JP5288048B2 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

Description

本発明は火花点火式内燃機関に関する。

軸線回りに回転可能な中空スリーブと、中空スリーブ内に螺設された雌ネジと螺合し中空スリーブが回転せしめられると中空スリーブの軸線方向に移動せしめられる制御ロッドとにより構成される伝達機構を具備しており、制御ロッドがピストンのストロークを制御するリンク機構に連結されており、電気モータにより中空スリーブを回転させることにより制御ロッドを移動させ、それによりピストンのストロークを変化させる、即ち機械圧縮比を変化させるようにした内燃機関が公知である（例えば特許文献１を参照）。
この内燃機関では圧縮圧力や燃焼圧が変化してもピストンストロークが変化しないように、即ち制御ロッドが移動しないように伝達機構が不可逆式に形成されている。

特開２００６−０５２６８２号公報

しかしながらこのように不可逆式の伝達機構を用いると電気モータが故障した場合には伝達機構の制御ロッドは動かなくなり、従って機械圧縮比が電気モータ故障時の圧縮比に維持されることになる。この場合、機械圧縮比が高圧縮比に維持されたとするとノッキングが発生する等の問題を生じ、この場合、このような問題が生じないようにするためには機械圧縮比を低下させる必要がある。しかしながら特許文献１はこのようなことに関して何ら考慮が払われていない。
ところで機械圧縮比に加え、吸気弁の閉弁時期を制御するようにした場合には、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対して、燃焼が悪化するために侵入してはならない機関の運転領域、即ち侵入禁止領域が存在している。従って故障時に機械圧縮比を低下させる場合には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せがこの侵入禁止領域内に侵入しないようにする必要がある。
本発明の目的は、可変圧縮比機構が故障したときに良好な燃焼を確保しつつ機械圧縮比を低下させるようにした火花点火式内燃機関を提供することにある。

本発明によれば、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ており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対し侵入禁止領域を設定し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がこの侵入禁止領域内に侵入するのを禁止し、可変圧縮比機構が故障したときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を現在の動作点から低機械圧縮比側の要求動作点に向けて侵入禁止領域内に侵入することなく変化させるようにした火花点火式内燃機関が提供される。

可変圧縮比機構が故障したときに機械圧縮比が低下せしめられ、このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は侵入禁止領域内に侵入することがないので良好な燃焼を確保することができる。

図１は火花点火式内燃機関の全体図である。
図２は可変圧縮比機構の分解斜視図である。
図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
図４は可変バルブタイミング機構を示す図である。
図５は吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
図６は機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
図７は理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
図８は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。
図９は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
図１０は侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。
図１１は侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。
図１２は侵入禁止領域を示す図である。
図１３は可変圧縮比機構が故障したときの動作点の種々の変化を示す図である。
図１４は可変圧縮比機構が故障したときの動作点の種々の変化を示す図である。
図１５は図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
図１６はウォームとウォームホイールを示す図である。
図１７は伝達効率を示す図である。
図１８はカムシャフトの回転角度の変化速度を示す図である。
図１９は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２０は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２１は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。
図２２は一定時間における機械圧縮比の変更可能量を示す図である。
図２３は一定時間における機械圧縮比の変更可能量を示す図である。
図２４は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。
図２５は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２６は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２７は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２８は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２９は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３０は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３１は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３２は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３３は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。
図３４は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３５は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３６は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３７は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３８は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３９は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。
図４０は目標動作点と動作点とを示す図である。
図４１は目標動作点と動作点とを示す図である。
図４２は目標動作点と動作点とを示す図である。
図４３は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。
図４４は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。
図４５は駆動モータの故障診断を行うためのフローチャートである。
図４６は目標値を算出するためのフローチャートである。
図４７は目標値を算出するためのフローチャートである。
図４８は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。
図４９は変形例を説明するための図である。
図５０は別の実施例を示す内燃機関の側面断面図である。
図５１はウォームおよびウォームホイールの別の実施例を示す図である。

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栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。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には夫々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吸入空気量検出器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。
一方、図１に示される実施例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に示される実施例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とシリシダブロック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。
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。吸入空気量検出器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の出力信号は夫々対応する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を介して点火栓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１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）には夫々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。即ち、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、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が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。電子制御ユニット３０の出力信号に応じて駆動モータ５９が駆動されると駆動モータ５９の回転力はウォーム６１，６２およびウォームホイール６３，６４を介してカムシャフト５４，５５に伝達され、従ってウォーム６１とウォームホイール６３およびウォーム６２とウォームホイール６４とは夫々駆動モータ５９の回転力を対応するカムシャフト５４，５５に伝達するための伝達機構６５，６６を形成していることがわかる。図２に示される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４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積が広い範囲に亘って変更せしめられる。
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。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。従って吸気弁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、従って吸気弁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。即ち、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。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。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、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い出されたのである。即ち、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。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、従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、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即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、従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。従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。従って図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、従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、従って燃焼室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。即ち、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。従ってピストン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Ｌ_１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限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ_１よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従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即ち、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に示される実施例では機関負荷がＬ_１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Ｌ_１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に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ_１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。従って、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、本発明による実施例では吸気弁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Ｌ_１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。従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、即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から離れるに従って増大し、機械圧縮比は原点０から離れるに従って増大する。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、従って吸気弁閉弁時期は原点０から離れるに従って遅角される。
一方、図１０においてＱ_１，Ｑ_２，Ｑ_３，Ｑ_４，Ｑ_５は夫々同一吸入空気量面を表しており、Ｑ_６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Ｑ_６は上に凸の湾曲面からなる。このスロットル全開面Ｑ_６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Ｑ_１，Ｑ_２，Ｑ_３，Ｑ_４，Ｑ_５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Ｓ_１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Ｓ_２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、更にこの侵入禁止領域は高負荷側の領域Ｘ_１と低負荷側の領域Ｘ_２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Ｘ_１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Ｘ_２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Ｑ_３よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面Ｑ_６上を延びており、同一吸入空気量面Ｑ_３よりも吸入空気量が少ない側では右側面Ｓ_２上を延びている。この同一吸入空気量面Ｑ_３は図９の負荷Ｌ_１に対応している。
即ち、図９においてＬ_１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、即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Ｑ_６上における線Ｗで表されている。即ち、図１０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ_３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Ｌ_１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、即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Ｓ_２上における線Ｗで表されている。即ち、図１０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ_３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、即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。即ち、大雑把に言うと、高負荷側侵入禁止領域Ｘ_１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Ｘ_２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Ｘ_１はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、従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ずらくなり、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Ｘ_２はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、従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、従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Ｘ_１の外部において高負荷側侵入禁止領域Ｘ_１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例ではこの最小燃焼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本動作線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。
次に図１３から図１８を参照しつつ機関運転中に可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９が故障した場合、即ち可変圧縮比機構Ａが故障した場合について説明する。なお、駆動モータ５９が故障すると駆動モータ５９によって機械圧縮比を制御することができなくなり、従って本発明による実施例では駆動モータ５９が故障すると駆動モータ５９への電力の供給が停止される。
まず初めに図１０および図１１と同様な図を示す図１３および図１４を参照しつつ駆動モータ５９が故障したときの問題点および機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の好ましい変化の仕方について説明する。図１３および図１４には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上の点Ｗ_１にあるときに駆動モータ５９が故障した場合と機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上の点Ｗ_２にあるときに駆動モータ５９が故障した場合の二つの場合、即ち機械圧縮比が高く、吸気弁閉弁時期が遅角されているときに駆動モータ５９が故障した場合が示されている。
さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上の点Ｗ_１にあるときに駆動モータ５９が故障し、このとき機械圧縮比を点Ｗ_１で示される高圧縮比に維持するようにした場合には、要求吸入空気量が増大して吸気弁閉弁時期が進角されると図１３および図１４において破線ＷＸ_１で示されるように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高負荷側侵入禁止領域Ｘ_１内に侵入する。その結果、異常燃焼を生ずることになる。
これに対し、このときこのような異常燃焼が生じないように機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を点Ｗ_１，Ｗ_２で示される状態に保持すると、即ちスロットル弁１７の開度を制御することによって要求吸入空気量に応じ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点Ｗ_１と点Ｗ_２間の基本動作線Ｗ上を移動するように制御すると今度は機関を再始動するときに機関の始動が困難となってしまう。
即ち、機関運転時に吸気弁閉弁時期が点Ｗ_１，Ｗ_２に保持されていたとしても、即ち吸気弁閉弁時期が遅角された状態に保持されていたとしても機関運転時には慣性により或る程度の量の吸入空気が燃焼室５内に供給され、斯くして機関の運転が続行される。しかしながら機関始動時には吸入空気の流入に対して慣性が作用しないので燃焼室５内に供給される吸入空気量は機関運転時の半分程度となる。従って吸気弁閉弁時期が遅角された状態に保持されていると機関始動時には吸入空気量が不足し、斯くして機関の始動が困難となってしまう。従って駆動モータ５９が故障したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を点Ｗ_１，Ｗ_２に保持しておくことはできない。
一方、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上の点Ｗ_２にあるときに駆動モータ５９が故障し、このとき機械圧縮比を急速に低下せしめるようにした場合には、図１３および図１４において破線ＷＸ_２で示されるように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低負荷側侵入禁止領域Ｘ_２内に侵入する。その結果、異常燃焼を生じることになる。
即ち、上述したように駆動モータ５９が故障したときに吸気弁閉弁時期が遅角された状態に保持されていると機関を再始動するときに機関の始動が困難となり、機関を再始動するときに機関の始動を容易にするには駆動モータ５９が故障したときに吸気弁閉弁時期を進角させておく必要がある。しかしながらこのとき吸気弁閉弁時期を単に進角させると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高負荷側侵入禁止領域Ｘ_１内に侵入してしまう。これに対し、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高負荷側侵入禁止領域Ｘ_１内に侵入しないように機械圧縮比が急速に低下せしめられると今度は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低負荷側侵入禁止領域Ｘ_２内に侵入してしまう。
即ち、駆動モータ５９が故障したときに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各負荷側侵入禁止領域Ｘ_１，Ｘ_２内に侵入することなく吸気弁閉弁時期を進角させるには図１３において実線Ｚ_１，Ｚ_２で示されるように吸気弁閉弁時期を進角させるにつれて機械圧縮比を徐々に低下させることが必要である。即ち、駆動モータ５９が故障したときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が容易な機関の再始動を確保しうる要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ_１，Ｘ_２に侵入することなく移動するように機械圧縮比を低下させることが必要である。このことは、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点Ｗ_１と点Ｗ_２間の基準動作線Ｗ上にないときに駆動モータ５９が故障したときも同様である。
従って本発明の基本的な特徴は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構Ａと、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Ｂとを具備しており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対し侵入禁止領域Ｘ_１，Ｘ_２を設定し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が侵入禁止領域Ｘ_１，Ｘ_２内に侵入するのを禁止し、可変圧縮比機構Ａが故障したときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を現在の動作点から低機械圧縮比側の要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ_１，Ｘ_２内に侵入することなく変化させるようにしたことにある。
図１５の左側は図３（Ｃ）と同じ状態、即ち機械圧縮比が最大機械圧縮比とされているときを示しており、図１５の右側は図３（Ａ）と同じ状態、即ち機械圧縮比が最小機械圧縮比とされているときを示している。本発明による実施例では可変圧縮比機構Ａは、駆動モータ５９が故障すると、即ち可変圧縮比機構Ａが故障すると、燃焼圧によって図１５の左側の状態から図１５の右側の状態に向けて変化するように構成されており、即ち燃焼圧によって機械圧縮比が徐々に低下するように構成されており、可変圧縮比機構Ａが故障して機械圧縮比が徐々に低下する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動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ_１，Ｘ_２内に侵入することなく変化せしめられる。
さて、前述した如く本発明による実施例では図２に示されるように可変圧縮比機構Ａは、クランクケース１と、クランクケース１の上方に配置されたシリンダブロック２の相対位置をカムシャフト５４，５５の回転により変化させて機械圧縮比を変化させるように構成されており、可変圧縮比機構Ａは伝達機構６５，６６を介して駆動モータ５９、即ち電動式アクチュエータの出力により駆動されており、各伝達機構６５，６６は夫々カムシャフト５４，５５に取付けられたウォームホイール６３，６４と、ウォームホイール６３，６４と噛合しかつアクチュエータ５９によって回転せしめられるウォーム６１，６２からなる。
図１６はこれら伝達機構６５，６６のうちの一方の伝達機構６５を示しており、図１６においてｄθはウォーム６１の進み角を示している。この進み角ｄθが小さいとウォーム６１によってウォームホイール６３を回転させることができるがウォームホイール６３によってウォーム６１を回転させることができず、このとき伝達機構６５は不可逆的となる。これに対し、この進み角ｄθが大きいとウォーム６１によってウォームホイール６３を回転させることもできるし、ウォームホイール６３によってウォーム６１を回転させることもでき、このとき伝達機構６５は可逆的となる。
図１７は進み角ｄθと伝達効率との関係を示している。図１７において正効率は、ウォーム６１によってウォームホイール６３を回転させる場合の伝達効率を示しており、図１７に示されるようにこの正効率は進み角ｄθが大きくなるほど高くなる。これに対し、図１７において逆効率は、ウォームホイール６３によってウォーム６１を回転させる場合の伝達効率を示している。図１７に示されるようにこの逆効率は進み角ｄθがほぼ６°以下では零であり、進み角ｄθがほぼ６°以上になると進み角ｄθが大きくなるほど高くなる。この場合、逆効率が零ということはウォームホイール６３によってウォーム６１を回転させることができないことを意味している。
さて、機関の運転が行われているときには燃焼圧によりシリンダブロック２に対しシリンダブロック２を持ち上げる方向の力が常時作用しており、従って各伝達機構６５，６６のウォームホイール６３，６４にもシリンダブロック２が上昇する方向への回転力が作用している。従って機関の運転が行われているときに駆動モータ５９が故障して駆動モータ５９への電力の供給が停止されるとこのときにもウォームホイール６３，６４には、シリンダブロック２が上昇する方向への回転力が作用していることになる。
このようにウォームホイール６３，６４に回転力が作用していても逆効率が零の場合にはウォームホイール６３，６４は回転することができず、従ってこの場合には機械圧縮比は駆動モータ５９が故障したときの機械圧縮比に維持される。しかしながら逆効率が正の値を有する場合には、即ち伝達機構６５，６６が可逆的である場合にはウォームホイール６３，６４はシリンダブロック２が持ち上がる方向に回転し、斯くして機械圧縮比が低下することになる。そこで本発明では駆動モータ５９が故障したときには機械圧縮比が低下するように逆効率が正の値とされている。
即ち、本発明による実施例では可変圧縮比機構Ａは電動式アクチュエータ、即ち駆動モータ５９への電力の供給が停止されたときに機械圧縮比が徐々に低下するように燃焼圧によって伝達機構６５，６６が作動せしめられる構造を有していることになる。
図１８は或る機関の運転状態において駆動モータ５９への電力の供給を停止したときに燃焼圧によってカムシャフト５４，５５が回転角度Ｓθ_１から回転角度Ｓθ_２まで回転するときの様子を示している。なお、図１８には逆効率が２０％と、５０％と、８０％のときのカムシャフト５４，５５の回転の様子を示している。図１８からわかるように逆効率が高くなるほどカムシャフト５４，５５がＳθ_１からＳθ_２まで回転するのに要する時間が短かくなる。
吸気弁閉弁時期を進角させるのにも時間を要し、この時間に比べて機械圧縮比の低下速度が速すぎると図１３のＷＸ_２で示されるように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低負荷側侵入禁止領域Ｘ_２内に侵入してしまう。この点からみると逆効率は５０％以下とすることが好ましい。一方、逆効率が１０％以下のときにはウォームホイール６３，６４に加わる回転力がウォーム６１，６２に対する静摩擦力を越えないのでウォームホイール６３，６４は回転せず、ウォームホイール６３，６４が回転するようにするには逆効率を１０％以上にする必要がある。
従って本発明による実施例では逆効率が１０％から５０％の範囲とされている。言い換えると伝達機構６５，６６は、燃焼圧によって伝達機構６５，６６が作動せしめられるときの伝達効率が１０パーセントから５０パーセントの範囲とされている。なお、図１７において逆効率が零から立上がるときの進み角ｄθはウォームホイール６３，６４とウォーム６１，６２との間の動摩擦係数の値によって変化し、図１７は動摩擦係数が０．１の場合を示している。なお、この動摩擦係数の値が異っても好ましい逆効率の範囲は変化しない。
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１９から図２１に示されている。
即ち、図１９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例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、即ち要求動作点の一例が図１９においてａ_１，ａ_２，ａ_３，ａ_４，ａ_５，ａ_６で示されている。即ち、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ａ_１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ａ_２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ａ_３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。即ち、図１９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ａ_１とされるとｍ点からａ_１点に向けて変化し、要求動作点がａ_２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ａ_２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。
即ち、図１９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ａ_１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、従って要求動作点がａ_１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ａ_１点にただちに移る。
次いで要求動作点がａ_２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が全開せしめられる。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ａ_３が算出される頃には要求動作点ａ_２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１９の上方からみたところを示す図２０において動作点ｂ_２で示されている。
要求動作点ａ_３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ｂ_２から要求動作点ａ_３に向けて移動を開始する。即ち、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。従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２０において要求動作点がａ_６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ｂ_２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Ｘ_１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。即ち、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Ｘ_１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Ｘ_１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。
即ち、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Ｘ_１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Ｘ_１，Ｘ_２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例についてスロットル全開面Ｑ_６を示す図２０を参照しつつ説明する。前述したように図２０は要求動作点がａ_３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ｂ_２である場合を示している。この場合において矢印Ｒ_２は機械圧縮比が要求動作点ａ_３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Ｓ_２は吸気弁閉弁時期が要求動作点ａ_３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２０においてｃ_２は現在の動作点ｂ_２から要求吸入空気量を満たす要求動作点ａ_３に向けて侵入禁止領域Ｘ_１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２０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ｂ_２および要求動作点ａ_３がスロットル全開面Ｑ_６上にあるときにはこの目標動作点ｃ_２は基準動作線Ｗ上に、図２０に示される例では最小燃費動作線Ｗ上に位置する。即ち、図２０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Ｘ_１の外部であって侵入禁止領域Ｘ_１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２０において要求動作点がａ_６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２０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Ｓ_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２０に示される例では動作点がｂ_２であるときに目標動作点ｃ_２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ｃ_２に到達する。このとき現在の動作点ｃ_２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Ｘ_１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、本発明による実施例では機械圧縮比、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２０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。即ち、図１９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２１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ｃ_２，ｃ_ｉを夫々対応する現在の動作点ｂ_２，ｂ_ｉからできる限り離すことが好ましい。従って本発明による実施例では目標動作点ｃ_２，ｃ_ｉは対応する現在の動作点ｂ_２，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Ｘ_１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ｂ_２，ｂ_ｉから最も離れた動作点とされている。
即ち、現在の動作点がｂ_２の場合には動作点ｂ_２からの機械圧縮比の到達限界が目標動作点ｃ_２とされ、吸気弁閉弁時期についてはこの目標動作点ｃ_２は動作点ｂ_２からの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。従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。従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。
吸気弁閉弁時期の可能な最大変化速度、即ち一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態の影響をほとんど受けず、従って吸気弁閉弁時期の一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態にかかわらず一定となる。これに対し、機械圧縮比の可能な最大変化速度、即ち一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態等の影響を強く受ける。次にこのことについて図２２および図２３を参照しつつ説明する。
図２２は一定時間における機械圧縮比の変更可能量、即ち現在の機械圧縮比と一定時間後に到達可能な機械圧縮比との圧縮比差と、機関負荷との関係を示している。なお、図２２は機械圧縮比が或る機械圧縮比とされているときの圧縮比変更可能量を示しており、図２２において一点鎖線Ｆ_０は機関が停止しているときの圧縮比変更可能量を示している。また、図２２には燃焼圧によって可変圧縮比機構Ａに加わるトルクが破線で示されている。このトルクはシリンダブロック２をクランクケース１から引き離す方向に、即ち圧縮比を低下させる方向に作用する。このトルクは破線で示されるように燃焼圧が高くなるほど、即ち機関負荷が高くなるほど大きくなる。
このようにこのトルクは可変圧縮比機構Ａに対して圧縮比を低下させる方向に作用するので機械圧縮比を低下させる場合には機械圧縮比は容易に低下し、従ってこの場合には圧縮比変更可能量は大きくなる。図２２において実線Ｆ_１はこの場合の圧縮比変更可能量を示しており、この場合の圧縮比変更可能量は機関負荷が高くなるほど大きくなる。これに対し、このトルクは機械圧縮比の増大に対して抵抗するので機械圧縮比を増大させる場合には機械圧縮比を低下させる場合に比べて圧縮比変更可能量は小さくなる。図２２において実線Ｆ_２は機械圧縮比を増大させる場合の圧縮比変更可能量を示しており、この場合の圧縮比変更可能量は機関負荷が高くなるほど小さくなる。
本発明による一実施例では図２２においてＦ_０で示すような基準となる圧縮比変更可能量が予め記憶されており、この基準圧縮比変更可能量を図２２においてＦ_１およびＦ_２で示す関係により補正することによって機関負荷に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。即ち、この実施例では要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値を機関負荷に応じて変えるようにしている。
図２３はトルクおよび一定時間における機械圧縮比の変更可能量とカムシャフト５４，５５の回転角度、即ち円形カム５８の回転角度との関係を示している。なお、図２３において横軸の左端は図３（Ａ）に示される機械圧縮比の最も低い状態のときを示しており、図２３において横軸の右端は図３（Ｃ）に示される機械圧縮比の最も高い状態のときを示している。また、図２３は機関負荷が或る負荷とされているときの圧縮比変更可能量を示しており、図２３において破線Ｔａは燃焼圧によって可変圧縮比機構Ａに加わるトルクを示している。
さて、図２３において一点鎖線Ｇ_０は機関の運転が停止されているときの圧縮比変更可能量を示している。図３（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）からわかるように機械圧縮比が中間のとき、即ち図３（Ｂ）に示されるときにカムシャフト５４，５５の単位回転角度当りの圧縮比変化量が最も大きくなり、従って図２３の一点鎖線Ｇ_０で示されるように機械圧縮比が中間のときに圧縮比変更可能量は最も大きくなる。
また、図２３において破線Ｔａで示されるように燃焼圧によって可変圧縮比機構Ａに加わるトルクは図３（Ｂ）に示されるとき、即ち機械圧縮比が中間のときに最も高くなる。一方、図２３において実線Ｇ_１は機械圧縮比を低下させる場合を示しており、実線Ｇ_２は機械圧縮比を増大させる場合を示している。図２３に示されるように機械圧縮比を低下させるときの圧縮比変更可能量Ｇ_１は機械圧縮比を増大させるときの圧縮比変更可能量Ｇ_２よりも大きくなる。また、機械圧縮比が中間のときに燃焼圧に基づくトルクが最も高くなるのでこのとき圧縮比変更可能量Ｇ_１は高くなり、圧縮比変更可能量Ｇ_２は低下する。
本発明による一実施例では図２３においてＧ_０で示すような基準となる圧縮比変更可能量が予め記憶されており、この基準圧縮比変更可能量を図２３においてＧ_１およびＧ_２で示す関係により補正することによってカムシャフト５４，５５の回転角度に応じた圧縮比変更可能量が算出される。更にこの圧縮比変更可能量を図２２においてＦ_１およびＦ_２で示す関係により補正することによってカムシャフト５４，５５の回転角度および機関負荷に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。
即ち、この実施例では要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が回転するカム５８の回転角度および機関負荷に応じて変化せしめられる。
なお、図２３には更に、駆動モータ５９への電力の供給を停止したときの一定時間における低圧縮比側への圧縮比変更量が破線Ｇｒで示されている。この圧縮比変更量Ｇｒは図２３に示されるようにトルクＴａが高くなるにつれて高くなる。即ち、この圧縮比変更量Ｇｒは図３（Ｂ）に示されるとき、即ち機械圧縮比が中間のときに最も高くなる。更にこの圧縮比変更量Ｇｒは機関負荷が高くなるほど大きくなる。本発明による実施例ではこの圧縮比変更量Ｇｒが機関負荷およびカムシャフト５４，５５の回転角度の関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されており、この記憶されている圧縮比変更量Ｇｒから一定時間後に到達する機械圧縮比の到達値が算出される。
次に図２４から図３９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２４から図３９のうちで図２４および図２５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２６から図３３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３４から図３９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２４から図３９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２４および図２５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２５は図２０と同様なスロットル全開面Ｑ_６を示している。
図２５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。即ち、図２５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２５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。従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。即ち、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２６から図３３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例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ｄ_１，ｄ_２，ｄ_３，ｄ_４，ｄ_５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２６は要求動作点ｄ_１における要求吸入空気量がＱ_５であり、要求動作点ｄ_２における要求吸入空気量がＱ_５とＱ_４の中間値であり、要求動作点ｄ_３における要求吸入空気量がＱ_４であり、要求動作点ｄ_４における要求吸入空気量がＱ_４とＱ_３との中間値であり、要求動作点ｄ_５における要求吸入空気量がＱ_３であった場合を示している。即ち、順次算出された要求吸入空気量がＱ_６（ｎ点）から、Ｑ_５、Ｑ_５とＱ_４の中間値、Ｑ_４、Ｑ_４とＱ_３の中間値、Ｑ_３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Ｑ_６を示しており、図２８は吸入空気量がＱ_５の同一吸入空気量面を示しており、図２９は吸入空気量がＱ_５とＱ_４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Ｑ_４の同一吸入空気量面を示しており、図３１は吸入空気量がＱ_４とＱ_３の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図３２は吸入空気量がＱ_３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Ｑ_６からＱ_５に変化し、その結果要求動作点がｄ_１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Ｑ_６上において目標動作点ｅ_１が算出される。この目標動作点ｅ_１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Ｘ_１内に侵入することなく要求動作点ｄ_１に最も近い目標動作点ｅ_１が算出される。図２７に示される例ではこの目標動作点ｅ_１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ｅ_１における吸入空気量はＱ_６とＱ_５の中間値であって要求吸入空気量Ｑ_５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ｅ_１における吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ_５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Ｑ_５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。
即ち、図２６において、図２７に示されるスロットル全開面Ｑ_６上の目標動作点ｅ_１の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ_５上の点が最終的な目標動作点ｅ_１とされる。この同一吸入空気量面Ｑ_５上の最終的な目標動作点ｅ_１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ｅ_１に向けて変化せしめられることになる。即ち、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Ｑ_５とＱ_４の中間値になって要求動作点がｄ_２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Ｑ_５における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ_２が算出される。この目標動作点ｅ_２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Ｘ_１内に侵入することなく要求動作点ｄ_２に最も近い目標動作点ｅ_２が算出される。図２８に示される例ではこの目標動作点ｅ_２は同一吸入空気量面Ｑ_５内における基準動作線Ｗ上に位置している。
ところでこの場合にも目標動作点ｅ_２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。従ってこの場合にも、図２６において、図２８に示される同一吸入空気量面Ｑ_５上の目標動作点ｅ_２の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ_５とＱ_４の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ_２とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ_５とＱ_４の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ_２が図２６および図２９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ｅ_２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Ｑ_４となり、次いでＱ_４とＱ_３の中間値となり、次いでＱ_３になると同様なことが順次繰返される。即ち、要求吸入空気量がＱ_４になると図３０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ_４上における最終的な目標動作点ｅ_３が算出され、要求吸入空気量がＱ_４とＱ_３の中間値になると図３１に示されるように同一吸入空気量面（Ｑ_４とＱ_３との中間値）上における最終的な目標動作点ｅ_４が算出され、次いで要求吸入空気量がＱ_３になると図３２に示されるように同一吸入空気量面Ｑ_３上における最終的な目標動作点ｅ_５が算出される。
この間、即ち機械圧縮比、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ｅ_３，ｅ_４，ｅ_５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Ｑ_３になると図３２に示されるように同一吸入空気量面Ｑ_３上において順次最終的な目標動作点ｅ_６，ｅ_７，ｅ_８，ｅ_９，ｅ_１０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ｅ_６，ｅ_７，ｅ_８，ｅ_９，ｅ_１０を経て要求動作点ｄ_５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ｅ_８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ｅ_８に達すると全開せしめられる。
図３３は図２６に示されるように目標吸入空気量がＱ_６（ｎ点）からＱ_３（目標動作点ｄ_５）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３３からこの場合には要求吸入空気量が目標値となった後（動作点ｅ_４）、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し（動作点ｅ_８）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ_５）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ｄ_８）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Ｑ_３上の動作点ｅ_５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作用が完了するまで（動作点ｅ_８）まで全開状態まで徐々に開弁せしめられる。
図２６から図３３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Ｘ_１，Ｘ_２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Ｘ_１，Ｘ_２内に侵入するのが禁止される。
次に図３４から図３９を参照しつつ要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量Ｑ_１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例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３４においてｄ_１，ｄ_２，ｄ_３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３４は要求動作点ｄ_１における要求吸入空気量がＱ_４であり、要求動作点ｄ_２における要求吸入空気量がＱ_２とＱ_３の中間値であり、要求動作点ｄ_３における要求吸入空気量がＱ_１であった場合を示している。即ち、順次算出された要求吸入空気量がＱ_６（ｎ点）から、Ｑ_４、Ｑ_３とＱ_２の中間値、Ｑ_１に変化した場合を示している。
また図３５はスロットル全開面Ｑ_６を示しており、図３６は吸入空気量がＱ_４の同一吸入空気量面を示しており、図３７は吸入空気量がＱ_３とＱ_２の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図３８は吸入空気量がＱ_１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３４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Ｑ_６からＱ_４に変化し、その結果要求動作点がｄ_１になったとすると、まず初めに図３２に示されるようにスロットル全開面Ｑ_６上において目標動作点ｅ_１が算出される。この目標動作点ｅ_１の算出方法は図２７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Ｘ_１内に侵入することなく要求動作点ｄ_１に最も近い目標動作点ｅ_１が算出される。図３５に示される例ではこの目標動作点ｅ_１は基準動作線Ｗ上に位置している。
一方、このとき図２６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Ｑ_４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。
即ち、図３４において、図３５に示されるスロットル全開面Ｑ_６上の目標動作点ｅ_１の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ_４上の点が最終的な目標動作点ｅ_１とされる。この同一吸入空気量面Ｑ_４上の最終的な目標動作点ｅ_１が図３４および図３６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ｅ_１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Ｑ_３とＱ_２の中間値になって要求動作点がｄ_２になると、今度は図３６に示されるように現在の吸入空気量Ｑ_４における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ_２が算出される。この目標動作点ｅ_２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Ｘ_１内に侵入することなく要求動作点ｄ_２に最も近い目標動作点ｅ_２が算出される。この場合にも、図３４において、図３６に示される同一吸入空気量面Ｑ_４上の目標動作点ｅ_２の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ_３とＱ_２の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ_２とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ_３とＱ_２の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ_２が図３４および図３７に示されている。
次いで要求吸入空気量がＱ_１になって要求動作点がｄ_３になると図３７に示されるように同一吸入空気量面（Ｑ_３とＱ_２の中間値）上において目標動作点ｅ_３が算出され、次いで図３８に示されるように同一吸入空気量面Ｑ_１上における最終的な目標動作点ｅ_３が算出される。最終的な目標動作点ｅ_３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ｅ_３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Ｘ_２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Ｘ_２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Ｘ_２は図３８に示されるように要求吸入空気量が最小Ｑ_１になったときに最大となる。なお、本発明による実施例ではこの低負荷側侵入禁止領域Ｘ_２の周りには低負荷側侵入禁止領域Ｘ_２からわずかな間隔を隔てて、低負荷侵入禁止領域Ｘ_２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３４においてＷＸで示されている。
さて、本発明による実施例では吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ_１になると図３８に示されるように同一吸入空気量面Ｑ_１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ｄ_３に最も近い各目標動作点ｅ_４，ｅ_５，ｅ_６，ｅ_７，ｅ_８，ｅ_９，ｅ_１０，ｅ_１１，ｅ_１２が順次算出される。この場合、目標動作点ｅ_４のように要求動作点ｄ_３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Ｘ_２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ｅ_４とされる。これに対し、要求動作点ｄ_３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Ｘ_２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ｅ_５，ｅ_６，ｅ_７，ｅ_８，ｅ_９とされる。
即ち、要求吸入空気量がＱ_１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Ｑ_１上において順次最終的な目標動作点ｅ_４，ｅ_５，ｅ_６，ｅ_７，ｅ_８，ｅ_９，ｅ_１０，ｅ_１１，ｅ_１２を経て要求動作点ｄ_３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ｅ_１０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る。
図３９は図３４に示されるように目標吸入空気量がＱ_６（ｎ点）からＱ_１（目標動作点ｄ_３）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３９からこの場合には要求吸入空気量が目標値となった後（動作点ｅ_２）、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し（動作点ｅ_１０）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ_３）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ｅ_１０）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Ｑ_１上の動作点ｅ_３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ｅ_１０）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、即ち低負荷側侵入禁止領域Ｘ_２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、即ち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。
次に図４０から図４４を参照しつつ駆動モータ５９が故障し、駆動モータ５９への電力の供給が停止された場合について説明する。図４０には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点Ｗ_１および点Ｗ_２にあるときに駆動モータ５９が故障し、駆動モータ５９への電力の供給が停止された場合を示している。この場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が夫々点Ｗ_１，Ｗ_２から矢印Ｚ_１，Ｚ_２で示されるように要求動作点ｄＸに向けて変化せしめられる。要求動作点ｄＸは図８（Ｂ）に示される通常のサイクルにおける機械圧縮比および吸気弁閉弁時期であり、図４０に示される例では機械圧縮比が１０であって吸気弁閉弁時期がＡＢＤＣ５５°とされている。
図４１は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点Ｗ_１にあるときに駆動モータ５９への電力の供給が停止されたときの各目標動作点ｅ_１，ｅ_２，ｅ_３，ｅ_４，ｅ_５，ｅ_６，ｅ_７，ｅ_８，ｅ_９，ｅ_１０，ｅ_１１，ｅ_１２，ｅ_１３を示しており、図４２は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点Ｗ_２にあるときに駆動モータ５９への電力の供給が停止されたときの各目標動作点ｅ_１，ｅ_２，ｅ_３，ｅ_４，ｅ_５，ｅ_６，ｅ_７，ｅ_８，ｅ_９，ｅ_１０，ｅ_１１，ｅ_１２，ｅ_１３を示している。なお、図４１および図４２のいずれに示す場合も目標動作点が同一吸入空気量面内で変化する場合を例にとって示している。
図４１および図４２に示される場合も各目標動作点の算出方法はこれまで述べてきた算出方法と同様であって、機械圧縮比の一定時間における圧縮比変更量Ｇｒ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Ｘ_１，Ｘ_２内に侵入することなく要求動作点ｄＸに最も近い次の目標動作点が算出される。因みに図４１および図４２に示される例では目標動作点ｅ_２は目標動作点ｅ_１に対し、機械圧縮比の減少量は一定時間における圧縮比変更量Ｇｒとされ、吸気弁閉弁時期は吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量とされている。同様に目標動作点ｅ_３は目標動作点ｅ_２に対し、機械圧縮比の減少量は一定時間における圧縮比変更量Ｇｒとされ、吸気弁閉弁時期は吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量とされている。なお、この場合、機械圧縮比の減少量は制御できないので制御されるのは吸気弁閉弁時期だけである。
一方、図４３は図４１に示される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おり、図４４は図４２に示される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４３および図４４のいずれに示す場合でも駆動モータ５９が故障すると吸気弁閉弁時期が進角され、機械圧縮比が低下せしめられ、スロットル開度が小さくされることがわかる。なお、この場合、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点ｄＸに到達すると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は要求動作点ｄＸに保持され、このとき吸入空気量はスロットル弁１７によって制御される。
このように本発明による実施例では駆動モータ５９が故障したとき、即ち可変圧縮比機構Ａが故障したときには現在の動作点から要求動作点ｄＸに向けて侵入禁止領域Ｘ_１，Ｘ_２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、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が目標動作点に向けて変化せしめられる。この場合、この目標動作点は、好ましくは現在の動作点から要求動作点ｄＸに向けて侵入禁止領域Ｘ_１，Ｘ_２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。更に本発明による実施例では可変圧縮比機構Ａが故障して機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点ｄＸに達した後は吸入空気量がスロットル弁によって制御される。
図４５は駆動モータ５９の故障診断を行うためのルーチンを示しており、このルーチンは一定時間の割込みによって実行される。
図４５を参照するとまず初めにステップ１００において駆動モータ５９が故障したことを示す故障フラグがセットされているか否かが判別される。故障フラグがセットされていないときにはステップ１０１に進んで前回の割込み時から今回の割込み時までの駆動モータ５９への電力の供給量の変化量ΔＥ_２が算出される。次いでステップ１０２では前回の割込み時から今回の割込み時までのカムシャフト５５の回転角度の変化量ΔＳθが算出される。次いでステップ１０３では駆動モータ５９が故障したか否かが判別される。ΔＥ_２が予め定められた基準量よりも大きいのにΔＳθが予め定められた基準量よりも小さいときには駆動モータ５９が故障したと判断され、このときにはステップ１０４に進む。ステップ１０４では故障フラグがセットされ、ステップ１０５では駆動モータ５９への電力の供給が停止される。
図４６および４７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、即ち機械圧縮比、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。従って図４６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例ではこの予め定められた一定時間は８ｍｓｅｃとされている。従って本発明による実施例では図４６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４６を参照するとまず初めにステップ１５０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１５１では故障フラグがセットされているか否かが判別される。故障フラグがセットされていないときにはステップ１５２に進んで要求吸入空気量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１５３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１５４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、即ち吸入空気量を増大すべきときにはステップ１５５に進み、図１９から図２１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。即ち、ステップ１５５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Ｑ_６上に位置すると通常は全開となる。次いでステップ１５６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１５７では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。このとき図２２および図２３を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れて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１５８では図２０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１５９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１５５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１５４においてＧＸ≦ＧＡであると判別されたとき、即ち吸入空気量を減少すべきか又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１６０に進み、図２４から図３９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。即ち、ステップ１６０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１６１では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。このときにも図２２および図２３を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れて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１６２では目標動作点が決定される。
次いでステップ１６３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従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１９において高負荷側侵入禁止領域Ｘ_１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Ｘ_１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従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。
一方、ステップ１５１において故障フラグがセットされていると判断されたときにはステップ１６４に進んで要求動作点ｄＸが算出される。次いでステップ１６５では現在の動作点が要求動作点ｄＸであるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点ｄＸでないときにはステップ１６６に進み、図４１および図４２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。即ち、ステップ１６６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１６７では記憶されている機械圧縮比の圧縮比変更量Ｇｒを用いて一定時間後に到達する機械圧縮比が算出される。
次いでステップ１６８では目標動作点が算出され、次いでステップ１６９では目標スロットル開度が算出される。一方、ステップ１６５において現在の動作点が要求動作点ｄＸであると判別されたときにはステップ１６９に進み、要求吸入空気量に応じた目標スロットル開度が算出される。
図４８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４６および４７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４８を参照するとステップ２００では吸気弁閉弁時期の目標値ＩＴ_０と現在の吸気弁閉弁時期ＩＴとの差ΔＩＴ（＝ＩＴ_０−ＩＴ）が算出され、機械圧縮比の目標値ＣＲ_０と現在の機械圧縮比ＣＲとの差ΔＣＲ（＝ＣＲ_０−ＣＲ）が算出され、スロットル開度の目標値θ_０と現在のスロットル開度θとの差Δθ（θ_０−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ΔＩＴ_１との差（ΔＩＴ−ΔＩＴ_１）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ΔＣＲ_１との差（ΔＣＲ−ΔＣＲ_１）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Δθ_１との差（Δθ−Δθ_１）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Ｅ_１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Ｅ_２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Ｅ_３が算出される。
これら駆動電圧Ｅ_１，Ｅ_２，Ｅ_３に従って夫々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夫々順次変化する目標値に向けて変化することになる。なお、故障フラグがセットされているときには可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧Ｅ_２の印加は停止される。
図４９に変形例を示す。図４０から図４２に示すようにこれまで説明した実施例では駆動モータ５９への電力の供給が停止されたときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は要求動作点ｄＸに向けて変化せしめられる。しかしながら機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が図４９においてハッチングＳで示す領域にあるときに、即ち機械圧縮比が低く、吸気弁閉弁時期が進角側にあるときに駆動モータ５９が故障した場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点を駆動モータ５９の故障時の動作点に維持しておいても問題は生じない。
従って図４９に示される変形例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が図４９においてハッチングＳで示す領域にあるときに駆動モータ５９が故障した場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点を駆動モータ５９の故障時の動作点に維持するようにしている。更に、図４９に示す変形例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が図４９においてハッチングＳで示す領域外にあるときに駆動モータ５９が故障した場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する要求動作点ｄＸをハッチングＳで示す領域内の任意の位置とすることができる。
図５０に別の実施例を示す。前述したように本発明では可逆式の伝達機構６５，６６が用いられており、従って機関が停止したときにはシリンダブロック２が重力により下降して高圧縮比状態となる。その結果、機関を再始動するときに異常燃焼を生ずる危険性がある。そこで図５０に示される実施例では機関停止時にシリンダブロック２が重力により下降するのを阻止するためにクランクケース１とシリンダブロック２間に弾性部材、例えば圧縮ばね６７を配置するようにしている。
一方、図５０に示されるような構造にすると可逆式の伝達機構６５，６６を用いているために機関が停止したときにシリンダブロック２が持ち上がり、低圧縮比状態となる。従って機関の再始動時には低圧縮比状態になる。しかしながら機関の再始動時に極度に低圧縮比状態になっていると機関の始動が困難となる。
そこで図５１に示す実施例ではウォーム歯車６３に切欠き部６８を形成すると共に切欠き部６８の両端部６８ａ，６８ｂと係合可能なストッパ６９を取付け、このストッパ６９によって圧縮比が極度に低くならないようにウォーム歯車６３の回転角度範囲を規制するようにしている。即ち、この実施例では機関停止時に機械圧縮比が過度に低下するのを阻止するために伝達機構６５，６６によりカムシャフト６５，６６の回転角度が制限されている。

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
６５，６６…伝達機構
７０…吸気弁駆動用カムシャフト
Ａ…可変圧縮比機構
Ｂ…可変バルブタイミング機構

Claims (11)

1. 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ており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対し侵入禁止領域を設定し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が該侵入禁止領域内に侵入するのを禁止し、可変圧縮比機構が故障したときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を現在の動作点から低機械圧縮比側の要求動作点に向けて該侵入禁止領域内に侵入することなく変化させるようにした火花点火式内燃機関。
2. 上記可変圧縮比機構は、該可変圧縮比機構が故障すると燃焼圧によって機械圧縮比が徐々に低下するように構成されており、該可変圧縮比機構が故障して機械圧縮比が徐々に低下する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動作点に向けて該侵入禁止領域内に侵入することなく変化せしめられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
3. 上記可変圧縮比機構が故障したときには現在の動作点から要求動作点に向けて該侵入禁止領域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、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が目標動作点に向けて変化せしめられる請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
4. 上記目標動作点は、一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期と記憶されている機械圧縮比の圧縮比変更量から算出される請求項３に記載の火花点火式内燃機関。
5. 上記目標動作点は、現在の動作点から要求動作点に向けて上記侵入禁止領域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請求項４に記載の火花点火式内燃機関。
6. 吸入空気量を制御するためのスロットル弁を具備しており、上記可変圧縮比機構が故障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した後は吸入空気量がスロットル弁によって制御される請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
7. 上記可変圧縮比機構は伝達機構を介して電動式アクチュエータの出力により駆動されており、上記可変圧縮比機構は電動式アクチュエータへの電力の供給が停止されたときに機械圧縮比が徐々に低下するように燃焼圧によって上記伝達機構が作動せしめられる構造を有している請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
8. 上記伝達機構は、燃焼圧によって該伝達機構が作動せしめられるときの伝達効率が１０パーセントから５０パーセントである請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
9. 上記可変圧縮比機構は、クランクケースと、クランクケースの上方に配置されたシリンダブロックの相対位置をカムシャフトの回転により変化させて機械圧縮比を変化させ、上記伝達機構は該カムシャフトに取付けられたウォームホイールと、該ウォームホイールと噛合しかつ上記アクチュエータによって回転せしめられるウォームからなる請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
10. 機関停止時にシリンダブロックが重力により下降するのを阻止するためにクランクケースとシリンダブロック間に弾性部材を配置した請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
11. 機関停止時に機械圧縮比が過度に低下するのを阻止するために上記伝達機構によりカムシャフトの回転角度が制限されている請求項１０に記載の火花点火式内燃機関。

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