにこの基準動作線は最小燃費の得られる最小燃費動作線を示している。

前述したようにこの基準動作線Ｗ上では実圧縮比が一定とされている。実圧縮比はスロットル弁１７の開度とは無関係であって機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のみによって定まるので図１０において基準動作線Ｗを通り垂直方向に延びる曲面上では同一実圧縮比となる。この場合、この曲面よりも機械圧縮比の高い側では実圧縮比が高くなり、この曲面よりも機械圧縮比の低い側では実圧縮比が低くなる。すなわち、大雑把に言うと、高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の高い領域に位置しており、低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の低い領域に位置している。

さて、燃費を向上するために実圧縮比を高くするとノッキングが発生し、ノッキングの発生を阻止するために点火時期を遅角させると燃焼が不安定となってトルク変動を生ずる。高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、したがって機関運転時には機関の運転状態がこのようなトルク変動を生ずる運転領域内に入らないようにする必要がある。一方、吸入空気量が少なく実圧縮比が低くなると燃焼しづらくなり、スロットル弁１７の開度が小さくなって圧縮端圧力が低くなると燃焼が悪化してトルク変動を生ずる。低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、したがって機関運転時にはこの運転領域にも機関の運転状態が入らないようにする必要がある。

一方、実圧縮比が高くなるほど燃費が向上し、したがってノッキングやトルク変動を生ずることなく最小の燃費が得られる最小燃費動作線は図１０および図１１においてＷで示されるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁の外部において高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁の外縁に沿いつつ延びている。前述したように本発明による実施形態ではこの最小燃費動作線が基準動作線Ｗとされており、基本的には要求吸入空気量に応じて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの基準動作線Ｗ上を移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御される。なお、現在の動作点は相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４により常時検出されている。

次に本発明による機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の制御の仕方について基本的な制御の仕方から説明する。この基本的な制御の仕方が図１３から図１５に示されている。

すなわち、図１３は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上のｍ点における値に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられた場合を示している。ところで本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、この予め定められた時間毎に算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点が順次算出される。この要求吸入空気量を満たす動作点、すなわち要求動作点の一例が図１３においてａ₁、ａ₂、ａ₃、ａ₄、ａ₅、ａ₆で示されている。すなわち、この例では要求吸入空気量が増大せしめられた後に最初に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ₁であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ₂であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ₃である。

要求動作点が変化すると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は新たな要求動作点に向けて変化する。すなわち、図１３に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は要求動作点がａ₁とされるとｍ点からａ₁点に向けて変化し、要求動作点がａ₂とされると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はａ₂に向けて変化する。この場合、要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達すれば機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は何の問題もなく要求動作点の変化に追従して変化する。しかしながら要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達しない場合には問題を生ずる場合がある。

すなわち、図１３において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点ｍにあるときに要求動作点ａ₁となったときには機械圧縮比および吸気弁時期は変化せず、このとき要求吸入空気量を満たすべくスロットル弁１７の開度が増大せしめられる。アクチュエータ１６によるスロットル弁１７の開度変化の応答性は極めて早く、したがって要求動作点がａ₁になると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はｍ点からａ₁点にただちに移る。

次いで要求動作点がａ₂になると機械圧縮比がわずかばかり低下せしめられかつ吸気弁閉弁時期がわずかばかり進角されつつスロットル弁１７が全開にされる。このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は次の要求動作点ａ₃が算出される頃には要求動作点ａ₂の近くまで到達する。このとき到達する機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図１３の上方からみたところを示す図１４において動作点ｂ₂で示されている。

要求動作点ａ₃が算出されると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は動作点ｂ₂から要求動作点ａ₃に向けて移動を開始する。すなわち、スロットル弁１７が全開の状態で機械圧縮比は低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は進角せしめられる。ところが可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性および可変バルブタイミング機構Ｂによる吸気弁７の閉弁時期変化の応答性はそれほど早くなく、特に可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性はかなり遅い。したがって要求吸入空気量の増大速度が速い場合には要求動作点と機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点とが次第に離れていくことになる。例えば図１４において要求動作点がａ₆まで移動したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点が依然としてｂ₂付近に位置するような状態が生ずる。

しかしながらこのような場合、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。すなわち、この場合、吸気弁閉弁時期を進角させることにより動作点が侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入しそうになったときには吸気弁閉弁時期の進角作用が停止され、次いで機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられる。機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられると吸気弁閉弁時期が再び進角され、動作点が侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入しそうになると吸気弁閉弁時期の進角作用が停止される。以下、これが繰返される。

すなわち、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が侵入禁止領域Ｘ₁の外縁に沿ってジグザグ状に移動することになり、斯くして機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性が得られないことになる。

そこで本発明では要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が現在の動作点から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期をこの目標動作点に向けて変化させるようにしている。

次にこの本発明を具体化した一実施形態についてスロットル全開面Ｑ₆を示す図１４を参照しつつ説明する。前述したように図１４は要求動作点がａ₃になったときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂ₂である場合を示している。この場合において矢印Ｒ₂は機械圧縮比が要求動作点ａ₃に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表しており、矢印Ｔ₂は吸気弁閉弁時期が要求動作点ａ₃に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表している。また、図１４においてｃ₂は現在の動作点ｂ₂から要求吸入空気量を満たす要求動作点ａ₃に向けて侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を示している。

図１４に示されるように要求吸入空気量が増大せしめられかつ動作点ｂ₂および要求動作点ａ₃がスロットル全開面Ｑ₆上にあるときにはこの目標動作点ｃ₂は基準動作線Ｗ上に、図１４に示される例では最小燃費動作線Ｗ上に位置する。すなわち、図１４に示される例では、スロットル弁１７が全開状態に維持されているときには目標動作点は侵入禁止領域Ｘ₁の外部であって侵入禁止領域Ｘ₁の外縁に沿って延びる最小燃費動作線Ｗ上を移動せしめられる。

また、図１４において要求動作点がａ₆であるときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂ_iであったとするとこの場合にも目標動作点は基準動作線Ｗ上の点ｃ_iとされる。なお、図１４において矢印Ｒ_iは同様に機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量を表しており、矢印Ｔ_iは吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量を表している。

このように図１４に示される例では動作点がｂ₂であるときに目標動作点ｃ₂が算出されると一定時間後に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は目標動作点ｃ₂に到達する。このとき現在の動作点ｃ₂から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく一定時間後に到達可能な次の新たな目標動作点が算出され、動作点は一定時間後にこの新たな目標動作点に到達する。この場合、本発明による実施形態では機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はＰＩＤ（比例積分微分）制御によって目標動作点に到達せしめられる。

このように図１４に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに移動する。すなわち、図１３において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期がｍ点に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は図１５において矢印で示されるように基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに変化せしめられる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性を確保することができることになる。

この場合、要求吸入空気量に対する機関の応答性を更に向上するためには目標動作点ｃ₂、ｃ_iをそれぞれ対応する現在の動作点ｂ₂、ｂ_iからできる限り離すことが好ましい。したがって本発明による実施形態では目標動作点ｃ₂、ｃ_iは対応する現在の動作点ｂ₂、ｂ_iから要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点ｂ₂、ｂ_iから最も離れた動作点とされている。

すなわち、現在の動作点がｂ₂の場合には動作点ｂ₂からの機械圧縮比の到達限界が目標動作点ｃ₂とされ、吸気弁閉弁時期についてはこの目標動作点ｃ₂は動作点ｂ₂からの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。したがってこのときには機械圧縮比は可能な最大速度でもって低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で進角される。これに対し、現在の動作点がｂ_iの場合には動作点ｂ_iからの吸気弁閉弁時期の到達限界が目標動作点ｃ_iとされ、機械圧縮比についてはこの目標動作点ｃ_iは動作点ｂ_iからの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。したがってこのときには吸気弁閉弁時期は可能な最大速度でもって進角され、機械圧縮比は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で減少せしめられる。

次に図１６から図３１を参照しつつ要求吸入空気量が減少せしめられた場合について説明する。なお、図１６から図３１のうちで図１６および図１７は要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合を示しており、図１８から図２５は要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合を示しており、図２６から図３１は要求吸入空気量が急激に減少せしめられた場合を示している。なお、図１６から図３１は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が基準動作線Ｗ上のｎ点にあるときに要求吸入空気量の減少作用が開始された場合を示している。

まず初めに図１６および図１７を参照しつつ要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合について説明する。なお、図１７は図１４と同様なスロットル全開面Ｑ₆を示している。

図１７はこの場合における現在の動作点と要求動作点との関係を示している。すなわち、図１７には現在の動作点がｅ_iであるときの要求動作点がｄ_iで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲ_iで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＳ_iで示されている。更に図１７には現在の動作点がｅ_jであるときの要求動作点がｄ_jで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲ_jで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＳ_jで示されている。

この場合には要求動作点ｄ_iは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点ｄ_iが目標動作点となる。同様に要求動作点ｄ_jは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点ｄ_jが目標動作点となる。したがってこの場合には動作点は基準動作線Ｗに沿って移動する。すなわち、要求吸入空気量がゆっくりと減少するときにはスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が徐々に遅角され、実圧縮比が一定となるように機械圧縮比が徐々に増大される。

次に図１８から図２５を参照しつつ要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の要求動作点が図１８においてｄ₁、ｄ₂、ｄ₃、ｄ₄、ｄ₅で示されている。

なお、本発明による制御を容易に理解しうるように図１８は要求動作点ｄ₁における要求吸入空気量がＱ₅であり、要求動作点ｄ₂における要求吸入空気量がＱ₅とＱ₄の中間値であり、要求動作点ｄ₃における要求吸入空気量がＱ₄であり、要求動作点ｄ₄における要求吸入空気量がＱ₄とＱ₃との中間値であり、要求動作点ｄ₅における要求吸入空気量がＱ₃であった場合を示している。すなわち、順次算出された要求吸入空気量がＱ₆（ｎ点）から、Ｑ₅、Ｑ₅とＱ₄の中間値、Ｑ₄、Ｑ₄とＱ₃の中間値、Ｑ₃に変化した場合を示している。

また図１９はスロットル全開面Ｑ₆を示しており、図２０は吸入空気量がＱ₅の同一吸入空気量面を示しており、図２１は吸入空気量がＱ₅とＱ₄の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２２は吸入空気量がＱ₄の同一吸入空気量面を示しており、図２３は吸入空気量がＱ₄とＱ₃の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２４は吸入空気量がＱ₃の同一吸入空気量面を示している。

さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図１８に示される動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量がＱ₆からＱ₅に変化し、その結果要求動作点がｄ₁になったとすると、まず初めに図１９に示されるようにスロットル全開面Ｑ₆上において目標動作点ｅ₁が算出される。この目標動作点ｅ₁の算出方法はこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく要求動作点ｄ₁に最も近い目標動作点ｅ₁が算出される。図１９に示される例ではこの目標動作点ｅ₁は基準動作線Ｗ上に位置している。

ところでこの目標動作点ｅ₁における吸入空気量はＱ₆とＱ₅の中間値であって要求吸入空気量Ｑ₅よりも大きい状態にある。しかしながら吸入空気量はできる限り要求吸入空気量に一致させることが好ましい。ところが要求吸入空気量が減少せしめられる場合にはスロットル弁１７の開度を変化させることによって吸入空気量を調整することができる。そこで目標動作点ｅ₁における吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ₅よりも大きい状態にある場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ₅とするのに必要な目標開度までスロットル弁１７を閉弁させるようにしている。

すなわち、図１８において、図１９に示されるスロットル全開面Ｑ₆上の目標動作点ｅ₁の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ₅上の点が最終的な目標動作点ｅ₁とされる。この同一吸入空気量面Ｑ₅上の最終的な目標動作点ｅ₁が図１８および図２０に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ₁に向けて変化せしめられることになる。すなわち、このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。

次いで要求吸入空気量がＱ₅とＱ₄の中間値になって要求動作点がｄ₂になると、今度は図２０に示されるように現在の吸入空気量Ｑ₅における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ₂が算出される。この目標動作点ｅ₂の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく要求動作点ｄ₂に最も近い目標動作点ｅ₂が算出される。図２０に示される例ではこの目標動作点ｅ₂は同一吸入空気量面Ｑ₅内における基準動作線Ｗ上に位置している（なお、このときの基準動作線Ｗは図１０に示した基準動作線Ｗとは異なるものであり、同一吸入空気量面Ｑ₅内における最小燃費動作線を示している）。

ところでこの場合にも目標動作点ｅ₂における吸入空気量は要求吸入空気量よりも大きい状態にある。したがってこの場合にも、図１８において、図２０に示される同一吸入空気量面Ｑ₅上の目標動作点ｅ₂の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ₅とＱ₄の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ₂とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ₅とＱ₄の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ₂が図１８および図２１に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ₂に向けて変化せしめられることになる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。

次いで要求吸入空気量がＱ₄となり、次いでＱ₄とＱ₃の中間値となり、次いでＱ₃になると同様なことが順次繰返される。すなわち、要求吸入空気量がＱ₄になると図２２に示されるように同一吸入空気量面Ｑ₄上における最終的な目標動作点ｅ₃が算出され、要求吸入空気量がＱ₄とＱ₃の中間値になると図２３に示されるように同一吸入空気量面（Ｑ₄とＱ₃との中間値）上における最終的な目標動作点ｅ₄が算出され、次いで要求吸入空気量がＱ₃になると図２４に示されるように同一吸入空気量面Ｑ₃上における最終的な目標動作点ｅ₅が算出される。

この間、すなわち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が順次最終的な目標動作点ｅ₃、ｅ₄、ｅ₅に向けて変化せしめられている間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は小さくされる。

要求吸入空気量がＱ₃になると図２４に示されるように同一吸入空気量面Ｑ₃上において順次最終的な目標動作点ｅ₆、ｅ₇、ｅ₈、ｅ₉、ｅ₁₀が算出され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は順次これら最終的な目標動作点ｅ₆、ｅ₇、ｅ₈、ｅ₉、ｅ₁₀を経て要求動作点ｄ₅まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はｅ₈に達するまで遅角され、スロットル弁１７の開度は徐々に大きくされてｅ₈に達すると全開せしめられる。

図２５は図１８に示されるように目標吸入空気量がＱ₆（ｎ点）からＱ₃（目標動作点ｄ₅）まで比較的速く減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図２５からこの場合には要求吸入空気量が最終的な目標値Ｑ₃となった後（動作点ｅ₄）、吸気弁閉弁時期の遅角動作が完了し（動作点ｅ₈）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ₅）ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｄ₈）徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Ｑ₃上の動作点ｅ₅となるまで全開状態から徐々に低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角動作が完了するまで（動作点ｅ₈）まで全開状態まで徐々に開弁せしめられる。

図１８から図２５に示されるように要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられたときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の制御に加えてスロットル開度も制御される。本発明ではこのときには機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対し３次元的侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂が設定されており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点がこの３次元的侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入するのが禁止される。

なお、この場合にも要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元的侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。更にこの場合、要求吸入空気量が変化したときにスロットル開度は３次元的侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂に侵入しないように要求吸入空気量に応じて変化せしめられる。

なお、この場合でも機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度ができる限り早く要求吸入空気量を満たす要求動作点に達するように、目標動作点は、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元的侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点から最も離れた動作点とされる。

またこの場合、本発明による実施形態では、要求吸入空気量が減少したときに、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて現在の吸入空気量における侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。一方、この場合、スロットル開度については算出された目標動作点において要求吸入空気量を満たす目標開度が算出されると共に目標開度が３次元的侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂でない限りはスロットル開度が目標開度まで変化せしめられる。

次に図２６から図３１を参照しつつ要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量Ｑ₁まで減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の要求動作点が図２６においてｄ₁、ｄ₂、ｄ₃で示されている。

なお、この場合にも本発明による制御を容易に理解しうるように図２６は要求動作点ｄ₁における要求吸入空気量がＱ₄であり、要求動作点ｄ₂における要求吸入空気量がＱ₂とＱ₃の中間値であり、要求動作点ｄ₃における要求吸入空気量がＱ₁であった場合を示している。すなわち、順次算出された要求吸入空気量がＱ₆（ｎ点）から、Ｑ₄、Ｑ₃とＱ₂の中間値、Ｑ₁に変化した場合を示している。

また図２７はスロットル全開面Ｑ₆を示しており、図２８は吸入空気量がＱ₄の同一吸入空気量面を示しており、図２９は吸入空気量がＱ₃とＱ₂の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図３０は吸入空気量がＱ₁の同一吸入空気量面を示している。

さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図２６に示される動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量がＱ₆からＱ₄に変化し、その結果要求動作点がｄ₁になったとすると、まず初めに図２７に示されるようにスロットル全開面Ｑ₆上において目標動作点ｅ₁が算出される。この目標動作点ｅ₁の算出方法は図１９に示される算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく要求動作点ｄ₁に最も近い目標動作点ｅ₁が算出される。図２７に示される例ではこの目標動作点ｅ₁は基準動作線Ｗ上に位置している。

一方、このとき図１８に示される場合と同様に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ₄とするのに必要な目標開度までスロットル弁１７が閉弁せしめられる。

すなわち、図２６において、図２７に示されるスロットル全開面Ｑ₆上の目標動作点ｅ₁の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ₄上の点が最終的な目標動作点ｅ₁とされる。この同一吸入空気量面Ｑ₄上の最終的な目標動作点ｅ₁が図２６および図２８に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ₁に向けて変化せしめられることになる。このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。

次いで要求吸入空気量がＱ₃とＱ₂の中間値になって要求動作点がｄ₂になると、今度は図２８に示されるように現在の吸入空気量Ｑ₄における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ₂が算出される。この目標動作点ｅ₂の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく要求動作点ｄ₂に最も近い目標動作点ｅ₂が算出される。この場合にも、図２６において、図２８に示される同一吸入空気量面Ｑ₄上の目標動作点ｅ₂の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ₃とＱ₂の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ₂とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ₃とＱ₂の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ₂が図２６および図２９に示されている。

次いで要求吸入空気量がＱ₁になって要求動作点がｄ₃になると図２９に示されるように同一吸入空気量面（Ｑ₃とＱ₂の中間値）上において目標動作点ｅ₃が算出され、次いで図３０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ₁上における最終的な目標動作点ｅ₃が算出される。最終的な目標動作点ｅ₃が算出されると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ₃に向けて変化せしめられる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。

ところでこのように要求吸入空気量が小さくなると同一吸入空気量面内に低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂が現われてくる。この同一吸入空気量面内に現われる低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂は吸入空気量が小さくなるほど大きくなり、この同一吸入空気量面に現われる低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂は図３０に示されるように要求吸入空気量が最小Ｑ₁になったときに最大となる。なお、本発明による実施形態ではこの低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂の周りには低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂からわずかな間隔を隔てて、低負荷侵入禁止領域Ｘ₂内への動作点の侵入を防止するための侵入阻止面が予め設定されており、この侵入阻止面と同一吸入空気量面との交線である侵入阻止線が図３０においてＷＸで示されている。

さて、本発明による実施形態では吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ₁になると図３０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ₁上において機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から要求動作点ｄ₃に最も近い各目標動作点ｅ₄、ｅ₅、ｅ₆、ｅ₇、ｅ₈、ｅ₉、ｅ₁₀、ｅ₁₁、ｅ₁₂が順次算出される。この場合、目標動作点ｅ₄のように要求動作点ｄ₃に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線ＷＸに対し侵入禁止領域Ｘ₂と反対側に位置するときには算出された目標動作点が目標動作点ｅ₄とされる。これに対し、要求動作点ｄ₃に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線ＷＸよりも侵入禁止領域Ｘ₂に近い側にあるときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のいずれかの到達限界となる侵入阻止線ＷＸ上の点が目標動作点ｅ₅、ｅ₆、ｅ₇、ｅ₈、ｅ₉とされる。

すなわち、要求吸入空気量がＱ₁になると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は同一吸入空気量面Ｑ₁上において順次最終的な目標動作点ｅ₄、ｅ₅、ｅ₆、ｅ₇、ｅ₈、ｅ₉、ｅ₁₀、ｅ₁₁、ｅ₁₂を経て要求動作点ｄ₃まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はｅ₁₀に達するまで遅角され、スロットル弁１７の開度は徐々に大きくされてｅ₁₀に達すると全開せしめられる。

図３１は図２６に示されるように目標吸入空気量がＱ₆（ｎ点）からＱ₁（目標動作点ｄ₃）まで急激に減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図３１からこの場合には要求吸入空気量が最終的な目標値Ｑ₁となった後（動作点ｅ₂）、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し（動作点ｅ₁₀）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ₃）ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ₁₀）徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Ｑ₁上の動作点ｅ₃となるまで全開状態から低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ₁₀）まで徐々に開弁せしめられる。

なお、要求吸入空気量が変化したときに要求吸入空気量を満たすスロットル弁１７の開度が３次元侵入禁止領域内、すなわち低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂内となる場合がある。この場合にはスロットル弁１７の開度は前述した侵入阻止面まで、すなわち３次元侵入禁止領域内に侵入する手前まで変化せしめられ、次いで機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点は要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元侵入禁止領域内に侵入することなく変化せしめられる。

図３２は現在の動作点から予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点を算出するための、すなわち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度の目標値を算出するためのルーチンを示している。

このルーチンでは予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点がこの予め定められた一定時間毎に算出される。したがって図３２に示されるルーチンはこの予め定められた時間毎の割込みによって実行される。この予め定められた時間は任意に定めることができるが本発明による実施形態ではこの予め定められた一定時間は８msecとされている。したがって本発明による実施形態では図３２に示される目標値の算出ルーチンは８msec毎に実行され、現在の動作点から８msec後に到達可能な目標動作点が８msec毎に算出されることになる。

図３２を参照するとまず初めにステップ１００において要求吸入空気量ＧＸが算出される。この要求吸入空気量ＧＸは例えばアクセルペダル４０の踏込み量および機関回転数の関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されている。次いでステップ１０１では要求吸入空気量ＧＸに応じた基準動作線Ｗ上の要求動作点が算出される。次いでステップ１０２では現在の動作点が要求動作点であるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点であるときには処理サイクルを完了する。これに対し、現在の動作点が要求動作点でないときにはステップ１０３に進んで要求吸入空気量ＧＸが現在の動作点における吸入空気量ＧＡよりも大きいか否かが判別される。

ＧＸ＞ＧＡのとき、すなわち吸入空気量を増大すべきときにはステップ１０４に進み、図１３から図１５に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。すなわち、ステップ１０４では要求吸入空気量ＧＸに応じた目標スロットル開度が算出される。この目標スロットル開度は要求動作点がスロットル全開面Ｑ₆上に位置すると通常は全開となる。次いでステップ１０５では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ１０６では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。

次いでステップ１０７では図１４に基づき説明した方法でもって目標動作点が決定される。次いでステップ１０８では決定した目標動作点から機械圧縮比の目標値および吸気弁閉弁時期の目標値が算出される。スロットル開度の目標値はステップ１０４において既に目標スロットル開度として算出されている。

一方、ステップ１０３においてＧＸ≦ＧＡであると判別されたとき、すなわち吸入空気量を減少すべきかまたは吸入空気量が要求吸入空気量となっているときにはステップ１０９に進み、図１６から図３１に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。すなわち、ステップ１０９では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ１１０では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。

次いでステップ１１２では要求吸入空気量を満たす目標スロットル開度が算出され、この目標スロットル開度がスロットル開度の目標値とされる。ただし、要求吸入空気量ＧＸを満たすスロットル開度が侵入禁止領域内となるときには目標スロットル開度は前述した侵入阻止面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくにしたがって目標スロットル開度は侵入阻止面に沿って変化せしめられる。

なおこれまで説明していなかったが要求吸入空気量が増大する場合にも同様なことが生じうる。例えば、動作点が図１３において高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁の下方領域に位置するときに要求吸入空気量が増大すると目標スロットル開度が高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁内になる場合がある。このときには目標スロットル開度は各同一吸入空気量面に対し予め設定されている各基準動作線Ｗを含む基準動作面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくにしたがって目標スロットル開度はこの基準動作面に沿って変化せしめられる。

図３３はＰＩＤ制御を用いて機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度が図３２に示されるルーチンにおいて算出された目標値になるように可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂおよびスロットル弁１７を駆動するための駆動ルーチンを示している。このルーチンは機関の運転が開始されると繰返し実行される。

図３３を参照するとステップ２００では吸気弁閉弁時期の目標値ＩＴ₀と現在の吸気弁閉弁時期ＩＴとの差ΔＩＴ（＝ＩＴ₀−ＩＴ）が算出され、機械圧縮比の目標値ＣＲ₀と現在の機械圧縮比ＣＲとの差ΔＣＲ（＝ＣＲ₀−ＣＲ）が算出され、スロットル開度の目標値θ₀と現在のスロットル開度θとの差Δθ（θ₀−θ）が算出される。

次いでステップ２０１ではΔＩＴに比例定数Ｋ_p1を乗算することによって可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の比例項Ｅ_p1が算出され、ΔＣＲに比例定数Ｋ_p2を乗算することによって可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の比例項Ｅ_p2が算出され、Δθに比例定数Ｋ_p3を乗算することによってスロットル弁１７に対する駆動電圧の比例項Ｅ_p3が算出される。

次いでステップ２０２ではΔＩＴに積分定数Ｋ_i1を乗算してこの乗算結果（Ｋ_i1・ΔＩＴ）を積算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の積分項Ｅ_i1が算出され、ΔＣＲに積分定数Ｋ_i2を乗算してこの乗算結果（Ｋ_i2・ΔＣＲ）を積算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の積分項Ｅ_i2が算出され、Δθに積分定数Ｋ_i3を乗算してこの乗算結果（Ｋ_i3・Δθ）を積算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧の積分項Ｅ_i3が算出される。

次いでステップ２０３では現在のΔＩＴと前回算出されたΔＩＴ₁との差（ΔＩＴ−ΔＩＴ₁）に微分定数Ｋ_d1を乗算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の微分項Ｅ_d1が算出され、現在のΔＣＲと前回算出されたΔＣＲ₁との差（ΔＣＲ−ΔＣＲ₁）に微分定数Ｋ_d2を乗算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の微分項Ｅ_d2が算出され、現在のΔθと前回算出されたΔθ₁との差（Δθ−Δθ₁）に微分定数Ｋ_d3を乗算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧の微分項Ｅ_d3が算出される。

次いでステップ２０４では比例項Ｅ_p1と積分項Ｅ_i1と微分項Ｅ_d1とを加算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧Ｅ₁が算出され、比例項Ｅ_p2と積分項Ｅ_i2と微分項Ｅ_d2とを加算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧Ｅ₂が算出され、比例項Ｅ_p3と積分項Ｅ_i3と微分項Ｅ_d3とを加算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧Ｅ₃が算出される。

これら駆動電圧Ｅ₁、Ｅ₂、Ｅ₃にしたがってそれぞれ可変バルブタイミング機構Ｂ、可変圧縮比機構Ａおよびスロットル弁１７が駆動されると吸気弁閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル開度はそれぞれ順次変化する目標値に向けて変化することになる。

ところで、一般に、内燃機関の停止直前には、機関負荷が小さくなっており、よって要求吸入空気量は少ないものとなっている。このため、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を上述したように制御している場合、内燃機関の停止直前には機械圧縮比は最大限界機械圧縮比近傍の大きな圧縮比となっており、また、吸気弁閉弁時期は限界閉弁時期近傍の遅角側の閉弁時期となっている。このため、このような状態で内燃機関を停止させると、内燃機関の停止中には、機械圧縮比が最大限界機械圧縮比近傍の大きな圧縮比とされ、吸気弁閉弁時期が限界閉弁時期近傍の遅角側の閉弁時期とされる。

一方、可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９、可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８等のアクチュエータは、内燃機関の停止中に固着する場合がある。このように内燃機関の停止中にアクチュエータが固着すると、次回の機関運転時においてこれらアクチュエータを作動させることができず、よって機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を変更することができなくなる。特に、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を上述したように制御している場合には、次回の機関始動時において、機械圧縮比を最大限界機械圧縮比近傍の大きな圧縮比から変更することができなくなったり、吸気弁閉弁時期を限界閉弁時期近傍の遅角側の閉弁時期から変更することができなくなったりする。

このように内燃機関の停止中に可変圧縮比機構Ａや可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータが固着した場合であっても、スロットル弁１７駆動用のアクチュエータ１６が固着していなければ、スロットル開度を変化させることによって吸入空気量を変更することはでき、よって出力トルクを変更することはできる。しかしながら、この場合、スロットル開度を変化させることによって制御可能な吸入空気量、すなわち出力トルクの範囲は限られている。

図３４及び図３５を参照して、例として、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を示す動作点が点ｆにある状態、すなわち機械圧縮比が最大限界機械圧縮比近傍の圧縮比（図３４、３５では２５）に、吸気弁閉弁時期が限界閉弁時期近傍の閉弁時期（図３４、３５では１２０°ＡＢＤＣ）に且つスロットル開度がアイドリングに適した開度（吸入空気量がＱ₂となるような開度）になっている状態で、内燃機関が停止した場合について考えてみる。なお、図３４では、ｚ軸が吸入空気量となっているが、内燃機関の停止中には燃焼室内に空気は吸入されない。したがって、このｚ軸は、仮にその機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度で内燃機関が運転されると、燃焼室５内に供給されることになる吸入空気量を示している。

このように動作点が点ｆにあるときに内燃機関が停止され且つ内燃機関の停止中に可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９が固着すると、次回の内燃機関の運転時には機械圧縮比を変更することができなくなる。したがって、次回の内燃機関の運転再開後には機械圧縮比が２５に固定された状態で、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を変化させることになる。

したがって、内燃機関の停止中に可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９が固着すると、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を示す動作点は、図３５（Ａ）に示した平面上のみを移動することになる。ここで、図３５（Ａ）は、図３４に示した三次元空間のうち機械圧縮比が２５となる平面を切り取った図を示している。

図３５（Ａ）からわかるように、機械圧縮比が２５である平面では、吸入空気量が多い領域を高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁が占めている。このため、機械圧縮が２５に固定された状態で動作点が侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入しないように制御を行うと、吸入空気量を多いものとすることができない。特に、図３５（Ａ）に示した例では、吸気弁閉弁時期を限界閉弁時期まで遅角させたときに吸入空気量をＱ₃程度とするのが限界であり、吸入空気量をＱ₃よりも多くすることができない。

一方、動作点が点ｆにあるときに内燃機関が停止され且つ内燃機関の停止中に可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８が固着すると、次回の内燃機関の運転時には吸気弁閉弁時期を変更することができなくなる。したがって、次回の内燃機関の運転再開後には吸気弁閉弁時期が例えば１２０°ＡＢＤＣに固定された状態で、機械圧縮比及びスロットル開度を変化させることになる。

したがって、内燃機関の停止中に可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８が固着すると、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度を示す動作点は、図３５（Ｂ）に示した平面上のみを移動することになる。ここで、図３５（Ｂ）は、図３４に示した三次元空間のうち吸気弁閉弁時期が１２０°ＡＢＤＣとなる平面を切り取った図を示している。図３５（Ｂ）からわかるように、吸気弁閉弁時期が１２０°ＡＢＤＣである平面では、スロットル開度を全開にした場合であっても吸入空気量はＱ₃程度となり、それ以上吸入空気量を多くすることができない。

このように、内燃機関の停止中の可変圧縮比機構Ａ又は可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータが固着すると、次回の内燃機関の運転再開後に、侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂の存在等により制御可能な吸入空気量の範囲が狭まり、内燃機関を適切に運転させることができなくなる。また、可変圧縮比機構Ａ又は可変バルブタイミング機構Ｂの両アクチュエータが固着すると、次回の内燃機関の運転再開後に侵入禁止領域Ｘ₁の存在によりスロットル開度を全開にすることができなくなる。

このことは、動作点が点ｆにあるときのみならず、点ｆ以外の多くの動作点にあるときについても同様なことがいえる。特に、内燃機関の停止中の動作点が機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が遅角側の領域内にある場合に、可変圧縮比機構Ａ又は可変バルブタイミング機構Ｂの両アクチュエータが固着すると、次回の内燃機関の運転再開後に侵入禁止領域Ｘ₂の存在によりスロットル開度を一定以下に小さくすることができなくなる。

そこで、本発明の第一実施形態では、内燃機関の停止時に、機械圧縮比を比較的低い圧縮比とし、吸気弁閉弁時期を比較的進角側の閉弁時期とすることで、内燃機関の停止中に可変圧縮比機構Ａや可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータが固着した場合であっても、広い範囲で吸入空気量を制御することができるようにしている。

図３６は、図１０を上から見た図であって、図１１と同様な図を示している。図３６からわかるように、機械圧縮比が高く且つ吸気弁閉弁時期が進角側の領域には高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁が存在し、機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が遅角側の領域には低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂が存在する。ここで、図３６からわかるように、これら高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁と、低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂との間には、吸入空気量にかかわらず侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂に属さない領域Ｚ₁、Ｚ₂が存在する（以下では、この領域を「安全領域」という）。

この安全領域Ｚ₁、Ｚ₂は、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す領域であって、スロットル開度が如何なる開度であっても、すなわち吸入空気量又は機関負荷が如何なる量又は負荷であっても、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点が侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂には侵入しない領域ということができる。さらに、この安全領域Ｚ₁、Ｚ₂は、図３６からわかるように、機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が進角側である領域Ｚ₁（以下、「進角側安全領域」という）と、機械圧縮比が高く且つ吸気弁閉弁時期が遅角側である領域Ｚ₂（以下、「遅角側安全領域」という）とに分けることができる。

そして、本実施形態では、内燃機関の停止時に、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が進角側安全領域Ｚ₁内の動作点、例えば図３６中の点ｇ₁となるように、可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂを制御するようにしている。内燃機関の停止時にこのように可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂを制御することにより、アクチュエータが固着した場合であっても、次回の内燃機関の運転再開後に吸入空気量を広い範囲で制御することができるようになる。

すなわち、動作点が点ｇ₁にある状態で内燃機関の停止中に可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９が固着すると、次回の内燃機関の運転時には、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を示す動作点は、図３７（Ａ）に示した平面上のみを移動することになる。ここで、図３７（Ａ）は、図３４に示した三次元空間のうち機械圧縮比が動作点ｇ₁における機械圧縮比となる平面を切り取った図を示している。

図３７（Ａ）からわかるように、機械圧縮比が動作点ｇ₁における機械圧縮比に維持されても、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を適切に制御することで、吸入空気量を最小値であるＱ₁からＱ₅以上の最大値まで変化させることができる。

一方、動作点が点ｇ₁にある状態で内燃機関の停止中に可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８が固着すると、次回の内燃機関の運転時には、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を示す動作点は、図３７（Ｂ）に示した平面上のみを移動することになる。ここで、図３７（Ｂ）は、図３４に示した三次元空間のうち吸気弁閉弁時期が動作点ｇ₁における吸気弁閉弁時期となる平面を切り取った図を示している。

図３７（Ｂ）からわかるように、吸気弁閉弁時期が動作点ｇ₁における吸気弁閉弁時期に維持されても、機械圧縮比及びスロットル開度を適切に制御することで、吸入空気量を最小値であるＱ₁からＱ₅以上まで変化させることができる。

さらに、動作点が点ｇ₁にある状態で内燃機関の停止中に可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９及び可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８の両方が固着すると、次回の内燃機関の運転時には、動作点は図３７（Ａ）、（Ｂ）に示した破線Ｇ上を移動することになるが、この場合にも吸入空気量を最小値であるＱ₁からＱ₅以上まで変化させることができる。

したがって、本実施形態によれば、内燃機関の停止時に機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が進角側安全領域Ｚ₁内の動作点となるように可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂを制御することにより、次回の内燃機関の運転再開時に広い範囲で吸入空気量を制御することができるようになる。

また、本実施形態では、上述したように内燃機関の停止時に機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を制御することに加えて、その後の内燃機関の始動開始（すなわち、燃料噴射弁１３からの燃料噴射及び点火プラグ６による点火の開始）直前又は始動開始直後に進角側安全領域Ｚ₁内において機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点を僅かに変更することとしている。

これについて詳細に説明する。内燃機関を始動するのに最適な機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点は内燃機関の始動時の状況（例えば、機関冷却水温や大気圧等）によって変化する。しかしながら、機関始動時の状況にかかわらず如何なる機関始動時の状況においても或る程度内燃機関を適切に始動することができる動作点が存在し、内燃機関の停止時には機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点をこのような動作点のうち進角側安全領域Ｚ₁内で最も適切な動作点（以下、「始動時最適動作点」という）にしておくことが好ましい。

なお、このような始動時最適動作点は、内燃機関やスタータモータ（図示せず）の種類等によって異なり、一概にどのような動作点が該当するということはできない。例えば、スタータモータの容量が大きい場合には機械圧縮比を高く、吸気弁閉弁時期を進角して圧縮端圧力及び圧縮端温度を高めることにより低温時でも内燃機関の始動を促進することができ、一方、スタータモータの容量が小さい場合には実圧縮比を高めてしまうと圧縮時の抵抗により十分なクランキングを行うことができなくなるため、機械圧縮比を高め過ぎたり、吸気弁閉弁時期を進角し過ぎたりしないようにする必要がある。

しかしながら、本実施形態では、内燃機関の停止時には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点を始動時最適動作点にはせずに、始動時最適動作点とは機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の両方がそれぞれ僅かに異なるような動作点とされる。そして、内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に動作点が始動時最適動作点へ変更されるように可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂが駆動される。

このように内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に動作点を変更することにより、可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータの固着の有無を判定することができる。すなわち、内燃機関の始動の際に可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９が固着している場合には動作点を変更しようとしても機械圧縮比が変更されず、一方、可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８が固着している場合には動作点を変更しようとしても吸気弁閉弁時期が変更されない。

そして、上述したように本実施形態では、内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に動作点が始動時最適動作点へ変更されるように可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂが駆動されるため、両アクチュエータに固着がない場合に内燃機関の始動を始動時最適動作点で行うことができる。

したがって、本実施形態によれば、内燃機関の始動の際に可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂの固着を判定することができると共に、両アクチュエータに固着がない場合に内燃機関の始動を最適な動作点で行うことができる。

なお、内燃機関の停止時に機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が少なくとも安全領域Ｚ₁、Ｚ₂内の動作点となるように可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂを制御すれば、可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂの両アクチュエータが固着しても、次回の内燃機関の運転再開後に侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂のいずれにも侵入することなくスロットル開度を最小値から全開までの全域に亘って変化させることができる。したがって、本実施形態では、内燃機関の停止時に機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が安全領域Ｚ₁、Ｚ₂内の動作点となるように可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂが制御されればよい。

ここで、上述したように、高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁は、ノッキングが発生したり、ノッキングの発生を阻止するために点火時期を遅角させることによって燃焼が不安定となって所定値以上のトルク変動が生じたりする領域であり、また、低負荷側侵入領域Ｘ₂は、圧縮端圧力等の低下により燃焼が悪化して上記所定値以上のトルク変動が生じたり、失火が生じたりする領域である。したがって、侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂は、異常燃焼又はトルク変動が発生する燃焼異常領域ということができる。そして、安全領域Ｚ₁、Ｚ₂はスロットル開度が如何なる開度であっても、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点が侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂には侵入しない領域を意味する。

以上を考慮すると、本実施形態では、内燃機関の停止時に、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がスロットル弁を如何なる開度にしても異常燃焼又はトルク変動を発生させずに内燃機関を運転させ得る動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構を制御しているということもできる。

なお、上記実施形態では、侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂は燃焼異常領域に一致している。しかしながら、侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂は必ずしも燃焼異常領域に一致している必要はなく、トルク変動等以外の要素を考慮して、燃焼異常領域とは異なる領域としてもよい。しかしながら、侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂は燃焼異常領域を含んでいる必要がある。

また、上記実施形態では、内燃機関の停止時に機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の両方を始動時最適動作点からずらしているが、これらのうち一方のみをずらすようにしてもよい。この場合、内燃機関の始動の際には、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期のうち最適動作点からずらした方のみが最適動作点に向けて変更せしめられる。

図３８は、内燃機関の停止時及び内燃機関の再始動時における吸気弁閉弁時期等のタイムチャートである。図３８に示した例では、時刻ｔ₁において内燃機関の運転が停止される。時刻ｔ₁よりも前には、アイドリング状態で内燃機関が運転されており、このときの吸気弁閉弁時期は進角側の時期、機械圧縮比は高い圧縮比とされ、スロットル開度も小さい開度とされている。

時刻ｔ₁において内燃機関の運転が停止されると、吸気弁閉弁時期が動作点ｇ₁に対応する吸気弁閉弁時期にまで進角され、機械圧縮比が動作点ｇ₁に対応する圧縮比まで高められる。さらに、図３８に示した例では、時刻ｔ₁において、スロットル開度も所定開度へと変更される。この所定開度は、内燃機関を始動するのに最適な開度とは僅かに異なる開度とされる。

その後、時刻ｔ₂において、イグニッションがＯＮとされ、時刻ｔ₃において燃料噴射弁１３からの燃料噴射及び点火プラグ６による点火が開始され、内燃機関の運転が再開される。図３８からわかるように、イグニッションがＯＮとされた時刻ｔ₂において、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が僅かに変更せしめられる。すなわち、機械圧縮比は動作点ｇ₁に対応する圧縮比から動作点ｇ₂に対応する圧縮比に変更され、吸気弁閉弁時期は動作点ｇ₁に対応する閉弁時期から動作点ｇ₂に対応する閉弁時期に変更される。さらに、図３８に示した例では、イグニッションがＯＮとされた時刻ｔ₂において、スロットル開度も変更される。すなわち、スロットル開度は、上述した内燃機関を始動するのに最適な開度とは僅かに異なる開度から内燃機関を始動するのに最適な開度へと変更される。これにより、スロットル弁１７のアクチュエータ１６の固着を判定することができる。

次に、本発明の第二実施形態について説明する。
ところで、上記実施形態では、機関停止中に可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータが固着する可能性を考慮しているが、これらアクチュエータに加えてスロットル弁１７のアクチュエータ１６も機関停止中に固着する可能性がある。上記第一実施形態のように、機関停止時にスロットル開度を小さくした状態で機関停止中にスロットル弁駆動用のアクチュエータ１６が固着してしまうと、スロットル開度が小さい状態で固定されてしまう。このため、たとえ吸気弁閉弁時期を変化させてもほとんど吸入空気量を変化させることができない。

図３９を参照して、このことについて詳細に説明する。図３９は、図３４と同様な図であり、侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂が省略されている。図中の破線で示した曲面Ｓ₃は、スロットル開度を動作点が点ｇにあるときの開度に維持した場合の機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の関係を示している。動作点ｇは、図３６及び図３７のｇ₁又はｇ₂に対応する動作点であり、吸入空気量がＱ₂となっている点である。

図３９の曲面Ｓ₃からわかるように、スロットル開度を動作点が点ｇにあるときの開度に固定すると、吸気弁閉弁時期を進角側限界閉弁時期から遅角側限界閉弁まで変化させても吸入空気量はΔＱ₁しか変化しない。これは、スロットル開度が小さいほど吸気弁閉弁時期の変化に対する吸入空気量の変化が小さくなることによるものである。このため、動作点が点ｇにある状態でスロットル弁１７が固着してしまうと、吸気弁閉弁時期を変化させてもほとんど吸入空気量を変化させることができない。

また、動作点ｇにおける吸入空気量は機関始動に適した吸入空気量、すなわちアイドリングに適した吸入空気量とされる。図３９からわかるように、動作点が点ｇである状態でスロットル弁１７が固着してしまうと、この機関始動に適した吸入空気量以下でしか吸入空気量を制御することができず、事実上アイドリング状態でしか内燃機関を運転させることができない。

そこで、第二実施形態では、内燃機関の停止時に、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル開度の組合せを示す動作点が図４０及び図４１中の点ｈとなるように、可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂおよびスロットル弁１７を制御するようにしている。

図４０は、図３９と同様な図であり、侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂が省略されている。図中の破線で示した曲面Ｓ₄は、スロットル開度を動作点が点ｈにあるときの開度に維持した場合の機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の関係を示している。また、図４１（Ａ）は、図４０の曲面Ｓ₄を上から見た図を、図４１（Ｂ）は図４０における右側面Ｓ₂（吸気弁閉弁時期が最大遅角時期となっている平面）を矢印方向から見た図をそれぞれ示している。

動作点ｈについて具体的に説明する。動作点ｈは、吸気弁閉弁時期が遅角側限界閉弁時期となっており、スロットル開度が次回の機関始動時における要求吸入空気量（図４０及び図４１に示した例ではＱ₂）を満たすような開度とされている。また、動作点ｈにおける機械圧縮比は、スロットル開度を次回の機関始動時の要求吸入空気量を満たすような開度に固定した状態で吸気弁閉弁時期を如何なる閉弁時期にしても機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入しないような範囲（図４１（Ａ）中の範囲Ｒ₁）内であって、且つ吸気弁閉弁時期を遅角側限界閉弁時期に固定した状態でスロットル開度を如何なる開度にしても機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入しないような範囲（図４１（Ｂ）中の範囲Ｒ₂）内の圧縮比とされる。

このように機関停止時に動作点を点ｈに移動させることによって、機関停止中にスロットル弁１７が固着した場合であっても、動作点を曲面Ｓ₄上で移動させることができ、その結果、図４０からわかるように吸気弁閉弁時期を進角側限界閉弁時期から遅角側限界閉弁時期まで変化させれば吸入空気量をΔＱ₂だけ変化させることができる。また、機関停止中にスロットル弁１７及び可変圧縮比機構Ａの両方が固着した場合であっても、動作点を図４０及び図４１（Ａ）中の一点鎖線Ｈ₁上で移動させることができ、よって動作点が侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂に侵入することなく吸気弁閉弁時期を進角側限界閉弁時期から遅角側限界閉弁時期まで変化させることができる。

また、このように機関停止時に動作点を点ｈに移動させることによって、機関停止中に可変バルブタイミング機構Ｂが固着した場合であっても、動作点を平面Ｓ₂上で移動させることができ、その結果、図４０及び図４１（Ｂ）からわかるようにＱ₁からＱ₃の範囲で変化させることができる。また、機関停止中に可変バルブタイミング機構Ｂ及び可変圧縮比機構Ａの両方が固着した場合であっても、動作点を図４０及び図４１（Ｂ）中の一点鎖線Ｈ₂上で移動させることができ、よって動作点が侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂に侵入することなく吸入空気量をＱ₁からＱ₃の範囲で変化させることができる。

このように、第二実施形態の火花点火式内燃機関によれば、可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂ及びスロットル弁１７の三つのアクチュエータのうち二つのアクチュエータが固着した場合であっても、吸入空気量を或る程度の範囲内で変化させることができる。

なお、上記実施形態では、動作点ｈにおける吸気弁閉弁時期は遅角側限界閉弁時期とされているが、必ずしも遅角側限界閉弁時期である必要はない。しかしながら、動作点ｈにおける吸気弁閉弁時期は、例えば可変バルブタイミング機構Ｂが取りうる閉弁時期全体のうち遅角側の範囲（図４０及び図４１に示した例では８０°ＡＢＤＣよりも遅角側）内、或いは遅角側限界閉弁時期近傍（例えば、遅角側限界閉弁時期から１０°以内）にある必要がある。

１クランクケース
２シリンダブロック
３シリンダヘッド
４ピストン
５燃焼室
７吸気弁
１７スロットル弁
Ａ可変圧縮比機構
Ｂ可変バルブタイミング機構

Claims

機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域が設定され、内燃機関の運転時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入しないように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル開度が制御され、
上記侵入禁止領域は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対してスロットル弁が如何なる開度であっても該侵入禁止領域には侵入しない安全領域が存在するように設定され、内燃機関の停止時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が上記安全領域内の動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構が制御される、火花点火式内燃機関。
機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点は内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に上記安全領域内において変更せしめられる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点は、内燃機関の停止時に上記安全領域内において内燃機関の始動に最適な動作点とは異なる動作点とされ、内燃機関の始動開始直前又は始動開始直後に上記安全領域内において内燃機関の始動に最適な動作点に変更せしめられる、請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
上記安全領域として機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が進角側である領域と、機械圧縮比が高く且つ吸気弁閉弁時期が遅角側である領域との二つの領域が存在し、内燃機関の停止時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこれら二つの領域のうち機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が進角側である領域内の動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構が制御される、請求項１〜３のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
上記侵入禁止領域は、異常燃焼又はトルク変動を発生させる燃焼異常領域を含む、請求項１〜４のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、
内燃機関の停止時には、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がスロットル弁を如何なる開度にしても異常燃焼又はトルク変動を発生させずに内燃機関を運転させ得る動作点となるように可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構が制御される、火花点火式内燃機関。
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、機関吸気通路内に設けられたスロットル弁とを具備し、
内燃機関の停止時には、吸気弁閉弁時期が遅角側の閉弁時期とされると共に、スロットル開度が機関始動時の要求吸入吸気量を満たすような開度とされる、火花点火式内燃機関。
内燃機関の停止時には、吸気弁閉弁時期が遅角側限界閉弁時期とされる、請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域が設定され、内燃機関の運転時には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入しないように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル開度が制御され、
内燃機関の停止時には、機械圧縮比が、スロットル開度を上記機関始動時の要求吸入空気量を満たすような開度に固定した状態で吸気弁閉弁時期を如何なる閉弁時期にしても機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入しないような圧縮比とされる、請求項７又は８に記載の火花点火式内燃機関。