JP2016056766A - 内燃機関の可変燃焼システム - Google Patents

Abstract

【課題】低負荷側の圧縮自着火燃焼における燃焼安定性を向上させ、しかも高負荷側の火花点火燃焼における耐ノッキング性や燃焼安定性を向上させ、更に火花点火燃焼で懸念される燃焼騒音を抑制することができる新規な内燃機関の可変燃焼システムを提供することにある。【解決手段】内燃機関に内部ＥＧＲ量を制御する可変動弁制御機構と、機械圧縮比を制御する可変機械圧縮比制御機構とを設け、圧縮自着火燃焼を行なう第１運転領域では可変機械圧縮比制御機構による機械圧縮比変更制御を抑制して可変動弁制御機構による内部ＥＧＲ量変更制御を優先的に実行し、火花点火燃焼を行う第２運転領域では可変動弁制御機構による内部ＥＧＲ量変更制御を抑制して可変機械圧縮比制御機構による機械圧縮比変更制御を優先的に実行する。これによれば、低負荷側の圧縮自着火燃焼における燃焼安定性を向上させ、しかも高負荷側の火花点火燃焼における耐ノッキング性や燃焼安定性を向上させ、更に火花点火燃焼の燃焼騒音を抑制することができるものである。【選択図】図１０

Description

本発明は燃焼室での混合気の燃焼形態を変更する内燃機関の可変燃焼システムに係り、特に、圧縮自着火燃焼と火花点火燃焼を切り替えて燃焼形態を変更する内燃機関の可変燃焼システムに関するものである。

従来、燃料としてガソリンを使用するガソリン式内燃機関の分野では、点火プラグの火花点火によって混合気を強制的に燃焼させる火花点火燃焼（Spark Ignition Combustion）を採用することが一般的であったが、近年、このような火花点火燃焼に代えて、いわゆる圧縮自着火燃焼（Compression Self-Ignition Combustion）をガソリン式内燃機関に適用する研究が進められている。圧縮自着火燃焼とは、混合気をピストンの圧縮により作り出される高温・高圧の環境下で自着火により燃焼させるものである。

圧縮自着火燃焼は、燃焼室内で混合気が同時多発的に自着火する燃焼であり、火炎伝播により徐々に燃焼が拡がる火花点火燃焼に比べて燃焼期間が短く、より高い熱効率が得られるといわれている。尚、このような圧縮自着火燃焼は、軽油を使用するディ−ゼル式内燃機関の拡散燃焼とは異なるので、予混合圧縮着火燃焼（Homogeneous Charge Compression Ignition：HCCI）とも呼ばれることもある。

このような、火花点火燃焼と圧縮自着火燃焼を併用した内燃機関の可変燃焼システムとしては、例えば、特開２０１３−２２７９４１号公報（特許文献１）に記載されたものが知られている。特許文献1に記載された可変燃焼システムでは、機械圧縮比（＝幾何学的圧縮比）を１８程度まで高めた内燃機関を用いて、内部ＥＧＲ（Internal Exhaust Gas Recirculation）を導入することで低負荷領域において燃費の良い圧縮自着火燃焼を実現すると共に、圧縮自着火燃焼では異常燃焼になってしまう高負荷領域では火花点火燃焼に切換え、高圧燃料を圧縮行程の後期に噴射する高圧リタ−ド噴射を行うことにより急速燃焼を実現し、高機械圧縮比に起因する火花点火燃焼でのノッキング発生を抑制するようにしている。

特許文献１においては、３０ＭＰａ以上という非常に高い噴射圧力で、しかも圧縮行程の後期以降（例えばＢＴＤＣ２０〜０°ＣＡ）という大幅に遅角した時期に燃料が噴射されている。そして、このような高圧でかつ遅いタイミングの噴射を行うことは、未燃混合気の存在期間を短縮し、異常燃焼を回避することにつながる、と述べている。

特開２０１３−２２７９４１号公報

しかしながら、高負荷領域において上述した高圧リタ−ド噴射を行うと、燃焼速度が過度に速くなり、ノッキングは抑えられるものの燃焼騒音が過大になるおそれがある。加えて、特許文献１では、内部ＥＧＲの制御方法として、排気バルブの２度開き制御と流通切換弁の開度制御の両方を用いている。しかしながら、内部ＥＧＲの制御精度や制御応答性が不十分で、燃焼安定性が充分に得られないおそれもある。更に、高機械圧縮比の内燃機関の圧縮行程後半で高圧リタ−ド噴射を行うため、高圧燃料ポンプの機械的強度を更に高める必要があり、高圧燃料ポンプの大幅な変更が必要になったり、駆動フリクションが増加してしまうといった副次的な課題も生じる可能性がある。

本発明の目的は、低負荷側の圧縮自着火燃焼における燃焼安定性を向上させ、しかも高負荷側の火花点火燃焼における耐ノッキング性や燃焼安定性を向上させ、更に火花点火燃焼で懸念される燃焼騒音を抑制することができる新規な内燃機関の可変燃焼システムを提供することにある。

本発明の特徴は、内燃機関に内部ＥＧＲ量を制御する可変動弁制御機構（ＶＶＡ）と、機械圧縮比を制御する可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）とを設け、圧縮自着火燃焼を行なう第１運転領域では可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比変更制御を抑制して可変動弁制御機構（ＶＶＡ）による内部ＥＧＲ量変更制御を優先的に実行し、火花点火燃焼を行う第２運転領域では可変動弁制御機構（ＶＶＡ）による内部ＥＧＲ量変更制御を抑制して可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比変更制御を優先的に実行する、ところにある。

本発明によれば、低負荷側の圧縮自着火燃焼における燃焼安定性を向上させ、しかも高負荷側の火花点火燃焼における耐ノッキング性や燃焼安定性を向上させ、更に火花点火燃焼の燃焼騒音を抑制することができるものである。

本発明が適用される内燃機関の可変燃焼システムの構成図である。 図１に示されている排気側可変動弁機構（Ｅ-ＶＶＡ）の斜視図である。 図２に示す排気側可変動弁機構の構成を示す断面図である。 排気側可変動弁機構（Ｅ-ＶＶＡ）を構成する排気サブリフト制御機構のロッカアームの上面図である。 図４Ａに示す排気サブリフト制御機構のロッカアームの正面図である。 排気サブリフト制御機構の小サブリフト制御時（非リフト時）の動作を説明する説明図である。 排気サブリフト制御機構の小サブリフト制御時（ピークリフト時）の動作を説明する説明図である。 排気サブリフト制御機構の大サブリフト制御時（非リフト時）の動作を説明する説明図である。 排気サブリフト制御機構の大サブリフト制御時（ピークリフト時）の動作を説明する説明図である。 排気側可変動弁機構（Ｅ-ＶＶＡ）を構成する排気側油圧バルブタイミング制御機構の最進角位置での動作を説明する説明図である。 排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）の最遅角位置での動作を説明する説明図である。 可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）の最大機械圧縮比での動作を説明する説明図である。 可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）の最小機械圧縮比での動作を説明する説明図である。 暖機運転状態での負荷に対応した燃焼形態を説明するための説明図である。 図９に示す燃焼形態における可燃燃焼システムの各制御パラメータの負荷に対する制御特性を説明するための説明図である。 暖機運転状態及び冷機運転状態の可変動弁機構（ＶＶＡ）による吸気バルブと排気バルブのリフト特性を説明する特性図である。 冷機運転状態での負荷に対応した燃焼形態を説明するための説明図である。 図１２に示す燃焼形態における可燃燃焼システムの各制御パラメータの負荷に対する制御特性を説明するための説明図である。 本発明の他の実施例になる可変燃焼システムの各制御パラメータの負荷に対する制御特性を説明するための説明図である。 図１４に示す可変動弁制御機構（ＶＶＡ）による吸気バルブと排気バルブの位相とリフトの関係を説明する説明図である。

以下、本発明の実施形態について図面を用いて詳細に説明するが、本発明は以下の実施形態に限定されることなく、本発明の技術的な概念の中で種々の変形例や応用例をもその範囲に含むものである。

本発明の具体的な実施例を説明する前に、本発明が適用される内燃機関の可変燃焼システムの全体構成、排気サブリフト制御機構、吸気側及び排気側バルブタイミング制御機構を備えた可変動弁機構（ＶＶＡ）の構成、及び可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）の構成を簡単に説明する。

図１において、内燃機関１００のシリンダブロック１０１とシリンダヘッド１０２との間に、ピストン１０３を介して燃焼室１０４が形成されていると共に、シリンダヘッド１０２のほぼ中央位置に点火プラグ１０５が設けられている。ピストン１０３は、ピストンピン１０６に一端部が連結されたコネクチングロッド１０７を介してクランクシャフト１０８に連結されており、このクランクシャフト１０８は、冷機時の通常の始動やアイドリングストップ後の自動的な始動がピニオンギア機構を介してスタータモータによって行われるようになっている。コネクチングロッド１０７とクランクシャフト１０８の間には
機械圧縮比εを変化可能な可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）１０９が設けられている。

クランクシャフト１０８は複数のジャーナル部とクランクピン１１０を有し、シリンダブロック１０１の主軸受にジャーナル部が回転自在に支持されている。クランクピン１１０はジャーナル部から所定量偏心しており、ここにロアリンク１１１が回転自在の連結されている。このロアリンク１１１は、左右の２部材に分割可能に構成されていると共に、ほぼ中央の連結孔にクランクピン１１０が回転自在に嵌合している。

ロアリンク１１１の一端部に連結ピン１１２を介して連結されたアッパリンク１０７（コネクチングロッドの機能を備えている）の上端部がピストンピン１０６によってピストン１０３に回動自在に連結されている。ピストン１０３は、燃焼圧力を受けてシリンダブロック１０１のシリンダ１１３内を往復運動するようになっている。シリンダ１１３の上部には、シリンダヘッ１０２内に開閉自在に支持された吸気バルブ１２３と排気バルブ１２４が配置されている。ロアリンク１１１の他端部に連結ピン１１４を介して連結されたコントロールリンク１１５は、下端部が制御軸１１６を介してシリンダブロック１０１の下部に揺動可能に連結されている。つまり、制御軸１１６は、シリンダブロック１０１に支持されていると共に、その回転中心から偏心している偏心カム１１６ａを有し、この偏心カム１１６ａにコントロールリンク１１５の下端部が回転可能に連結されている。

制御軸１１６は、制御手段である制御装置１１７からの制御信号に基づき、電動モータを用いた圧縮比制御アクチュエータ１１８によって回動位置が制御されるようになっている。したがって、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）１０９は、制御軸１１６が圧縮比制御アクチュエータ１１８によって一方向（反時計方向）へ回動されると、偏心カム１１６ａの中心位置が図中左下方へ位置する。これによって、コントロールリンク１１５の下端の揺動支持位置が変化して、ピストン１０３のストロ−ク位置が変化して機械圧縮比が最大制御位置、すなわちピストン上死点位置が最も高くなる制御位置に変化させることができる。

一方、制御軸１１６が他方向（時計方向）へ回動されると、偏心カム１１６ａの中心位置が図中垂直上方へ位置する。これによって、コントロールリンク１１５の下端の揺動支持位置が変化して、ピストン１０３のストロ−ク位置が変化して機械圧縮比が最小制御位置、すなわちピストン上死点位置が最も低くなる制御位置に変化させることができる。ここで、制御軸１１６の反時計方向の最大回転を規制する図示しないストッパ位置を最大制御位置に設定し、時計方向の最大回転を規制するストッパ位置を最小制御位置と設定すればよい。ここで、機械圧縮比εとは、ピストン１０３の上死点（ＴＤＣ）での気筒内容積でピストン１０３の下死点（ＢＤＣ）での気筒内容積を割った値をいう。尚、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）１０９は、例えば、特開２００２−２７６４４６号公報に記載されているものがある。

シリンダブロック１０１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１１９が取り付けられていると共に、シリンダヘッド１０２には、燃焼室１０４内に燃料を噴射する筒内燃料噴射弁１２０が設けられている。更に、シリンダヘッド１０２の内部に形成された吸気ポート１２１や排気ポート１２２を開閉する１気筒当たりそれぞれ２つの吸気バルブ１２３及び排気１２４がそれぞれ摺動自在に設けられていると共に、吸気バルブ１２３側と排気バルブ１２４側に亘って可変動弁制御機構（ＶＶＡ）が設けられている。吸気バルブ１２３側には吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ）３が設けられ、排気バルブ１２４側にはサブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１と排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）２よりなる排気側可変動弁機構（Ｅ-ＶＶＡ）が設けられている。尚、本実施例ではバルブタイミング制御機構として油圧方式を使用しているが、電動機を使用した電動方式であっても良く、また、油圧方式と電動方式を併用した併用式であっても差し支えないものである。

可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）と排気側可変動弁機構（Ｅ-ＶＶＡ）の具体的な構成とその動作については後述する。そして、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）と排気側可変動弁機構（Ｅ-ＶＶＡ）、及び吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ）３は制御装置１１７によって作動される。制御装置１１７には図示したようなセンサ信号が入力され、また各制御要素の駆動信号が出力されている。尚、排気側可変動弁機構（Ｅ-ＶＶＡ）と吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ）を纏めて可変動弁制御機構（ＶＶＡ）という。

排気側可変動弁機構（Ｅ-ＶＶＡ）は、排気バルブ１２４のバルブリフト及び作動角（開期間）を制御する排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）と、排気バルブ１２４の開閉時期(バルブタイミング)を制御する排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）２とを備えている。ここで、排気サブリフトとは、排気行程に開閉する排気バルブ１２４の開弁リフトに加え、吸気行程にも排気バルブ１２４を所定量だけ開弁させ、その開弁リフトを制御するものをいう。排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１の考え方は特開平１１−２６４３１９号公報等において知られている。

本実施例で、この排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１を設ける理由は、吸気行程中に排気バルブ１２４を開弁して高温の燃焼ガスを内部ＥＧＲとしてシリンダ１１３とピストン１０３で形成される燃焼室１０４内に再導入するためである。そして、この排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１によって排気サブリフト特性を適切に制御することで、安定した燃焼と燃費の良い圧縮自着火燃焼を実現するものである。尚、本発明では内部ＥＧＲを適切に制御して圧縮自着火燃焼の燃焼安定性を向上するのを目的としているので、排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１の具体的構成に限定されることはなく、種々の内部ＥＧＲ制御機構を利用できるものである。また、図1に示すように、本実施例では機械圧縮比（＝幾何学的圧縮比）を変更する可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）が併設されており、この機械圧縮比の制御により火花点火燃焼における耐ノッキング性向上や燃焼騒音の低減を行うようになっている。

本実施例では、これらの可変動弁制御機構（ＶＶＡ）と可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）の組み合わせによって、低負荷側の圧縮自着火燃焼における燃焼安定性を向上させ、しかも高負荷側の火花点火燃焼における耐ノッキング性や燃焼安定性を向上させ、更に火花点火燃焼の燃焼騒音を抑制するようにしている。

次に、排気側可変動弁機構（Ｅ-ＶＶＡ）の具体的な構成とその作動について簡単に説明する。この実施形態における排気側可変動弁機構（Ｅ-ＶＶＡ）は、図２及び図３に示すように、シリンダヘッド１０２に図示しないバルブガイドを介して摺動自在に設けられて、２つの排気ポートを開閉する一気筒当たり一対（２つ）設けられた第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂと、機関前後方向に配置された内部中空状の駆動軸４と、各排気バルブ１２４ａ、１２４ｂの上端部に配置された単一のスイング機構６と、駆動軸４の外周に一体的に設けられて、スイング機構６を介して第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂを開閉作動させる排気メインリフトカムである回転カム５と、駆動軸４の外周に回転自在に支持されて同じくスイング機構６を介して第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂを開閉作動させる排気サブリフトカムである揺動カム７と、駆動軸４の外周に一体的に設けられた後述する駆動カム１３と、駆動カム１３と揺動カム７との間を連係し、駆動カム１３の回転力を揺動運動に変換して揺動カム７に揺動力として伝達する伝達機構８と、伝達機構８の姿勢を変化させて第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂの排気サブリフト特性におけるバルブリフト量及び作動角を機関運転状態に応じて連続的に可変制御する制御機構９と、駆動軸４の一端部（前端部）に設けられて、第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂ両方の排気サブリフトのバルブタイミング(ピークリフト位相)を可変制御する排気サブリフト位相可変機構としての油圧バルブタイミング可変機構(Ｅ-ＶＴＣ)２と、を備えている。

第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂの作動角とは、第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂが開弁している期間をいう。また、揺動カム７と伝達機構８及び制御機構９によって排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１が構成され、これらの排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１の構成要素は各気筒に１組ずつ設けられている。

第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂは、シリンダヘッド１０２の上端部内に形成されたほぼ円筒状のボアの底部とバルブステム上端部のスプリングリテーナとの間に弾装されたバルブスプリング１０ａ、１０ｂによって各排気ポートの各開口端を閉塞する方向に付勢されている。そして、第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂは、排気行程において排気メインリフト特性で開弁作動し、吸気行程において排気サブリフト特性で開弁作動するように設定されている。

駆動軸４は、両端部や軸方向の所定箇所が、シリンダヘッド１の上部に設けられて、排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１の構成部材の両側部に配置された一気筒当たり２つの第１、第２軸受部１１ａ、１１ｂや、端部側の軸受部１１ｃによって回転自在に軸支されている。また、駆動軸４は、内部に軸方向に油通路が形成されて、油通路を通流した潤滑油を各軸受部１１ａ〜１１ｃなどに供給するようになっている。さらに、駆動軸４の外周の軸方向に所定位置に一気筒当たり１つの駆動カム１３が固定あるいは一体成形されている。

この駆動軸４は、一端部に設けられたタイミングチェーン（またはタイミングベルト）
が巻回された排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）２を介して機関のクランクシャフトから回転力が伝達されて、図２の時計方向(矢印方向)に回転するようになっている。

駆動カム１３は、ほぼ円盤状に形成され、外周面が偏心円のカムプロフィールに形成されて、軸心Ｘが駆動軸４の軸心Ｙから径方向へ所定量だけオフセットしている。回転カム５は、図２及び図３にも示すように、駆動軸４の外周面に一体に成形されたもので、外周面５ａがいわゆる卵型カム面として構成されている。そして、この回転カム５が駆動軸４と同期回転することによって、外周面５ａのベースサークル部とカムノーズ部５ｂによってスイング機構６を介して第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂを開閉作動するようになっている。

スイング機構６は、図２に示すように、第１スイングアーム３０と、第１スイングアーム３０の軸方向側部に隣接配置された第２スイングアーム３１及び両者をつなぐ連結部によって一体的に構成されている。これら両スイングアーム３０、３１は、一体に作動し、各基端部３０ａ、３１ａ側が一本のロッカシャフト３２に揺動自在に支持されていると共に、同じ方向に突出した各先端部３０ｂ、３１ｂの下面に円形状の凹部が形成され、この各凹部内に嵌合した円盤状のシム３３ａ、３３ｂを介して第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂのステムエンド上面にそれぞれ当接している。

第１スイングアーム３０は、回転カム５とロッカシャフト３２の軸方向で同一の位置に配置され、ロッカシャフト３２の軸方向の幅範囲のほぼ中央に回転カム５の外周面５ａに転接するメインローラ３４が設けられていると共に、このメインローラ３４の幅方向のほぼ中央に第１排気バルブ１２４ａのバルブステムの軸心が配置されている。なお、メインローラ３４は、第１スイングアーム３０の幅方向ほぼ中央に形成された凹溝内にローラ軸３４ａを介して回転自在に収容配置され、上端部が常時回転カム５側に露出している。

第２スイングアーム３１は、第１スイングアーム３０とは軸方向でオフセット配置されて、揺動カム７からの揺動力が直接伝達されるようになっており、また、先端部３１ｂと嵌合したシム３３ｂの球面状下面が第２排気バルブ１２４ｂのステムエンドの上面に当接し、揺動カム７の揺動力によってバルブスプリング１０ｂのばね力に抗して押圧して第２排気バルブ１２４ｂを開弁させると共に、第２スイングアーム３１と一体に形成された第１スイングアーム３０及びシム３３ａを介して第１排気バルブ１２４ａも開弁させるようになっている。

また、この第２スイングアーム３１は、幅方向のほぼ中央位置に揺動カム７のカム面７ｃに転接するサブローラ３５が設けられていると共に、このサブローラ３５の幅方向のほぼ中央が第２排気バルブ１２４ｂのバルブステムの軸心位置になっている。尚、サブローラ３５は、第２スイングアーム３１のほぼ中央に形成された凹溝内にローラ軸３５ａを介して回転自在に収容配置され、上端部が常時揺動カム７側に露出している。

各シム３３ａ、３３ｂは、各排気バルブ１２４ａ、１２４ｂに当接する各下面がほぼ球面状に形成されている。これによって、各第１、第２スイングアーム３０、３１が揺動した場合に各排気バルブ１２４ａ、１２４ｂのステムエンドの中心付近を押圧することができるようになっている。

揺動カム７は、図２、図３、図５などに示すように、ほぼ雨滴状を呈し、基端部側に駆動軸４の外周面に嵌挿される短尺円筒状のカムシャフト７ａに一体に設けられて、カムシャフト７ａを介して駆動軸３の軸心Ｙを中心として揺動自在に支持されている。また、揺動カム７は、基端部と先端側のカムノーズ部７ｂとの間の下面にはカム面７ｃが形成されている。このカム面７ｃは、基端部側の基円面と、基円面からカムノーズ部７ｂ側に円弧状に延びるランプ面と、ランプ面からカムノーズ部７ｂの先端側に有する最大リフトの頂面に連なるリフト面とが形成されている。また、カム面７ｃは、第２スイングアーム３１のサブローラ３５の外周面に当接していると共に、揺動カム７の揺動位置に応じてサブローラ３５に対する当接位置が変位して第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂのバルブリフト量と作動角を可変にするようになっている。

更に、揺動カム７は、カム面７ｃにおけるサブローラ３５との当接点がリフト面側に移動して第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂを開作動させる揺動方向が駆動軸４の回転方向(矢印方向)と同一に設定されている。したがって、駆動軸４と揺動カム７との間の摩擦係数によって、揺動カム７がリフトする方向に連れ回りトルクが発生する。このため、揺動カム７の駆動効率が向上する。揺動カム７は、カムシャフト７ａを挟んだカムノーズ部７ｂと反対側の位置に連結部７ｄが一体に突設されており、この連結部７ｄには、後述するリンクロッド１７の他端部と連結する連結用ピン１８が挿通されるピン孔７ｅが両側面方向へ貫通形成されている。そして、揺動カム７の可変な最大カムリフト量は、回転カム５の固定的な最大カムリフト量よりも小さく設定されている。

伝達機構８は、図２〜図４に示すように、駆動軸４の上方に機関幅方向に沿って配置されたロッカアーム１５と、ロッカアーム１５と駆動カム１３とを連係するリンクアーム１６と、ロッカアーム１５と揺動カム７の連結部７ｄとを連係するリンクロッド１７とによって機械的な多節リンク機構として構成されている。ロッカアーム１５は、図２、図３、図４Ａ、図４Ｂに示すように、後述する制御偏心軸２９に揺動自在に支持された一端側の筒状基部１５ａと、筒状基部１５ａの外面から機関の外側(側方向)へ二股状にほぼ並行に突設された第１、第２アーム部１５ｂ、１５ｃとから構成されている。筒状基部１５ａは、内部に後述する制御偏心軸２９の外周に微小隙間をもって嵌合支持される支持孔１５ｄが貫通形成されている。第１アーム部１５ｂは、先端部の外側面にリンクアーム１６の後述する突出端１６ｂが回転自在に連係される軸部１５ｅが一体に突設されている。

一方、第２アーム部１５ｃは、先端部のブロック部１５ｆにリフト調整機構２１が設けられていると共に、リフト調整機構２１の後述する枢支ピン１９にリンクロッド１７の一端部１７ａが回転自在に連係している。また、ブロック部１５ｆの両側部には、枢支ピン１９が上下方向移動可能な長孔１５ｈに横方向から貫通形成されている。第１アーム部１５ｂと第２アーム部１５ｃは、互いに揺動方向へ異なった角度で設けられて上下に位置ずれ状態に配置され、第１アーム部１５ｂの先端部が第２アーム部１５ｃの先端部よりも僅かな傾斜角度をもって下方に傾斜している。

リンクアーム１６は、図２及び図３及び図５などに示すように、比較的大径な円環部１６ａと、円環部１６ａの外周面所定位置に突設された突出端１６ｂとを備え、円環部１６ａの中央位置には、駆動カム１３のカム本体５ａの外周面を回転自在に嵌合支持する嵌合孔１６ｃが形成されている。各リンクロッド１７は、プレス成形によって横断面ほぼコ字形状に形成され、内側がコンパクト化を図るために、ほぼ円弧状に折曲形成されている。この各リンクロッド１７は、一端部１７ａがピン孔に挿通された枢支ピン１９を介して第２アーム部１５ｃに連結され、他端部１７ｂがピン孔に挿通した連結ピン１８を介して揺動カム７の連結部７ｄに回転自在に連結されている。また、このリンクロッド１７は、一気筒（排気２弁）当たり一つだけ設けられていることから、構造が簡素化されると共に軽減化が図れる。揺動カム７は、リンクロッド１７によって後端部の連結部７ｄが引き上げられることによって揺動しながらリフトするが、サブローラ３５からの入力を受けるカムノーズ部７ｂは揺動中心に対して連結部７ｄの逆側に配置されていることから、揺動カム７の倒れの発生が抑制できる。

リフト調整機構２１は、図２及び図３に示すように、ロッカアーム１５の第２アーム部１５ｃのブロック部１５ｆの長孔１５ｈに配置された枢支ピン１９と、ブロック部１５ｆの下部内に長孔に向かって穿設された調整用雌ねじ孔に下方から螺着した調整ボルト２２と、ブロック部１５ｆの上部内に長孔に向かって穿設された固定用雌ねじ孔に上方から螺着したロック用ボルト２３とを備えている。そして、各構成部品の組み付け後に、調整ボルト２２によって枢支ピン１９の長孔１５ｈ内での上下位置を調整することによって各排気バルブ１２４ａ、１２４ｂのリフト量を微調整し、調整作業が終了した時点でロック用ボルト２３を締め付けることによって枢支ピン１９の位置を固定するようになっている。

制御機構９は、駆動軸４の上方位置に平行に配置された制御軸２４と、制御軸２４を回転駆動する図外の電動アクチュエータとを備えている。制御軸２４は、図２、図３に示すように、制御支軸２４ａと、制御支軸２４ａの外周に一気筒毎に設けられてロッカアーム１５の揺動支点となる複数の制御偏心カム２５（制御偏心軸２９）とから構成されている。制御支軸２４ａは、各ロッカアーム１５に対応する位置に二面幅状の凹部２４ｂ、２４ｃが形成されていると共に、両凹部２４ｂ、２４ｃの間には軸方向へ所定間隔をもって２つのボルト挿通孔２６ａ、２６ｂが径方向に沿って貫通形成されている。各凹部２４ｂ、２４ｃは、制御支軸２４ａの軸方向に沿って延設されて、それぞれの底面が平坦面に形成されている。

制御偏心カム２５は、一方の凹部２４ｂに、他方の凹部２４ｃ側からボルト挿通孔２６ａ、２６ａに挿通した２本のボルト２７、２７を介して固定されるブラケット２８と、ブラケット２８の先端側に固定された制御偏心軸２９とから構成されている。ブラケット２８は、側面ほぼコ字形状に折曲形成されて一方の凹部２４ｂの長手方向に沿って延設され、一方の凹部２４ｂに嵌合保持される長方形状の基部２８ａと、基部２８ａの長手方向の両端部に図３中、下方へ突設されたアーム状の固定片２８ｂ、２８ｂと、から構成されている。基部２８ａは、長手方向の両端部側にボルト２７、２７の先端部が螺着する雌ねじ孔が形成されている一方、両固定片２８ｂ、２８ｂは、各先端部側に制御偏心軸２９を固定する固定用孔２８ｃ、２８ｃが貫通形成されている。また、このブラケット２８は、基部２８ａの外面が一方の凹部２４ｂの底面に当接配置されていると共に、両固定片２８ｂ、２８ｂの各外端縁が一方の凹部２４ｂの対向内面に密接状態に当接しつつ嵌合保持されていることから、長手方向の位置決め精度が高くなる。

制御偏心軸２９は、その外周面にロッカアーム１５の筒状基部１５ａの支持孔１５ｄを介してロッカアーム１５を揺動自在に支持していると共に、その軸方向の長さＬがブラケット２８の両支持片２８ｂ、２８ｂの各外面とほぼ同一に設定されて、両端部が各固定用孔２８ｃ、２８ｃ内に圧入などによって固定されている。制御偏心軸２９の軸心Ｑがロッカアーム１５の揺動支点として構成されている。そして、制御偏心軸２９の長さＬ内に、駆動カム１３のカム本体５ａの外面から揺動カム７を含むリンクロッド１７の外面までが配置された状態になっている。

また、制御偏心軸２９の軸心Ｑは、図５Ａに示すように、ブラケット２８の両支持片２８ｂ、２８ｂの腕の長さによって制御支軸２４ａの軸心Ｐから比較的大きな偏心量αで偏心している。換言すれば、制御偏心軸２９は、ブラケット２８を介して制御支軸２４ａの軸心Ｐに対してクランク状に形成されていることから、その偏心量αを十分に大きく取ることができるのである。その結果、後述するように、リフト（作動角）を増大していった場合に、ピ−クリフト位相が遅角していく特性を示すのである。

電動アクチュエータは、シリンダヘッド１の後端部に固定された図示しない電動モータと、電動モータの回転駆動力を制御支軸２４ａに伝達する例えば平歯車などの減速機とから主として構成されている。電動モ−タは、比例型のＤＣモータによって構成され、機関の運転状態を検出する制御装置１１７から出力される制御信号によって駆動される。この制御装置１１７は、機関回転数を検出するクランク角センサや、吸入空気量を検出するエアーフローメータ、機関の水温を検出する水温センサなどによって現在の機関運転状態を演算などにより検出している他に、制御軸２４の回転位置を検出するポテンショメータ等からの情報信号を入力して、排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１の作動位置を検出して電動モータをフィードバック制御するようになっている。このような電動アクチュエータによれば、油圧でなく電気を利用することから、機関の油温や回転数などに拘わらず迅速な切り換え応答性を期待できる。

そして、機関運転状態に応じて電動アクチュエータにより制御支軸２４ａの回転位置を制御することによって、第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂのバルブリフト量と作動角を最小作動角(最小リフト量)から最大作動角（最大リフト量）まで連続して制御するようになっている。また、前述の大きな偏心量αに加え、制御支軸２４ａの回転位置に応じて制御支軸２４ａの軸心Ｐやロッカアーム１５の突出軸１５ｅの軸心Ｒ及び枢支ピン１９の軸心Ｓなどの位置関係を特定することによって、作動角変化時において、バルブリフト特性の開時期の変化を抑制しつつ閉時期を大きく変化できるようになっている。

以下、第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂの開閉作動について説明すると、機関の運転中の排気行程では、回転カム５の回転に伴ってメインローラ３４を押し下げて、排気メインリフト特性、つまり回転カム５のカムプロフィールにしたがって第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂを開閉作動させて排気メインリフト特性によって各排気ポートを開閉する。一方、吸気行程では、排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１の揺動カム７がサブローラ３５を押し下げて、排気サブリフト特性、つまり、揺動カム７のカムプロフィールにしたがって第１、第２排気バルブ１２４ａ、１２４ｂを開閉作動させる排気サブリフト特性によって各排気ポートを開閉する。

そして、排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１の制御軸２４の回転位相を、例えば図２の反時計方向にθ１〜θ３へ変化させると、図５Ａ、図５Ｂと図６Ａ、図６Ｂに示すように、排気サブリフト特性が、ピークリフト量Ｌ１（後述のＳｂと対応）からピークリフト量Ｌ３（後述のＳaと対応）まで変化するようになっている。尚、この途中の中間にも制御可能であり、例えば、ピークリフト量Ｌ２の状態を経由したピークリフト量Ｌ３まで連続的に変化するようになっている。また、θ1より小さいθ0に制御すれば、零リフト（後述のＳｃ、Ｓｄ、Ｓｃｄと対応）とすることも可能である。尚、図中でαは偏心制御カム２５の偏心量である。

次に排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１の作動を図５Ａ、図５Ｂと図６Ａ、図６Ｂに基づいて簡単に説明する。図５Ａ、図５Ｂは排気バルブ１２４ａ、１２４ｂが小リフト量Ｌ１（Ｓｂ）に制御された状態であって、図５Ａは排気バルブ１２４ａ、１２４ｂが閉弁した非リフト時を示し、図５Ｂは排気バルブ１２４ａ、１２４ｂが開弁したピークリフト時を示している。また、図６Ａ、図６Ｂは排気バルブ１２４ａ、１２４ｂが最大リフト量Ｌ３（Ｓａ）に制御された状態であって、図６Ａは排気バルブ１２４ａ、１２４ｂが閉弁した非リフト時を示し、図６Ｂは排気バルブ１２４ａ、１２４ｂが開弁したピークリフト時を示している。ここで、図５Ａ、図５Ｂ及び図６Ａ、図６Ｂおける、断面（Ａ）は図３のＡ−Ａ線断面に対応し、断面（Ｂ）は図３のＢ−Ｂ線断面に対応する。

本実施例にかかる具体的な排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１の作動については後述するが、排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１の作動例として次のような制御が可能である。

機関始動直後であって内燃機関の暖機が完了していない場合の所定負荷（火花点火領域）には、制御装置１１７から電動モータへの制御信号が出力されて、減速機を介して制御支軸２４ａが図５Ａ、図５Ｂに示すように、例えば反時計方向θ１の位置に回転駆動される。したがって、制御偏心軸２９は、同じくθ１の位置になり、軸心Ｑが駆動軸４から左上方向へ離間移動する。これにより、伝達機構８の全体が、駆動軸４を中心として反時計方向に傾動する。このため、揺動カム７も反時計方向へ回動して、第２スイングアーム３１のサブローラ３５への当接位置がカム面７ｃのベースサークル部寄りになる。よって、図５Ａに示す閉弁状態から駆動カム１３の回転に伴いリンクアーム１６を介してロッカアーム１５を押し上げると、図５Ｂに示すように、リンクロッド１７を介して揺動カム７の連結部７ｄを持ち上げて揺動カム７を時計方向に回転させ、そのリフトがスイング機構６の第２スイングアーム３１のサブローラ３５を介して第１、第２排気バルブ３ａ、３ｂが開弁リフトするが、そのリフト量及び作動角は十分小さくなる（リフト量Ｌ１）。

或いは、内燃機関の暖機が完了した場合の所定負荷（圧縮着火領域）では、制御装置１１７から電動モータへの制御信号が出力されて、減速機を介して制御支軸２４ａが図６Ａ、図６Ｂに示すように、反時計方向へさらに回転して例えばθ３の位置に移動する。したがって、制御偏心軸２９は、同じくθ３の位置になり、軸心Ｑが駆動軸４から右上方向へ離間移動する。これにより、伝達機構８の全体が、駆動軸４を中心として時計方向に傾動する。このため、揺動カム７も時計方向へ回動して、第２スイングアーム３１のサブローラ３５への当接位置がカム面７ｃのリフト部側寄りになる。これにより排気バルブ１２４ａ、１２４ｂは、リフト量が最大ピークリフトＬ３となり、作動角も最大作動角となる。

ここで、ピークリフトとなる瞬間のリンクア−ム１６の姿勢について考察すると、リフトＬ１に制御された場合は図５Ｂに示すように、α１の角度であり、最大ピークリフトＬ３と制御リフトを増加させていくと、α３と反時計方向にリンクア−ムの姿勢は立っていく。このことは、制御リフト（制御作動角）を増加させていくと、ピ−クリフト位相は遅角していくことを示している。すなわち、制御作動角を拡大していくとき、ピークリフト位相が遅角していくことから、リフト特性における開弁時期の進角変化は抑制され、閉弁時期は大きく遅角できるという特性が得られるのである。

次に排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）２は、図２、図３及び図７Ａ，図７Ｂに示すようにベーンタイプのものであって、駆動軸４に回転力を伝達するタイミングスプロケット４１と、駆動軸４の端部に固定されてタイミングスプロケット４１に内部に回転自在に収容されたベーン部材４２と、ベーン部材４２を油圧によって正逆回転させる油圧回路４３とを備えている。

タイミングスプロケット４１は、ベーン部材４２を回転自在に収容したハウジング４４と、ハウジング４４の前端開口を閉塞する円板状のフロントカバー４５と、ハウジング４４の後端開口を閉塞するほぼ円板状のリアカバー４６とから構成され、これらハウジング４４及びフロントカバー４５、リアカバー４６は、４本の小径ボルト４７によって駆動軸４の軸方向から一体的に共締め固定されている。

ハウジング４４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つのシュー４４ａが内方に向かって突設されている。この各シュー４４ａは、横断面ほぼ台形状を呈し、ほぼ中央位置に各ボルト４７の軸部が挿通する４つのボルト挿通孔が軸方向へ貫通形成されていると共に、各内端面の高位部位置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４８とシール部材４８を内方へ押圧する図外の板ばねが嵌合保持されている。フロントカバー４５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４５ａが穿設されていると共に、外周部にハウジング４４の各ボルト挿通孔に対応する位置に図示しない４つのボルト孔が穿設されている。リアカバー４６は、後端側にタイミングチェーンが噛合する歯車部４６ａ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４６ｂが軸方向に貫通形成されている。

ベーン部材４２は、中央にボルト挿通孔を有する円環状のベーンロータ４２ａと、ベーンロータ４２ａ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４２ｂとを備えている。ベーンロータ４２ａは、前端側の小径筒部がフロントカバー４５の支持孔４５ａ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リアカバー４６の軸受孔４６ｂに回転自在に支持されている。また、ベーン部材４２は、ベーンロータ４２ａのボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト４９によって駆動軸４の前端部に軸方向から固定されている。各ベーン４２ｂ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つが比較的大きな台形状に形成されて、３つのベーン４２ｂ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４２ｂはその幅長さが３つのものよりも大きく設定されて、ベーン部材４２全体の重量バランスが取られている。

また、各ベーン４２ｂは、各シュー４４ａ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ハウジング４４の内周面に摺接するコ字形のシール部材５０及びシール部材５０をハウジング４４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４２ｂの駆動軸４の回転方向と同じ側のそれぞれの一側面には、ほぼ円形状の２つの凹溝がそれぞれ形成されている。また、この各ベーン４２ｂの両側と各シュー４４ａの両側面との間に、それぞれ４つの進角側油室５１と遅角側油室５２がそれぞれ隔成されている。

油圧回路４３は、図３に示すように、各進角側油室５１に対して作動油の油圧を給排する第１油圧通路５３と、各遅角側油室５２に対して作動油の油圧を給排する第２油圧通路５４との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路５３、５４には、油圧供給通路５５とドレン通路５６とが夫々通路切換用の電磁切換弁５７を介して接続されている。供給通路５５には、オイルパン５８内の油を圧送する一方向のオイルポンプ５９が設けられている一方、ドレン通路５６の下流端がオイルパン５８に連通している。第１、第２油圧通路５３、５４は、円柱状の通路構成部６０の内部に形成され、この通路構成部６０は、一端部がベーンロータ４２ａの小径筒部から内部の支持穴４２ｃ内に挿通配置されている一方、他端部が電磁切換弁５７に接続されている。

また、通路構成部６０の一端部の外周面と支持穴４２ｃの内周面との間には、各油圧通路５３、５４の一端側間を隔成シールする３つの環状シール部材６１が嵌着固定されている。第１油圧通路５３は、支持穴４２ｃの駆動軸４側の端部に形成された油室５３ａと、ベーンロータ４２ａの内部にほぼ放射状に形成されて、油室５３ａと各進角側油室５１とを連通する４本の分岐路５３ｂとを備えている。一方、第２油圧通路５４は、通路構成部６０の一端部内で止められ、一端部の外周面に形成された環状室５４ａと、ベーンロータ４２ａの内部にほぼＬ字形状に折曲形成されて、環状室５４ａと各遅角側油室５２と連通する第２油路５４ｂとを備えている。

電磁切換弁５７は、４ポート３位置型であって、内部の弁体が各油圧通路５３、５４と供給通路５５及びドレン通路５６とを相対的に切り換え制御するようになっていると共に、電子コントローラ（ＥＣＵ）である制御装置１１７からの制御信号によって切り換え作動されるようになっている。３位置とは、図３にも表示されているように、位相進角変換位置（電磁切換弁５７の左側に表示）、位相遅角変換位置（同右側に表示）、位相保持位置（同中央に表示）の３位置であり、電磁切換弁５７の作動により、これらの３位置のどれを有効にするか選択できるようになっている。

制御装置１１７は、機関運転状態を検出すると共に、クランク角センサ及び吸気側と排気側のカム角（駆動軸位相）センサからの信号によってタイミングスプロケット４６と駆動軸４との相対回転位置を検出している。そして、電磁切換弁５７の切り換え作動によって、位相進角変換位置を有効にすることによって進角側油室５１に作動油を供給しベーン位相を進角制御したり、位相遅角変換位置を有効とすることで遅角側油室５２に作動油を供給しベーン位相を遅角制御したり、あるいは位相保持位置を有効とすることで両油室５1、５２内の油を保持（密封）することでベーン位相を保持制御できるようになっている。

また、ベーン部材４２とハウジング４４との間には、このハウジング４４に対してベーン部材４２の回転を拘束及び拘束を解除するロック機構が設けられている。すなわち、このロック機構は、図３、図７Ａ、図７Ｂに示すように、幅長さの大きな１つのベーン４２ｂと肉厚なリアカバー４６との間に設けられ、ベーン４２ｂの内部の駆動軸４の軸方向に沿って形成された摺動用穴６６と、摺動用穴６６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６７と、リアカバー４６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に設けられて、ロックピン６７のテーパ状先端部６７ａが係脱する係合穴６８と、摺動用穴２６の底面側に固定されたスプリングリテーナ６９に保持されて、ロックピン６７を係合穴６８方向へ付勢するコイルスプリング状のばね部材７０とから構成されている。また、係合穴６８には、図外の油孔を介して進角側油室５１側、あるいは遅角側油室５２側などから油圧が供給されるようになっている。

そして、ロックピン６７は、ベーン部材４２が最進角側に回転した位置(第１の位置)で、先端部６７ａがばね部材７０のばね力によって係合穴６８に係合してタイミングスプロケット４１と駆動軸４との相対回転をロックする。また、進角側油室５１などから係合穴６８内に供給された油圧によって、ロックピン６７が後退移動して係合穴６８との係合が解除されるようになっている。さらに、各ベーン４２ｂの一側面と一側面に対向する各シュー４４ａの対向面との間には、ベーン部材４２を進角側へ回転付勢する付勢手段である４つのコイルスプリング７１がそれぞれ配置されている。この各コイルスプリング７１は、それぞれ独立して配置され、それぞれの軸方向の長さ（コイル長）は、ベーン４２ｂの一側面とシュー４４ａ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。

一方、吸気バルブ１２３側にも、排気側と同じく吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ）３が設けられ、この吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ）３は、排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）２と同様の構造に形成されている。したがって、具体的な説明は省略するが、排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）２と同様にコイルスプリングによりベーンが進角側に付勢され、さらにその位置でロックされるようになっている。異なっている点は、ベ−ンの変換角が排気側はθeであるのに対し、吸気側はθiとなっている。

以下、排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）２の作動を説明する。まず、イグニッションキーをオフして機関を停止させた際に、制御装置１１７から電磁切換弁５７に対する制御電流の出力が停止されて、弁体がスプリングのばね力に押されて、供給通路５５と進角側の第１油圧通路５３とを連通する。つまり、図３に示す電磁切換弁５７において、左側の位相進角変換位置が有効になる。したがって、供給油圧により、ベーン部材４２は進角側に回転しようとするが、機関回転数が零に近づくと、オイルポンプ５９の吐出油圧が低下して行き、供給油圧も零になってしまう。

ここで、ベーン部材４２は、駆動軸４に作用する動弁フリクションにより遅角方向に安
定しがちであるが、各コイルスプリング７１の強いばね力によって、図７Ａに示すように、タイミングスプロケット４１に対して駆動軸４の回転方向（矢印方向）の時計方向、すなわち進角方向に相対回転し、オイルポンプ１９の油圧が作用せずとも最進角位置で安定する。これによって、ベーン部材４２は、最大幅のベーン４２ｂがシュー４４ａの遅角側油室５２側の側面に当接した位置に保持されて、ここがタイミングスプロケット４１に対して駆動軸４が最大限進角側に変換された位置となる。また、同時にこの位置で、ロックピン６７の先端部６７ａが係合穴６８内に係合してタイミングスプロケット４１と駆動軸４との自由な相対回転を規制する。

したがって、機関再始動時のクランキング時のような回転変動の大きい場合であっても、最大進角位置に機械的に安定し、さらにロックピン６７で固定されるので、ベーン部材４２つまり、駆動軸４の位相を安定にできるだけでなく、そのばたつきを抑制でき、この結果、バルブタイミング制御の不安定化を抑制し良好な始動性や冷機エミッションの低減を確実に得ることができる。

一方、吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ）３は、排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）２と同じく、最大進角位置に機械的に安定し、さらに同様にロックピンでベーン部材が固定されるようになっている。

再び排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）２の説明に戻るが、機関始動を開始した後は、制御装置１１７から電磁切換弁５７に対する制御電流及び弁体スプリングによって電磁切換弁５７は図２に示す位置（位相進角変換位置）にあるので、オイルポンプ５９から圧送された作動油は、第１油圧通路５３から、それぞれの進角側油室５１に供給されて各ベーン部材４２をコイルスプリング７１のばね力と共に最進角側へ保持するが、進角側油室５１内の作動油圧が高くなると、その高油圧により各ロックピン６７が係合穴６８から抜け出てベーン部材４２の自由な回動を許容することになる。そして、前述のように、電磁切換弁５７の３位置制御により、位相進角制御、位相遅角制御、位相保持制御が自在にできるようになるのである。

したがって、排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）２を作動させることによって排気バルブ１２４の開弁位相、或いは閉弁位相を制御でき、また、同様に、吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ）３を作動させることによって吸気バルブ１２３の開弁位相、或いは閉弁位相を制御できるものである。また、排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１によって、吸気行程で排気バルブを開弁させ、その開弁リフトと作動角度（＝開弁期間）を制御できるものである。更に、排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）２と併用することによって、その開弁位相、或いは閉弁位相を更に自在に制御できるものである。本実施例は、これらの可変動弁制御機構（ＶＶＡ）を使用して内部ＥＧＲを適切に行うことを一つの特徴としている。

次に、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）の構成について図８Ａ，図８Ｂを用いて簡単に説明する。クランクシャフト１０８は、複数のジャーナル部とクランクピン１１０を有し、シリンダブロック１０１の主軸受に、ジャーナル部が回転自在に支持されている。クランクピン１１０は、ジャーナル部から所定量偏心しており、ここにロアリンク１１１が回転自在の連結されている。このロアリンク１１１は、左右の２部材に分割可能に構成されていると共に、ほぼ中央の連結孔にクランクピン１１０が回転自在に嵌合している。ロアリンク１１１の一端部に連結ピン１１２を介して連結されたアッパリンク１０７は、上端部がピストンピン１０６によってピストン１０３に回動自在に連結されている。ピストン１０３は、燃焼圧力を受けてシリンダブロック１０１のシリンダ１１３内を往復運動するようになっている。

シリンダ１１８の上部には、シリンダヘッド１０２内に開閉自在に支持された吸気バルブ１２３と排気バルブ１２４が配置されている。上端部がロアリンク１１１の他端部に連結ピン１１４を介して連結されたコントロールリンク１１５は、下端部が制御軸１１６を介してシリンダブロック１０１の下部に揺動可能に連結されている。つまり、制御軸１１６は、シリンダブロック１０１に支持されていると共に、その回転中心から偏心している偏心カム１１６ａを有し、この偏心カム１１６ａにコントロールリンク１１５の下端部が回転可能に連結されている。

制御軸１１６は、制御装置１１７からの制御信号に基づき、電動モータ及び減速機構を用いた圧縮比制御アクチュエータ１１８によって回動位置が制御されるようになっている。したがって、可変圧縮比機構（ＶＣＲ）は、図８Ａに示すように、制御軸１１６が圧縮比制御アクチュエータ１１８によって一方向（図８Ａで反時計方向）へ回動されると、偏心カム１１６ａの中心位置Ｘが図中左下方へ移動する。これによって、コントロールリンク１１５の下端の揺動支持位置が変化して、ピストン１０３のストロ−ク位置が変化して機械圧縮比が最大制御位置、すなわちピストン上死点位置が最も高くなる制御位置に変化させることができる。

一方、制御軸１１６が他方向（図８Ａで時計方向）へ回動されると、図８Ｂに示すように、偏心カム６１ａの中心位置Ｘが図中垂直上方へ位置する。これによって、コントロールリンク１１５の下端の揺動支持位置が変化して、ピストン１０３のストロ−ク位置が図９Ａに比べてΔＬだけ低下変化して機械圧縮比が最小制御位置、すなわちピストン上死点位置が最も低くなる制御位置に変化させることができる。

次に本発明の実施形態について詳細に説明する。本実施例の基本的な考え方は、内燃機関に内部ＥＧＲ量を制御する可変動弁制御機構（ＶＶＡ）と、機械圧縮比を制御する可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）とを設け、圧縮自着火燃焼を行なう第１運転領域では可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比変更制御を抑制して可変動弁制御機構（ＶＶＡ）による内部ＥＧＲ量変更制御を優先的に実行し、火花点火燃焼を行う第２運転領域では可変動弁制御機構（ＶＶＡ）による内部ＥＧＲ量変更制御を抑制して可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比変更制御を優先的に実行するものである。ここで、「〜制御を抑制」と記載しているが、これは制御が停止されている、或いは制御は実行するが制御量を一定に維持されている、或いは制御量の変化量が少ないことを意味しているものである。また、「〜制御を優先的に実行」と記載しているが、これは「〜制御を抑制」の対語であって、制御を実行して制御量が変化することで実質的な物理量の制御が行われることを意味しているものである。

さて、上述した可変動弁制御機構（ＶＶＡ）と可変圧縮比制御機構（ＶＣＲ）を使用した本実施例になる可燃燃焼システムの具体的な制御方法について説明する。ここで、排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１の機能は、吸気行程で開弁して排気ポ−ト１２２側の燃焼ガスを内部ＥＧＲとしてシリンダの燃焼室１０４内に再導入するものである。

この排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１のサブリフトリフト量Ｓは、図１１の下側（暖機運転時）の特性図に示す最大リフトＳａから、小リフトのＳｂを経て、零リフトＳｃまで変化できるようになっており、これにより内部ＥＧＲ量を調整することができるようになっている。なお、Ｓａは前述の最大リフト量Ｌ３に対応し、Ｓｂは前述の小リフト量Ｌ１に対応する。ここで、図１１は吸気バルブ１２３と排気バルブ１２４のリフトカーブ特性を示し、図１１の下側（暖機運転時）の特性図は内燃機関が暖機完了された状態あるいは完了後の状態における特性を示し、上側の特性図（冷機運転時）は内燃機関が暖機を完了する前の冷機運転状態の時の特性を示している。

図９は内燃機関が暖機運転された状態における燃焼形態の変更を示す運転領域（マップ）を示している。横軸は機関回転数で、Ｎｉはアイドル回転数、Ｎｍａｘは最大許容回転数ないし最高出力回転数となっている。また、縦軸は内燃機関の負荷であり、機関トルクなどをとっている。負荷Ｔａはアイドルなどの無負荷状態を示し、負荷（機関トルク或いは軸トルク）はほぼ零と（無負荷）なっている。また、負荷Ｔｄは最大負荷となっている。尚、縦軸の負荷として、機関トルクをとって説明するが、軸トルク、或いは各機関回転数での最大負荷に対する負荷の比（負荷率）をとっても差し支えないものである。

図９に示すように、低負荷側の第１運転領域では圧縮自着火燃焼が行なわれ、高負荷側の第２運転領域では火花点火燃焼が行なわれる。そして、第１運転領域と第２運転領域の間には第３運転領域が設定されており、この第３運転領域は圧縮自着火燃焼と火花点火燃焼とが併用される併用燃焼領域である。

この第３運転領域では、ほぼ全部の混合気が圧縮自着火燃焼により燃焼されれば、点火プラグ１０５が火花放電しても火花点火燃焼する混合気は僅かとなる。一方、圧縮自着火燃焼が難しく一部の混合気のみしか圧縮自着火燃焼できなかった場合には、残り多くの混合気は点火プラグ１０５によって火花点火燃焼することになる。あるいは、半分程度の混合気が圧縮自着火燃焼により燃焼されれば、残り半分が火花点火燃焼により燃焼されることなる。このようにして、第３運転領域では圧縮自着火燃焼と火花点火燃焼とが併用され、確実な混合気の燃焼を確保するようにしている。

以上のように、本実施例では機関回転数と負荷によって設定された領域毎に燃焼形態を変更して、低負荷側では圧縮自着火燃焼の燃焼安定性を向上させて燃費性能を一層向上させ、高負荷側では火花点火燃焼における耐ノッキング性や燃焼安定性を向上させるようにしている。尚、第３運転領域は必要性によって設定されるものであり、第１運転領域と第２運転領域で十分であれば設定する必要がないものである。ただ、本実施例では第３運転領域を設定して第１運転領域と第２運転領域の変更を円滑にしている。この理由は後述する。

次に図１０、図１１に基づき、暖機された内燃機関の負荷が変化した場合の圧縮自着火燃焼を行う第１運転領域、圧縮自着火燃焼と火花点火燃焼を併用する第３運転領域、及び火花点火燃焼を行う第２運転領域の遷移と各制御パラメ−タの変化を説明する。

図１０、図１１の下側（暖機運転時）の特性図において、スロットル弁のスロットル開度Ｗは所定の開度に制御されており、吸入空気はこの開度Ｗに応じて供給されている。本実施例では図１０に示すように開度率がほぼ１００％の全開であり、できるだけ吸気抵抗を少なくしている。第１運転領域の負荷Ｔａ〜負荷Ｔｂまでは開度Ｗａ〜Ｗｂに維持され、第３運転領域の負荷Ｔｂ〜負荷Ｔｃまでは開度Ｗｂ〜Ｗｃに維持され、第２運転領域の負荷Ｔｃ〜負荷Ｔｄまでは開度Ｗｃ〜Ｗｄに維持されている。これから判るように、全負荷領域に亘って開度率ほぼ１００％の全開とされている。尚、この開度率１００％はこれに限定されるものではなく、適用される内燃機関によって適切に所定の開度に決められていれば良いものである。

また、吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ）３によって、吸気バルブ１２３の閉弁位相（時期）ＩＶＣは、図１０、図１１の下側（暖機運転時）の特性図に示すように調整されている。すなわち、第１運転領域の負荷Ｔａ〜負荷Ｔｂまでは下死点（ＢＤＣ）付近の閉弁位相ＩＶＣａ〜閉弁位相ＩＶＣｂに維持されている。また、第３運転領域の負荷Ｔｂ〜負荷Ｔｃまでは閉弁位相ＩＶＣｂ〜閉弁位相ＩＶＣｃに示すように負荷の増加と共に遅角されている。更に、第２運転領域の負荷Ｔｃ〜負荷Ｔｄまでは閉弁位相ＩＶＣｃ〜閉弁位相ＩＶＣｄに示すように、遅角された位置から再び負荷の増加と共に下死点（ＢＤＣ）に向かって進角されている。閉弁位相ＩＶＣａと閉弁位相ＩＶＣｄは実質的に同じ位相とされている。

また、燃料噴射弁１２０によって、空気過剰率λが制御されている。空気過剰率λは燃料と空気の混合比であり、第１運転領域の負荷Ｔａ〜負荷Ｔｂまでは、希薄混合比を示す空気過剰率λa（＝３）から徐々に燃料の比率が増加し、λとしてはλｂまで低減されている。また、第３運転領域の負荷Ｔｂ〜負荷Ｔｃまではλｂからλｃ（＝１）まで更に燃料の比率が増加されている。そして、第２運転領域の負荷Ｔｃ〜負荷Ｔｄまではλｃからλｄのようにλ＝１、すなわちストイキオメトリに制御されている。尚、火花点火燃焼では排気系統に設けた酸素センサによる空気過剰率λのフィードバック制御が行われ、ほぼλ＝１に空気過剰率が制御されている。

そして、低負荷側の第１運転領域では、排気サブリフト制御機構（Ｅ−ＳＶＥＬ）１による排気バルブサブリフト量Ｓは無負荷である負荷Ｔａでは最大のサブリフト量Ｓａとなっており、負荷の増加に伴いこのサブリフト量Ｓは減少していき、第１運転領域の最大の負荷Ｔｂにおいて、サブリフト量Ｓｂまで減少する。排気サブリフト制御機構（Ｅ−ＳＶＥＬ）１によって排気バルブ１２４が吸気行程で開かれることにより、燃焼室１０４内はピストンの下降作動によって圧力が下がり、これに伴って排気ポート１２２に存在している高温の排気ガスは燃焼室１０４内に再び吸入されることになる。サブリフト量Ｓが負荷によって制御されるため、燃焼室１０４内のガス中における内部ＥＧＲの割合Ｒも、負荷Ｔａで最大の内部ＥＧＲの割合Ｒａから、負荷Ｔｂで内部ＥＧＲの割合Ｒｂへと減少する。

すなわち、圧縮自着火燃焼での着火性能の悪い低負荷側ほど排気サブリフト制御機構（Ｅ−ＳＶＥＬ）１のサブリフト量Ｓを増加し、これによって高温の内部ＥＧＲの割合Ｒを積極的に増加して燃焼室１０４内のガス温度を高めるのである。これにより、混合気の着火性を向上して圧縮自着火燃焼の安定性を高めることができる。特に、この排気サブリフト制御機構（Ｅ−ＳＶＥＬ）１による内部ＥＧＲは、通常の正バルブオ−バラップ（吸気バルブと排気バルブの開いている重なり区間）よる内部ＥＧＲと比較すると、排気ポ−ト側から直接導入されるので温度が充分高く、もって燃焼室１０４内のガス温度を充分高め、燃焼安定性を一層高められるものである。

更に、この第１運転領域では、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）により、一律に機械圧縮比εを最大付近のεa＝２０程度のほぼ一定値に維持制御（制御を抑制することを意味する）されるので、圧縮上死点でのガス温度を更に高めることができ、燃焼の安定性を高めることができる。尚、機械圧縮比εを最大付近に必ずしも設定しなくても良く、燃焼が安定すればこれよりもやや低い機械圧縮比でも良いものである。こうすれば、ＶＣＲの制御範囲を狭めることができる。一方、機械圧縮比εを最大に設定すれば、熱効率も最大とでき、燃費はさらに向上できるのは言うまでもない。また、負荷Ｔａにおける機械圧縮比εaから負荷Ｔｂにおける機械圧縮比εｂまで機械圧縮比εはほぼ一定なので、機械圧縮比εの変化による燃焼室１０４内のガス温度の変化を抑制しつつ、上述の排気サブリフト制御機構（Ｅ−ＳＶＥＬ）１により筒内ガス温度を高精度に制御でき、その面からも燃焼安定性を向上することができる。ここで言う高精度とは、筒内ガス温度に影響するパラメ−タ（機械圧縮比ε）をひとつ実質的に減らせることになるからである。また、本実施例ではサブリフト量やその開弁期間などの特性が連続的に変化するので、細やかな燃焼室１０４内のガス温度制御ができ、その面からも燃焼安定性を向上できる。

ここで、排気サブリフト制御機構（Ｅ−ＳＶＥＬ）１にかかわる駆動軸４は排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）２によって位相制御されているので、排気バルブ１２４の排気行程での位相変化と吸気行程でのサブリフトＳの位相変化は同期されている。排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）２は図１１の下側（暖機運転時）の特性に示すように、最進角位相である上側（冷機運転時）の特性図からクランク角度Ｘｅだけ遅角側の最遅角位相に制御されており、サブリフトのピークリフト位相も最遅角位相となっている。例えば、最大リフト量Ｓａで見ると、排気サブリフト制御機構（Ｅ−ＳＶＥＬ）１による排気バルブ１２４の開弁時期は、上死点（ＴＤＣ）より角度ＸａＨだけ遅れていることになる。

これにより、吸気行程初期は冷たい新気を燃焼室１０４内に導入し、上死点（ＴＤＣ）から角度ＸａＨだけ遅れて排気サブリフト制御機構（Ｅ−ＳＶＥＬ）１によって排気バルブ１２４が開弁される。これによって、排気ポート１２２から高温の排気ガスを燃焼室１０４内に再導入することになり、この低温の新気と高温の内部ＥＧＲガスは温度的にはすぐに均一に混じり合わず、燃焼室１０４内における温度による成層化現象を生じる。これにより、温度の高い部分から圧縮自着火燃焼が開始し、滑らかに低温側へと燃焼が移り、圧縮自着火燃焼で問題になりがちな、燃焼室１０４内での同時燃焼による爆発的な燃焼騒音の問題も発生しにくくなる。これにより、燃費の良い圧縮自着火燃焼を高負荷領域側に拡大することもでき、実走行での燃費性能を一層高めることができるようになる。

次に、他の制御パラメ−タについて考察する。吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ）２は最進角位相にほぼ保持されており（図１１の下側（暖機運転時）の特性図に示す左側の吸気バルブリフト特性）、これにより吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）は、下死点（ＢＤＣ）付近まで進角されており（図１０でのＩＶＣａ〜ＩＶＣｂ）、且つ第１運転領域でほぼ一定時期となっている。これによって。吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）が下死点（ＢＤＣ）付近から遅れることに起因する有効圧縮比の低下、すなわち、圧縮上死点（ＴＤＣ）付近での温度の低下を第１運転領域の全域で抑制でき、その面からも火付き性や燃焼安定性を向上できる。尚、有効圧縮比とは、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）から圧縮が開始されるとして計算した圧縮比のことで、機械圧縮比に加えて、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）の影響も加えたものである。また第１運転領域の全域に渡ってほぼ同じ閉時期（ＩＶＣ）なので、閉時期（ＩＶＣ）変化に伴う燃焼室１０４内のガス温度（圧縮上死点温度）の変化を抑制でき、上述の排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１の内部ＥＧＲによってガス温度を高精度に制御でき、その面からも燃焼安定性を向上できる。
ここで言う高精度とは、筒内ガス温度に影響するパラメ−タ（ＩＶＣ）をひとつ実質的に減らせることになるからである。

更に、スロットル開度も第１運転領域の全域に亘ってほぼ全開でほぼ一定となっているので、吸気管圧力は大気圧に近く、またほぼ一定に保持されることになる。これにより、スロットル絞りによるポンプ損失が抑制されるだけでなく、吸気管圧力変化による燃焼室１０４内のガス圧やガス温度の変化を抑制し、上述の排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１の内部ＥＧＲによるガス温度を高精度に制御でき、その面からも燃焼安定性を向上でき、燃費を一層向上できるのである。

尚、本実施例においては負荷値（機関トルク値）の制御は、空気過剰率λと内部ＥＧＲ量の制御により主に行う構成としている。例えば、アイドルの無負荷（機関トルクＴａ）では、燃焼トルクは機械フリクションに対応するだけでよいので、空気過剰率λは大きなλa＝３の超リ−ン状態とすると共に内部ＥＧＲ量も大きな割合Ｒａとし、その分だけ新気（＝燃料）を減少させることで、負荷を抑えている。ここで、空気過剰率λが大となり、また新気も減少すると燃焼が不安定になりがちである。しかしながら、上述した排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１によって燃焼室１０４内のガス温度を高温且つ高精度に制御することで、燃焼安定性を向上しているのでこのような問題は生じないものである。
以上により、圧縮自着火燃焼において、熱効率の高い超リ−ン燃焼で且つ燃焼安定性を向上し、一層良好な燃費性能を得ることができるのである。

ここで空気過剰率λでなく、スロットル開度による空気量と内部ＥＧＲ量の制御により負荷制御を行なった場合を仮に想定してみると、スロットル絞りによるポンプ損失が増加して燃費が悪化したり、吸気管圧力変化により燃焼室１０４のガス圧やガス温度の変化を生じて燃焼安定性が低下してしまうので、あまり好ましいものではない。よって、本実施例ではスロットル開度による負荷制御を実行していない。

このように、本実施例では圧縮自着火燃焼を行なう第１運転領域では、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比変更制御を抑制して一定の高い機械圧縮比に維持し、可変動弁制御機構（ＶＶＡ）の排気サブリフト制御機構（Ｅ−ＳＶＥＬ）１による内部ＥＧＲ量変更制御を優先的に実行して内部ＥＧＲ量を積極的に調整することで、低負荷側の圧縮自着火燃焼における燃焼安定性を向上させることができ、燃費を充分に向上できるようになる。なお、その際、ＶＣＲによって高機械圧縮比に且つ略一定に維持され、吸気側油圧バルブタイミング制御機構によりＩＶＣが下死点付近に且つ略一定に維持されているので、良好且つ安定的な燃焼が得られるのである。また、前記高圧縮比及びリーン燃焼による熱効率自体の向上や、スロットル略全開によるポンプ損失低減なども、燃費の向上に寄与しているのである。

次に高負荷側の第２運転領域について考察する。負荷Ｔｃから最大負荷Ｔｄに至る範囲で火花点火燃焼が実行される。この領域に遷移すると、排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１によるサブリフトはサブリフト量Ｓｃ〜Ｓｄに示すような零リフトになって、排気サブリフト制御は実質的に抑制、或いは停止される。このため、内部ＥＧＲは僅かな極小量に抑えられる。この僅かな極小量というのは、排気行程末期の排気上死点付近で燃焼室１０４内に残された僅かな高温残留ガスや、排気上死点付近で吸排気バルブの微小リフト（ランプ区間）を介して燃焼室１０４内に再導入された、やや高温の内部ＥＧＲなどであり、零ではないが所定の僅少量（本実施例では極小量）となっている。

また、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）によって機械圧縮比εは負荷の上昇と共に低減されていき、負荷の上昇とともに圧縮上死点付近で過度にガス温度が上昇するのを抑制している。また、排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１によるサブリフト制御が実質的に抑制、或いは停止されているので高温の内部ＥＧＲ量は極小量に維持されている。これによって、燃焼室１０４内のガス温度への影響は小さくなって高温の内部ＥＧＲの影響がほぼ除外され、火花点火燃焼領域で懸念されるノッキング（異常燃焼）現象や、プレイグニッションなどの燃焼不安定現象は、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比εの低減制御により効果的に安定的に抑制できるようになる。

すなわち、内燃機関では負荷上昇とともに、ノッキングが発生しやすくなるので、図１０に示すように、ノッキングを抑制できる限界付近まで可及的に機械圧縮比を最大限高い状態に維持しながら負荷上昇に対応して機械圧縮比εを低減していき、全負荷では最小機械圧縮比ε＝１２程度の機械圧縮比まで低下させていく。これにより、ノッキングを抑制しながら最大限に熱効率（機械圧縮比）を向上し、火花点火燃焼領域での燃費を向上できるようになる。更に、本実施例では最大負荷では機械圧縮比はεｄ＝１２まで低減されるので、ノッキング抑制ができるだけでなく、燃焼速度や、燃焼圧の上昇率（dＰ/ｄθ）も抑制できるので、特許文献1で懸念されるような燃焼騒音が高負荷領域で急増する現象を回避できるものである。

更に、他の制御パラメ−タについて考察すると、空気過剰率λは第２運転領域にわたって、λｃ〜λｄは理論空燃比と対応する値であるλ＝1（すなわちストキオメトリ）に維持されている。負荷上昇と共に内燃機関から排出されるＮＯｘは増加傾向にあるが、このように空気過剰率λ＝1に制御しておけば排気系に設けた三元触媒により容易にＮＯｘを浄化できるようになる。空気過剰率λ＝1に制御するには、排気系に設けた酸素センサによってフィードバック制御を行ってやれば良いものである。

更に、第２運転領域での負荷（機関トルク値）の制御は、吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）の制御により主に行われる。すなわち、第２運転領域の最小負荷Ｔｃでは、図１０、図１１の下側（暖機運転時）の特性図に示すように吸気リフトカ−ブ（右側）は最大限に遅角しており、吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）は最遅角のＩＶＣｃとなる。吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）は下死点（ＢＤＣ）より大きく遅角しているので、吸気行程で燃焼室１０４内に吸い込んだ新気を下死点（ＢＤＣ）以降に大量に吸気系に再度排出してしまう。このため、燃焼室１０４内の新気充填効率は低下して、負荷である機関トルクは第２運転領域中で最小の負荷Ｔｃに抑えられる。

このため、図１０にある通り負荷を高めていく場合は、吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）を次第に早めていき、最大負荷Ｔｄでの吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）は最進角のＩＶＣｄである。この最進角値ＩＶＣｄは下死点（ＢＤＣ）付近の最進角位置で、上述した吸気バルブ１２３の閉時期ＩＶＣａ、ＩＶＣｂと同程度である。ここで吸気バルブ１２３の閉時期ＩＶＣcとＩＶＣdとの位相差は、吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ−ＶＴＣ）３の全変換角であるクランク角Ｘｉ（ベーン変換角θi）になっている。

ところで、負荷を合わせるために吸気バルブ１２３の閉時期を変化させると、その吸気バルブ１２３の閉時期によって有効圧縮比が変わることになる。そこで、機械圧縮比εを調整することが必要となる。このため、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）により、吸気バルブ１２３の閉時期の変化を前提にして、ノッキングが発生しない限界まで機械圧縮比εを調整するようにしている。その結果として、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）によって、負荷Ｔｃから最大負荷Ｔｄまでの間で機械圧縮比εｃ〜εｄが連続的に低下する方向に制御されるものである。ここで、機械圧縮比εｃ〜εｄは、各負荷においてノッキングが発生しない最大機械圧縮比に設定されるのである。

ここで吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）でなく、スロットル開度による空気量制御により負荷制御を行なった場合を仮に想定してみると、スロットル絞りによるポンプ損失が増加し燃費が悪化するのであまり好ましいものではない。よって、本実施例ではスロットル開度による負荷制御を実行していない。

このように、本実施例では火花点火燃焼を行なう第２運転領域では、排気サブリフト制御機構（Ｅ−ＳＶＥＬ）１による内部ＥＧＲ量変更制御を抑制して内部ＥＧＲ量を実質的に極小量に維持し、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比変更制御を優先的に実行して機械圧縮比を積極的に低減するように調整することで、耐ノッキング性や燃焼安定性を向上させ、更に火花点火燃焼の燃焼騒音を抑制することができるようになる。

次に、第１運転領域と第２運転領域の間に設定した圧縮自着火燃焼と火花点火燃焼とが併用される第３運転領域についての制御について説明する。この第３運転領域においては、圧縮自着火燃焼に加えて点火プラグ１０５での火花点火燃焼も併せて行なわれる。
すなわち、第３運転領域においては、第２運転領域と同様に、点火プラグ１０５の火花放電が行われるのである。

第１運転領域の負荷Ｔｂを少し越えたあたりでは、混合気の大部分が圧縮自着火燃焼により燃焼され、燃焼できなかった混合気は点火プラグ１０５の火花放電により火花点火燃焼することになる。一方、第２運転領域の負荷Ｔｃより少し負荷が低いあたりでは、圧縮自着火燃焼が難しくなる。つまり、負荷の増加とともに圧縮自着火燃焼のみだと爆発的な異常燃焼が発生する可能性がでてくる。このため、内部ＥＧＲ割合を減少させていき、混合気の一部は圧縮自着火燃焼を行いつつ、残り多くの混合気は、内部ＥＧＲ割合が低い状態で良好な燃焼ができる点火プラグ１０５による火花点火燃焼に移行させるのである。これによれば、第１運転領域と第２運転領域の間を移動する際に不安定な燃焼が発生するのを抑制することができる。このようにして、第３運転領域では、圧縮自着火燃焼と火花点火燃焼とが併用され、安定した負荷を発生することができるようになる。

更に、この第３運転領域では、燃焼形態の切換、変更による燃焼不安定が生じないように、各制御パラメ−タは連続的に制御される構成となっている。例えば、サブリフト量Ｓは第３運転領域の区間ではサブリフト量Ｓｂからサブリフト量Ｓｃ（＝零リフト）に連続減少制御されるようになっている。したがって、内部ＥＧＲ量も割合Ｒbから割合Ｒｃに連続減少変化しており、部分的な圧縮自着火燃焼及び部分的な火花点火燃焼を可能としている。また、機械圧縮比εも第３運転領域の区間では、機械圧縮比εb〜εｃに連続減少制御されており、部分的な圧縮自着火燃焼及び部分的な火花点火燃焼を可能としている。

更に、第３運転領域の区間では、空気過剰率λはλｂからλcへ連続的に濃くなる方向に制御され、吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）はＩＶＣｂからＩＶＣｃへと大きく遅角側に遷移されている。なぜなら、第１運転領域と第２運転領域で、負荷調整の方法を変更したためである。つまり、第１運転領域では、吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）を用いずに空気過剰率λを用いて負荷調整していたが、第２運転領域では空気過剰率λを用いずに吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）を用いての負荷調整を行っているからである。

したがって、第３運転領域では第１運転領域と第２運転領域を大きなトルク変動が生じないように円滑につなげるために上述の制御パラメータを調整しているものである。このように、第１運転領域と第２運転領域の間で各制御パラメータはステップ的に切り替わるのではなく、第３運転領域の区間で連続的に変化するように調整されているので、部分的な圧縮自着火燃焼及び部分的な火花点火燃焼を可能として安定した燃焼を行うことができるようになる。

次に、内燃機関が始動されて暖機完了する前までの冷機状態の制御について説明する。内燃機関が冷機状態の時に圧縮自着火燃焼を行うように燃焼形態を変更すると、混合気を圧縮した時のガス温度がそもそも低く、自着火性能が悪化して安定した燃焼が確保できない恐れが大きい。このため、図１２に示すように、全領域に亘って火花点火燃焼を行い、確実な混合気の燃焼を行うようにしている。以下、負荷と各制御パラメータの関係について説明する。

図１３、及び図１１の上側（冷機運転時）の特性図において、スロットル弁のスロットル開度はアイドル時の負荷Ｔａでは所定の開度に開かれており、負荷が増加するにつれて吸入空気はこの開度に応じて供給され、最大負荷Ｔｄで開度１００％となっている。

また、吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ）３によって、吸気バルブ１２３の閉弁位相は、図１３、図１１の上側（冷機運転時）の特性図に示すように調整されている。すなわち、全負荷領域の負荷Ｔａ〜負荷Ｔｄまで閉弁位相ＩＶＣａ〜ＩＶＣｄとされ、これらの閉弁位相は、下死点（ＢＤＣ）付近の同じ閉弁位相に維持されている。同様に、空気過剰率λも全負荷領域（λa〜λd）で１に制御され、機械圧縮比εも全負荷領域（εa〜εｄ）で１２に制御されている。尚、この機械圧縮比１２はＶＣＲ可変範囲における最小の機械圧縮比であり、機械圧縮比（＝膨張比）を減少することで排気温度を高め、もって三元触媒の温度上昇を促進して触媒転化率を高めることで排気エミッションを低減できるようにしている。

そして、冷機状態では排気サブリフト機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１によって内部ＥＧＲが調整される構成となっている。冷機状態においては、火花点火燃焼といえども燃焼が悪化しがちであり、最大負荷Ｔｄを除きサブリフト制御を行なって内部ＥＧＲ量を調整するように構成されている。冷機状態のアイドル付近の負荷Ｔaでは、排気バルブ１２４のサブリフトはサブリフト量Ｓａｃである。このサブリフト量Ｓａｃは圧縮自着火燃焼でのサブリフト量Ｓａよりは小さいリフト量であるが、ほぼ全負荷領域でサブリフト制御による内部ＥＧＲが実行されている。尚、発熱量が最大の全負荷Ｔｄでは排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１によるサブリフト制御によるサブリフト量Ｓｄｃは零リフトになって、サブリフト制御は実質的に抑制、或いは停止される。このため、内部ＥＧＲは僅かな極小量に抑えられる。

ちなみに、冷機状態のサブリフト量Ｓａｃを暖機完了状態の圧縮自着火燃焼でのサブリフト量Ｓａと同じように大きい高いサブリフト量Ｓにしてしまうと、内燃機関の機械的フリクションの大きい冷機状態では燃焼トルク不足（新気不足）となり、エンジンスト−ルを生じてしてしまうのでサブリフト量Ｓを小さいものとしている。

また、冷機状態では排気側油圧タイミング機構（Ｅ-ＶＴＣ）２は暖機状態の時より進角制御されるもので、図１１の下側（暖機運転時）の暖機状態での排気バルブリフトに比べてクランク角度Ｘｅ（ベーン角度θe）だけ進角している。これにより排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１によるサブリフト量Ｓａｃにおいての開弁時期は、図１１の上側（冷機運転時）の特性図に示すように、上死点（ＴＤＣ）より角度ＸａＬだけ遅れた位相となり、暖機状態での角度ＸａＨより進角して開弁されることになる。これにより、以下の効果が得られる。

すなわち、吸気行程の比較的早い段階から、排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１によるサブリフト制御によって内部ＥＧＲを促進して高温の排気ガスを燃焼室内に導入することができる。これによって、新気と高温の排気ガスの混合が良く進み、上述した温度の成層化現象（圧縮自着火燃焼では有効）が起こりにくく、もって均質なガス温度上昇をもたらし冷機状態における火花点火燃焼が改善すると共に、内燃機関の暖機が促進されて排気エミッションの低減にも有利に働くようになる。

ここで、排気行程での排気バルブ１２４のバルブリフトの方も同時に進角するので、排気バルブ１２４の開時期（ＥＶＯ）と閉時期（ＥＶＣ）が進角されて次のような効果が得られる。すなわち、排気バルブ１２４の開時期（ＥＶＯ）が進角されたことにより、燃焼ガス温度が高い状態で排気バルブ１２４が開弁するので、排出される排気ガスの温度が上がって後流の三元触媒を暖め、触媒転化率を向上することができる。また、排気バルブ１２４の閉時期（ＥＶＣ）が進角されたことにより、排気上死点前に燃焼室内に燃焼ガスを封じ込めて圧縮し、その直後に吸気バルブ１２３が開かれた際に燃焼ガスを吸気管側に勢い良く噴出するので、吸気流れが撹拌されて吸気流動が強化し燃焼が一層改善される効果を期待できる。

尚、排気側油圧タイミング機構（Ｅ−ＶＴＣ）２のデフォルト位置は図７Ａに示してあるように最進角位置であるので、図１１の上側（冷機時）の特性図のような、吸気行程での排気サブリフトカ−ブ及び排気行程での排気リフトカ−ブの進角による作用、効果は、まさに始動燃焼の初期から得られるものとなる。

一方、吸気側油圧タイミング機構（Ｉ-ＶＴＣ）３は冷機状態では同様最進角位置に制御され、図１３にある吸気バルブ１２３の閉弁時期（ＩＶＣ）範囲であるＩＶＣaからＩＶＣdは下死点（ＢＤＣ）付近でほぼ一定である。したがって、これによる有効圧縮比増大効果により冷機状態での燃焼が改善される効果が得られる。しかも、吸気側油圧タイミング機構（Ｉ-ＶＴＣ）３のデフォルト位置もこの最進角位置であるので、上述した吸気バルブ１２３の閉弁時期（ＩＶＣ）の進角による燃焼改善効果も、同様にまさに始動燃焼の初期から得られるようになる。

以上のような本実施例において、特徴的な構成とその作用、効果について以下に簡単に説明しておく。

まず、本実施例では圧縮自着火燃焼を行なう第１運転領域では、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比変更制御を抑制してほぼ一定の機械圧縮比付近に維持し、可変動弁制御機構（ＶＶＡ）の排気サブリフト制御機構（Ｅ−ＳＶＥＬ）による内部ＥＧＲ量変更制御を優先的に実行して内部ＥＧＲ量を積極的に調整することで、低負荷側の圧縮自着火燃焼における燃焼安定性を向上させることができるようになる。また、火花点火燃焼を行なう第２運転領域では、排気サブリフト制御機構（Ｅ−ＳＶＥＬ）による内部ＥＧＲ量変更制御を抑制して内部ＥＧＲ量を実質的に極小量に維持抑制し、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比変更制御を優先的に実行して機械圧縮比を積極的に低減するように調整することで、耐ノッキング性や燃焼安定性を向上させ、更に火花点火燃焼の燃焼騒音を抑制することができるようになる。

また、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）によって、第１運転領域ではほぼ最大の機械圧縮比に維持することで、第１運転領域においてほぼ最大の機械圧縮比により圧縮上死点温度を最大限高めることができるので圧縮自着火燃焼を更に安定化することができる。第２運転領域では負荷が上昇するにつれて機械圧縮比をノッキングが起きない状態で低減させていくことで、負荷増加に伴い発生し易くなる火花点火燃焼でのノッキング（異常燃焼）を抑制しつつ、可及的に機械圧縮比を高く保つことで熱効率を高く維持できる。これらにより、第１運転領域と第２運転領域の両方において燃焼を改善して燃費を向上できる。

また、第１運転領域では、負荷の減少に合わせ排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）よって内部ＥＧＲ量を増加させることで、圧縮自着火燃焼の着火性能の悪い低負荷ほど高温の内部ＥＧＲ量が増加するので、圧縮自着火燃焼の着火性能が向上して燃焼を安定化することができる。第２運転領域では、排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）による内部ＥＧＲの導入を抑制、停止することで、高温の内部ＥＧＲ量が低減され抑制されるので燃焼室内のガスの温度上昇が抑制され、火花点火燃焼における耐ノッキング性が向上して燃焼騒音も低減することができる。

また、第１運転領域では、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）を下死点（ＢＤＣ）付近に保持することで、有効圧縮比を高め、圧縮自着火燃焼の着火性能を高め、燃焼安定性を高めることができる。第２運転領域では負荷が減少するにつれ、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）を最大負荷での下死点（ＢＤＣ）付近から遅角させていくことで、有効圧縮比を低減して火花点火燃焼における耐ノッキング性を向上でき、またポンプ損失を低減することができる。

また、第１運転領域と第２運転領域の間に、圧縮自着火燃焼と火花点火燃焼の併用燃焼を行う第３運転領域を設定することで、第１運転領域と第２運転領域の間を移動する際に燃焼の不安定が発生するのを抑制することができる。

また、内燃機関の冷機状態においては、全領域において火花点火燃焼を行うことで、冷機状態における圧縮自着火燃焼の着火性能が悪くなるという問題を回避し、火花点火燃焼により冷機状態の内燃機関の良好な燃焼を実現できる。

更に、冷機時においては排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）による内部ＥＧＲ作用によって所定量の高温の排気ガスを導入すると共に、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）によりほぼ最小の機械圧縮比まで圧縮比を減少させることで、高温の排気ガスにより冷機状態の燃焼を改善し、また機械圧縮比（＝膨張比）を減少することで排気温度を高めて三元触媒の温度上昇を促進して転化率を高めることで排気エミッションも低減できる。

次に本発明の第２の実施形態について図１４、図１５を用いて説明するが、実施例１が排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１を用いて内部ＥＧＲ量を制御しているのに対し、本実施例では吸気バルブ１２３と排気バルブ１２４の間の負のバルブオーバーラップ（ネガティブバルブオーバーラップ）を利用して内部ＥＧＲ量を制御する点で異なっている。このため、本実施例では排気側油圧バルブタイミング制御機構(Ｅ-ＶＴＣ)２と吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ)３を使用し、排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）１は使用していない。したがって、本実施例では排気側油圧バルブタイミング制御機構(Ｅ-ＶＴＣ)２と吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ)３を纏めて可変動弁制御機構（ＶＶＡ）となるものである。

暖機運転時における燃焼運転領域は、実施例1の図９と同様のものであり、各領域での制御パラメ−タについては基本的に同じであるが、内部ＥＧＲ量を制御するために、排気側油圧バルブタイミング制御機構(Ｅ-ＶＴＣ)２と吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ)３の作動が特別な制御となっている。

図１４、図１５において、圧縮自着火燃焼の第１運転領域について考察すると、アイドル時の負荷Ｔａにおいて、実施例１と同等の内部ＥＧＲ割合Ｒａとなっているが、その実現方法は排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）によるものではなく、図１５（ａ）に示すように、位相角ＮＯａという大きなネガティブバルブオーバーラップにより実現する。このネガティブバルブオーバーラップＮＯａとは、上死点（ＴＤＣ）前の排気バルブ１２４の閉時期（ＥＶＣａ）と上死点（ＴＤＣ）後の吸気バルブ１２３の開時期（ＩＶＯａ）との間の位相角を意味するものである。

つまり、上死点（ＴＤＣ）前の排気バルブ１２４の閉時期（ＥＶＣａ）と上死点（ＴＤＣ）後の吸気バルブ１２３の開時期（ＩＶＯａ）とが重ならなく、吸気バルブ１２３と排気バルブ１２４が共に閉じている区間のことを意味している。本実施例では、このネガティブバルブオーバーラップの位相角を調整することで残留排気ガス（＝内部ＥＧＲ）の残留量を調整するものである。

排気行程の後半において、排気バルブ１２４は上死点（ＴＤＣ）前の閉弁時期（ＥＶＣａ）で閉じるので、燃焼後の高温の残留排気ガスはその時点で燃焼室１０４内に封じ込められる。この時の燃焼室１０４の圧力は大気圧レベルである。その後、排気行程の上死点まで残留排気ガスは圧縮されて燃焼室１０４内の圧力は上昇していく。しかしながら、この状態では吸気バルブ１２３は開かずに閉じているので燃焼ガスは残留したままであり、ピストンが再び下降した後の燃焼室内の圧力が元のレベルに戻った辺りの開時期（ＩＶＯａ）で吸気バルブ１２３が開くようになっている。

したがって、高温の残留排気ガス（＝内部ＥＧＲ）は吸気ポート１２１側には殆ど逆流せず燃焼室１０４の頂部付近に留まり、ピストンの下降運動によって吸気ポートから新気の吸入を開始できるとともに、必要とされる内部ＥＧＲ量を燃焼室１０４内に確保できるようになる。そして、燃焼室１０４内において、前述の温度成層化現象を生じるので、温度の高い部分から圧縮自着火燃焼が開始し、滑らかに低温側へと燃焼が移り、圧縮自着火燃焼で問題になりがちな、燃焼室１０４内での同時燃焼による爆発的な燃焼騒音の問題も発生しにくくなる。これにより、燃費の良い圧縮自着火燃焼領域を高負荷領域側に拡大でき、実走行での燃費性能を一層高めることができるようになる。

このためには、排気バルブ１２４の閉時期（ＥＶＣａ）と上死点（ＴＤＣ）の間の位相角ＮＥと、吸気バルブ１２３の開時期（ＩＶＯａ）と上死点（ＴＤＣ）の間の位相角ＮＩは、ほぼ同程度の位相角である「位相角ＮＥ≒位相角ＮＩ」、或いは「位相角ＮＥ＜位相角ＮＩ」の関係となっているのが好ましい。このようにして、実施例1と同様の内部ＥＧＲの割合Ｒａを得ることができる。更に負荷が上昇して、第１運転領域の最大負荷Ｔｂに至った場合も、「位相角ＮＥ≒位相角ＮＩ」の関係を確保しつつ、ネガティブオーバーラップをＮＯｂまで低減すれば、実施例1と同様の内部ＥＧＲの割合Ｒｂを確保できるのである。

このようにネガティブバルブオーバーラップ量を制御するためには、排気側油圧バルブタイミング制御機構(Ｅ-ＶＴＣ)２と吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ)３によって、吸気バルブ１２３と排気バルブ１２４の開弁位相及び閉弁位相を制御してやれば実現できるものである。図１５（ａ）は負荷Ｔａでのネガティブバルブオーバーラップ量ＮＯａを示し、図１５（ｂ）は負荷Ｔｂのネガティブバルブオーバーラップ量ＮＯｂを示し、図１５（ｃ）は負荷Ｔｃのネガティブバルブオーバーラップ量ＮＯｃを示し、図１５（ｄ）は負荷Ｔｄでのガティブオーバーラップ量ＮＯｄを示している。更に、このネガティブバルブオーバーラップによる内部ＥＧＲ量の制御方法では、燃焼室１０４内に封じ込まれる残留排気ガス量を排気バルブ１２４の閉弁時期（ＥＶＣ）と吸気バルブ１２３の開弁時期（ＩＶＯ）で直接制御するので、制御応答性が速いという特徴をもっている。

ここで、ネガティブバルブオーバーラップの制御により吸気バルブ１２３の閉弁時期（ＩＶＣ）も付随的に変化してしまうので、負荷の制御は吸気バルブ１２３の閉弁時期（ＩＶＣ）の変化を前提にして、空気過剰率λによって調整することになる。例えば、図１４にあるように、負荷Ｔａにおいては、吸気バルブ１２３の閉弁時期（ＩＶＣａ）が下死点よりかなり遅く充填効率が実施例1より小さくなる。このため、その分だけ空気過剰率λを例えばλa＝２程度とし、実施例1のλa＝３程度に対してややリッチ側に制御されている。一方、負荷Ｔｂにおいては、吸気バルブ１２３の閉弁時期（ＩＶＣｂ）は実施例1と同程度であり、その時の空気過剰率λｂも実施例1と同程度になっている。

このように、本実施例では圧縮自着火燃焼を行なう第１運転領域では、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比変更制御を抑制して一定の機械圧縮比に維持し、可変動弁制御機構（ＶＶＡ）の排気側油圧バルブタイミング制御機構(Ｅ-ＶＴＣ)２と吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ)３のネガティブバルブオーバーラップによる内部ＥＧＲ量変更制御を優先的に実行して内部ＥＧＲ量を積極的に調整することで、低負荷側の圧縮自着火燃焼における燃焼安定性を向上させることができるようになる。

次に高負荷側の第２運転領域については、実施例１と実質的と同様の制御が実行される。つまり、負荷Ｔｃから最大負荷Ｔｄに至る範囲で火花点火燃焼が実行される。この領域に遷移すると、排気側油圧バルブタイミング制御機構(Ｅ-ＶＴＣ)２と吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ)３のネガティブオーバーラップは、ＮＯｃ、ＮＯｄに示すように実質的にほぼ零に維持することで内部ＥＧＲを極小にするように制御される。

また、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）によって機械圧縮比εは負荷の上昇と共に低減されていき、圧縮上死点でのガス温度が過度に上昇するのを抑制している。また、ネガティブバルブオーバーラップは実質的に零に維持されているので、高温の内部ＥＧＲ量（＝残留排気ガス量）は極小量に制御されている。これによって、内部ＥＧＲによる燃焼室１０４内のガス温度への影響は小さく、火花点火燃焼領域で懸念されるノッキング（異常燃焼）現象は、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比εの低減制御により、高温の内部ＥＧＲの悪影響がほぼ除外されつつ、抑制できるようになる。すなわち、内燃機関では負荷上昇とともに、ノッキングが発生しやすくなるので、ノッキングを抑制できる最大の機械圧縮比に制御しつつ、負荷の増加に伴い可及的に機械圧縮比εを低減していき、全負荷Ｔｄでは機械圧縮比ε＝１２程度の機械圧縮比まで低下させていく。これにより、ノッキングを抑制して熱効率を向上し、火花点火燃焼領域での燃費を向上できるようになる。更に、本実施例では最大負荷では機械圧縮比はεｄ＝１２まで低減されるので、ノッキング抑制ができるだけでなく、燃焼速度や、燃焼圧の上昇率（dＰ/ｄθ）も抑制できるので、特許文献1で懸念されるような燃焼騒音が急増する現象を確実に回避できるものである。

更に、第２運転領域での負荷（機関トルク値）の制御は、吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）の制御により主に行われる。すなわち、第２運転領域の最小負荷Ｔｃでは、図１１の下側（暖機運転時）の特性図に示すように吸気リフトカ−ブは最大限に遅角しており、吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）は最遅角のＩＶＣｃとなる。吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）は下死点（ＢＤＣ）より大きく遅角しているので、吸気行程で燃焼室１０４内に吸い込んだ新気を下死点（ＢＤＣ）以降に大量に吸気系に排出してしまう。このため、燃焼室１０４内の新気充填効率は低下して負荷である負荷は第２運転領域中で最小の負荷Ｔｃに抑えられる。

そして、負荷を高めていく場合は、吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）を次第に早めていき、最大負荷Ｔｄでの吸気バルブ１２３の閉時期（ＩＶＣ）は最進角のＩＶＣｄである。ところで、負荷を合わせるために吸気バルブ１２３の閉時期を変化させると、その吸気バルブ１２３の閉時期によって有効圧縮比が変わることになる。そこで、機械圧縮比εを調整することが必要となる。このため、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）により、吸気バルブ１２３の閉時期の変化を前提にして、ノッキングが発生しない限界まで機械圧縮比εを調整するようにしている。その結果として、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）によって、負荷Ｔｃから最大負荷Ｔｄまでの間で、機械圧縮比εｃ〜εｄのように連続的に低減されるように制御されるものである。

このように、本実施例では火花点火燃焼を行なう第２運転領域では、排気側油圧バルブタイミング制御機構(Ｅ-ＶＴＣ)２と吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ)３のネガティブバルブオーバーラップによる内部ＥＧＲ量変更制御を抑制して内部ＥＧＲ量を実質的に極小量に維持し、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比変更制御を優先的に実行して機械圧縮比を積極的に低減するように調整することで、耐ノッキング性や燃焼安定性を向上させ、更に火花点火燃焼の燃焼騒音を抑制することができるようになる。

次に、第１運転領域と第２運転領域の間に設定した圧縮自着火燃焼と火花点火燃焼とが併用される第３運転領域についても、ネガティブバルブオーバーラップの制御を行いながら実施例１と実質的に同様の制御が実行される。第１運転領域の負荷Ｔｂを少し越えたあたりでは、混合気の大部分が圧縮自着火燃焼により燃焼され、燃焼できなかった混合気は点火プラグ１０５の火花放電により火花点火燃焼することになる。一方、第２運転領域の負荷Ｔｃより少し負荷が低いあたりでは、圧縮自着火燃焼が難しくなる。つまり、負荷の増加とともに圧縮自着火燃焼のみだと爆発的な異常燃焼が発生する可能性がでてくる。このため、ＥＧＲ量を低減して圧縮自着火燃焼を抑制して、混合気の一部は圧縮自着火燃焼を行いつつも、残り多くの混合気は点火プラグ１０５によって火花点火燃焼をさせるのである。これによれば、第１運転領域と第２運転領域の間を移動する際に不安定な燃焼が発生するのを抑制することができる。このようにして、第３運転領域では、圧縮自着火燃焼と火花点火燃焼とが併用され、安定した機関トルク（負荷）を発生することができるようになる。

このように、第１運転領域と第２運転領域の間で各制御パラメータはステップ的に切り替わるのではなく、第３運転領域の区間で連続的に変化するように調整されているので、部分的な圧縮自着火燃焼及び部分的な火花点火燃焼を可能として安定した燃焼を行うことができるようになる。

以上に説明した実施例の他に、本発明では以下に述べるような変形例についても実施可能なものである。すなわち、内部ＥＧＲを制御する可変動弁機構の形態として、排気バルブのサブリフト量を変化させる実施形態、或いはネガティブバルブオーバーラップを変化させる実施形態について述べたが、別の形態であっても構わないものである。例えば、排気側油圧バルブタイミング制御機構(Ｅ-ＶＴＣ)と吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ)によって、吸気バルブ１２３と排気バルブ１２４とがポジティブバルブオーバーラップ（吸気バルブと排気バルブが共に重なって開く）を生じるように制御し、排気脈動を利用して排気ガス（燃焼ガス）をバルブオーバーラップ区間に排気バルブを介して燃焼室内に内部ＥＧＲとして逆流させるような実施形態としても良いものである。更には、内部ＥＧＲに加えて外部ＥＧＲを併用しても差し支えないものである。この場合は低温の外部ＥＧＲにより相対的に耐ノッキング性能が向上するので、その分、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比の制御範囲を縮小できるという効果も得られる。

また、可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）の例として、リンクを用いてピストン側の位置を変化させる実施形態を示したが、燃焼室側の位置を変化させるような構成であっても差し支えないものである。更に、適用される内燃機関について、本実施例ではがソリンを燃焼室内に噴射するものを説明したが、ガソリンにアルコ−ルや軽油を混ぜたような複合燃料を用いる内燃機関にも適用できるものである。このように、本発明の主旨から逸脱しない範囲であれば、具体的な実施例の構成は特に限定されるものではない。

以上述べた通り、本発明によれば、内燃機関に内部ＥＧＲ量を制御する可変動弁制御機構（ＶＶＡ）と、機械圧縮比を制御する可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）とを設け、圧縮自着火燃焼を行なう第１運転領域では可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比変更制御を抑制して可変動弁制御機構（ＶＶＡ）による内部ＥＧＲ量変更制御を優先的に実行し、火花点火燃焼を行う第２運転領域では可変動弁制御機構（ＶＶＡ）による内部ＥＧＲ量変更制御を抑制して可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）による機械圧縮比変更制御を優先的に実行するように構成した。これよれば、低負荷側の圧縮自着火燃焼における燃焼安定性を向上させ、しかも高負荷側の火花点火燃焼における耐ノッキング性や燃焼安定性を向上させ、更に火花点火燃焼の燃焼騒音を抑制することができるものである。
以下、前記各実施形態等から把握される特許請求の範囲に記載した以外の技術的思想について下記する。

（ａ）可変機械圧縮比機構によって、第１運転領域では機械圧縮比を大に維持すると共に、第２運転領域では負荷上昇と共に機械圧縮比を低減させていくことを特徴としている。

（ｂ）機関冷機時においては、全領域において火花点火燃焼を行うことを特徴としている。

（ｃ）機関冷機時においては、可変動弁機構により所定量の内部ＥＧＲ量を導入すると共に、可変機械圧縮比機構によりほぼ最小の機械圧縮比まで減少させたことを特徴としている。

尚、本発明は上記した実施例に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施例は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施例の構成の一部を他の実施例の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施例の構成に他の実施例の構成を加えることも可能である。また、各実施例の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。

１…排気サブリフト制御機構（Ｅ-ＳＶＥＬ）、２…排気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｅ-ＶＴＣ）、３…吸気側油圧バルブタイミング制御機構（Ｉ-ＶＴＣ）、１０３…ピストン、１０４…燃焼室、１０９…可変機械圧縮比制御機構（ＶＣＲ）、１２０…燃料噴射弁、１２３…吸気バルブ、１２４…排気バルブ、１２２…点火プラグ。

Claims (14)

1. 内燃機関の燃焼室への内部ＥＧＲ量を制御する可変動弁制御機構と、
   前記燃焼室の機械圧縮比を制御する可変機械圧縮比制御機構と、
   前記内燃機関の燃焼室での混合気の燃焼形態を圧縮自着火燃焼と火花点火燃焼のいずれかに切り替えると共に前記可変動弁制御機構及び可変機械圧縮比制御機構を制御する制御手段と、
   を備えた内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
   前記制御手段は、前記圧縮自着火燃焼を行なう第１運転領域では前記可変機械圧縮比制御機構による機械圧縮比変更制御を抑制して前記可変動弁制御機構による内部ＥＧＲ量変更制御を優先的に実行し、前記火花点火燃焼を行う第２運転領域では前記可変動弁制御機構による内部ＥＧＲ量変更制御を抑制して可変機械圧縮比制御機構による機械圧縮比変更制御を優先的に実行することを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。
2. 請求項1に記載の内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
   前記制御手段は、前記圧縮自着火燃焼を行なう前記第１運転領域では、前記可変機械圧縮比制御機構による機械圧縮比変更制御を抑制して所定の機械圧縮比付近に維持すると共に、前記可変動弁制御機構による内部ＥＧＲ量変更制御を優先的に実行して内部ＥＧＲ量を調整し、前記火花点火燃焼を行なう前記第２運転領域では、前記可変動弁制御機構による内部ＥＧＲ量変更制御を抑制して内部ＥＧＲ量を所定量に抑制すると共に、前記可変機械圧縮比制御機構による機械圧縮比変更制御を優先的に実行して機械圧縮比を調整することを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。
3. 請求項２に記載の内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
   前記制御手段は、前記可変機械圧縮比制御機構によって、前記第１運転領域では高機械圧縮比に維持すると共に、前記第２運転領域では負荷の上昇と共に機械圧縮比を低減することを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。
4. 請求項２に記載の内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
   前記制御手段は、前記可変動弁制御機構よって、前記第１運転領域では負荷の増加に応じて内部ＥＧＲ量を減少させると共に、前記第２運転領域では前記可変動弁制御機構による内部ＥＧＲ量を小量に抑制することを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。
5. 請求項２に記載の内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
   前記制御手段は、前記可変機械圧縮比制御機構によって、前記第１運転領域ではほぼ最大の機械圧縮比に維持すると共に、前記第２運転領域では負荷の上昇と共に機械圧縮比を低減し、前記可変動弁制御機構よって、前記第１運転領域では負荷の増加に応じて内部ＥＧＲ量を減少させると共に、前記第２運転領域では前記可変動弁制御機構による内部ＥＧＲ量を小量に抑制することを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。
6. 請求項２に記載の内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
   前記可変動弁制御機構は、吸気行程で排気バルブを開弁させる排気サブリフト制御機構を備えており、前記制御手段は前記排気サブリフト制御機構のリフト特性を変化させることで、内部ＥＧＲ量を変化させることを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。
7. 請求項２に記載の内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
   前記可変動弁制御機構は吸気側バルブタイミング制御機構を備えており、前記制御手段は、前記第１運転領域では前記吸気側バルブタイミング制御機構の吸気バルブの閉時期を下死点付近に保持すると共に、前記第２運転領域では負荷の増加に応じて前記吸気バルブの閉時期を最大負荷での下死点付近の閉時期に向けて進角することを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。
8. 請求項１に記載の内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
   前記第１運転領域と前記第２運転領域の間に、圧縮自着火燃焼と火花点火燃焼の両方の併用燃焼を行なう第３運転領域を設定することを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。
9. 請求項８に記載の内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
   前記第１運転領域は負荷が低負荷の領域に設定され、前記第２運転領域は負荷が高負荷の領域に設定され、前記第３運転領域は低負荷と高負荷の間の領域に設定されていることを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。
10. 請求項２に記載の内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
    前記可変動弁制御機構は、排気側バルブタイミング制御機構によって排気バルブの閉時期を上死点前に設定し、吸気側バルブタイミング制御機構によって吸気バルブの開時期を前記上死点後に設定し、前記制御手段は、前記排気バルブの閉時期と吸気バルブの開時期によって決まるネガティブバルブオーバーラップの区間を制御して内部ＥＧＲ量を調整することを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。
11. 請求項１０に記載の内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
    前記制御手段は、前記排気バルブの閉時期から前記上死点の間の区間と、前記上死点から前記吸気バルブの開時期の間の区間をほぼ同じ位相角に設定することを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。
12. 請求項１乃至請求１１のいずれかに記載の内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
    前記制御手段は、前記第１運転領域での圧縮自着火燃焼と前記第２運転領域での火花点火燃焼、及び必要に応じて追加される前記第３運転領域での併用燃焼は前記内燃機関の暖機が完了した暖機状態で実行し、暖機が完了していない冷機状態では全運転領域において前記火花点火燃焼を実行することを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。
13. 請求項１２に記載の内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
    前記内燃機関の冷機状態に実行される火花点火燃焼においては、前記制御手段は、前記可変機械圧縮比制御機構によってほぼ最小の機械圧縮比に維持すると共に、前記可変動弁制御機構によって内部ＥＧＲ量を負荷の上昇に応じて減少することを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。
14. 内燃機関の燃焼室への内部ＥＧＲ量を制御する可変動弁制御機構と、
    前記燃焼室の機械圧縮比を制御する可変機械圧縮比制御機構と、
    を備え、前記内燃機関の燃焼室での混合気の燃焼形態を圧縮自着火燃焼と火花点火燃焼のいずれかに切り替え可能な内燃機関の可変燃焼システムにおいて、
    前記圧縮自着火燃焼を行なう第１運転領域では前記可変機械圧縮比制御機構による機械圧縮比変更制御を停止、或いは制御量を一定に維持、或いは制御量の変化量を少なくすると共に、前記可変動弁制御機構による内部ＥＧＲ量変更制御を実行し、
    前記火花点火燃焼を行う第２運転領域では前記可変動弁制御機構による内部ＥＧＲ量変更制御を停止、或いは制御量を一定に維持、或いは制御量の変化量を少なくすると共に、
    前記可変機械圧縮比制御機構による機械圧縮比の変更制御を実行することを特徴とする内燃機関の可変燃焼システム。

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