JP2014156847A

JP2014156847A - エンジン制御装置

Info

Publication number: JP2014156847A
Application number: JP2013029188A
Authority: JP
Inventors: Daisuke Akihisa; 大輔秋久
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2013-02-18
Filing date: 2013-02-18
Publication date: 2014-08-28
Anticipated expiration: 2033-02-18
Also published as: JP5915566B2

Abstract

【課題】動力循環の発生を阻止しつつロック状態時においてより優れた燃費を得る。
【解決手段】エンジン１とモータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２とにより車両を駆動するようにしたハイブリッド方式の車両において、エンジン１が可変圧縮比機構と可変バルブタイミング機構とを具備している。エンジン１において機械圧縮比が予め定められた圧縮比以上に維持されると共に吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離れた側に維持されつつスロットル開度を制御することにより吸入空気量が制御される。モータジェネレータＭＧ１の回転が阻止されているロック状態時にＥＧＲ作用が行われる。
【選択図】図１

Description

本発明はエンジン制御装置に関する。

一対のモータジェネレータを有すると共にエンジンの出力が入力されかつ車両駆動用出力を発生する出力調整装置を具備しており、出力調整装置はエンジンの出力トルクが各モータジェネレータにトルク分配されるように形成されているハイブリッド方式の車両において、エンジンを可変圧縮比機構および可変バルブタイミング機構を備えたエンジンから構成し、エンジン出力を要求エンジン出力に維持しつつ燃費を最良にするエンジントルクおよびエンジン回転数の組合せが設定される車両が公知である（例えば特許文献１を参照）。

ところが、例えば高速運転状態でエンジン負荷が低くなると、他方のモータジェネレータの回転数が高い状態でエンジン回転数を低く維持する必要がある。この場合、一方のモータジェネレータで逆向きの駆動力を発生させる必要があり、即ち一方のモータジェネレータを電動モータとして作動させる必要がある。また、このとき一方のモータジェネレータを駆動するに必要な電力を得るために他方のモータジェネレータで発電する必要があり、即ち他方のモータジェネレータを発電機として作動させる必要がある。このような動力の流れは動力循環と呼ばれ、非効率であり、好ましくない。そこで、一方のモータジェネレータの回転が許容されている非ロック状態から一方のモータジェネレータの回転が阻止されているロック状態に一時的に切り換えるようにしたハイブリッド式の車両も公知である（例えば特許文献２を参照）。

国際公開第２０１０／１１３３３２号特開２０１０−２７４７３５号

しかしながら、特許文献１に記載の車両にロック機構を設けた場合、ロック状態時に燃費を最良にするエンジントルクおよびエンジン回転数の組合せは非ロック状態時に燃費を最良にするエンジントルクおよびエンジン回転数の組合せとは必ずしも一致しない。従って、ロック状態時に燃費が悪化するおそれがある。

本発明の目的は、動力循環の発生を阻止しつつロック状態時においてより優れた燃費を得ることができるエンジン制御装置を提供することにある。

本発明によれば、一対のモータジェネレータを有すると共にエンジンの出力が入力されかつ車両駆動用出力を発生する出力調整装置を具備しており、該出力調整装置はエンジンの出力トルクが各モータジェネレータにトルク分配されるように形成されており、出力調整装置が更に、一方のモータジェネレータの回転が許容されている非ロック状態から一方のモータジェネレータの回転が阻止されているロック状態に一時的に切り換え可能なロック機構を具備しており、該エンジンが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、吸入空気量を制御するためにエンジン吸気通路内に配置されたスロットル弁とを具備しており、エンジンにおいて機械圧縮比が予め定められた圧縮比以上に維持されると共に吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離れた側に維持されつつスロットル開度を制御することにより吸入空気量が制御される第１の超高膨張比サイクルが行われ、エンジンが更に、該エンジンの排気通路及び吸気通路を排気再循環通路により互いに接続して排気再循環作用を実行可能な排気再循環機構を具備しており、ロック状態時に排気再循環作用が行われるエンジン制御装置が提供される。

動力循環の発生を阻止しつつロック状態時においてより優れた燃費を得ることができる。

エンジンおよび出力調整装置の全体図である。出力調整装置の作用を説明するための図である。エンジンの出力と、エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅとの関係等を示す図である。車両の運転制御を行うためのフローチャートである。バッテリの充放電制御を説明するための図である。図１に示されるエンジンの全体図である。可変圧縮比機構の分解斜視図である。図解的に表したエンジン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。エンジントルクに応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。等出力線と各動作線を示す図である。ロック機構の作用を説明するための図である。領域ＡＥＧＲを示す図である。ＥＧＲ制御弁の開度ＶＥＧＲのマップを示す図である。サイクル制御を行うためのフローチャートである。ロック制御を行うためのフローチャートである。ＥＧＲ制御を行うためのフローチャートである。許容上限ＴｅＵを示す図である。許容下限ＮｅＬを示す図である。本発明による別の実施例におけるＥＧＲ制御を行うためのフローチャートである。本発明による更に別の実施例を説明するタイムチャートである。本発明による更に別の実施例におけるサイクル制御を行うためのフローチャートである。本発明による更に別の実施例を説明するタイムチャートである。本発明による更に別の実施例における排気ガス温度制御を行うためのフローチャートである。本発明による更に別の実施例におけるサイクル制御を行うためのフローチャートである。本発明による更に別の実施例におけるＥＧＲ制御を行うためのフローチャートである。本発明による更に別の実施例を説明するタイムチャートである。本発明による更に別の実施例を説明するタイムチャートである。本発明による更に別の実施例におけるサイクル制御を行うためのフローチャートである。

図１は、ハイブリッド方式の車両に搭載された火花点火式エンジン１と出力調整装置２との全体図を示している。

まず初めに図１を参照しつつ出力調整装置２について簡単に説明する。図１に示される実施例では出力調整装置２が、電気モータおよび発電機として作動する一対のモータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２と遊星歯車機構３とにより構成される。この遊星歯車機構３はサンギア４と、リングギア５と、サンギア４とリングギア５間に配置されたプラネタリギア６と、プラネタリギア６を担持するプラネタリキャリア７とを具備する。サンギア４はモータジェネレータＭＧ１の回転軸８に連結され、プラネタリキャリア７はエンジン１の出力軸９に連結される。また、リングギア５は一方ではモータジェネレータＭＧ２の回転軸１０に連結され、他方では駆動輪に連結された出力軸１２にベルト１１を介して連結される。従ってリングギア５が回転するとそれに伴って出力軸１２が回転せしめられることがわかる。

各モータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２は夫々対応する回転軸８，１０上に取付けられかつ外周面に複数個の永久磁石を取付けたロータ１３，１５と、回転磁界を形成する励磁コイルを巻設したステータ１４，１６とを具備した交流同期電動機からなる。各モータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２のステータ１４，１６の励磁コイルは夫々対応するモータ駆動制御回路１７，１８に接続され、これらモータ駆動制御回路１７，１８は直流高電圧を発生するバッテリ１９に接続される。図１に示される実施例ではモータジェネレータＭＧ２は主に電動モータとして作動し、モータジェネレータＭＧ１は主に発電機として作動する。

出力調整装置２は更に、モータジェネレータＭＧ１の回転が許容されている非ロック状態からモータジェネレータＭＧ１の回転が阻止されているロック状態に一時的に切り換えるロック機構ＬＭを備えている。図１に示される実施例ではロック機構ＬＭはクラッチを具備しており、このクラッチはモータジェネレータＭＧ１のロータ１３に固定されロータ１３と共に回転可能なクラッチ板ＣＬ１と、ハウジングに固定され回転不能なクラッチ板ＣＬ２とを備える。クラッチ板ＣＬ２はクラッチ板ＣＬ１から離脱する位置とクラッチ板ＣＬ１と係合する位置との間を移動可能になっている。非ロック状態に切り換えるべきときにはクラッチ板ＣＬ２がクラッチ板ＣＬ１から離脱する位置に移動される。その結果、モータジェネレータＭＧ１の回転が許容される。これに対し、ロック状態に切り換えるべきときにはクラッチ板ＣＬ２がクラッチ板ＣＬ１と係合する位置に移動される。その結果、モータジェネレータＭＧ１の回転が阻止される。

電子制御ユニット２０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス２１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）２２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）２３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）２４、入力ポート２５および出力ポート２６を具備する。アクセルペダル２７にはアクセルペダル２７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２８が接続され、負荷センサ２８の出力電圧は対応するＡＤ変換機２５ａを介して入力ポート２５に入力される。また入力ポート２５にはクランクシャフトが例えば１５°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ２９が接続される。更に入力ポート２５にはバッテリ１９の充放電電流を表す信号およびその他の種々の信号が対応するＡＤ変換器２５ａを介して入力される。一方、出力ポート２６は各モータ駆動制御回路１７，１８に接続されると共に対応する駆動回路２６ａを介してエンジン１の制御すべき要素、例えば燃料噴射弁等に接続される。

モータジェネレータＭＧ２を駆動せしめるときにはバッテリ１９の直流高電圧がモータ駆動制御回路１８において周波数がｆｍで電流値がＩｍの三相交流に変換され、この三相交流がステータ１６の励磁コイルに供給される。この周波数ｆｍは励磁コイルにより発生する回転磁界をロータ１５の回転に同期して回転させるのに必要な周波数であり、この周波数ｆｍは出力軸１０の回転数に基づいてＣＰＵ２４で算出される。モータ駆動制御回路１８ではこの周波数ｆｍが三相交流の周波数とされる。一方、モータジェネレータＭＧ２の出力トルクは三相交流の電流値Ｉｍにほぼ比例する。この電流値ＩｍはモータジェネレータＭＧ２の要求出力トルクに基づきＣＰＵ２４において算出され、モータ駆動制御回路１８ではこの電流値Ｉｍが三相交流の電流値とされる。

また、外力によりモータジェネレータＭＧ２を駆動する状態にするとモータジェネレータＭＧ２は発電機として作動し、このとき発生した電力がバッテリ１９に回生される。外力によりモータジェネレータＭＧ２を駆動するときの要求駆動トルクはＣＰＵ２４において算出され、回転軸１０にこの要求駆動トルクが作用するようにモータ駆動制御回路１８が作動せしめられる。

このようなモータジェネレータＭＧ２に対する駆動制御はモータジェネレータＭＧ１に対しても同様に行われる。即ち、モータジェネレータＭＧ１を駆動せしめるときにはバッテリ１９の直流高電圧がモータ駆動制御回路１７において周波数がｆｍで電流値がＩｍの三相交流に変換され、この三相交流がステータ１４の励磁コイルに供給される。また、外力によりモータジェネレータＭＧ１を駆動する状態にするとモータジェネレータＭＧ１は発電機として作動し、このとき発生した電力がバッテリ１９に回生される。このとき回転軸８に算出された要求駆動トルクが作用するようにモータ駆動制御回路１７が作動せしめられる。

次に遊星歯車機構３を図解的に示す図２（Ａ）を参照しつつ各軸８，９，１０に作用するトルクの関係と各軸８，９，１０の回転数の関係について説明する。

図２（Ａ）においてｒ_１はサンギア４のピッチ円の半径を示しており、ｒ_２はリングギア５のピッチ円の半径を示している。今、図２（Ａ）に示す状態でエンジン１の出力軸９にトルクＴｅを加えてプラネタリアギア６の回転中心部に出力軸９の回転方向に向かう力Ｆを発生させたとする。このときプラネタリアギア６との噛合部ではサンギア４およびリングギア５に夫々力Ｆと同じ向きの力Ｆ／２が作用する。その結果、サンギア４の回転軸８にはトルクＴｅｓ（＝（Ｆ／２）・ｒ_１）が作用し、リングギア５の回転軸１０にはトルクＴｅｒ（＝（Ｆ／２）・ｒ_２）が作用することになる。一方、エンジン１の出力軸９に作用しているトルクＴｅはＦ・（ｒ_１＋ｒ_２）／２で表されるのでサンギア４の回転軸８に作用するトルクＴｅｓをｒ_１，ｒ_２，Ｔｅで表すとＴｅｓ＝（ｒ_１／（ｒ_１＋ｒ_２））・Ｔｅとなり、リングギア５の回転軸１０に作用するトルクＴｅｒをｒ_１，ｒ_２，Ｔｅで表すとＴｅｒ＝（ｒ_２／（ｒ_１＋ｒ_２））・Ｔｅとなる。

即ち、エンジン１の出力軸９に生じたトルクＴｅはサンギア４の回転軸８に作用するトルクＴｅｓとリングギア５の回転軸１０に作用するトルクＴｅｒにｒ_１：ｒ_２の比で分配されることになる。この場合、ｒ_２＞ｒ_１であるのでリングギア５の回転軸１０に作用するトルクＴｅｒはサンギア４の回転軸８に作用するトルクＴｅｓよりも必ず大きくなる。なお、サンギア４のピッチ円の半径ｒ_１／リングギア５のピッチ円の半径ｒ_２、即ちサンギア４の歯数／リングギア５の歯数をρとするとＴｅｓはＴｅｓ＝（ρ／（１＋ρ））・Ｔｅと表され、ＴｅｒはＴｅｒ＝（１／（１＋ρ））・Ｔｅと表される。

一方、エンジン１の出力軸９の回転方向、即ち図２（Ａ）において矢印で示されるトルクＴｅの作用方向を正転方向とすると、プラネタリキャリア７の回転を停止した状態でサンギア４を正転方向に回転させたとき、リングギア５は反対方向に回転する。このときサンギア４とリングギア５との回転数の比はｒ_２：ｒ_１となる。図２（Ｂ）の破線Ｚ_１はこのときの回転数の関係を図解的に表している。なお、図２（Ｂ）において縦軸は零０に対し上方が正転方向、下方が逆転方向を示している。また、図２（Ｂ）においてＳはサンギア４を示しており、Ｃはプラネタリキャリア７を示しており、Ｒはリングギア５を示している。図２（Ｂ）に示されるようにプラネタリキャリアＣとリングギアＲとの間隔をｒ_１とし、プラネタリキャリアＣとサンギアＳとの間隔をｒ_２としてサンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲの回転数を黒丸で表記すると各回転数を示す点は破線Ｚ_１で示される一直線上に位置することになる。

一方、サンギア４、リングギア５、プラネタリギア６間の相対回転を停止させてプラネタリキャリア７を正転方向に回転させるとサンギア４、リングギア５、プラネタリキャリア７は正転方向に同一回転速度で回転する。このときの回転数の関係が破線Ｚ_２で示されている。従って実際の回転数の関係は破線Ｚ_２に破線Ｚ_１を重疊させた実線Ｚで表され、斯くしてサンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲの回転数を表す点は実線Ｚで示される一直線上に位置することになる。従ってサンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲのうちのいずれか二つの回転数が決まると残りの一つの回転数が自ずと定まることになる。なお、前述したｒ_１／ｒ_２＝ρの関係を用いると図２（Ｂ）に示されるようにサンギアＳとプラネタリキャリアＣの間隔と、プラネタリキャリアＣとリングギアＲとの間隔は１：ρとなる。

図２（Ｃ）はサンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲの回転数と、サンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲに作用するトルクを図解的に示している。図２（Ｃ）の縦軸および横軸は図２（Ｂ）と同じであり、また図２（Ｃ）に示される実線は図２（Ｂ）に示される実線に対応している。一方、図２（Ｃ）には回転数を表す各黒丸点に、対応する回転軸に作用するトルクが表記されている。なお、各トルクにおいてトルクの作用する方向と回転方向が同じ場合には対応する回転軸に対して駆動トルクが与えられている場合を示しており、トルクの作用する方向と回転方向とが逆の場合には対応する回転軸がトルクを与えている場合を示している。

さて、図２（Ｃ）に示される例ではプラネタリキャリアＣにエンジントルクＴｅが作用しており、このエンジントルクＴｅがリングギアＲに加わるトルクＴｅｒとサンギアＳに加わるトルクＴｅｓとに分配されている。リングギアＲの回転軸１０には分配されたエンジントルクＴｅｒとモータジェネレータＭＧ２のトルクＴｍ_２と車両を駆動するための車両駆動トルクＴｒとが作用しており、これらのトルクＴｅｒ，Ｔｍ_２，Ｔｒは釣合っている。図２（Ｃ）で示される場合にはトルクＴｍ_２はトルクの作用方向と回転方向が同じであるのでこのトルクＴｍ_２はリングギアＲの回転軸１０に駆動トルクを与えていることになり、従ってこのときモータジェネレータＭＧ２は駆動モータとして作動している。図２（Ｃ）に示される場合にはこのとき分配されたエンジントルクＴｅｒとモータジェネレータＭＧ２による駆動トルクＴｍ_２との和が車両駆動トルクＴｒと等しくなっており、従ってこのとき車両はエンジン１とモータジェネレータＭＧ２とによって駆動されていることになる。

一方、サンギア５の回転軸８には分配されたエンジントルクＴｅｓとモータジェネレータＭＧ１のトルクＴｍ_１とが作用しており、これらトルクＴｅｓとＴｍ_１とは釣合っている。図２（Ｃ）に示される場合にはトルクＴｍ_１はトルクの作用方向と回転方向とが逆方向であるのでこのトルクＴｍ_１はリングギアＲの回転軸１０から駆動トルクが与えられていることになり、従ってこのときモータジェネレータＭＧ１は発電機として作動している。即ち、このとき分配されたエンジントルクＴｅｓはモータジェネレータＭＧ１を駆動するためのトルクと等しくなっており、従ってこのときモータジェネレータＭＧ１はエンジン１によって駆動されていることになる。

図２（Ｃ）においてＮｒ，Ｎｅ，Ｎｓは夫々リングギアＲの回転軸１０、プラネタリキャリアＣの回転軸、即ち駆動軸９、サンギアＳの回転軸８の回転数を示しており、従って図２（Ｃ）から各軸８，９，１０の回転数の関係と各軸８，９，１０に作用するトルクの関係が一目でわかることになる。図２（Ｃ）は共線図と称されており、図２（Ｃ）に示される実線は動作共線と称されている。

さて、図２（Ｃ）に示されるように車両駆動トルクがＴｒであり、リングギア５の回転数がＮｒであったとすると車両を駆動するための車両駆動出力ＰｒはＰｒ＝Ｔｒ・Ｎｒで表される。また、このときのエンジン１の出力ＰｅはエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの積Ｔｅ・Ｎｅで表される。一方、このときモータジェネレータＭＧ１の発電エネルギは同様にトルクと回転数の積で表され、従ってモータジェネレータＭＧ１の発電エネルギはＴｍ_１・Ｎｓとなる。また、モータジェネレータＭＧ２の駆動エネルギもトルクと回転数の積で表され、従ってモータジェネレータＭＧ２の駆動エネルギはＴｍ_２・Ｎｒとなる。ここでモータジェネレータＭＧ１の発電エネルギＴｍ_１・ＮｓをモータジェネレータＭＧ２の駆動エネルギＴｍ_２・Ｎｒと等しくしてモータジェネレータＭＧ１により発電された電力でもってモータジェネレータＭＧ２を駆動したとすると、エンジン１の全ての出力Ｐｅが車両駆動出力Ｐｒに使用されることになる。このときにはＰｒ＝Ｐｅとなり、従ってＴｒ・Ｎｒ＝Ｔｅ・Ｎｅとなる。即ち、エンジントルクＴｅが車両駆動トルクＴｒに変換されたことになる。従って出力調整装置２はトルク変換作用を行っていることになる。なお、実際には発電損失や歯車伝達損失が存在するのでエンジン１の全ての出力Ｐｅを車両駆動出力Ｐｒに使用することはできないが出力調整装置２がトルク変換作用を行っていることには変りはない。

図３（Ａ）はエンジン１の等出力線Ｐｅ_１〜Ｐｅ_９を示しており、各出力の大きさの間にはＰｅ_１＜Ｐｅ_２＜Ｐｅ_３＜Ｐｅ_４＜Ｐｅ_５＜Ｐｅ_６＜Ｐｅ_７＜Ｐｅ_８＜Ｐｅ_９の関係がある。なお、図３（Ａ）の縦軸はエンジントルクＴｅを示しており、図３（Ａ）の横軸はエンジン回転数Ｎｅを示している。図３（Ａ）からわかるように車両を駆動するのに要求されるエンジン１の要求出力Ｐｅを満たすエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの組合せは無数に存在し、この場合どのようなエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの組合せを選んでも出力調整装置２においてエンジントルクＴｅを車両駆動トルクＴｒに変換することができる。従ってこの出力調整装置２を用いると同一のエンジン出力Ｐｅの得られる所望のエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの組合せが設定可能となる。本発明では後述するようにエンジン１の要求出力Ｐｅを確保しつつ最良の燃費を得ることのできるエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの組合せが設定される。図３（Ａ）に示す関係は予めＲＯＭ２２内に記憶されている。

図３（Ｂ）はアクセルペダル２７の等アクセル開度線、即ち等踏込み量線Ｌを示しており、各等踏込み量線Ｌに対して夫々踏込み量Ｌがパーセンテージで示されている。なお、図３（Ｂ）の縦軸は車両の駆動に対して要求されている要求車両駆動トルクＴｒＸを示しており、図３（Ｂ）の横軸はリングギア５の回転数Ｎｒを示している。図３（Ｂ）から要求車両駆動トルクＴｒＸはアクセルペダル２７の踏込み量Ｌとそのときのリングギア５の回転数Ｎｒから決定されることがわかる。図３（Ｂ）に示す関係は予めＲＯＭ２２内に記憶されている。

次に図４を参照しつつ車両を運転するための基本的な制御ルーチンについて説明する。なお、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。

図４を参照すると、まず初めにステップ１００においてリングギア５の回転数Ｎｒが検出される。次いでステップ１０１ではアクセルペダル２７の踏込み量Ｌが読み込まれる。次いでステップ１０２では図３（Ｂ）に示す関係から要求車両駆動トルクＴｒＸが算出される。次いでステップ１０３では要求車両駆動トルクＴｒＸにリングギア５の回転数Ｎｒを乗算することによって要求車両駆動出力Ｐｒ（＝ＴｒＸ・Ｎｒ）が算出される。次いでステップ１０４では要求車両駆動出力Ｐｒに、バッテリ１９の充放電のために増大すべき又は減少すべきエンジン出力Ｐｄと、補機の駆動に必要なエンジン出力Ｐｈとを加算することによってエンジン１に要求される出力Ｐｎが算出される。なお、バッテリ１９の充放電のためのエンジン出力Ｐｄは後述する図５（Ｂ）に示すルーチンにより算出されている。

次いでステップ１０５ではエンジン１に要求される出力Ｐｒを出力調整装置２におけるトルク変換の効率ηｔで除算することにより最終的なエンジン１の要求出力Ｐｅ（＝Ｐｎ／ηｔ）が算出される。次いでステップ１０６では図３（Ａ）に示される関係からエンジンの要求出力Ｐｅを満たしかつ最小の燃費が得られる要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸ等が設定される。この要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸ等の設定は後述する。なお、本発明において最小の燃費とは、エンジン１の効率だけではなく出力調整装置２の歯車伝達効率等も考慮に入れた場合の最小の燃費を意味している。

次いでステップ１０７では要求車両駆動トルクＴｒＸと要求エンジントルクＴｅＸからモータジェネレータＭＧ２の要求トルクＴｍ_２Ｘ（＝ＴｒＸ−Ｔｅｒ＝ＴｒＸ−ＴｅＸ／（１＋ρ））が算出される。次いでステップ１０８ではリングギア５の回転数Ｎｒと要求エンジン回転数ＮｅＸからサンギア４の要求回転数ＮｓＸが算出される。なお、図２（Ｃ）に示す関係から（ＮｅＸ−Ｎｓ）：（Ｎｒ−ＮｅＸ）＝１：ρとなるのでサンギア４の要求回転数ＮｓＸは図４のステップ１０８に示されるようにＮｒ−（Ｎｒ−ＮｅＸ）・（１＋ρ）／ρで表されることになる。

次いでステップ１０９ではモータジェネレータＭＧ１の回転数が要求回転数ＮｓＸとなるようにモータジェネレータＭＧ１が制御される。モータジェネレータＭＧ１の回転数が要求回転数ＮｓＸになるとエンジン回転数Ｎｅは要求エンジン回転数ＮｅＸとなり、従ってエンジン回転数ＮｅはモータジェネレータＭＧ１によって要求エンジン回転数ＮｅＸに制御されることになる。次いでステップ１１０ではモータジェネレータＭＧ２のトルクが要求トルクＴｍ_２ＸとなるようにモータジェネレータＭＧ２が制御される。次いでステップ１１１では要求エンジントルクＴｅＸを得るのに必要な燃料噴射量や目標とするスロットル弁の開度等が算出され、ステップ１１２ではこれらに基づいてエンジン１の制御が行われる。

ところでハイブリッド方式の車両ではバッテリ１９の充電量を常時一定量以上に維持しておく必要があり、そこで本発明による実施例では図５（Ａ）に示されるように充電量ＳＯＣを下限値ＳＣ_１と上限値ＳＣ_２との間に維持するようにしている。即ち、本発明による実施例では充電量ＳＯＣが下限値ＳＣ_１よりも低下すると発電量を増大するためにエンジン出力が強制的に高められ、充電量ＳＯＣが上限値ＳＣ_２を越えるとモータジェネレータによる電力消費量を増大するためにエンジン出力が強制的に低下せしめられる。なお、充電量ＳＯＣは例えばバッテリ１９の充放電電流Ｉを積算することによって算出される。

図５（Ｂ）はバッテリ１９の充放電の制御ルーチンを示しており、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。

図５（Ｂ）を参照するとまず初めにステップ１２０において充電量ＳＯＣにバッテリ１９に充放電電流Ｉが加算される。この電流値Ｉは充電時はプラスとされ、放電時はマイナスとされる。次いでステップ１２１ではバッテリ１９に強制的に充電中であるか否かが判別され、強制的に充電中でないときにはステップ１２２に進んで充電量ＳＯＣが下限値ＳＣ_１よりも低下したが否かが判別される。ＳＯＣ＜ＳＣ_１になるとステップ１２４に進んで図４のステップ１０４におけるエンジン出力Ｐｄが予め定められている値Ｐｄ_１とされる。このときエンジン出力が強制的に増大せしめられ、バッテリ１９が強制的に充電される。バッテリ１９が強制的に充電されるとステップ１２１からステップ１２３に進んで強制的な充電作用が完了したか否かが判別され、強制的な充電作用が完了するまでステップ１２４に進む。

一方、ステップ１２２においてＳＯＣ≧ＳＣ_１であると判別されたときにはステップ１２５に進んでバッテリ１９から強制的に放電中であるか否かが判別される。強制的に放電中でないときにはステップ１２６に進んで充電量ＳＯＣが上限値ＳＣ_２を越えたか否かが判別される。ＳＯＣ＞ＳＣ_２になるとステップ１２８に進んで図４のステップ１０４におけるエンジン出力Ｐｄが予め定められている値−Ｐｄ_２とされる。このときエンジン出力が強制的に減少せしめられ、バッテリ１９が強制的に放電される。バッテリ１９が強制的に放電されるとステップ１２５からステップ１２７に進んで強制的な放電作用が完了したか否かが判別され、強制的な放電作用が完了するまでステップ１２８に進む。

次に図６を参照しつつ図１に示される火花点火式エンジンについて説明する。

図６を参照すると、３０はクランクケース、３１はシリンダブロック、３２はシリンダヘッド、３３はピストン、３４は燃焼室、３５は燃焼室３４の頂面中央部に配置された点火栓、３６は吸気弁、３７は吸気ポート、３８は排気弁、３９は排気ポートを夫々示す。吸気ポート３７は吸気枝管４０を介してサージタンク４１に連結され、各吸気枝管４０には夫々対応する吸気ポート３７内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁４２が配置される。なお、燃料噴射弁４２は各吸気枝管４０に取付ける代りに各燃焼室３４内に配置してもよい。一方、シリンダブロック３１にはエンジン冷却水の温度を検出するための水温センサ３１ａが取り付けられる。

サージタンク４１は吸気ダクト４３を介してエアクリーナ４４に連結され、吸気ダクト４３内にはアクチュエータ４５によって駆動されるスロットル弁４６と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器４７とが配置される。一方、排気ポート３９は排気マニホルド４８を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ４９に連結され、排気マニホルド４８内には空燃比センサ４９ａが配置される。また、触媒コンバータ４９には排気管４８ａが連結され、排気管４８ａには三元触媒から流出する排気ガスの温度を検出するための温度センサ４９ｂが取り付けられる。この排気ガスの温度は三元触媒の温度を表している。

一方、図６に示される実施例ではクランクケース３０とシリンダブロック３１との連結部にクランクケース３０とシリンダブロック３１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３３が圧縮上死点に位置するときの燃焼室３４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、更に燃焼室３４内に実際に供給される吸入空気量を制御するために吸気弁３６の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構Ｂが設けられている。

図７は図６に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図８は図解的に表したエンジン１の側面断面図を示している。図７を参照すると、シリンダブロック３１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内には夫々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３０の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部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内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。

図７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５１内に回転可能に挿入される円形カム５６が固定されている。これらの円形カム５６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５６間には図８においてハッチングで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５８が偏心して回転可能に取付けられている。図７に示されるようにこれら円形カム５８は各円形カム５６間に配置されており、これら円形カム５８は対応する各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入されている。

図８（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５６を図８（Ａ）において実線の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が下方中央に向けて移動するために円形カム５８がカム挿入孔５３内において図８（Ａ）の破線の矢印に示すように円形カム５６とは反対方向に回転し、図８（Ｂ）に示されるように偏心軸５７が下方中央まで移動すると円形カム５８の中心が偏心軸５７の下方へ移動する。

図８（Ａ）と図８（Ｂ）とを比較するとわかるようにクランクケース３０とシリンダブロック３１の相対位置は円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離によって定まり、円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離が大きくなるほどシリンダブロック３１はクランクケース３０から離れる。シリンダブロック３１がクランクケース３０から離れるとピストン３３が圧縮上死点に位置するときの燃焼室３４の容積は増大し、従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３３が圧縮上死点に位置するときの燃焼室３４の容積を変更することができる。

図７に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺施方向が逆向きの一対のウォームギア６１，６２が取付けられており、これらウォームギア６１，６２と噛合する歯車６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９を駆動することによってピストン３３が圧縮上死点に位置するときの燃焼室３４の容積を広い範囲に亘って変更することができる。なお、図６から図８に示される可変圧縮比機構Ａは一例を示すものであっていかなる形式の可変圧縮比機構でも用いることができる。

一方、図９は図６において吸気弁３６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９を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂはエンジン１の出力軸９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の両側には夫々進角用油圧室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に夫々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９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９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９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。従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１０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。従って吸気弁３６の開弁期間は図１０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、従って吸気弁３６の閉弁時期も図１０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６および図９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。

再び図６を参照すると、エンジン１は排気再循環（以下、ＥＧＲと称す）機構９０を具備する。ＥＧＲ機構９０はサージタンク４１と排気マニホルド４８とを互いに連結するＥＧＲ通路９１を備える。ＥＧＲ通路９１内にはエンジン１に供給されるＥＧＲガス量を制御する電気制御式ＥＧＲ制御弁９２が配置され、ＥＧＲ通路９１周りにはＥＧＲ通路９１内を流れるＥＧＲガスを冷却する冷却装置９３が配置される。ＥＧＲガスをエンジン１に供給するＥＧＲ作用を行うべきときにはＥＧＲ制御弁９２が開弁される。これに対し、ＥＧＲ作用を停止すべきときにはＥＧＲ制御弁９２が閉弁される。また、ＥＧＲガス量を増大すべきときにはＥＧＲ制御弁９２の開度が大きくされ、ＥＧＲガス量を減少すべきときにはＥＧＲ制御弁９２の開度が小さくされる。なお、ＥＧＲ通路９１を吸気ポート３７に連結してもよい。

次に図１１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１１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１１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１１（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１１（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１１（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。即ち、図１１（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。従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１１（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。

図１１（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１１（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１２および図１３を参照しつつ本発明において用いられている超高膨張比サイクルについて説明する。なお、図１２は理論熱効率と膨張比と実圧縮比εとの関係を示しており、図１３は本発明において要求エンジントルクＴｅ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１３（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１３（Ａ）に示す例でも図１１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１３（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。即ち、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１２における実線は実圧縮比εと膨張比とがほぼ等しい場合の、即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、即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。従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ε、即ち膨張比は最大でも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ことになる。

一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比ε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、実圧縮比εが或る程度まで高くなると理論熱効率に対して実圧縮比εはほとんど影響を与えないことが見出されたのである。即ち、実圧縮比ε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が必要となり、斯くして実圧縮比ε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。従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１２の破線は実圧縮比εを夫々５，６，７，８，９，１０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。なお、図１２において黒丸は実圧縮比εを５，６，７，８，９，１０としたときの理論熱効率のピークの位置を示している。図１２から、実圧縮比εを例えば１０といった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１２の実線で示す如く実圧縮比ε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ε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、従って実圧縮比ε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ことになる。図１３（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ε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１３（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１３（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１３（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。

上述したように膨張比を高くすると理論熱効率が向上し、燃費が向上する。従って膨張比はできる限り広い運転領域において高くすることが好ましい。しかしながら図１３（Ｂ）に示されるように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３４内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは燃焼室３４内に供給される吸入空気量が少ないとき、即ち要求エンジントルクＴｅが低いときしか採用できないことになる。従って本発明による実施例では要求エンジントルクＴｅが低いときには図１３（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとされ、要求エンジントルクＴｅが高いときには図１３（Ａ）に示す通常のサイクルとされる。

次に図１４を参照しつつ要求エンジントルクＴｅに応じてエンジン１がどのように制御されるかについて説明する。

図１４には要求エンジントルクＴｅに応じた機械圧縮比、膨張比、吸気弁３６の閉弁時期、実圧縮比、吸入空気量、スロットル弁４６の開度および燃費の各変化が示されている。燃費は、車両が予め定められた走行モードで予め定められた走行距離を走行したときの燃料消費量を示しており、従って燃費を示す値は燃費が良好になるほど小さくなる。なお、本発明による実施例では触媒コンバータ４９内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯｘを同時に低減しうるように通常燃焼室３４内における平均空燃比は空燃比センサ４９ａ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。図１２は、このように燃焼室３４内における平均空燃比が理論空燃比とされているときの理論熱効率を示している。

一方、このように本発明による実施例では燃焼室３４内における平均空燃比が理論空燃比に制御されているのでエンジントルクＴｅは燃焼室３４内に供給される吸入空気量に比例し、従って図１４に示されるように要求エンジントルクＴｅが低下するほど吸入空気量が減少せしめられる。従って要求エンジントルクＴｅが低下するほど吸入空気量を減少させるために図１４において実線で示されるように吸気弁３６の閉弁時期が遅らされる。このように吸気弁３６の閉弁時期を遅らせることによって吸入空気量が制御されている間はスロットル弁４６が全開状態に保持されている。一方、要求エンジントルクＴｅが或る値Ｔｅ_１よりも低くなると吸気弁３６の閉弁時期を制御することによっては吸入空気量を必要とする吸入空気量に制御しえなくなる。従って要求エンジントルクＴｅがこの値Ｔｅ_１、即ち限界値Ｔｅ_１よりも低いときには吸気弁３６の閉弁時期は限界値Ｔｅ_１のときの限界閉弁時期に保持され、このときにはスロットル弁４６によって吸入空気量が制御される。

一方、前述したように要求エンジントルクＴｅが低いときには超高膨張比サイクルとされ、従って図１４に示されるように要求エンジントルクＴｅが低いときには機械圧縮比を高めることによって膨張比が高くされる。ところで図１２に示されるように例えば実圧縮比εを１０とした場合、膨張比が３５程度のときに理論熱効率がピークとなる。従って要求エンジントルクＴｅが低いときには膨張比が３５程度になるまで機械圧縮比を高めることが好ましい。しかしながら膨張比が３５程度になるまで機械圧縮比を高めるのは構造上の制約から困難である。そこで本発明による実施例では要求エンジントルクＴｅが低いときにはできる限り高い膨張比が得られるように機械圧縮比が構造上可能な最大機械圧縮比とされている。

一方、機械圧縮比を最大機械圧縮比に維持した状態で吸入空気量を増大すべく吸気弁３６の閉弁時期が早められると実圧縮比が高くなる。しかしながら実圧縮比は最大でも１２以下に維持する必要がある。従って要求エンジントルクＴｅが高くなって吸入空気量が増大せしめられるときには実圧縮比が最適な実圧縮比に維持されるように機械圧縮比が低下せしめられる。本発明による実施例では図１４に示されるように要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ_２を越えたときには実圧縮比が最適な実圧縮比に維持されるように要求エンジントルクＴｅが増大するにつれて機械圧縮比が低下せしめられる。

要求エンジントルクＴｅが高くなると機械圧縮比は最小機械圧縮比まで低下せしめられ、このときには図１３（Ａ）で示される通常のサイクルとなる。

ところで本発明による実施例ではエンジン回転数Ｎｅが低いときには実圧縮比εが９から１１の間とされる。ただし、エンジン回転数Ｎｅが高くなると燃焼室３４内の混合気に乱れが発生するためにノッキングが発生しづらくなり、従って本発明による実施例ではエンジン回転数Ｎｅが高くなるほど実圧縮比εが高くされる。

一方、本発明による実施例では超高膨張比サイクルとされたときの膨張比が２６から３０とされている。一方、図１２において実圧縮比ε＝５は実用上使用可能な実圧縮比の下限を示しており、この場合、膨張比がほぼ２０のときに理論熱効率がピークとなる。理論空燃比がピークとなる膨張比は実圧縮比εが５よりも大きくなるにつれて２０よりも高くなり、従って実用上使用する可能性のある実圧縮比εを考えると膨張比が２０以上であることが好ましいと言える。従って本発明による実施例では膨張比が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。

また、図１４に示される例では機械圧縮比は要求エンジントルクＴｅに応じて連続的に変化せしめられている。しかしながら機械圧縮比は要求エンジントルクＴｅに応じて段階的に変化させることもできる。

一方、図１４において破線で示すように要求エンジントルクＴｅが低くなるにつれて吸気弁３６の閉弁時期を早めることによっても吸入空気量を制御することができる。従って、図１４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、本発明による実施例では吸気弁３６の閉弁時期は、要求エンジントルクＴｅが低くなるにつれて、燃焼室３４内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。

ところで膨張比が高くなると理論熱効率が高くなり、燃費が良好となる、即ち燃費が小さくなる。従って図１４において要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ_２以下のときに燃費が最も小さくなる。しかしながら限界値Ｔｅ_１とＴｅ_２の間では要求エンジントルクＴｅが低くなるにつれて実圧縮比が低下するのでわずかばかり燃費が悪くなる、即ち燃費が高くなる。また、要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ_１よりも低い領域ではスロットル弁４６が閉弁せしめられるために燃費は更に高くなる。一方、要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ_２よりも高くなると膨張比が低下するために要求エンジントルクＴｅが高くなるにつれて燃費が高くなる。従って要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ_２のとき、即ち要求エンジントルクＴｅの増大により機械圧縮比が低下せしめられる領域と機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持されている領域との境界において燃費は最も小さくなる。

燃費が最も小さくなるエンジントルクＴｅの限界値Ｔｅ_２はエンジン回転数Ｎｅに応じて若干変化するが、いずれにしてもエンジントルクＴｅを限界値Ｔｅ_２に保持しておくことができれば最小の燃費を得られることになる。本発明ではエンジン１の要求出力Ｐｅが変化してもエンジントルクＴｅを限界値Ｔｅ_２に維持するために出力調整装置２が用いられている。

図１４を参照して説明したように、超高膨張比サイクルにおいて、エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ１よりも低いときには、機械圧縮比が予め定められた機械圧縮比、例えば２０以上に維持されると共に吸気弁３６の閉弁時期が吸気下死点から離れた側に維持されつつスロットル弁４６の開度を制御することによって吸入空気量が制御される。これを第１の超高膨張比サイクルと称することにする。一方、エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ１よりも高いときには機械圧縮比が予め定められた機械圧縮比に維持されると共にスロットル弁４５が全開状態に保持されつつ吸気弁３６の閉弁時期を遅らせることにより吸入空気量が制御される。これを第２の超高膨張比サイクルと称することにする。従って、超高膨張比サイクルでは第１の超高膨張比サイクルと第２の超高膨張比サイクルのいずれか一方が行われる。

次に、図１５を参照しつつエンジン１の制御方法について説明する。

図１５において実線Ｐ１は、超高膨張比サイクルが行われたときに燃費が最小となるエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの関係を示している。従って、超高膨張比サイクルが行われるときにエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅを実線Ｐ１上のエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅに設定すると燃費が最小となる。

一方、図１５において実線Ｐ２は、通常のサイクルが行われたときに燃費が最小となるエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの関係を示している。従って、通常のサイクルが行われるときにエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅを実線Ｐ２上のエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅに設定すると燃費が最小となる。

本発明による実施例では、エンジン１の要求出力Ｐｅが図１５に破線で示さる境界出力ＰＹよりも低いときには超高膨張比サイクルが行われる。言い換えると、エンジン１の要求出力Ｐｅが境界出力ＰＹよりも低いときには、機械圧縮比が予め定められた圧縮比以上に維持されると共に吸気弁３６の閉弁時期が吸気下死点から離れた側に維持されつつスロットル開度又は吸気弁３６の閉弁時期を制御することにより吸入空気量が制御される。この場合、要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸは図１５の実線Ｐ１上のエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅに設定される。従って、エンジン１の要求出力Ｐｅに応じエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが実線Ｐ１に沿って変化される。

これに対し、エンジン１の要求出力Ｐｅが境界出力ＰＹよりも高いときには通常のサイクルが行われる。即ち、機械圧縮比が予め定められた圧縮比以下に維持されると共に吸気弁３６の閉弁時期が吸気下死点に近い側に維持されつつスロットル開度を制御することにより吸入空気量が制御される。この場合、要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸは図１５の実線Ｐ２上のエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅに設定される。従って、エンジン１の要求出力Ｐｅに応じエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが実線Ｐ２に沿って変化される。

ところで、図１６に破線で示されるように、サンギアＳの回転数Ｎｓが負値になると、即ちサンギアＳが逆回転すると、好ましくない動力循環が生ずる。動力循環が生ずると燃費が悪化する。そこで本発明による実施例では、非ロック状態における燃費とロック状態における燃費とを比較し、ロック状態における燃費が非ロック状態における燃費よりも小さいときには、ロック機構ＬＭによりロック状態に切り換えるようにしている。ロック状態に切り換えられると、図１６に実線で示されるようにリングギアＲの回転数Ｎｒが維持されながらサンギアＳの回転数Ｎｓがゼロに維持される。これに対し、非ロック状態における燃費がロック状態における燃費よりも小さいときには非ロック状態に維持され、又は非ロック状態に戻される。

本発明による実施例では、非ロック状態における燃費は、非ロック状態においてエンジン１が運転されたと仮定したときに車両の要求出力を発生するのに必要なエンジン１での燃料消費量およびバッテリ１９での電力消費量から推定される。同様に、ロック状態における燃費は、ロック状態においてエンジン１が運転されたと仮定したときに車両の要求出力を発生するのに必要なエンジン１での燃料消費量およびバッテリ１９での電力消費量から推定される。

ただし、通常のサイクルが行われているときにはロック状態に切り換えられても燃費が小さくならない。従って本発明による実施例では、ロック状態に切り換えられるのは超高膨張比サイクルが行われているときであり、通常のサイクルが行われているときには非ロック状態に維持される。

図１５において実線Ｐ３は、ロック状態において超高膨張比サイクルが行われたときに燃費が最小となるエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの関係を示している。従って、ロック状態において超高膨張比サイクルが行われるときにエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅを実線Ｐ３上のエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅに設定すると燃費が最小となる。

ロック状態のもとで超高膨張比サイクルが行うべきときには、要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸは図１５の実線Ｐ３上のエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅに設定される。従って、エンジン１の要求出力Ｐｅに応じエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが実線Ｐ３に沿って変化される。

なお、図１５に示される実線Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３は動作線と称される。

ところで、図１４を参照して説明したように、超高膨張比サイクルにおいてエンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ１よりも低いときには吸気弁３６の閉弁時期が吸気下死点から離れた側に維持されつつスロットル弁４６の開度を制御することによって吸入空気量が制御される第１の超高膨張比サイクルが行われる。一方、エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ１よりも高いときにはスロットル弁４５が全開状態に保持されつつ吸気弁３６の閉弁時期を制御することにより吸入空気量が制御される第２の超高膨張比サイクルが行われる。その結果、第１の超高膨張比サイクルではポンピングロスが増大してしまう。

一方、エンジン１の燃費のみを考えると、ロック状態における燃費は、非ロック状態における燃費よりも大きくなっている。そうすると、第１の超高膨張比サイクル時であってロック状態時には燃費がかなり大きくなるということになる。

一方、エンジン１にＥＧＲガスを供給すれＥＧＲ作用を行えばポンピングロスを低減でき、従って燃費を小さくすることができる。

そこで本発明による実施例では、第１の超高膨張比サイクル時であってロック状態時にＥＧＲ作用を行うようにしている。その結果、第１の超高膨張比サイクル時であってロック状態に燃費が増大するのが抑制される。

第１の超高膨張比サイクルではエンジントルクＴｅが高くなるにつれてスロットル開度が大きくなる。スロットル開度が大きいときにＥＧＲ作用を行うと、排気ガスが吸気ダクト４３内を逆流してスロットル弁４６を通過し、吸入空気量検出器４７に到るおそれがある。この場合、吸入空気量検出器４７が吸入空気量を正確に検出できないおそれがある。

また、超高膨張比サイクルでは、吸気弁３６の閉弁時期が大幅に遅くされているので、燃焼が必ずしも安定ではない。この状態でＥＧＲ作用を行うと、燃焼が更に不安定になるおそれがある。特に、第１の超高膨張比サイクルが行われる低負荷時には、燃焼がより不安定になるおそれがある。

そこで本発明による実施例では、ロック状態時であっても、スロットル開度を表すエンジントルクＴｅが許容上限ＴｅＵよりも高いときにはＥＧＲ作用が停止され、エンジントルクＴｅが許容上限ＴｅＵよりも低いときにＥＧＲ作用が行われる。また、ロック状態時であっても、エンジン回転数Ｎｅが許容下限ＮｅＬよりも低いときにＥＧＲ作用が停止され、エンジン回転数Ｎｅが許容下限よりも高いときにＥＧＲ作用が行われる。

即ち、図１７に示されるように、エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅにより定まるエンジン運転状態が、エンジントルクＴｅが許容上限ＴｅＵよりも低くかつエンジン回転数Ｎｅが許容下限ＮｅＬよりも高い領域ＡＥＧＲ内にあるときにＥＧＲ作用が行われ、エンジン運転状態が領域ＡＥＧＲ外にあるときにはＥＧＲ作用が停止される。このようにすると、吸入空気量を正確に検出しつつ安定した燃焼を得ることができる。

ＥＧＲ作用が行われるときのＥＧＲ制御弁９２の開度ＶＥＧＲは図１８に示されるようにエンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅの関数としてマップの形で予めＲＯＭ２２内に記憶されている。

一方、第１の超高膨張比サイクル時であって非ロック状態時にはＥＧＲ作用は行われない。その結果、ＥＧＲ作用により燃焼が不安定になるのが阻止される。

図１９は上述のサイクル制御を実行するルーチンを示している。このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。

図１９を参照すると、まず初めにステップ２００ではエンジン１の出力Ｐｅが境界出力ＰＹよりも低いか否かが判別される。Ｐｅ＜ＰＹのときには次いでステップ２０１に進み、超高膨張比サイクルが行われる。これに対し、Ｐｅ≧ＰＹのときにはステップ２０２に進んで通常のサイクルが行われる。

なお、超高膨張比サイクルから通常のサイクルに切り換えられるとき又は通常のサイクルから超高膨張比サイクルに切り換えられるときには、エンジン１の出力Ｐｅが維持される。また、非ロック状態からロック状態に切り換えられるとき又はロック状態から非ロック状態に切り換えられるときにも、エンジン１の出力Ｐｅが維持される。即ち、図１５に示されるように、曲線Ｐ１上の点Ｘ１で表されるエンジン運転状態において超高膨張比サイクルが行われているときに通常のサイクルに切り換えるべきときには、エンジン１の出力ＰｅがＰｅ４に維持されるようにエンジン運転状態が曲線Ｐ２上の点Ｘ２に変化される。一方、点Ｘ１で表されるエンジン運転状態からロック状態に切り換えるべきときには、エンジン１の出力ＰｅがＰｅ４に維持されるようにエンジン運転状態が曲線Ｐ３上の点Ｘ３に変化される。

図２０は上述のロック制御を実行するルーチンを示している。このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。

図２０を参照すると、まず初めにステップ３００ではエンジン１において超高膨張比サイクルが行われているか否かが判別される。超高膨張比サイクルが行われているときには次いでステップ３０１に進み、非ロック状態における燃費ＦｂＵＬおよびロック状態における燃費ＦｂＬが推定される。続くステップ３０２ではロック状態における燃費ＦｂＬが非ロック状態における燃費ＦｂＬよりも小さいか否かが判別される。ＦｂＬ＜ＦｂＵＬのときには次いでステップ３０３に進み、ロック機構ＬＭが作動され、ロック状態に切り換えられる。これに対し、ＦｂＬ≧ＦｂＵＬのときには次いでステップ３０４に進み、ロック機構ＬＭが停止され、非ロック状態に戻される。

図２１は上述のＥＧＲ制御を実行するルーチンを示している。このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。

図２１を参照すると、まず初めにステップ４００では第１の超高膨張比サイクルが行われているか否かが判別される。第１の超高膨張比サイクルが行われているときには次いでステップ４０１に進み、ロック状態であるか否かが判別される。ロック状態であるときには次いでステップ４０２に進み、エンジン運転状態が領域ＡＥＧＲ内にあるか否かが判別される。エンジン運転状態が領域ＡＥＧＲ内にあるときには次いでステップ４０３に進み、ＥＧＲ作用が行われる。これに対し、ステップ４００において第１の超高膨張比サイクルが行われていないとき、ステップ４０１において非ロック状態であるとき、およびステップ４０２においてエンジン運転状態が領域ＡＥＧＲ外にあるときには、ステップ４０４に進み、ＥＧＲ作用が停止される。

なお、図１７に示される例では領域ＡＥＧＲがエンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅにより規定される。別の実施例では、領域ＡＥＧＲがエンジントルクＴｅのみ又はエンジン回転数Ｎｅのみにより規定される。

次に、ＥＧＲ制御の別の実施例を説明する。

この別の実施例では、図２２に示されるように、ＥＧＲ制御弁９２の開度ＶＥＧＲが小さいときには開度ＶＥＧＲが大きいときに比べて許容上限ＴｅＵが大きく設定される。即ち、ＥＧＲガス量が少なくなるにつれて領域ＡＥＧＲが拡大される。このようにしているのは、ＥＧＲガス量が少ないときには、エンジントルクＴｅが大きくても、即ちスロットル開度が大きくても、吸入空気量の誤検出の可能性が低いからである。

また、この別の実施例では、図２３に示されるように、ＥＧＲ制御弁９２の開度ＶＥＧＲが小さいときには開度ＶＥＧＲが大きいときに比べて許容下限ＮｅＬが小さく設定される。即ち、ＥＧＲガス量が少なくなるにつれて領域ＡＥＧＲが拡大される。このようにしているのは、ＥＧＲガス量が少ないときには、ＥＧＲガスによる燃焼安定性への影響が小さいからである。

更に、図２３に示されるように、エンジン冷却水温ＴＨＷが高いときにはエンジン冷却水温ＴＨＷが低いときに比べて許容下限ＮｅＬが小さく設定される。即ち、エンジン冷却水温ＴＨＷが高くなるにつれて領域ＡＥＧＲが拡大される。このようにしているのは、エンジン冷却水温ＴＨＷが高いときには、ＥＧＲガスによる燃焼安定性への影響が小さいからである。

更に、エンジン冷却水温ＴＨＷが許容下限ＴＨＷＬよりも低いときにはＥＧＲ作用が停止される。エンジン冷却水温ＴＨＷが過度に低いときにはＥＧＲガスによる燃焼安定性への影響が大きいからである。

図２４は上述のＥＧＲ制御を実行するルーチンを示している。このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。

図２４を参照すると、まず初めにステップ４００では第１の超高膨張比サイクルが行われているか否かが判別される。第１の超高膨張比サイクルが行われているときには次いでステップ４０１に進み、ロック状態であるか否かが判別される。ロック状態であるときには次いでステップ４０１ａに進み、エンジン冷却水温ＴＨＷが許容下限ＴＨＷＬ以上か否かが判別される。ＴＨＷ≧ＴＨＷＬのときには次いでステップ４０１ｂに進み、領域ＡＥＧＲが決定される。即ち、図２２および図２３から許容上限ＴｅＵおよび許容下限ＮｅＬが決定される。続くステップ４０２ではエンジン運転状態が領域ＡＥＧＲ内にあるか否かが判別される。エンジン運転状態が領域ＡＥＧＲ内にあるときには次いでステップ４０３に進み、ＥＧＲ作用が行われる。これに対し、ステップ４００において第１の超高膨張比サイクルが行われていないとき、ステップ４０１において非ロック状態であるとき、ステップ４０１ａにおいてＴＨＷ＜ＴＨＷＬのとき、およびステップ４０２においてエンジン運転状態が領域ＡＥＧＲ外にあるときには、ステップ４０４に進み、ＥＧＲ作用が停止される。

次に、図２５を参照して本発明による更に別の実施例を説明する。

ＥＧＲ作用が停止された直後は、吸気ダクト４３、サージタンク４１、吸気枝管４０、吸気ポート３７にＥＧＲガスが残存しており、このＥＧＲガスは順次各気筒に吸入される。ところが、このとき各気筒に吸入されるＥＧＲガス量にバラツキが生ずるおそれがある。その結果、各気筒での燃焼にバラツキが生じ、トルク変動が大きくなるおそれがある。

一方、超高膨張比サイクルが行われていると、燃焼が不安定になるおそれがある。また、第２の超高膨張比サイクルではスロットル弁４６が全開に保持されるのでＥＧＲガスがスロットル弁４６上流の吸気ダクト４３にまで逆流するおそれがある。その結果、吸気通路内のＥＧＲガスが長時間にわたって残存し続けることになる。このことはトルク変動が生ずるおそれのある期間が長くなることを意味している。

そこで図２５に示される実施例では、超高膨張比サイクルを行うべきであっても、ＥＧＲ作用が停止されたときには、機械圧縮比が予め定められた圧縮比以下に維持されると共に吸気弁の閉弁時期が吸気下死点に近い側に維持されつつスロットル開度を制御することにより吸入空気量が制御される通常のサイクルが一時的に行われる。

即ち、図２５に示されるように、時間ｔａ１においてＥＧＲ作用が停止されると、超高膨張比サイクルを行うべきであっても、超高膨張比サイクルが停止され、通常のサイクルが行われる。次いで、時間ｔａ２になると、即ち一定時間ｄｔａが経過すると、超高膨張比サイクルに戻される。その結果、燃焼が不安定になるのが阻止される。また、吸気通路内に残留するＥＧＲガスが速やかに除去される。なお、一定時間ｄｔａは吸気通路内に残留するＥＧＲガスをほぼゼロまで減少させるのに必要な時間に設定される。

図２６は図２５に示される実施例のサイクル制御を実行するルーチンを示している。このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。

図２６を参照すると、まず初めにステップ２００ではエンジン１の出力Ｐｅが境界出力ＰＹよりも低いか否かが判別される。Ｐｅ＜ＰＹのときには次いでステップ２００ａに進み、ＥＧＲ作用が停止されてから一定時間ｄｔａが経過したか否かが判別される。ＥＧＲ作用が停止されてから一定時間ｄｔａが経過したとき、即ちＥＧＲ作用が停止された直後でないときには次いでステップ２０１に進み、超高膨張比サイクルが行われる。これに対し、ステップ２００においてＰｅ≧ＰＹのとき、およびステップ２００ａにおいてＥＧＲ作用が停止されてから一定時間ｄｔａが経過していないとき即ちＥＧＲ作用が停止された直後には、ステップ２０２に進んで通常のサイクルが行われる。

次に、図２７を参照して本発明による更に別の実施例を説明する。

ＥＧＲ作用が行われると排気ガスの温度が低くなる。このため、例えばＥＧＲ作用が長時間にわたって行われると、触媒コンバータ４９に内蔵された触媒の温度がその活性温度よりも低くなるおそれがある。

そこで図２７に示される実施例では、ロック状態時であってＥＧＲ作用時に排気ガス温度が予め定められた許容下限を越えて低下したときには、ロック状態に維持されつつＥＧＲ作用が停止される。ＥＧＲ作用が停止されても排気ガス温度が許容下限よりも低いときには、ロック状態から非ロック状態に切り換えられると共に超高膨張比サイクルから通常のサイクルに切り換えられる。通常のサイクルに切り換えられても排気ガス温度が許容下限よりも低いときには、昇温制御が行われる。

即ち、図２７に示されるように、時間ｔｂ１において排気ガスの温度ＴＥＧが許容下限ＴＥＧＬを越えて低下したときには、ＥＧＲ作用を行うべきであっても、ロック状態に維持されつつＥＧＲ作用が停止される。

ＥＧＲ作用が停止されると排気ガス温度ＴＥＧが上昇するはずである。にもかかわらず、時間ｔｂ２において、ＥＧＲ作用が停止されてから一定時間ｄｔｂ１が経過しても排気ガス温度ＴＥＧが許容下限ＴＥＧＬよりも低いときには、ロック状態に維持すべきであっても、ロック状態から非ロック状態に切り換えられる。また、超高膨張比サイクルに維持すべきであっても、超高膨張比サイクルから通常のサイクルに切り換えられる。

通常のサイクルに切り換えられると排気ガス温度ＴＥＧが上昇するはずである。にもかかわらず、時間ｔｂ３において、通常のサイクルに切り換えられてから一定時間ｄｔｂ２が経過しても排気ガス温度ＴＥＧが許容下限ＴＥＧＬよりも低いときには、排気ガス温度ＴＥＧを上昇させるための昇温制御が行われる。この昇温制御は例えば点火時期を遅角することにより行われる。別の実施例では、図５（Ｂ）に示されるバッテリ１９の充放電制御においてバッテリ１９が強制的に充電される。その結果、エンジン１の出力Ｐｅが増大され、排気ガス温度ＴＥＧが上昇される。

昇温制御が行われると排気ガス温度ＴＥＧが上昇する。図２７に示される例では時間ｔｂ４において排気ガス温度ＴＥＧが許容下限ＴＥＧＬに達し、このとき昇温制御が停止される。また、ＥＧＲ作用を停止しつつ通常のサイクルから超高膨張比サイクルに戻されると共に非ロック状態からロック状態に戻される。次いで、一定時間ｄｔｂ３が経過すると、ＥＧＲ作用が再開される。

即ち、通常のサイクルでは吸入空気量を制御するためにスロットル開度が制御される。このため、図２７に示されるように、通常のサイクルに切り換えられると、スロットル弁４６下流の吸気通路内の圧力である吸気圧力Ｐｉｎが低下する。吸気圧力Ｐｉｎが低いときにＥＧＲ作用を再開すると、即ちＥＧＲ制御弁９２を開弁すると、ＥＧＲガスが急激にサージタンク４１内に流入し、エンジン１に供給されるＥＧＲガス量が大幅に増大するおそれがある。一方、超高膨張比サイクルが行われると、通常のサイクルが行われているときに比べて、吸気圧力Ｐｉｎが高くなる。

そこで図２７に示される実施例では、排気ガス温度ＴＥＧが許容下限ＴＥＧＬ以上になったときにはまず超高膨張比サイクルに戻され、次いでＥＧＲ作用が再開される。その結果、エンジン１に供給されるＥＧＲガス量が急激に増大するのが抑制される。なお、一定時間ｄｔｂ３は吸気圧力Ｐｉｎが上昇するのに必要な時間に設定される。

図２８は図２７に示される実施例の排気ガス温度制御を実行するルーチンを示している。このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。

図２８を参照すると、まず初めにステップ５００では排気ガス温度ＴＥＧが許容下限ＴＥＧＬよりも低いか否かが判別される。ＴＥＧ＜ＴＥＧＬのときには次いでステップ５０１に進み、フラグＸＳＥＧＲがセットされているか否かが判別される。このフラグＸＳＥＧＲはＥＧＲ作用を停止すべきときにセットされ（ＸＳＥＧＲ←１）、それ以外はリセットされる（ＸＳＥＧＲ←０）。フラグＸＳＥＧＲがリセットされているときには次いでステップ５０２に進み、フラグＸＳＥＧＲがセットされる。従って、ロック状態に維持されつつＥＧＲ作用が停止される。

ステップ５０１においてフラグＸＳＥＧＲがセットされているときには次いでステップ５０３に進み、ＥＧＲ作用が停止されてから一定時間ｄｔｂ１が経過したか否かが判別される。一定時間ｄｔｂ１が経過していないときにはステップ５０２に進む。一定時間ｄｔｂ１が経過したときにはステップ５０４に進み、フラグＸＳＳＣがセットされているか否かが判別される。このフラグＸＳＳＣは超高膨張比サイクルを停止すべきときにセットされ（ＸＳＳＣ←１）、それ以外はリセットされる（ＸＳＳＣ←０）。フラグＸＳＳＣがリセットされているときには次いでステップ５０５に進み、フラグＸＳＳＣがセットされる。従って、通常のサイクルに切り換えられる。

ステップ５０４においてフラグＸＳＳＣがセットされているときには次いでステップ５０６に進み、超高膨張比サイクルが停止されてから一定時間ｄｔｂ２が経過したか否かが判別される。一定時間ｄｔｂ２が経過していないときにはステップ５０５に進む。一定時間ｄｔｂ２が経過したときにはステップ５０７に進み、フラグＸＴがセットされる。このフラグＸＴは昇温制御を行うべきときにセットされ（ＸＴ←１）、それ以外はリセットされる（ＸＴ←０）。従って、昇温制御が開始される。

ステップ５００においてＴＥＧ≧ＴＥＧＬのときには次いでステップ５０８に進み、フラグＸＴがリセットされと共にフラグＸＳＳＣがリセットされる。従って、昇温制御が停止されると共に超高膨張比サイクルに戻される。続くステップ５０９では超高膨張比サイクルに戻されてから一定時間ｄｔｂ３が経過したか否かが判別される。一定時間ｄｔｂ３が経過していないときには処理サイクルを終了する。一定時間ｄｔｂ３が経過したときには次いでステップ５１０に進み、フラグＸＳＥＧＲがリセットされる。従って、ＥＧＲ作用が再開される。

図２９は図２７に示される実施例のサイクル制御を実行するルーチンを示している。このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。

図２９を参照すると、まず初めにステップ２００ではエンジン１の出力Ｐｅが境界出力ＰＹよりも低いか否かが判別される。Ｐｅ＜ＰＹのときには次いでステップ２００ｂに進み、フラグＸＳＳＣがリセットされているか否かが判別される。フラグＸＳＳＣがリセットされているときには次いでステップ２０１に進み、超高膨張比サイクルが行われる。これに対し、ステップ２００においてＰｅ≧ＰＹのとき、およびステップ２００ｂにおいてフラグＸＳＳＣがセットされているときにはステップ２０２に進んで通常のサイクルが行われる。続くステップ２０３ではフラグＸＴがセットされているか否かが判別される。フラグＸＴがリセットされているときには処理サイクルを終了する。フラグＸＴがセットされているときには次いでステップ２０４に進み、昇温制御が行われる。

図３０は図２７に示される実施例のＥＧＲ制御を実行するルーチンを示している。このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。

図３０を参照すると、まず初めにステップ４００では第１の超高膨張比サイクルが行われているか否かが判別される。第１の超高膨張比サイクルが行われているときには次いでステップ４０１に進み、ロック状態であるか否かが判別される。ロック状態であるときには次いでステップ４０２に進み、エンジン運転状態が領域ＡＥＧＲ内にあるか否かが判別される。エンジン運転状態が領域ＡＥＧＲ内にあるときには次いでステップ４０２ａに進み、フラグＸＳＥＧＲがリセットされているか否かが判別される。フラグＸＳＥＧＲがリセットされているときには次いでステップ４０３に進み、ＥＧＲ作用が行われる。これに対し、ステップ４００において第１の超高膨張比サイクルが行われていないとき、ステップ４０１において非ロック状態であるとき、ステップ４０２においてエンジン運転状態が領域ＡＥＧＲ外にあるとき、およびステップ４０２ａにおいてフラグＸＳＥＧＲがセットされているときには、ステップ４０４に進み、ＥＧＲ作用が停止される。

次に、本発明による更に別の実施例を説明する。

ＥＧＲガス中には例えば固体炭素や炭化水素からなる粒子状物質が含まれており、この粒子状物質がＥＧＲ制御弁９２に付着すると、ＥＧＲ制御弁９２が閉弁状態又は開弁状態で固着するおそれがある。

ＥＧＲ制御弁９２が閉弁状態で固着したときには、ＥＧＲ作用を行うべきときであってもＥＧＲ作用が行われない。この場合、ロック状態のもとで超高膨張比サイクルが行われたときの燃費は通常のサイクルが行われたときの燃費よりも小さい。

そこで、ＥＧＲ制御弁９２が閉弁状態で固着したと判別されたときには、図３１に示されるように、超高膨張比サイクルが許容されると共にロック状態が許容される。即ち、エンジン１の要求出力Ｐｅが境界出力ＰＹよりも低いときには超高膨張比サイクルが行われる。また、超高膨張比サイクルが行われているときにロック状態における燃費が非ロック状態における燃費よりも小さいときにはロック状態に切り換えられる。言い換えると、サイクル制御およびロック制御はＥＧＲ制御弁９２が固着していないときと何ら変わることはない。

一方、ＥＧＲ制御弁９２が開弁状態で固着したときには、ＥＧＲ作用を停止すべきときであってもＥＧＲ作用が行われる。この場合、上述した吸入空気量の誤検出が発生するおそれがある。

一方、通常のサイクルではスロットル開度を制御することにより吸入空気量が制御される。このため、広いエンジン運転領域にわたってスロットル弁４６が部分的に閉弁される。従って、超高膨張比サイクルを行うよりも、通常のサイクルを行ったほうが、ＥＧＲガスが吸入空気量検出器４７に到達する危険性が低い。

そこで、ＥＧＲ制御弁９２が開弁状態で固着したと判別されたときには、図３２に示されるように、超高膨張比サイクルが禁止され、通常のサイクルが行われる。なお、通常のサイクルが行われると、非ロック状態に保持される。

ＥＧＲ制御弁９２が固着したか否かは例えば次のようにして判別される。即ち、吸気圧力およびエンジン回転数により定まるエンジンに吸入される総ガス量と、吸入空気量検出器４７により検出される新気の量とから実際のＥＧＲガス量が算出される。ＥＧＲ作用を行うべきときにＥＧＲガスがエンジン１に供給されていないときにはＥＧＲ制御弁９２が閉弁状態で固着していると判別される。一方、ＥＧＲ作用を行うべきでないときにＥＧＲガスがエンジン１に供給されているときにはＥＧＲ制御弁９２が開弁状態で固着していると判別される。

図３３は本発明による更に別の実施例のサイクル制御を実行するルーチンを示している。このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。

図３３を参照すると、まず初めにステップ２００ではエンジン１の出力Ｐｅが境界出力ＰＹよりも低いか否かが判別される。Ｐｅ＜ＰＹのときには次いでステップ２００ｃに進み、ＥＧＲ制御弁９２が閉弁状態で固着しているか否かが判別される。ＥＧＲ制御弁９２が閉弁状態で固着していないとき、即ちＥＧＲ制御弁９２が固着していないか又は開弁状態で固着しているときには次いでステップ２０１に進み、超高膨張比サイクルが行われる。これに対し、ステップ２００においてＰｅ≧ＰＹのとき、およびステップ２００ｃにおいてＥＧＲ制御弁９２が閉弁状態で固着しているときには、ステップ２０２に進んで通常のサイクルが行われる。

１火花点火式エンジン
２出力調整装置
３０クランクケース
３１シリンダブロック
３４燃焼室
３６吸気弁
Ａ可変圧縮比機構
Ｂ可変バルブタイミング機構
ＭＧ１，ＭＧ２モータジェネレータ
ＬＭロック機構

Claims

一対のモータジェネレータを有すると共にエンジンの出力が入力されかつ車両駆動用出力を発生する出力調整装置を具備しており、該出力調整装置はエンジンの出力トルクが各モータジェネレータにトルク分配されるように形成されており、出力調整装置が更に、一方のモータジェネレータの回転が許容されている非ロック状態から一方のモータジェネレータの回転が阻止されているロック状態に一時的に切り換え可能なロック機構を具備しており、該エンジンが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、吸入空気量を制御するためにエンジン吸気通路内に配置されたスロットル弁とを具備しており、エンジンにおいて機械圧縮比が予め定められた圧縮比以上に維持されると共に吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離れた側に維持されつつスロットル開度を制御することにより吸入空気量が制御される第１の超高膨張比サイクルが行われ、エンジンが更に、該エンジンの排気通路及び吸気通路を排気再循環通路により互いに接続して排気再循環作用を実行可能な排気再循環機構を具備しており、ロック状態時に排気再循環作用が行われるエンジン制御装置。
非ロック状態時には排気再循環作用が停止される請求項１に記載のエンジン制御装置。
ロック状態時であってもエンジントルクが許容上限よりも高いときには排気再循環作用が停止され、ロック状態時であってエンジントルクが許容上限よりも低いときに排気再循環作用が行われる請求項１又は２に記載のエンジン制御装置。
排気再循環機構が排気再循環通路内に配置された排気再循環制御弁を具備すると共に排気再循環ガス量を制御するために排気再循環制御弁の開度を制御し、排気再循環制御弁の開度が小さいときには排気再循環制御弁の開度が大きいときに比べて上記許容上限が大きく設定される請求項３に記載のエンジン制御装置。
ロック状態時であってもエンジン回転数が許容下限よりも低いときには排気再循環作用が停止され、ロック状態時であってエンジン回転数が許容下限よりも高いときに排気再循環作用が行われる請求項１から４までのいずれか一項に記載のエンジン制御装置。
排気再循環機構が排気再循環通路内に配置された排気再循環制御弁を具備すると共に排気再循環ガス量を制御するために排気再循環制御弁の開度を制御し、排気再循環制御弁の開度が小さいときには排気再循環制御弁の開度が大きいときに比べて上記許容下限が低く設定される請求項５に記載のエンジン制御装置。
排気再循環作用が停止されたときには、機械圧縮比が上記予め定められた圧縮比以下に維持されると共に吸気弁の閉弁時期が吸気下死点に近い側に維持されつつスロットル開度を制御することにより吸入空気量が制御される別のサイクルが一時的に行われる請求項１から６までのいずれか一項に記載のエンジン制御装置。
ロック状態時であって排気再循環作用時に排気ガス温度が予め定められた許容下限を越えて低下したときにはロック状態に維持されつつ排気再循環作用が停止される請求項１から７までのいずれか一項に記載のエンジン制御装置。
エンジントルクが限界値よりも低いときに第１の超高膨張比サイクルが行われ、エンジントルクが限界値よりも高いときには機械圧縮比が予め定められた機械圧縮比に維持されると共にスロットル弁が全開状態に保持されつつ吸気弁の閉弁時期を遅らせることにより吸入空気量が制御される第２の超高膨張比サイクルが行われる請求項１から８までのいずれか一項に記載のエンジン制御装置。
排気再循環制御弁が固着しているか否かが判別され、排気再循環制御弁が閉弁状態で固着していると判別されたときには、ロック状態への切り換えが許容されると共に第１の超高膨張比サイクル又は第２の超高膨張比サイクルが許容され、排気再循環制御弁が開弁状態で固着していると判別されたときには、非ロック状態に切り換えると共に、機械圧縮比が上記予め定められた圧縮比以下に維持されると共に吸気弁の閉弁時期が吸気下死点に近い側に維持されつつスロットル開度を制御することにより吸入空気量が制御される別のサイクルが行われる請求項９に記載のエンジン制御装置。