JP5333333B2

JP5333333B2 - 火花点火式内燃機関

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Publication number: JP5333333B2
Application number: JP2010094148A
Authority: JP
Inventors: 佳宏坂柳
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2010-04-15
Filing date: 2010-04-15
Publication date: 2013-11-06
Anticipated expiration: 2030-04-15
Also published as: JP2011226302A

Description

本発明は火花点火式内燃機関に関する。

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

特開２００７−３０３４２３号公報

ところで、上述したような火花点火式内燃機関では、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の組合せを示す動作点が侵入すると異常燃焼又はトルク変動が発生する三次元的燃焼異常領域が存在する。したがって、異常燃焼又はトルク変動を発生させないように火花点火式内燃機関を運転するためには、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の組合せを示す動作点がこのような三次元的燃焼異常領域内に侵入しないように可変圧縮機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル弁を制御する必要がある。

逆に考えると、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の組合せを示す動作点がこのような三次元的燃焼異常領域内に侵入しなければ、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量を自由に設定可能であるとも考えられる。

ところで、可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル弁のアクチュエータの動作速度は均一ではなく、可変圧縮比機構のアクチュエータの動作速度は、可変バルブタイミング機構及びスロットル弁のアクチュエータの動作速度に比べて遅い。このため、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の組合せを示す動作点を上述したように自由に設定していると、要求吸入空気量が変化した際に、可変圧縮比機構のアクチュエータの動作速度が遅いことが原因で実際の吸入空気量を要求吸入空気量へ迅速に変更することができない場合がある。

そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と吸気弁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可能なスロットル弁とを具備する火花点火式内燃機関において、要求吸入空気量が変化した場合に実際の吸入空気量を要求吸入空気量へと迅速に変更することができるようにすることにある。

上記課題を解決するために、第１の発明では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、スロットル開度を変化させることにより吸入空気量を制御可能なスロットル弁とを具備し、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の組合せを示す動作点が侵入すると異常燃焼又はトルク変動が発生する三次元的燃焼異常領域が存在する、火花点火式内燃機関において、各吸入空気量に対して機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が移動可能な許可領域が設定され、該各吸入空気量に対して設定される許可領域は機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の組合せを示す動作点が該許可領域内にある状態からスロットル開度を最大速度で変化させても吸気弁閉弁時期を最大速度で変化させればスロットル開度をほぼ全開又はほぼ全閉まで変化させる間に上記動作点が上記三次元的燃焼異常領域に侵入しないような領域であり、実際の吸入空気量が要求吸入空気量となっているときには機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が該要求吸入空気量に対して設定される許可領域内を移動するように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル弁が制御される。

第２の発明では、第１の発明において、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す基準動作点を各吸入空気量毎に上記許可領域内に設定し、実際の吸入空気量が要求吸入空気量となっているときには機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が上記基準動作点に向けて移動するように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル弁が制御される。

第３の発明では、第２の発明において、上記基準動作点は、上記許可領域内で最低の燃費を得られる動作点である。

第４の発明では、第１〜第３のいずれか一つの発明において、要求吸入空気量が変化したときには、実際の吸入空気量が要求吸入空気量に到達するまでスロットル開度が最大速度で変化せしめられる。

本発明によれば、要求吸入空気量が変化した場合に実際の吸入空気量を要求吸入空気量へと迅速に変更することができるようになる。

火花点火式内燃機関の全体図である。可変圧縮比機構の分解斜視図である。図解的に表した内燃機関の側面断面図である。可変バルブタイミング機構を示す図である。吸気弁及び排気弁のリフト量を示す図である。機械圧縮比、実圧縮比及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。通常のサイクル及び超高膨張比サイクルを説明するための図である。吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とによって表される三次元的空間を示す図である。図９に示した三次元的空間とスロットル開度との関係を示す図である。図９に示した三次元的空間を上方から見た図である。図９に示した三次元的空間の左側面を示す図である。図９に示した三次元的空間の右側面を示す図である。一つの同一吸入空気量平面を示す図である。一つの同一吸入空気量平面を示す図である。一つの同一機械圧縮比平面を示す図である。一つの同一機械圧縮比平面を示す、図１６と同様な図である。一つの同一吸入空気量平面上の許可領域を示す図である。一つの同一吸入空気量平面上の許可領域を示す図である。一つの同一吸入空気量平面上の許可領域を示す図である。吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とによって表される三次元的空間内の基準動作点を示す図である。吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とによって表される三次元的空間を示す図である。一つの同一吸入空気量平面を示す図である。一つの同一吸入空気量平面を示す図である。

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

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

サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いたエアフロメータ１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

ところで、上述したような構成の火花点火式内燃機関では、可変圧縮比機構Ａにより機械圧縮比を変更することができ、可変バルブタイミング機構Ｂにより吸気弁閉弁時期を変更することができ、更にスロットル弁１７の開度（スロットル開度）を変化させることにより吸入空気量を変更することができる。したがって、本実施形態の火花点火式内燃機関では、図９に示したような三次元的空間において内燃機関を制御することができる。

ここで、図９は、燃焼室５内に供給される吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とによって表される三次元的空間を示している。なお、図９において要求吸入空気量は原点０から離れるにしたがって増大し、機械圧縮比は原点０から離れるにしたがって増大する。また、図９において吸気弁閉弁時期は吸気下死点後（ＡＢＤＣ）のクランク角で表されており、したがって吸気弁閉弁時期は原点０から離れるにしたがって遅角される。

一方、図９においてＱ₁、Ｑ₂、Ｑ₃、Ｑ₄、Ｑ₅はそれぞれ同一吸入空気量平面を表している。また、θ_maxはスロットル弁１７が全開となっているスロットル全開面を表しており、図９からわかるようにこのスロットル全開面θ_maxは上に凸の湾曲面からなる。このスロットル全開面θ_max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。

この様子を図１０に示す。図１０の曲面θ₁、θ₂はそれぞれスロットル開度がθ₁、θ₂となっているときを示す同一スロットル開度曲面であり、図１０からわかるように各スロットル開度曲面θ₁、θ₂は上に凸の湾曲面からなる。また、スロットル開度θ_max、θ₂、θ₁の関係はθ_max＞θ₂＞θ₁となっており、スロットル開度が小さいほど、同一機械圧縮比及び同一吸気弁閉弁時期における吸入空気量が少なくなる。このように、同一スロットル開度であっても吸入空気量が変化するのは、燃焼室５内に供給される吸入空気量がスロットル開度のみならず吸気弁閉弁時期によっても変化するためである。

一方、図９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平面Ｑ₁、Ｑ₂、Ｑ₃、Ｑ₄、Ｑ₅内における燃焼異常領域を示している。また、図１１は図９の上からみたところを示しており、図１２（Ａ）は図９における左側面Ｓ₁を矢印方向からみたところを示しており、図１２（Ｂ）は図９における右側面Ｓ₂を矢印方向からみたところを示しており、これら図１１及び図１２（Ａ）、（Ｂ）においてもハッチングで示される領域は燃焼異常領域を示している。

図９、図１１、図１２（Ａ）、（Ｂ）から燃焼異常領域は３次元的に広がっており、さらにこの燃焼異常領域は高負荷側の領域Ｘ₁と低負荷側の領域Ｘ₂との２つの領域からなることがわかる。なお、図９、図１１、図１２（Ａ）、（Ｂ）からわかるように高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁は吸入空気量が多く、吸気弁閉弁時期が進角側で且つ機械圧縮比が高い側に形成され、低負荷側燃焼異常領域Ｘ₂は吸入空気量が少なく、吸気弁閉弁時期が遅角側で且つ機械圧縮比が低い側に形成される。

ところで、実圧縮比はスロットル開度とは無関係であって、すなわち吸入空気量とは無関係であって、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期のみによって定まる。したがって、図１１において左上側ほど、すなわち機械圧縮比が高く且つ吸気弁閉弁時期が進角されるほど実圧縮比は高く、逆に図１１において右下ほど、すなわち機械圧縮比が低く且つ吸気弁閉弁時期が遅角されるほど実圧縮比は低いものとなる。

ここで、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。高負荷燃焼異常領域Ｘ₁はこのようにして所定の限界トルク変動以上のトルク変動を生ずる運転領域であり、したがって機関運転時には機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の組合せを示す動作点（以下、「三次元的動作点」という）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。なお、実圧縮比が同一であっても吸入空気量が少なければノッキングやトルク変動は発生しにくくなることから、図９からわかるように高負荷燃焼異常領域Ｘ₁は吸入空気量が少なくなるほど機械圧縮比の高い側に及び吸気弁閉弁時期の進角側に小さくなっている。

一方、吸入空気量が少なく実圧縮比が低くなると燃焼しづらくなり、スロットル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。低負荷側燃焼異常領域Ｘ₂はこのようにして所定の限界トルク変動以上のトルク変動を生ずる運転領域であり、したがって機関運転時にはこの運転領域にも三次元的動作点が入らないようにする必要がある。

ところで、本実施形態では、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及び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の出力信号に基づいて理論空燃比にフィードバック制御されている。したがって、本実施形態では、出力トルクは、燃焼噴射弁１３から噴射される燃料噴射量及び燃焼室５内に供給される吸入空気量に比例する。このため、本実施形態では、スロットルペダル４０に踏込み量に応じた要求機関負荷に対応するように要求吸入空気量になるように燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しているといえる。

ここで、スロットルペダル４０の踏込み量に対する内燃機関のレスポンスを高めるためには、実際の機関負荷をスロットルペダル４０の踏込み量に対応する要求機関負荷に迅速に変化させることが必要になる。換言すると、実際の吸入空気量をスロットルペダル４０の踏込み量に対応する（すなわち、要求機関負荷に対応する）要求吸入空気量に迅速に変化させることが必要になる。

これに対して、可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータ（作動油供給制御弁７８）やスロットル弁１７のアクチュエータ１６の作動速度（応答速度）は比較的速いのに対して、可変圧縮比機構Ａのアクチュエータ（駆動モータ５９等）の作動速度（応答速度）は比較的遅い。換言すると、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の変更速度は比較的速いのに対して、機械圧縮比の変更速度は比較的遅い。したがって、要求吸入空気量が変化したときに、実際の吸入空気量を要求吸入空気量にまで変化させるのに吸気弁閉弁時期及びスロットル開度のみを変更すればよい場合には、実際の吸入空気量を要求吸入空気量まで迅速に変化させることができる。しかしながら、実際の吸入空気量を要求吸入空気量まで変化させるのに吸気弁閉弁時期及びスロットル開度に加えて機械圧縮比を変更することが必要な場合には、実際の吸入空気量を要求吸入空気量まで迅速に変化させることができない。このことについて、図１３〜図１６を参照して説明する。

ここで、図１３は、図９と同様な図であり、図１４は同一吸入空気量平面Ｑ₃を、図１５は同一吸入空気量平面Ｑ₄をそれぞれ示している。さらに、図１６は同一機械圧縮比平面ε₁を示している。図１４中の黒丸は同一吸入空気量平面Ｑ₃上に位置する、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点（以下、「二次元的動作点」という）を示しており、白丸は同一吸入空気量平面Ｑ₃とは異なる同一吸入空気量平面上に位置する二次元的動作点を示している。同様に、図１５中の黒丸は同一吸入空気量平面Ｑ₄上に位置する二次元的動作点を示しており、一方、白丸は同一吸入空気量平面Ｑ₄とは異なる同一吸入空気量平面上に位置する二次元的動作点を示している。

なお、二次元的動作点と三次元的動作点との違いについて簡単に説明すると、二次元的動作点が或る吸入空気量平面状における機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点を示しているのに対して、三次元的動作点は図９に示したような三次元的空間の中での機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の組合せを示す動作点を示している。以下の説明では、二次元的動作点及び三次元的動作点のいずれの意味をも含み得る場合には単に「動作点」と称する。

図１３〜図１６を参照して現在の吸入空気量がＱ₃となっているときに、要求吸入空気量がＱ₄に変化した場合を考える。現在の吸入空気量がＱ₃となっていることから、現在の動作点は同一吸入空気量平面Ｑ₃上に位置し、特に図１３に示した例では現在の動作点が点ａ₁（機械圧縮比がε₁）となっている場合を示している。したがって、動作点ａ₁は図１４に示した同一吸入空気量平面Ｑ₃上に位置すると共に、図１６に示した同一機械圧縮比平面ε₁上に位置する。

このように現在の動作点が点ａ₁であるときに要求吸入空気量がＱ₃からＱ₄に変化した場合、変化後の要求吸入空気量Ｑ₄を満たすべく動作点を同一吸入空気量平面Ｑ₄上まで移動させる必要がある。

ここで、上述したように、可変圧縮比機構Ａのアクチュエータの動作速度は、可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータ及びスロットル弁１７のアクチュエータ１６の動作速度に比べて遅い。このため、要求吸入吸気量が変化した場合には可変圧縮比機構Ａによらずに可変バルブタイミング機構Ｂ及びスロットル弁１７を動作させることによって、すなわち吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を変更することによって、動作点を同一吸入空気量平面Ｑ₄上の動作点へ変更することが必要となる。

ここで、現在の動作点ａ₁からスロットルの開度のみを最大速度で大きくすることによって吸入空気量をＱ₄まで増大させた場合、変更後の動作点は図１３において動作点ａ₁の鉛直上方に位置する動作点ｂ₁となる。ところが、この動作点ｂ₁は図１５及び図１６からわかるように高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁内に位置するため、動作点ｂ₁においては燃焼室５内での混合気の燃焼を適切に行うことができない。

一方、現在の動作点ａ₁からスロットル開度を最大速度で大きくすることに加えて、吸気弁閉弁時期を最大速度で遅角させた場合、変更後の動作点は図１３において動作点ａ₁の鉛直上方よりも遅角側に位置する動作点ｂ₁’となる。ところが、この動作点ｂ₁’も図１５及び図１６からわかるように高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁内に位置するため、動作点ｂ₁’においては燃焼室５内での混合気の燃焼を適切に行うことができない。

したがって、動作点がａ₁にある状態から、吸入空気量をＱ₄に変化させる場合には、スロットル開度を最大速度で変化させると動作点が高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁内に侵入してしまうことになる。このため、この場合、動作点が高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁内に侵入しないようにするためには、スロットル開度を最大速度よりも遅い速度で変更することが必要になり、要求吸入空気量が変化してから実際の吸入空気量が変化後の要求吸入空気量になるまでに時間がかかってしまい、実際の吸入空気量を要求吸入空気量まで迅速に変化させることができない。

これに対して、吸入空気量がＱ₃であるときの動作点が上記点ａ₁よりも吸気弁閉弁時期が遅角側となっている動作点ａ₂にある場合を考える。この場合も、動作点ａ₂における吸入空気量はＱ₃であり、機械圧縮比はε₁である。したがって、動作点ａ₂は図１４に示した同一吸入空気量平面Ｑ₃上に位置すると共に、図１６に示した同一機械圧縮比平面ε₁上に位置する。

このように現在の動作点がａ₂である状態で要求吸入空気量がＱ₃からＱ₄に変化した場合、現在の動作点ａ₂からスロットル開度を最大速度で大きくすると共に、吸気弁閉弁時期を最大速度で遅角させると、変更後の動作点は図１５及び図１６に示した動作点ｂ₂となる。図１５及び図１６からわかるようにこの動作点ｂ₂は高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁の外に位置するため、動作点ｂ₂においては燃焼室５内での混合気の燃焼を適切に行うことができる。

このように要求吸入空気量が変化したときにスロットル開度及び吸気弁閉弁時期を最大速度で変化させて実際の吸入空気量を迅速に要求吸入空気量まで変化させることができるか否かは、要求吸入空気量が変化する前における動作点の位置に応じて異なるといえる。逆に言うと、要求吸入空気量が変化する前の動作点の位置を適切にしておけば、要求吸入空気量が変化したときにスロットル開度及び吸気弁閉弁時期を最大速度で変化させて実際の吸入空気量を迅速に要求吸入空気量まで変化させることができるようになるといえる。

そこで、本発明の実施形態では、各吸入空気量に対して二次元的動作点が移動可能な許可領域を設定し、実際の吸入空気量が要求吸入空気量となっているときには二次元的動作点がこの要求吸入空気量に対して設定される許可領域内を移動す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及びスロットル弁１７を制御するようにしている。

図１７〜図２０を参照して、許可領域Ｙ_Qxについて説明する。図１７は同一機械圧縮比平面ε₁を示す、図１６と同様な図であり、図１８、図１９及び図２０はそれぞれ同一吸入空気量平面Ｑ₃、Ｑ₂及びＱ₄を示している。

ここで、図１７を参照して、現在の吸入空気量がＱ₃であって機械圧縮比がε₁である場合について考える。この場合、図１７からわかるように、吸気弁閉弁時期を最進角時期（図１７に示したでは３０°ＡＢＤＣ）から最遅角時期（図１７に示した例では１３０°ＡＢＤＣ）までの如何なる時期に設定しても動作点は高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁及び低負荷側燃焼異常領域Ｘ₂のいずれにも侵入しないため、動作点が取り得る範囲は図１７の一点鎖線Ｚ上の点である。

一方、現在の吸入空気量がＱ₃であって機械圧縮比がε₁である場合、要求吸入空気量が増大したときに、吸気弁閉弁時期を最大速度で変化させれば、三次元的動作点が高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁に侵入することなくスロットル開度を最大速度でほぼ全開まで大きくすることができる吸気弁閉弁時期は時期ＶＴ₁よりも遅角側である。

すなわち、吸入空気量がＱ₃、機械圧縮比がε₁であり且つ吸気弁閉弁時期がＶＴ₁である状態から、要求吸入空気量の増大に伴ってスロットル開度を最大速度で大きくし且つ吸気弁閉弁時期を最大速度で遅角させると、動作点は図１７に示した実線Ｍ₁上を通って変化し、最終的にスロットル全開面θ_maxと高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁との交点ｍ₁に到達する。

このため、吸入空気量がＱ₃、機械圧縮比がε₁であって且つ吸気弁閉弁時期がＶＴ₁よりも進角側である状態から、要求吸入空気量の増大に伴ってスロットル開度を最大速度で大きくすると、吸気弁閉弁時期を最大速度で遅角させたとしても、最終的に動作点はスロットル全開面θ_maxと高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁との交点ｍ₁よりも進角側に到達し、よって高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁に侵入してしまう。一方、吸入空気量がＱ₃、機械圧縮比がε₁であって且つ吸気弁閉弁時期がＶＴ₁よりも遅角側である状態から、要求吸入空気量の増大に伴ってスロットル開度を最大速度で大きくすると、吸気弁閉弁時期を最大速度で遅角させれば、最終的に動作点はスロットル全開面θ_maxと高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁との交点ｍ₁よりも遅角側に到達し、よって高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁には侵入しない。

逆に、現在の吸入空気量がＱ₃であって機械圧縮比がε₁である場合、要求吸入空気量が減少したときに、吸気弁閉弁時期を最大速度で変化させれば、三次元的動作点が低負荷側燃焼異常涼気Ｘ₂に侵入することなくスロットル開度を最大速度でほぼ全閉まで小さくすることができる吸気弁閉弁時期は時期ＶＴ₂よりも進角側である。

すなわち、吸入空気量がＱ₃、機械圧縮比がε₁であり且つ吸気弁閉弁時期がＶＴ₂である状態から、要求吸入空気量の減少に伴ってスロットル開度を最大速度で小さくし且つ吸気弁閉弁時期を最大速度で進角させると、動作点は図１７に示した実線Ｍ₂上を通って変化し、最終的に同一吸入空気量平面Ｑ₁と低負荷側燃焼異常領域Ｘ₂との交点ｍ₂に到達する。

このため、吸入空気量がＱ₃、機械圧縮比がε₁であって且つ吸気弁閉弁時期がＶＴ₂よりも遅角側である状態から、要求吸入空気量の減少に伴ってスロットル開度を最大速度で小さくすると、吸気弁閉弁時期を最大速度で進角させても、最終的に動作点は同一吸入空気量平面Ｑ₁と低負荷側燃焼異常領域Ｘ₂との交点ｍ₂よりも遅角側に到達し、よって低負荷側燃焼異常領域Ｘ₂に侵入してしまう。一方、吸入空気量がＱ₃、機械圧縮比がε₁であって且つ吸気弁閉弁時期がＶＴ₂よりも進角側である状態から、要求吸入空気量の減少に伴ってスロットル開度を最大速度で小さくすると、吸気弁閉弁時期を最大速度で進角させれば、最終的に動作点は同一吸入空気量平面Ｑ₁と低負荷側燃焼異常領域Ｘ₂との交点ｍ₂よりも進角側に到達し、よって低負荷側燃焼異常領域Ｘ₂には侵入しない。

したがって、現在の吸入空気量がＱ₃であって機械圧縮比がε₁であるときには、吸気弁閉弁時期をＶＴ₁からＶＴ₂の間に設定しておけば、要求吸入空気量が急激に増大又は減少した場合であっても、スロットル開度をほぼ全開（全開を含む）まで又はほぼ全閉（全閉を含む）まで最大速度で変更することができ、よって実際の吸入空気量を迅速に要求吸入空気量まで変化させることができる。以下では、このような吸気弁閉弁時期ＶＴ₁とＶＴ₂との間の領域を許容範囲と称する。

なお、図１７において、実線Ｍ₁及び実線Ｍ₂が直線的ではなく、湾曲しているのは、可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータの初期の動作速度がスロットル弁１７のアクチュエータ１６の初期の動作速度よりも遅いためである。すなわち、スロットル弁１７のアクチュエータ１６はその動作に油圧を利用しておらず電動で駆動されるため、スロットル開度はその変化初期から最大速度で変化させることが可能である。これに対して、可変バルブタイミング機構Ｂのアクチェエータは図４に示したようにその動作に油圧を利用しており、このため吸気弁閉弁時期はその変化初期には最大速度で変化させることができない。このため、スロットル開度及び吸気弁閉弁時期を最大速度で変化させようとした場合には、図１７に実線Ｍ₁、Ｍ₂で示したように、最初にスロットル開度のみ（すなわち、吸入空気量のみ）が変化し、その後、スロットル開度と吸気弁閉弁時期が変化するようになる。

ここで、図１７に示した例では、吸入空気量がＱ₃であって機械圧縮比がε₁であるときの許容範囲ＶＴ₁〜ＶＴ₂について説明したが、斯かる許容範囲は機械圧縮比をε₁以外の機械圧縮比としたときにも存在する。このような各機械圧縮比毎の許容範囲をまとめると図１８に示したような許可領域Ｙ_Q3となる。

したがって、この吸入空気量Ｑ₃に対して設定された許可領域Ｙ_Q3は、三次元的動作点が許可領域Ｙ_Q3内にある状態から、スロットル開度を最大速度でほぼ全開又はほぼ全閉まで変更しても（すなわち、スロットル弁１７のアクチュエータ１６を最大速度で限界まで駆動させても）、吸気弁閉弁時期を最大速度で変更すれば（すなわち、可変バルブタイミング機構Ｂを最大速度で駆動させれば）、スロットル開度をほぼ全開又はほぼ全閉まで変更する間に三次元的動作点が高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁及び低負荷側燃焼異常領域Ｘ₂に侵入しないような領域であるといえる。

したがって、上述したように、吸入空気量がＱ₃であるときには、二次元的動作点が図１８の許可領域Ｙ_Q3内に位置するように或いは許可領域Ｙ_Q3内で移動す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及びスロットル弁１７を制御することにより、現在の吸入空気量Ｑ₃から要求吸入空気量がＱ₃以外の如何なる吸入空気量へ変化した場合であっても、実際の吸入空気量を迅速に要求吸入空気量にすることができる。

また、同様なことは吸入空気量がＱ₃以外であるときにもいえる。例えば、図１９を参照して、吸入空気量がＱ₂である場合について考える。ここで、図１９に示した許可領域Ｙ_Q2は、上記許可領域Ｑ₃と同様な領域であって、三次元的動作点が許可領域Ｙ_Q2内にある状態からスロットル開度を最大速度でほぼ全開又はほぼ全閉まで変更しても、吸気弁閉弁時期を最大速度で変更すれば、スロットル開度をほぼ全開又はほぼ全閉まで変更する間に三次元的動作点が高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁及び低負荷側燃焼異常領域Ｘ₂に侵入しないような領域である。

したがって、吸入空気量がＱ₂であるときには、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す二次元的動作点を図１９の許可領域Ｙ_Q2内に位置す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及びスロットル弁１７を制御することにより、現在の吸入空気量がＱ₂である状態から要求吸入空気量がＱ₂以外の如何なる吸入空気量へ変化した場合であっても、実際の吸入空気量を迅速に要求吸入空気量にすることができる。

同様に、図２０を参照して、吸入空気量がＱ₄にある場合について考える。ここで、図２０に示した許可領域Ｙ_Q4は、上記許可領域Ｑ₃と同様な領域であって、三次元的動作点が許可領域Ｙ_Q4内にある状態からスロットル開度を最大速度で変更しても、吸気弁閉弁時期を最大速度で変化させれば、スロットル開度をほぼ全開又はほぼ全閉まで変更する間に三次元的動作点が高負荷側燃焼異常領域Ｘ₁及び低負荷側燃焼異常領域Ｘ₂に侵入しないような領域である。

したがって、吸入空気量がＱ₄であるときには、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す二次元的動作点を図２０の許可領域Ｙ_Q4内に位置す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及びスロットル弁１７を制御することにより、現在の吸入空気量がＱ₄である状態から要求吸入空気量がＱ₄以外の如何なる吸入空気量へ変化した場合であっても、実際の吸入空気量を迅速に要求吸入空気量にすることができる。

したがって、本発明の実施形態では、各吸入空気量毎に上述したように二次元的動作点が移動可能な許可領域を設定し、吸入空気量が或る吸入空気量となっているときには二次元的動作点が上記或る吸入空気量に対して設定される許可領域内に位置す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及びスロットル弁１７を制御するようにしている。このように可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂ及びスロットル弁１７を制御することにより、現在の吸入空気量が如何なる吸入空気量であっても、要求吸入空気量が変化した際に実際の吸入空気量を変化後の要求吸入空気量に迅速に到達させることができるようになる。

次に、図１８〜図２０を参照して、本発明の火花点火式内燃機関における機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の制御目標について説明する。

ところで、図８を参照して説明したように、機関負荷が高いとき、すなわち吸入空気量が多いときには、超高膨張比サイクルを採用することができないため機械圧縮比を低くし且つ吸気弁閉弁時期を進角させることが必要であるが、機関負荷が低くなるにつれて、すなわち吸入空気量が少なくなるにつれて機械圧縮比を高くし且つ吸気弁閉弁時期を遅角させていくことにより燃費を向上させることができる。

このように燃費を最良にすることができる動作点（以下、「燃費最良動作点」という）は各吸入空気量毎に存在し、例えば図１８に示した吸入空気量がＱ₃である場合の燃費最良動作点は点ｃ_Q3である。

なお、一般的には機械圧縮比が高いほど且つ吸気弁閉弁時期が遅角側であるほど燃費が高くなる傾向にあるが、例えば燃焼室５内に流入する吸気ガスの乱れの大きさ等によって燃費が変化するため、必ずしもその吸入空気量平面において燃焼異常領域Ｘ₁、Ｘ₂に侵入しない範囲で最も機械圧縮比が高く且つ最も吸気弁閉弁時期が遅角側の動作点が燃費最良動作点になるとは限らない。このため、図１８では燃費最良動作点ｃ_Q3は吸入空気量平面Ｑ₃において燃焼異常領域Ｘ₁、Ｘ₂に侵入しない範囲で最も機械圧縮比が高く且つ最も吸気弁閉弁時期が遅角側の動作点以外の点とされている。

しかしながら、図１８からわかるように吸入空気量Ｑ₃におけるこの燃費最良動作点ｃ_Q3は許可領域Ｙ_Q3内に位置していない。このため、吸入空気量がＱ₃であるときに機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点を点ｃ_Q3に設定してしまうと、要求吸入空気量が変化したときに実際の吸入空気量を変化後の要求吸入空気量まで迅速に変化さることができない場合が生じてしまう。

そこで、本発明の実施形態では、吸入空気量Ｑ₃における許可領域Ｙ_Q3内で最も燃費の良い動作点（例えば、図１８中の動作点ｄ_Q3。以下、「準燃費最良動作点」という）を実験により又は計算により予め算出し、吸入空気量がＱ₃であるときには二次元的動作点がこの準燃費最良動作点ｄ_Q3となるように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を制御するようにしている。

このような準燃費最良動作点は、各吸入空気量毎に存在する。例えば、吸入空気量Ｑ₂における準燃費最良動作点は図１９に示した点ｄ_Q2であり、吸入空気量Ｑ₄における準燃費最良動作点は図２０に示した点ｄ_Q4である。そこで、本発明の実施形態では、各吸入空気量毎に準燃費最良動作点を実験により又は計算により予め算出し、要求吸入空気量が或る吸入空気量となった場合には動作点がその吸入空気量における準燃費最良動作点となるように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を制御することとしている。

なお、このような準燃費最良動作点を結ぶと、図２１に示したような一本の線となる。以下では、この線を基準動作線Ｗと称する。図２１に示した例では、基準動作線Ｗは同一吸入空気量平面Ｑ₃よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面θ_max上を延びており、同一吸入空気量平面Ｑ₃よりも吸入空気量が少ない側では図１２（Ｂ）に示した右側面Ｓ₂上を延びている。内燃機関の通常運転時には機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度はこの基準動作線Ｗ上の動作点となるように制御されることになる。

また、内燃機関の運転状態によっては、燃費を最小にすること以外が優先される場合が存在する。例えば、内燃機関の冷間始動時には機関本体や触媒コンバータ２０に内蔵された三元触媒を昇温することが優先され、また機関減速運転時或いは燃料噴射弁１３からの燃料噴射を停止させる燃料カット制御時にはエンジンブレーキが大きくなることが優先される。このように燃費を最小にすること以外が優先される場合には、各吸入空気量において、二次元的動作点は上記準燃費最良動作点以外の所定の動作点とされることが必要となる。そこで、機関運転状態毎に（例えば、冷間始動時、機関減速運転時等）、各吸入空気量における最適な動作点を算出し、機関運転状態に応じて各吸入空気量においてこの最適な動作点となるように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を制御するようにしてもよい。

次に、図２２〜図２４を参照して、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の具体的な制御方法について説明する。図２２は、図９と同様な三次元的空間を示す図であり、図２３及び図２４はそれぞれ同一吸入空気量平面Ｑ₄及びＱ₂を示している。特に、以下では、現在の吸入空気量がＱ₄であって現在の動作点が吸入空気量Ｑ₄における準燃費最良動作点にある場合（図２２及び図２３中の点ｅ₁）に、要求吸入空気量がＱ₂に変化した場合について説明する。

このように要求吸入空気量がＱ₄からＱ₂に低下せしめられると、動作点は同一吸入空気量平面Ｑ₂上の準燃費最良動作点ｄ_Q2（以下、「目標動作点」という）に向かって移動せしめられる。このとき、上述したように可変圧縮比機構Ａのアクチュエータの動作速度が遅いことから、まず、スロットル弁１７及び可変バルブタイミング機構Ｂのアクチュエータが駆動せしめられる。図２２に示した例では、動作点ｅ₁からスロットル開度が最大速度で小さくせしめられると共に、吸気弁閉弁時期が最大速度で遅角せしめられる。

なお、図２２に示した例では、現在の動作点ｅ₁における吸入空気量に対して目標動作点ｄ_Q2における吸入空気量が小さいことからスロットル開度が最大速度で小さくされているが、現在の動作点における吸入空気量に対して目標動作点における吸入空気量が大きい場合にはスロットル開度は最大速度で大きくされる。また、図２２に示した例では、現在の動作点ｅ₁における吸気弁閉弁時期に対して目標動作点ｄ_Q2における吸気弁閉弁時期が遅角側にあり、且つスロットル開度を最大速度で小さくしても吸気弁閉弁時期の変化のさせ方にかかわらず吸入空気量が要求吸入空気量に達するまで動作点が燃焼異常領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入しないことから、吸気弁閉弁時期が最大速度で遅角されている。しかしながら、現在の動作点における吸気弁閉弁時期に対して目標動作点における吸気弁閉弁時期が進角側にある場合や、スロットル開度を最大速度で小さくすると吸気弁閉弁時期の変化のさせ方によっては吸入空気量が要求吸入空気量に達するまでに動作点が燃焼異常領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入するような場合には、吸気弁閉弁時期を最大速度で進角させるようにしてもよい。

このように動作点ｅ₁からスロットル開度を最大速度で小さくし且つ吸気弁閉弁時期を最大速度で遅角させると、吸入空気量が減少し、或る程度の時間経過後に吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ₂となる。このとき、図２２及び図２４に示した例では動作点は点ｅ₂となっている。

このように実際の吸入空気量を要求吸入空気量に一致させた後は、動作点は同一吸入空気量平面Ｑ₂上で目標動作点ｄ_Q2に向けて移動せしめられる。このとき、動作点は、許可領域Ｙ_Q2内に維持される範囲内で最大の速度で移動せしめられる。すなわち、図２２及び図２４に示した例では、動作点が許可領域Ｙ_Q2から出てしまうことのない範囲内で、機械圧縮比が最大速度で大きくされ且つ吸気弁閉弁時期を最大速度で遅角せしめられる。

例えば、図２４に示した例では、動作点ｅ₂から機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を最大速度で移動させると、動作点は矢印Ｔに示した方向に移動することになる。しかしながら、動作点がｅ₃に到達した後もそのまま動作点を矢印Ｔの方向に移動させると、動作点が許可領域Ｙ_Q2外へ出てしまう。そこで、本実施形態では、動作点がｅ₃に到達した後には吸気弁閉弁時期の変更速度を最大速度よりも遅い速度にすることで動作点が許可領域Ｙ_Q2内に維持されるようにしている。

このように動作点を許可領域Ｙ_Q2内で移動させた結果、現在の動作点の吸気弁閉弁時期はやがて目標動作点ｄ_Q2における吸気弁閉弁時期にまで達し（動作点ｅ₄）、その後は目標動作点ｄ_Q2に向けて吸気弁閉弁時期が固定された状態で機械圧縮比が大きくせしめられ、最終的に目標動作点ｄ_Q2に到達することになる。

なお、上記実施形態では、動作点を点ｅ₁から点ｅ₂へ移動させる間に機械圧縮比を変更していないが、この間に機械圧縮比を目標動作点の機械圧縮比に向けて変更するようにしてもよい。

また、上記実施形態では、要求吸入空気量の変化に伴ってスロットル開度及び吸気弁閉弁時期を最大速度で変更した後の動作点ｅ₂は同一吸入空気量平面Ｑ₂上の許可領域Ｙ_Q2内に位置する。しかしながら、要求吸入空気量の変化に伴ってスロットル開度及び吸気弁閉弁時期を最大速度で変更した後の動作点は必ずしも変更後の吸入空気量における許可領域内に位置するとは限らない。このように動作点が変更後の吸入空気量における許可領域内に位置しない場合には、動作点は変更後の吸入空気量における目標動作点に向けて移動せしめられる前にまず許可領域内に入るように移動せしめられ、その後、許可領域内に入ってから変更後の吸入空気量における目標動作点に向けて移動せしめられる。

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
１６アクチュエータ
１７スロットル弁
Ａ可変圧縮比機構
Ｂ可変バルブタイミング機構

Claims

機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、スロットル開度を変化させることにより吸入空気量を制御可能なスロットル弁とを具備し、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の組合せを示す動作点が侵入すると異常燃焼又はトルク変動が発生する三次元的燃焼異常領域が存在する、火花点火式内燃機関において、
各吸入空気量に対して機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が移動可能な許可領域が設定され、該各吸入空気量に対して設定される許可領域は機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及び吸入空気量の組合せを示す動作点が該許可領域内にある状態からスロットル開度を最大速度で変化させても吸気弁閉弁時期を最大速度で変化させればスロットル開度をほぼ全開又はほぼ全閉まで変化させる間に上記動作点が上記三次元的燃焼異常領域に侵入しないような領域であり、
実際の吸入空気量が要求吸入空気量となっているときには機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が該要求吸入空気量に対して設定される許可領域内を移動するように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル弁が制御される、火花点火式内燃機関。
機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す基準動作点を各吸入空気量毎に上記許可領域内に設定し、実際の吸入空気量が要求吸入空気量となっているときには機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が上記基準動作点に向けて移動するように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル弁が制御される、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
上記基準動作点は、上記許可領域内で最低の燃費を得られる動作点である、請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
要求吸入空気量が変化したときには、実際の吸入空気量が要求吸入空気量に到達するまでスロットル開度が最大速度で変化せしめられる、請求項１〜３のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。