JP5397305B2

JP5397305B2 - 火花点火式内燃機関

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Publication number: JP5397305B2
Application number: JP2010097127A
Authority: JP
Inventors: 高志河崎
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2010-04-20
Filing date: 2010-04-20
Publication date: 2014-01-22
Anticipated expiration: 2030-04-20
Also published as: JP2011226388A

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に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）。この内燃機関では、機関負荷が高くなるにつれて、すなわち要求吸入空気量が多くなるにつれて吸気弁の閉弁時期が吸気下死点に近づくように進角され、このとき実圧縮比をほぼ一定に維持するために要求吸入空気量が多くなるにつれて機械圧縮比が低下せしめられる。

また、可変圧縮比機構としては、例えば、シリンダブロックとクランクケースとを相対移動可能に連結すると共にその連結部分にカムシャフトを設け、このカムシャフトを回転させることで機械圧縮比を変更するようにしているものが知られている（例えば、特許文献２を参照）。

特に、この可変圧縮比機構では、カムシャフトを駆動する駆動モータの回転角度と機械圧縮比との関係はリニアではなく、特に低機械圧縮比領域においては駆動モータの回転角度の変化に対する機械圧縮比の変化の割合が小さい。このため、低機械圧縮領域においては一定時間に変更可能な機械圧縮比の量が小さいものとなる。そこで、特許文献２に記載の内燃機関では、機械圧縮比を検出する検出装置の出力に基づいて機械圧縮比が目標機械圧縮比となるようにフィードバック制御すると共に、低機械圧縮比領域においてはフィードバック制御における制御ゲインを大きくすることにより、低機械圧縮比領域においても一定時間に変更可能な機械圧縮比の量を大きなものにするようにしている。

特開２００９−１１５０６０号公報特開２００７−３０３４２３号公報

ところでこのように要求吸入空気量の変化に応じて吸気弁閉弁時期と機械圧縮比を変化させる方法として、一定時間間隔毎に目標吸気弁閉弁時期及び目標機械圧縮比を算出し、算出された目標吸気弁閉弁時期及び目標機械圧縮比となるように吸気弁閉弁時期及び機械圧縮比を制御する方法が挙げられる。

斯かる方法では、一定時間間隔毎に目標吸気弁閉弁時期及び目標機械圧縮比を算出するにあたり、この一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の量（以下、「閉弁時期変更可能量」という）及び一定時間に変更可能な機械圧縮比の量（以下、「圧縮比変更可能量」という）を考慮する必要がある。すなわち、算出される目標吸気弁閉弁時期は現在の吸気弁閉弁時期から上記閉弁時期変更可能量以内にある吸気弁閉弁時期である必要があり、算出される機械圧縮比は現在の機械圧縮比から上記圧縮比変更可能量以内にある機械圧縮比である必要がある。

ここで、圧縮比変更可能量は様々な要因で変化する。例えば、特許文献２に記載した可変圧縮比機構を用いた場合には、圧縮比変更可能量は、上述したように、機械圧縮比に応じて変化する。また、圧縮比変更可能量は機関負荷（又は内燃機関の出力トルク）に応じても変化する。すなわち、機関燃焼室内での混合気の燃焼によって生じる燃焼圧は機関負荷が高いほど大きくなるが、斯かる燃焼圧は機械圧縮比を低下させる方向に作用する。したがって、機関負荷が高いほど、機械圧縮比を高くするのに対する抵抗が大きくなり、逆に機械圧縮比を低くするのに対する抵抗が小さくなる。この結果、機械圧縮比を高くする際には圧縮比変更可能量は機関負荷が高いほど小さくなり、一方、機械圧縮比を低くする際には圧縮比変更可能量は機関負荷が高いほど大きくなる。

一方、燃料噴射弁からの燃料噴射を停止させる燃料カット制御中は機関負荷はゼロであり、よって圧縮比変更可能量は機関負荷に応じては変化しない。その一方で、燃料カット制御中は圧縮比変更可能量は実圧縮比や吸入空気量に応じて変化する。したがって、圧縮比変更可能量を機械圧縮比や機関負荷のみに基づいて算出すると、燃料カット制御中に圧縮比変更可能量を適切に算出することができず、この結果、燃料カット制御中に機械圧縮比を適切に制御することができなくなってしまう。

そこで、上記問題に鑑みて、本発明は、可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構を具備する火花点火式内燃機関において、燃料カット制御中であっても機械圧縮比を適切に制御することができるようにすることを目的とする。

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を具備し、機関運転状態毎に機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が到達すべき要求動作点を設定し、機関運転状態が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が変化後の機関運転状態に対して設定された要求動作点に向けて変化するように一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量及び一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量に基づいて一定時間毎に目標動作点を算出し、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を該目標動作点に向けて変化させる、火花点火式内燃機関において、燃料噴射弁からの燃料供給を停止する燃料カット制御中には上記一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を現在の吸入空気量及び現在の実圧縮比のうち少なくともいずれか一方に応じて変えるようにした。
燃料カット制御中には通常運転時とは異なり一定時間に変更可能な機械圧縮比の量が機関負荷ではなく吸入空気量及び実圧縮比に応じて変化する。第１の発明によれば、一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を現在の吸入空気量又は現在の実圧縮比に応じて変えるようにしているため、燃料カット制御中であっても一定時間に変更可能な機械圧縮比を適切に算出することができる。

第２の発明では、第１の発明において、上記一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量は、機械圧縮比を高くするときには現在の吸入空気量が多いほど小さくされ、機械圧縮比を低くするときには現在の吸入空気量が多いほど大きくされる。

第３の発明では、第１又は第２の発明において、上記一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量は、機械圧縮比を高くするときには現在の実圧縮比が高いほど小さくされ、機械圧縮比を低くするときには現在の実圧縮比が高いほど大きくされる。

第４の発明では、第１〜第３のいずれか一つの発明において、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対して侵入禁止領域が設定されており、上記目標動作点は、機関運転状態が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が変化後の機関運転状態に対して設定された要求動作点に向けて上記侵入禁止領域に侵入することなく変化するように一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量及び一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量に基づいて算出される。

第５の発明では、第４の発明において、上記目標動作点は、現在の動作点又は前回の目標動作点から一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量及び一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量以内に位置する動作点のうち上記侵入禁止領域に侵入しない範囲で現在の動作点から最も離れた動作点とされる。

第６の発明では、第１〜第５のいずれか一つの発明において、上記燃料カット制御が行われていない通常運転中には、上記一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を機関負荷に応じて変えるようにした。

第７の発明では、第１〜第６のいずれか一つの発明において、上記可変圧縮比機構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とシリンダブロック間の相対位置を変化させて機械圧縮比を変化させ、上記一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を上記カムの回転角度に応じて変えるようにした。

本発明によれば、燃料カット制御中であっても機械圧縮比を適切に制御することができる。

火花点火式内燃機関の全体図である。可変圧縮比機構の分解斜視図である。図解的に表した内燃機関の側面断面図である。可変バルブタイミング機構を示す図である。吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。侵入禁止領域と基準動作線とを示す図である。スロットル開度と吸入空気量との関係を示す図である。侵入禁止領域と基準動作線とを示す図である。侵入禁止領域を示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。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。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。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。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。機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。目標動作点と動作点とを示す図である。機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。目標値を算出するためのフローチャートである。可変圧縮比機構等の駆動制御を行うためのフローチャートである。図３５に示した吸入空気量平面の一部の拡大図である。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。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。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。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。圧縮比変更可能量の予測値を算出するためのフローチャートである。図４４に示したフローチャートで用いられるマップを示す図である。図４４に示したフローチャートで用いられるマップを示す図である。

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

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

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

一方、図１に示した実施形態ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示した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に示したようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。なお、本実施形態では、現在の機械圧縮比を検出するための機械圧縮比検出装置として相対位置センサ２２が用いられるが、機械圧縮比検出装置としては相対位置センサ２２以外の検出装置を使用することも可能である。

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

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

図２に示した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に示した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に示した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）において矢印で示したように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）に示したように偏心軸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を矢印で示した方向に回転させると図３（Ｃ）に示したように偏心軸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に示した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と一緒に回転し且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に示した中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。したがって可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。

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

図１および図４に示した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）に示した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）に示した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）に示した例では実圧縮比は（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）に示した例ではこの膨張比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。

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

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

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

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

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

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

図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０mlから２０mlまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００mlから２００mlになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ml＋２００ml）／２０ml＝１１となり、膨張比は（２０ml＋５００ml）／２０ml＝２６となる。図８（Ａ）に示した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）に示した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）に示した超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、したがってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。したがって本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。

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

さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示した通常のサイクルが実行される。したがって図９に示した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において実線で示したように吸気弁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において実線で示したように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、したがって機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態に保持されており、したがって燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。

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

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

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

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

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

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

次に図１０から図１３を参照しつつ侵入禁止領域と、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する基準動作線について説明する。

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

一方、図１０においてＱ₁、Ｑ₂、Ｑ₃、Ｑ₄、Ｑ₅はそれぞれ同一吸入空気量面を表している。また、θ_max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おり、図１０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１１に示す。図１１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面であり、図１１からわかるように各スロットル開度面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。

図１０においてハッチングで示した領域は各同一吸入空気量面Ｑ₁、Ｑ₂、Ｑ₃、Ｑ₄、Ｑ₅内における侵入禁止領域を示している。一方、図１２は図１０の上からみたところを示しており、図１３（Ａ）は図１０における左側面Ｓ₁を矢印方向からみたところを示しており、図１３（Ｂ）は図１０における右側面Ｓ₂を矢印方向からみたところを示しており、これら図１２および図１３（Ａ）、（Ｂ）においてもハッチングで示した領域は侵入禁止領域を示している。

図１０、図１２、図１３（Ａ）、（Ｂ）から侵入禁止領域は３次元的に広がっており、さらにこの侵入禁止領域は高負荷側の領域Ｘ₁と低負荷側の領域Ｘ₂との２つの領域からなることがわかる。なお、図１０、図１２、図１３（Ａ）、（Ｂ）からわかるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁は要求吸入空気量が多く、吸気弁閉弁時期が進角側で機械圧縮比が高い側に形成され、低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂は要求吸入空気量が少なく、吸気弁閉弁時期が遅角側で機械圧縮比が低い側に形成される。

さて、図９は要求吸入空気量に対して最小燃費の得られる、吸気弁閉弁時期と機械圧縮比と実圧縮比とスロットル開度の関係を示しており、これらの関係を満たす線が図１０および図１２において実線Ｗで示されている。図１０からわかるようにこの線Ｗは同一吸入空気量面Ｑ₃よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面θ_max上を延びており、同一吸入空気量面Ｑ₃よりも吸入空気量が少ない側では右側面Ｓ₂上を延びている。この同一吸入空気量面Ｑ₃は図９の負荷Ｌ₁に対応している。

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

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

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

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

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

一方、実圧縮比が高くなるほど燃費が向上し、したがってノッキングやトルク変動を生ずることなく最小の燃費が得られる最小燃費動作線は図１０および図１２においてＷで示したように高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁の外部において高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁の外縁に沿いつつ延びている。前述したように本発明による実施形態ではこの最小燃費動作線が基準動作線Ｗとされており、基本的には要求吸入空気量に応じて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの基準動作線Ｗ上を移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御される。なお、現在の動作点は相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４により常時検出されている。

次に本発明による機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の制御の仕方について基本的な制御の仕方から説明する。この基本的な制御の仕方が図１４から図１６に示されている。

すなわち、図１４は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上のｍ点における値に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられた場合を示している。ところで本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、この予め定められた時間毎に算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点が順次算出される。この要求吸入空気量を満たす動作点、すなわち要求動作点の一例が図１４においてａ₁、ａ₂、ａ₃、ａ₄、ａ₅、ａ₆で示されている。すなわち、この例では要求吸入空気量が増大せしめられた後に最初に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ₁であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ₂であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ₃である。

要求動作点が変化すると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は新たな要求動作点に向けて変化する。すなわち、図１４に示した例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は要求動作点がａ₁とされるとｍ点からａ₁点に向けて変化し、要求動作点がａ₂とされると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はａ₂に向けて変化する。この場合、要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達すれば機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は何の問題もなく要求動作点の変化に追従して変化する。しかしながら要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達しない場合には問題を生ずる場合がある。

すなわち、図１４において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点ｍにあるときに要求動作点ａ₁となったときには機械圧縮比および吸気弁時期は変化せず、このとき要求吸入空気量を満たすべくスロットル弁１７の開度が増大せしめられる。アクチュエータ１６によるスロットル弁１７の開度変化の応答性は極めて早く、したがって要求動作点がａ₁になると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はｍ点からａ₁点にただちに移る。

次いで要求動作点がａ₂になると機械圧縮比がわずかばかり低下せしめられ且つ吸気弁閉弁時期がわずかばかり進角されつつスロットル弁１７が全開にされる。このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は次の要求動作点ａ₃が算出される頃には要求動作点ａ₂の近くまで到達する。このとき到達する機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図１４の上方からみたところを示す図１５において動作点ｂ₂で示されている。

要求動作点ａ₃が算出されると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は動作点ｂ₂から要求動作点ａ₃に向けて移動を開始する。すなわち、スロットル弁１７が全開の状態で機械圧縮比は低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は進角せしめられる。ところが可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性および可変バルブタイミング機構Ｂによる吸気弁７の閉弁時期変化の応答性はそれほど早くなく、特に可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性はかなり遅い。したがって要求吸入空気量の増大速度が速い場合には要求動作点と機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点とが次第に離れていくことになる。例えば図１５において要求動作点がａ₆まで移動したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点が依然としてｂ₂付近に位置するような状態が生ずる。

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

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

そこで本発明では、要求吸入空気量が変化したときに、動作点が要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入することなく変化するように、一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量及び一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量に基づいて一定時間毎に目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期をこの目標動作点に向けて変化させるようにしている。

次にこの本発明を具体化した一実施形態についてスロットル全開面θ_maxを示す図１５を参照しつつ説明する。前述したように図１５は要求動作点がａ₃になったときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂ₂である場合を示している。この場合において矢印Ｒ₂は要求動作点ａ₃に向けて予め定められた一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を表しており、矢印Ｔ₂は要求動作点ａ₃に向けて予め定められた一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量を表している。また、図１５においてｃ₂は現在の動作点ｂ₂から要求吸入空気量を満たす要求動作点ａ₃に向けて侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を示している。

図１５に示したように要求吸入空気量が増大せしめられ且つ動作点ｂ₂および要求動作点ａ₃がスロットル全開面θ_max上にあるときにはこの目標動作点ｃ₂は基準動作線Ｗ上に、図１５に示した例では最小燃費動作線Ｗ上に位置する。すなわち、図１５に示した例では、スロットル弁１７が全開状態に維持されているときには目標動作点は侵入禁止領域Ｘ₁の外部であって侵入禁止領域Ｘ₁の外縁に沿って延びる最小燃費動作線Ｗ上を移動せしめられる。

また、図１５において要求動作点がａ₆であるときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂ_iであったとするとこの場合にも目標動作点は基準動作線Ｗ上の点ｃ_iとされる。なお、図１５において矢印Ｒ_iは同様に一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を表しており、矢印Ｔ_iは一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量を表している。

このように図１５に示した例では動作点がｂ₂であるときに目標動作点ｃ₂が算出されると一定時間後に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は目標動作点ｃ₂に到達する。このとき現在の動作点ｃ₂から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく一定時間後に到達可能な次の新たな目標動作点が算出され、動作点は一定時間後にこの新たな目標動作点に到達する。この場合、本発明による実施形態では機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はＰＩＤ（比例積分微分）制御によって目標動作点に到達せしめられる。

このように図１５に示した例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに移動する。すなわち、図１４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１６において矢印で示したように基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに変化せしめられる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性を確保することができることになる。

この場合、要求吸入空気量に対する機関の応答性を更に向上するためには目標動作点ｃ₂、ｃ_iをそれぞれ対応する現在の動作点ｂ₂、ｂ_iからできる限り離すことが好ましい。したがって本発明による実施形態では目標動作点ｃ₂、ｃ_iは、対応する現在の動作点ｂ₂、ｂ_iから一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量及び一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量以内に位置する動作点のうち、侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入しない範囲で要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて現在の動作点ｂ₂、ｂ_iから最も離れた動作点とされている。

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

吸気弁閉弁時期の可能な最大変更速度、すなわち一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の量は機関の運転状態の影響をほとんど受けず、したがって一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の量は機関運転状態にかかわらず一定となる。これに対して、機械圧縮比の可能な最大変更速度、すなわち一定時間に変更可能な機械圧縮比の量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１７から図２０を参照しつつ説明する。

図１７は一定時間に変更可能な機械圧縮比の量、すなわ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。図１７は機械圧縮比が或る機械圧縮比とされているときの一定時間に変更可能な機械圧縮比の量（以下、「圧縮比変更可能量」という）を示しており、図１７において一点鎖線Ｆ₀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１７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、すなわ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したように燃焼圧が高くなるほど、すなわ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、したがってこの場合には圧縮比変更可能量は大きくなる。図１７において実線Ｆ₁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。これに対して、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１７において実線Ｆ₂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。

本実施形態では、図１７においてＦ₀で示した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１７においてＦ₁及びＦ₂で示す関係により補正することで、機関負荷に応じた圧縮比変更可能量の予想値が算出される。すなわち、本実施形態では、圧縮比変更可能量の予想値を機関負荷に応じて変えるようにしている。

図１８は一定時間に変更可能な機械圧縮比の量とカムシャフト５４、５５の回転角度、すなわち円形カム５８の回転角度との関係を示している。なお、図１８において横軸の左側は図３（Ａ）に示した機械圧縮比の最も低い状態のときを示しており、図１８において横軸の右端は図３（Ｃ）に示した機械圧縮比の最も高い状態のときを示している。また、図１８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１８において破線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。

図２に示した実施形態では、ウォームギアとしてウォームホイール６３、６４によりウォーム６１、６２が回転せしめられることのない型式の、すなわちウォーム６１、６２がウォームホイール６３、６４の逆転止め作用をなしている型式のウォームギアが用いられており、図１８の一点鎖線Ｇ₀はこのようなウォームギアが用いられている場合において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、すなわち図３（Ｂ）に示したときにカムシャフト５４、５５の単位回転角度当たりの圧縮比変化量が最も大きくなり、したがって図１８の一点鎖線Ｇ₀で示した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１８において破線で示した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）に示したとき、すなわち機械圧縮比が中間のときに最も高くなる。一方、図１８において実線Ｇ₁は機械圧縮比を低下させる場合を示しており、実線Ｇ₂は機械圧縮比を増大させる場合を示している。図１８に示したように、機械圧縮比を低下させるときの圧縮比変更可能量Ｇ₁は機械圧縮比を増大させるときの圧縮比変更可能量Ｇ₂よりも大きくなる。また、機械圧縮比が中間のときに圧縮比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Ｇ₁は高くなり、圧縮比変更可能量Ｇ₂は低下する。

本実施形態では、図１８においてＧ₀で示した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１８においてＧ₁およびＧ₂で示した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。さらに、この圧縮比変更可能量を図１７においてＦ₁およびＦ₂で示した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の予測値が算出される。すなわち、この本実施形態では圧縮比変更可能量の予測値を回転するカム５８の回転角度および機関負荷に応じて変えるようにしている。

一方、図１９は可変圧縮比機構Ａの全ての軸受をすべり軸受から構成した場合においてすべり軸受による潤滑状態が圧縮比変更可能量に与える影響を示している。すなわち、機関負荷が高いほど油膜切れを生じ始める境界潤滑領域となりやすく、また軸受面上における動作速度が遅いほど境界潤滑領域となりやすい。従って図１９に示したように（機関負荷／動作速度）が或る限界値を越えると潤滑状態が境界潤滑領域となり、その結果すべり軸受における摩擦力が増大するために圧縮比変更可能量が小さくなる。

本発明による別の実施形態ではすべり軸受における潤滑状態も考慮に入れて圧縮比変更可能量の予測値が算出される。例えば図１７においてＦ₀で示した基準圧縮比変更可能量を図１７においてＦ₁およびＦ₂で示した関係により補正し、補正された圧縮比変更可能量を図１８においてＧ₁およびＧ₂で示した関係により補正し、補正された圧縮比変更可能量を図１９に示した関係により補正することによって機関負荷、カムシャフト５４、５５の回転角度および（機関負荷／動作速度）に応じた圧縮比変更可能量の予測値が算出される。

図２０は機関負荷の変動を検出し、検出された機関負荷の変動に基づいて圧縮比変更可能量を算出するようにした実施形態を示している。サイクル間或いは気筒間において燃焼圧が変動すると偏心軸５７が撓み、シリンダブロック２とクランクケース１との相対位置が変化する。このシリンダブロック２とクランクケース１との相対位置の変化、即ちシリンダブロック２とクランクケース１との間隔の変化は相対位置センサ２２によって検出される。このシリンダブロック２とクランクケース１との間隔は燃焼圧が高くなると大きくなる。

前述したように可変圧縮比機構Ａには燃焼圧によりトルクが加わり、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。従って燃焼圧が高くなると可変圧縮比機構Ａにより容易に機械圧縮比を低下しうるようになる。図２０のＨ₁は機械圧縮比を低下させるときの圧縮比変更可能量を示しており、図２０のＨ₂は機械圧縮比を増大させるときの圧縮比変更可能量を示している。

この実施形態では燃焼圧の変動に応じて圧縮比変更可能量の予測値を適切に算出することができる。特に圧縮比変更可能量の予測値を図１７に示したように機関負荷に応じて算出し、このとき圧縮比変更可能量の予測値を図２０に示したように燃焼圧の変動に基づいて更に算出すると圧縮比変更可能量の予測値を最適な値に精密に制御することができる。なお、ウォームギアとしてウォームホイール６３、６４によりウォーム６１、６２を回転しうる型式のウォームギアを用いると燃焼圧が変動したときの偏心軸５７の撓みが更に大きくなり、その結果燃焼圧により可変圧縮比機構Ａに作用するトルクの変動を相対位置センサ２２により更に精度よく検出することができる。

次に図２１から図３６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２１から図３６のうちで図２１および図２２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２３から図３０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３１から図３６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２１から図３６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２１および図２２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２２は図１５と同様なスロットル全開面θ_maxを示している。

図２２はこの場合における現在の動作点と要求動作点との関係を示している。すなわち、図２２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、このとき一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量がＲ_iで示されており、このとき一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量がＴ_iで示されている。更に図２２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、このとき一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量がＲ_jで示されており、このとき一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量がＴ_jで示されている。

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

次に図２３から図３０を参照しつつ要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の要求動作点が図２３においてｄ₁、ｄ₂、ｄ₃、ｄ₄、ｄ₅で示されている。

なお、本発明による制御を容易に理解しうるように図２３は要求動作点ｄ₁における要求吸入空気量がＱ₅であり、要求動作点ｄ₂における要求吸入空気量がＱ₅とＱ₄の中間値であり、要求動作点ｄ₃における要求吸入空気量がＱ₄であり、要求動作点ｄ₄における要求吸入空気量がＱ₄とＱ₃との中間値であり、要求動作点ｄ₅における要求吸入空気量がＱ₃であった場合を示している。すなわち、順次算出された要求吸入空気量がＱ₆（スロットル全開面θ_max上のｎ点）から、Ｑ₅、Ｑ₅とＱ₄の中間値、Ｑ₄、Ｑ₄とＱ₃の中間値、Ｑ₃に変化した場合を示している。

また図２４はスロットル全開面θ_maxを示しており、図２５は吸入空気量がＱ₅の同一吸入空気量面を示しており、図２６は吸入空気量がＱ₅とＱ₄の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２７は吸入空気量がＱ₄の同一吸入空気量面を示しており、図２８は吸入空気量がＱ₄とＱ₃の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２９は吸入空気量がＱ₃の同一吸入空気量面を示している。

さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図２３に示した動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量がＱ₆からＱ₅に変化し、その結果要求動作点がｄ₁になったとすると、まず初めに図２４に示したようにスロットル全開面θ_max上において目標動作点ｅ₁が算出される。この目標動作点ｅ₁の算出方法はこれまで述べてきた算出方法と同じであって、一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量と一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量から侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく要求動作点ｄ₁に最も近い目標動作点ｅ₁が算出される。図２４に示した例ではこの目標動作点ｅ₁は基準動作線Ｗ上に位置している。

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

すなわち、図２３において、図２４に示したスロットル全開面θ_max上の目標動作点ｅ₁の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ₅上の点が最終的な目標動作点ｅ₁とされる。この同一吸入空気量面Ｑ₅上の最終的な目標動作点ｅ₁が図２３および図２５に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ₁に向けて変化せしめられることになる。すなわち、このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。

次いで要求吸入空気量がＱ₅とＱ₄の中間値になって要求動作点がｄ₂になると、今度は図２５に示したように現在の吸入空気量Ｑ₅における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ₂が算出される。この目標動作点ｅ₂の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量と一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量から侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく要求動作点ｄ₂に最も近い目標動作点ｅ₂が算出される。図２５に示した例ではこの目標動作点ｅ₂は同一吸入空気量面Ｑ₅内における基準動作線Ｗ上に位置している（なお、このときの基準動作線Ｗは図１０に示した基準動作線Ｗとは異なるものであり、同一吸入空気量面Ｑ₅内における最小燃費動作線を示している）。

ところでこの場合にも目標動作点ｅ₂における吸入空気量は要求吸入空気量よりも大きい状態にある。したがってこの場合にも、図２３において、図２５に示した同一吸入空気量面Ｑ₅上の目標動作点ｅ₂の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ₅とＱ₄の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ₂とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ₅とＱ₄の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ₂が図２３および図２６に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ₂に向けて変化せしめられることになる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。

次いで要求吸入空気量がＱ₄となり、次いでＱ₄とＱ₃の中間値となり、次いでＱ₃になると同様なことが順次繰返される。すなわち、要求吸入空気量がＱ₄になると図２７に示したように同一吸入空気量面Ｑ₄上における最終的な目標動作点ｅ₃が算出され、要求吸入空気量がＱ₄とＱ₃の中間値になると図２８に示したように同一吸入空気量面（Ｑ₄とＱ₃との中間値）上における最終的な目標動作点ｅ₄が算出され、次いで要求吸入空気量がＱ₃になると図２９に示したように同一吸入空気量面Ｑ₃上における最終的な目標動作点ｅ₅が算出される。

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

要求吸入空気量がＱ₃になると図２９に示したように同一吸入空気量面Ｑ₃上において順次最終的な目標動作点ｅ₆、ｅ₇、ｅ₈、ｅ₉、ｅ₁₀が算出され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は順次これら最終的な目標動作点ｅ₆、ｅ₇、ｅ₈、ｅ₉、ｅ₁₀を経て要求動作点ｄ₅まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はｅ₈に達するまで遅角され、スロットル弁１７の開度は徐々に大きくされてｅ₈に達すると全開せしめられる。

図３０は図２３に示したように目標吸入空気量がＱ₆（ｎ点）からＱ₃（目標動作点ｄ₅）まで比較的速く減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図３０からこの場合には要求吸入空気量が最終的な目標値Ｑ₃となった後（動作点ｅ₄）、吸気弁閉弁時期の遅角動作が完了し（動作点ｅ₈）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ₅）ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｄ₈）徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Ｑ₃上の動作点ｅ₅となるまで全開状態から徐々に低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角動作が完了するまで（動作点ｅ₈）まで全開状態まで徐々に開弁せしめられる。

図２３から図３０に示したように要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられたときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の制御に加えてスロットル開度も制御される。本発明ではこのときには機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対し３次元的侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂が設定されており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点がこの３次元的侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入するのが禁止される。

なお、この場合にも要求吸入空気量が変化したときに、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については、動作点が要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて３次元的侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入することなく変化するように、一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量及び一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量に基づいて一定時間毎に目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。さらにこの場合、要求吸入空気量が変化したときにスロットル開度は３次元的侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂に侵入しないように要求吸入空気量に応じて変化せしめられる。

なお、この場合でも機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度ができる限り早く要求吸入空気量を満たす要求動作点に達するように、目標動作点は、現在の動作点から一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量及び一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量以内に位置する動作点のうち、３次元的侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入しない範囲で要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて動作点から最も離れた動作点とされる。

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

次に図３１から図３６を参照しつつ要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量Ｑ₁まで減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の要求動作点が図３１においてｄ₁、ｄ₂、ｄ₃で示されている。

なお、この場合にも本発明による制御を容易に理解しうるように図３１は要求動作点ｄ₁における要求吸入空気量がＱ₄であり、要求動作点ｄ₂における要求吸入空気量がＱ₂とＱ₃の中間値であり、要求動作点ｄ₃における要求吸入空気量がＱ₁であった場合を示している。すなわち、順次算出された要求吸入空気量がＱ₆（スロットル全開面θ_max上のｎ点）から、Ｑ₄、Ｑ₃とＱ₂の中間値、Ｑ₁に変化した場合を示している。

また図３２はスロットル全開面θ_maxを示しており、図３３は吸入空気量がＱ₄の同一吸入空気量面を示しており、図３４は吸入空気量がＱ₃とＱ₂の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図３５は吸入空気量がＱ₁の同一吸入空気量面を示している。

さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図３１に示した動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量がＱ₆からＱ₄に変化し、その結果要求動作点がｄ₁になったとすると、まず初めに図３２に示したようにスロットル全開面θ_max上において目標動作点ｅ₁が算出される。この目標動作点ｅ₁の算出方法は図２４に示した算出方法と同じであって、一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量と一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量から侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく要求動作点ｄ₁に最も近い目標動作点ｅ₁が算出される。図３２に示した例ではこの目標動作点ｅ₁は基準動作線Ｗ上に位置している。

一方、このとき図２３に示した場合と同様に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ₄とするのに必要な目標開度までスロットル弁１７が閉弁せしめられる。

すなわち、図３１において、図３２に示したスロットル全開面θ_max上の目標動作点ｅ₁の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ₄上の点が最終的な目標動作点ｅ₁とされる。この同一吸入空気量面Ｑ₄上の最終的な目標動作点ｅ₁が図３１および図３３に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ₁に向けて変化せしめられることになる。このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。

次いで要求吸入空気量がＱ₃とＱ₂の中間値になって要求動作点がｄ₂になると、今度は図３３に示したように現在の吸入空気量Ｑ₄における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ₂が算出される。この目標動作点ｅ₂の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量と一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量から侵入禁止領域Ｘ₁内に侵入することなく要求動作点ｄ₂に最も近い目標動作点ｅ₂が算出される。この場合にも、図３１において、図３３に示した同一吸入空気量面Ｑ₄上の目標動作点ｅ₂の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ₃とＱ₂の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ₂とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ₃とＱ₂の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ₂が図３１および図３４に示されている。

次いで要求吸入空気量がＱ₁になって要求動作点がｄ₃になると図３４に示したように同一吸入空気量面（Ｑ₃とＱ₂の中間値）上において目標動作点ｅ₃が算出され、次いで図３５に示したように同一吸入空気量面Ｑ₁上における最終的な目標動作点ｅ₃が算出される。最終的な目標動作点ｅ₃が算出されると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ₃に向けて変化せしめられる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。

ところでこのように要求吸入空気量が小さくなると同一吸入空気量面内に低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂が現われてくる。この同一吸入空気量面内に現われる低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂は吸入空気量が小さくなるほど大きくなり、この同一吸入空気量面に現われる低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂は図３５に示したように要求吸入空気量が最小Ｑ₁になったときに最大となる。なお、本発明による実施形態ではこの低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂の周りには低負荷側侵入禁止領域Ｘ₂からわずかな間隔を隔てて、低負荷侵入禁止領域Ｘ₂内への動作点の侵入を防止するための侵入阻止面が予め設定されており、この侵入阻止面と同一吸入空気量面との交線である侵入阻止線が図３５においてＷＸで示されている。

さて、本発明による実施形態では吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ₁になると図３５に示したように同一吸入空気量面Ｑ₁上において一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量と一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量から要求動作点ｄ₃に最も近い各目標動作点ｅ₄、ｅ₅、ｅ₆、ｅ₇、ｅ₈、ｅ₉、ｅ₁₀、ｅ₁₁、ｅ₁₂が順次算出される。この場合、目標動作点ｅ₄のように要求動作点ｄ₃に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線ＷＸに対し侵入禁止領域Ｘ₂と反対側に位置するときには算出された目標動作点が目標動作点ｅ₄とされる。これに対し、要求動作点ｄ₃に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線ＷＸよりも侵入禁止領域Ｘ₂に近い側にあるときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のいずれかの到達限界となる侵入阻止線ＷＸ上の点が目標動作点ｅ₅、ｅ₆、ｅ₇、ｅ₈、ｅ₉とされる。

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

図３６は図３１に示したように目標吸入空気量がＱ₆（ｎ点）からＱ₁（目標動作点ｄ₃）まで急激に減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図３６からこの場合には要求吸入空気量が最終的な目標値Ｑ₁となった後（動作点ｅ₂）、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し（動作点ｅ₁₀）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ₃）ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ₁₀）徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Ｑ₁上の動作点ｅ₃となるまで全開状態から低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ₁₀）まで徐々に開弁せしめられる。

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

また、上記実施形態では、要求動作点は、要求吸入空気量（要求機関負荷）を満たす基準動作線Ｗ上の動作点となっている。したがって、要求動作線は要求吸入空気量に基づいて、すなわち機関運転状態に基づいて設定されるといえる。また、上述した基準動作線Ｗは燃費を最低にすることが必要される機関運転状態において動作点が通るべき動作線を示しており、例えば機関冷間始動時等、内燃機関や三元触媒の昇温が必要とされている機関運転状態ではこの動作線は上記基準動作線Ｗとは異なるものとなる。したがって、燃費を最小にする運転状態と内燃機関を昇温させる運転状態とでは要求動作点は異なるものとなる。これらをまとめて表現すると、要求動作点は各機関運転状態において最適な動作点であり、機関運転状態毎に設定されるといえる。

図３７は現在の動作点から予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点を算出するための、すなわち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度の目標値を算出するためのルーチンを示している。

このルーチンでは予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点がこの予め定められた一定時間毎に算出される。したがって図３７に示したルーチンはこの予め定められた時間毎の割込みによって実行される。この予め定められた時間は任意に定めることができるが本発明による実施形態ではこの予め定められた一定時間は８msecとされている。したがって本発明による実施形態では図３７に示した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３７を参照するとまず初めにステップ１００において要求吸入空気量ＧＸが算出される。この要求吸入空気量ＧＸは例えばアクセルペダル４０の踏込み量および機関回転数の関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されている。次いでステップ１０１では要求吸入空気量ＧＸに応じた基準動作線Ｗ上の要求動作点が算出される。次いでステップ１０２では現在の動作点が要求動作点であるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点であるときには処理サイクルを完了する。これに対し、現在の動作点が要求動作点でないときにはステップ１０３に進んで要求吸入空気量ＧＸが現在の動作点における吸入空気量ＧＡよりも大きいか否かが判別される。

ＧＸ＞ＧＡのとき、すなわち吸入空気量を増大すべきときにはステップ１０４に進み、図１４から図１６に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。すなわち、ステップ１０４では要求吸入空気量ＧＸに応じた目標スロットル開度が算出される。この目標スロットル開度は要求動作点がスロットル全開面θ_max上に位置すると通常は全開となる。次いでステップ１０５では一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量が算出され、次いでステップ１０６では一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量が算出される。

次いでステップ１０７では図１５に基づいて説明した方法でもって目標動作点が決定される。次いでステップ１０８では決定した目標動作点から機械圧縮比の目標値および吸気弁閉弁時期の目標値が算出される。スロットル開度の目標値はステップ１０４において既に目標スロットル開度として算出されている。

一方、ステップ１０３においてＧＸ≦ＧＡであると判別されたとき、すなわち吸入空気量を減少すべきかまたは吸入空気量が要求吸入空気量となっているときにはステップ１０９に進み、図２１から図３６に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。すなわち、ステップ１０９では一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量が算出され、次いでステップ１１０では一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量が算出される。次いでステップ１１１では図２２、図２４〜図２９及び図３２〜図３５に基づいて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１１２では要求吸入空気量を満たす目標スロットル開度が算出され、この目標スロットル開度がスロットル開度の目標値とされる。ただし、要求吸入空気量ＧＸを満たすスロットル開度が侵入禁止領域内となるときには目標スロットル開度は前述した侵入阻止面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくにしたがって目標スロットル開度は侵入阻止面に沿って変化せしめられる。

なおこれまで説明していなかったが要求吸入空気量が増大する場合にも同様なことが生じうる。例えば、動作点が図１４において高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁の下方領域に位置するときに要求吸入空気量が増大すると目標スロットル開度が高負荷側侵入禁止領域Ｘ₁内になる場合がある。このときには目標スロットル開度は各同一吸入空気量面に対し予め設定されている各基準動作線Ｗを含む基準動作面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくにしたがって目標スロットル開度はこの基準動作面に沿って変化せしめられる。

図３８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３７に示した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３８を参照するとステップ２００では吸気弁閉弁時期の目標値ＩＴ₀と現在の吸気弁閉弁時期ＩＴとの差ΔＩＴ（＝ＩＴ₀−ＩＴ）が算出され、機械圧縮比の目標値ＣＲ₀と現在の機械圧縮比ＣＲとの差ΔＣＲ（＝ＣＲ₀−ＣＲ）が算出され、スロットル開度の目標値θ₀と現在のスロットル開度θとの差Δθ（θ₀−θ）が算出される。

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

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

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

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

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

ところで、多くの内燃機関では燃費向上等を目的として機関運転状態に応じて燃焼室５への燃料供給を停止する燃料カット制御が行われる。燃料カット制御を行う場合としては、例えば機関負荷が低下して減速運転が行われる場合、機関回転数や内燃機関を搭載した車両の車速が過剰に上昇して機関回転数や車速の低下が必要とされる場合、内燃機関を搭載した車両のオートマチックトランスミッションにおいてシフトアップが行われる際に機関回転数を低下させる場合等が挙げられる。

このような燃料カット制御が行われている間は燃焼室５内で混合気の燃焼が行われないため、動作点が侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入しても実質的な問題は生じない。しかしながら、燃料カット制御を終了して通常運転に復帰するときに動作点が侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に位置すると、通常運転復帰時に異常燃焼やトルク変動が発生してしまう。したがって、燃料カット制御中においても通常運転時と同様に動作点が侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入しないようにすることが必要となる。

ところで、上述した実施形態では、図１７を用いて説明したように、燃焼圧を考慮して機関負荷に基づいて一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を算出し、これに基づいて目標動作点を算出するようにしている。したがって、図１７に示したように機関負荷に基づいて一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を算出する際には、燃料カット制御中には一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量は一定として算出されることになる。

また、上述した実施形態では、図１８を用いて説明したように、カムシャフト５４、５５の回転角度及び燃焼圧を考慮して、カムシャフト５４、５５の回転角度に基づいて一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を算出している。しかしながら、燃料カット制御中には燃焼圧は発生しない。このため、燃料カット制御中には一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量はカムシャフト５４、５５の回転角度に基づいて図１８に一点鎖線Ｇ₀で示したように算出されることになる。

しかしながら、燃料カット制御中においては、一定時間に変更可能な機械圧縮比の量は必ずしもカムシャフト５４、５５の回転角度のみに応じて変化するわけではなく、燃焼室５内に供給される吸入空気量や実圧縮比に応じて変化する。このため、燃焼カット制御中において、一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量をカムシャフト５４、５５の回転角度のみに基づいて図１８に一点鎖線Ｇ₀で示したように算出すると、一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を正確に算出することができなくなってしまう。

このように一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を正確に算出することができなくなると、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侵入禁止領域Ｘ₁、Ｘ₂内に侵入してしまう場合がある。以下、このことについて簡単に説明する。

機関負荷が低下して減速運転が行われる場合における燃料カット制御について考えると、この場合、機関負荷はゼロとなっており、したがって要求吸入空気量も最低、すなわち図１０に示したＱ₁となっている。このため、燃料カット制御中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は例えば図３１〜図３６に示したように移動せしめられることになる。

このとき動作点が同一吸入空気量平面Ｑ₁上の動作点となった後は図３１及び図３５に示したように目標動作点が同一吸入空気量平面Ｑ₁上を移動せしめられ（ｅ₃〜ｅ₁₂）、特に動作点ｅ₅〜ｅ₉は侵入阻止線ＷＸ上に位置する。

図３９は、図３５に示した吸入空気量平面Ｑ₁の一部の拡大図である。現在の動作点がｅ₅にある状態で図３５に示した場合と同様に次の目標動作点を算出する場合、現在の動作点から一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量Ｒ及び一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量Ｔ以内に位置する動作点のうち侵入阻止線ＷＸよりも侵入禁止領域Ｘ₂側とならない動作点ｅ₆が次の目標動作点として算出されることになる。

ところが、一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量Ｒに誤差があり、実際には一定時間に機械圧縮比はＲ’のみしか変更できないと、目標動作点が図３９の点ｅ₆であるのに対して、実際に到達する動作点は図３９の点ｅ₆’となってしまう。図３９からわかるように動作点ｅ₆’は侵入禁止領域Ｘ₂内に位置するため、動作点がｅ₆’にある状態で燃料カット制御を終了して通常運転に復帰してしまうと、通常運転復帰時に異常燃焼やトルク変動が発生してしまうことになる。

そこで、本実施形態では、燃料カット制御中には機関負荷ではなく吸入空気量及び実圧縮比に基づいて一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を算出することとしている。以下では、このことについて図４０から図４３を参照して説明する。

図４０は、一定時間に変更可能な機械圧縮比の量（圧縮比変更可能量）と吸入空気量との関係を示している。図４０は機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が或る機械圧縮比及び或る吸気弁閉弁時期とされているときの圧縮比変更可能量を示している。

ここで、燃料カット制御中、すなわち機関負荷がゼロであっても、吸気弁７が閉弁してからピストン４が圧縮上死点に到達するまでの間に燃焼室５内の混合気の圧縮作用が発生する。逆にいうと、ピストン４が上昇している間、燃焼室５内の混合気によりピストン４にはピストン４を下降させる方向に力が作用し、この力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、すなわち圧縮比を低下させる方向に作用する。この力は、図４０に破線で示したように、吸気弁７の閉弁時に燃焼室５内に供給されている吸気ガス量、すなわち吸入空気量が大きくなるほど大きくなる。

このようにこの力は可変圧縮比機構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、したがってこの場合には圧縮比変更可能量は大きくなる。図４０において実線Ｉ₁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吸入空気量が多くなるほど大きくなる。これに対して、この力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い比べて圧縮比変更可能量は小さくなる。図４０において実線Ｉ₂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吸入空気量が多くなるほど小さくなる。

一方、図４１は、一定時間に変更可能な機械圧縮比の量（圧縮比変更可能量）と実圧縮比との関係を示している。図４１は吸入空気量が或る吸入空気量とされているときの圧縮比変更可能量を示している。

上述したように、燃料カット制御中でもピストン４の圧縮作用により圧縮比を低下させる方向に力が作用するが、この力は、図４１に破線で示したように、実圧縮比によっても変化する。すなわち、実圧縮比が高くなると圧縮上死点付近での燃焼室５内の圧力が高くなり、これに伴って圧縮比を低下させる方向に作用する力が大きくなる。したがって、上述した吸入空気量の場合と同様に、機械圧縮比を低下させる場合、図４１において実線Ｊ₁で示したように実圧縮比が高くなるほど圧縮比変更可能量は大きくなる。一方、機械圧縮比を増大させる場合、図４１において実線Ｊ₂で示したように実圧縮比が高くなるほど圧縮比変更可能量は小さくなる。

これらをまとめると、燃料カット制御中には、圧縮比変更可能量と吸入空気量及び実圧縮比との関係は図４２に示したようになる。図４２（Ａ）は機械圧縮比を低下させる場合、図４２（Ｂ）は機械圧縮比を増大させる場合をそれぞれ示している。図４２（Ａ）に示したように、機械圧縮比を低下させる場合には、吸入空気量が多いほど且つ実圧縮比が高いほど圧縮比変更可能量は大きくなる。一方、図４２（Ｂ）に示したように、機械圧縮比を増大さえる場合には、吸入空気量が多いほど且つ実圧縮比が高いほど圧縮比変更可能量は小さくなる。

そこで、本実施形態では、図４２に示したような関係を予め求め、燃料カット制御中には、図１７に示した機関負荷に基づく圧縮比変更可能量の予測値の算出を行わずに、図４２に示したような関係に基づいて吸入空気量及び実圧縮比に応じて圧縮比変更可能量の予測値の算出が行われる。すなわち、本実施形態では、燃料カット制御中には、圧縮比変更可能量の予測値を吸入空気量及び実圧縮比に応じて変えるようにしている。なお、圧縮比変更可能量の予測値は、必ずしも吸入空気量及び実圧縮比の両方に応じて変えるようにしなくてもよく、これらのうちの一方に応じて変えるようにしてもよい。

また、燃料カット制御を行っていない通常運転中には、圧縮比変更可能量は燃焼圧の影響を受けて図１８に示したようにカムシャフト５４、５５の回転角度に応じて変化する。一方、燃料カット制御を行っているときにも、同様に、圧縮比変更可能量はピストン４による圧縮作用の影響を受けてカムシャフト５４、５５の回転角度に応じて変化する。この様子を図４３に示す。

図４３は、図１８と同様な図であり、図１８の一点鎖線Ｋ₀はピストン４による圧縮作用が生じていないとき（例えば、吸気弁７及び排気弁９が開いたままになっているとき）の圧縮比変更可能量を示しており、また、図中の破線はピストン４による圧縮作用により圧縮比を低下させる方向に作用する力を示している。この力の大きさは図１８に示した場合の燃焼圧に比べて小さいが、燃焼圧と同様に作用する。したがって、機械圧縮比を低下させる場合には図４３に実線Ｋ₁で示したように圧縮比変更可能量が大きくなると共に、機械圧縮比を増大させる場合には実線Ｋ₂で示したように実圧縮比変更可能量が小さくなる。さらに、機械圧縮比が中間のときに、機械圧縮比を低下させる場合の圧縮比変更可能量が大きくなる程度および機械圧縮比を増大させる場合の圧縮比変更可能量が小さくなる程度が最も大きくなる。

そこで、本実施形態では、図４３に示したような関係を予め求め、燃料カット制御中には、図１８に示した回転角度及び機関負荷に基づく圧縮比変更可能量の予測値の算出を行わずに、図４３に示したような関係に基づいて回転角度に応じて圧縮比変更可能量の予測値の算出が行われる。特に、本実施形態では、図４３に示した関係に基づいて算出された圧縮比変更可能量の予測値を、図４２に示した関係により補正することによって最終的な圧縮比変更可能量の予測値を算出が行われる。

なお、上記実施形態では、燃料カット制御中においても、図２１〜図３６に示した例と同様に動作点を制御しており、これにより燃料カット制御中においても吸入空気量を迅速に要求吸入空気量に到達させることができると共に要求吸入空気量を満たす要求動作点動作点を迅速に到達させることができる。しかしながら、燃料カット制御中においては、燃焼室５内での混合気の燃焼が行われていないため、必ずしも吸入空気量を迅速に要求吸入空気量に到達させなくてもよい。したがって、燃料カット制御中においては例えば動作点が基準動作線Ｗ上を移動するように機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を制御するようにしてもよい。これにより、燃料カット制御から復帰したときには動作点は基準動作線Ｗ上に位置することになり、よって燃料カット制御からの復帰時に燃費の良い運転を行うことができる。

図４４は圧縮比変更可能量の予測値を算出するためのルーチンを示すフローチャートである。図４４に示したルーチンによって算出された圧縮比変更可能量の予測値は、図３７に示したルーチンのステップ１０６及びステップ１１０において利用される。また、図４４に示したルーチンは予め定められた一定時間（例えば、８msec)毎の割込みによって実行される。

まず、ステップ２０１において、現在、機械圧縮比の変更が行われているか否かが判別され、機械圧縮比の変更が行われていないときには圧縮比変更可能量の予測値を算出する必要がないため処理サイクルを完了する。これに対し、現在、機械圧縮比の変更が行われているときにはステップ２０２へと進む。ステップ２０２では、現在、燃料カット制御中であるか否かが判別され、燃料カット制御中ではないときにはステップ２０３へと進み、図１７から図２０に基づいて説明したようにして圧縮比変更可能量の予測値が算出される。

すなわち、ステップ２０３では、現在、機械圧縮比が減少されているか否かが判別され、減少されているときにはステップ２０４からステップ２０６によって基本予測値及び補正係数が算出される。具体的には、ステップ２０４では、図１８にＧ₁で示した関係に基づいて作成された図４５（Ａ）にＧ₁’で示したようなマップを用いてカムシャフト５４、５５の回転角度に基づいて基本予測値Ｒ_baseが算出される。ステップ２０５では、図１７にＦ₁で示した関係に基づいて作成された図４５（Ｂ）にＦ₁’で示したようなマップを用いて機関負荷に基づいて補正係数Ｒ₁が算出される。ステップ２０６では、図１９に示した関係に基づいて作成された図４５（Ｃ）に示したマップを用いて機関負荷／動作速度に基づいて補正係数Ｒ₂が算出される。

一方、ステップ２０３において機械圧縮比が増大されていると判定されたときには、ステップ２０７からステップ２０９によって基本予測値及び補正係数が算出される。具体的には、ステップ２０７では、図１８にＧ₂で示した関係に基づいて作成された図４５（Ａ）にＧ₂’で示したようなマップを用いてカムシャフト５４、５５の回転角度に基づいて基本予測値Ｒ_baseが算出される。ステップ２０８では、図１７にＦ₂で示した関係に基づいて作成された図４５（Ｂ）にＦ₂’で示したようなマップを用いて機関負荷に基づいて補正係数Ｒ₁が算出される。ステップ２０９では、図１９に示した関係に基づいて作成された図４５（Ｃ）に示したマップを用いて機関負荷／動作速度に基づいて補正係数Ｒ₂が算出される。

一方、ステップ２０２において、燃料カット制御中であると判定されたときには、ステップ２１０へと進み、図４１から図４３に基づいて説明したようにして圧縮比変更可能量の予測値が算出される。

すなわち、ステップ２１０では、現在、機械圧縮比が減少されているか否かが判別され、減少されているときにはステップ２１１からステップ２１３によって基本予測値及び補正係数が算出される。具体的には、ステップ２１１では、図４３にＫ₁で示した関係に基づいて作成された図４６（Ａ）にＫ₁’で示したようなマップを用いてカムシャフト５４、５５の回転角度に基づいて基本予測値Ｒ_baseが算出される。ステップ２１２では、図４２（Ａ）に示した関係に基づいて作成された図４６（Ｂ）に示したようなマップを用いて機関負荷に基づいて補正係数Ｒ₁が算出される。ステップ２１３では、燃焼室５内で混合気の燃焼が行われていないときには、境界潤滑になるほど可変圧縮比機構Ａの軸受に負荷がかからないことから、補正係数Ｒ₂が１とされる。

一方、ステップ２１０において機械圧縮比が増大されていると判定されたときには、ステップ２１４からステップ２１６によって基本予測値及び補正係数が算出される。具体的には、ステップ２１４では、図４３にＫ₂で示した関係に基づいて作成された図４６（Ａ）にＫ₂’で示したようなマップを用いてカムシャフト５４、５５の回転角度に基づいて基本予測値Ｒ_baseが算出される。ステップ２１５では、図４２（Ｂ）に示した関係に基づいて作成された図４６（Ｃ）に示したようなマップを用いて機関負荷に基づいて補正係数Ｒ₁が算出される。ステップ２１６では、ステップ２１３と同様に補正係数Ｒ₂が１とされる。

このように基本予測値及び補正係数が算出された後にはステップ２１７において、ステップ２０４等で算出された基本予測値Ｒ_baseにステップ２０５等で算出された補正係数Ｒ₁及びステップ２０６等で算出された補正係数Ｒ₂を乗算することにより、圧縮比変更可能量の予測値Ｒが算出される（Ｒ＝Ｒ_base・Ｒ₁・Ｒ₂）。

なお、図４４に示したルーチンでは図２０に示した関係に基づく補正を行っていないが、図４４に示したルーチンによって算出された圧縮比変更可能量の予測値を図２０に示した関係に基づいてさらに補正するようにしてもよい。

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

Claims

機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、
機関運転状態毎に機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が到達すべき要求動作点を設定し、機関運転状態が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が変化後の機関運転状態に対して設定された要求動作点に向けて変化するように一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量及び一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量に基づいて一定時間毎に目標動作点を算出し、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を該目標動作点に向けて変化させる、火花点火式内燃機関において、
燃料噴射弁からの燃料供給を停止する燃料カット制御中には上記一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を現在の吸入空気量及び現在の実圧縮比のうち少なくともいずれか一方に応じて変えるようにした、火花点火式内燃機関。
上記一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量は、機械圧縮比を高くするときには現在の吸入空気量が多いほど小さくされ、機械圧縮比を低くするときには現在の吸入空気量が多いほど大きくされる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
上記一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量は、機械圧縮比を高くするときには現在の実圧縮比が高いほど小さくされ、機械圧縮比を低くするときには現在の実圧縮比が高いほど大きくされる、請求項１又は２に記載の火花点火式内燃機関。
機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対して侵入禁止領域が設定されており、上記目標動作点は、機関運転状態が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が変化後の機関運転状態に対して設定された要求動作点に向けて上記侵入禁止領域に侵入することなく変化するように一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量及び一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量に基づいて算出される、請求項１〜３のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
上記目標動作点は、現在の動作点又は前回の目標動作点から一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量及び一定時間に変更可能な吸気弁閉弁時期の予測量以内に位置する動作点のうち上記侵入禁止領域に侵入しない範囲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。
上記燃料カット制御が行われていない通常運転中には、上記一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を機関負荷に応じて変えるようにした、請求項１〜５のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
上記可変圧縮比機構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とシリンダブロック間の相対位置を変化させて機械圧縮比を変化させ、上記一定時間に変更可能な機械圧縮比の予測量を上記カムの回転角度に応じて変えるようにした、請求項１〜６のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。