JPWO2010113332A1 - エンジン制御装置 - Google Patents
エンジン制御装置 Download PDFInfo
- Publication number
- JPWO2010113332A1 JPWO2010113332A1 JP2010502594A JP2010502594A JPWO2010113332A1 JP WO2010113332 A1 JPWO2010113332 A1 JP WO2010113332A1 JP 2010502594 A JP2010502594 A JP 2010502594A JP 2010502594 A JP2010502594 A JP 2010502594A JP WO2010113332 A1 JPWO2010113332 A1 JP WO2010113332A1
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- engine
- torque
- compression ratio
- output
- engine speed
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
Images
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
- F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
- F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
- F02D13/0223—Variable control of the intake valves only
- F02D13/0234—Variable control of the intake valves only changing the valve timing only
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
- F02D15/00—Varying compression ratio
- F02D15/02—Varying compression ratio by alteration or displacement of piston stroke
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
- Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
Abstract
エンジン（１）とモータジェネレータ（ＭＧ１，ＭＧ２）とにより車両を駆動するようにしたハイブリッド方式の車両において、エンジン（１）が可変圧縮比機構（Ａ）と可変バルブタイミング機構（Ｂ）とを具備している。エンジン（１）の要求出力が境界出力（ＰＹ）以下のときには機械圧縮比を最大機械圧縮比に維持した状態でエンジン回転数を変化させることによりエンジンの要求出力を満たす最小燃費維持制御が行われる。エンジンの要求出力が境界出力（ＰＹ）を越えて増大したときには機械圧縮比を最小機械圧縮比まで低下させた後、エンジン出力が増大せしめられる。
Description
本発明はエンジン制御装置に関する。
エンジンおよび電気モータのいずれか一方又は双方を用いて車両を駆動するようにしたハイブリッド方式の車両において、エンジンを可変圧縮比機構を備えたエンジンから構成し、エンジンの効率、電気モータの効率、動力伝達系の効率等の全ての効率を考慮した全体効率が最も高くなる圧縮比を求め、エンジンの圧縮比をこの全体効率の最も高くなる圧縮比に制御するようにした車両が公知である。
しかしながら全体効率が最も高くなるように圧縮比の制御のみを行っても燃費の向上には限度があり、より優れた燃費の得られる車両の開発が望まれているのが現状である。
本発明の目的は、機械圧縮比と吸気弁の閉弁時期とを制御することによりエンジンの要求出力が増大したときにエンジンの要求出力を確保しつつより優れた燃費を得ることのでき、しかも振動および騒音の発生を抑制することのできるエンジン制御装置を提供することにある。
本発明の目的は、機械圧縮比と吸気弁の閉弁時期とを制御することによりエンジンの要求出力が増大したときにエンジンの要求出力を確保しつつより優れた燃費を得ることのでき、しかも振動および騒音の発生を抑制することのできるエンジン制御装置を提供することにある。
本発明によれば、同一のエンジン出力の得られる所望のエンジントルクとエンジン回転数との組合せを設定可能とする出力調整装置を具備したエンジン制御装置において、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、エンジンの要求出力が予め定められている境界出力よりも低いときには機械圧縮比を予め定められた圧縮比以上に維持した状態でエンジン回転数を変化させることによりエンジンの要求出力を満たす最小燃費維持制御が行われ、エンジンの要求出力が境界出力を越えて増大したときには機械圧縮比を上記予め定められた圧縮比以下に低下させた後、エンジントルクを増大させる出力増大制御を行うようにしたエンジン制御装置が提供される。
図１はエンジンおよび出力調整装置の全体図、図２は出力調整装置の作用を説明するための図、図３はエンジンの出力と、エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅとの関係等を示す図、図４は車両の運転制御を行うためのフローチャート、図５はバッテリの充放電制御を説明するための図、図６は図１に示されるエンジンの全体図、図７は可変圧縮比機構の分解斜視図、図８は図解的に表したエンジンの側面断面図、図９は可変バルブタイミング機構を示す図、図１０は吸気弁および排気弁のリフト量を示す図、図１１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、図１２は理論熱効率と膨張比との関係を示す図、図１３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、図１４はエンジントルクに応じた機械圧縮比等の変化を示す図、図１５は等燃費線と各動作線を示す図、図１６は燃費と機械圧縮比の変化を示す図、図１７は等燃費線と動作線を示す図、図１８はエンジンの等出力線と境界出力とを示す図、図１９は要求出力が増大又は減少したときのエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの変化の様子を示す図、図２０は機械圧縮比、吸気弁の閉弁時期等の変化を示すタイムチャート、図２１はエンジンの要求出力が増大又は減少したときのエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの変化の様子を示す図、図２２はエンジンの要求出力が増大減少したときのエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの変化の様子を示す図、図２３は機械圧縮比、吸気弁の閉弁時期等の変化を示すタイムチャート、図２４は運転制御を行うためのフローチャート、図２５はエンジンの要求出力が増大又は減少したときのエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの変化の様子を示す図、図２６はエンジンの要求出力が増大又は減少したときのエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの変化の様子を示す図、図２７は機械圧縮比、吸気弁の閉弁時期等の変化を示すタイムチャート、図２８は運転制御を行うためのフローチャートである。
図１は、ハイブリッド方式の車両に搭載された火花点火式エンジン１と出力調整装置２との全体図を示している。
まず初めに図１を参照しつつ出力調整装置２について簡単に説明する。図１に示される実施例では出力調整装置２が、電気モータおよび発電機として作動する一対のモータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２と遊星歯車機構３とにより構成される。この遊星歯車機構３はサンギア４と、リングギア５と、サンギア４とリングギア５間に配置されたプラネタリギア６と、プラネタリギア６を担持するプラネタリキャリア７とを具備する。サンギア４はモータジェネレータＭＧ１の回転軸８に連結され、プラネタリキャリア７はエンジン１の出力軸９に連結される。また、リングギア５は一方ではモータジェネレータＭＧ２の回転軸１０に連結され、他方では駆動輪に連結された出力軸１２にベルト１１を介して連結される。従ってリングギア５が回転するとそれに伴なって出力軸１２が回転せしめられることがわかる。
各モータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２は夫々対応する回転軸８，１０上に取付けられかつ外周面に複数個の永久磁石を取付けたロータ１３，１５と、回転磁界を形成する励磁コイルを巻設したステータ１４，１６とを具備した交流同期電動機からなる。各モータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２のステータ１４，１６の励磁コイルは夫々対応するモータ駆動制御回路１７，１８に接続され、これらモータ駆動制御回路１７，１８は直流高電圧を発生するバッテリ１９に接続される。図１に示される実施例ではモータジェネレータＭＧ２は主に電動モータとして作動し、モータジェネレータＭＧ１は主に発電機として作動する。
電子制御ユニット２０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス２１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）２２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）２３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）２４、入力ポート２５および出力ポート２６を具備する。アクセルペダル２７にはアクセルペダル２７の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ２８が接続され、負荷センサ２８の出力電圧は対応するＡＤ変換機２５ａを介して入力ポート２５に入力される。また入力ポート２５にはクランクシャフトが例えば１５°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ２９が接続される。更に入力ポート２５にはバッテリ１９の充放電電流を表す信号およびその他の種々の信号が対応するＡＤ変換器２５ａを介して入力される。一方、出力ポート２６は各モータ駆動制御回路１７，１８に接続されると共に対応する駆動回路２６ａを介してエンジン１の制御すべき要素、例えば燃料噴射弁等に接続される。
モータジェネレータＭＧ２を駆動せしめるときにはバッテリ１９の直流高電圧がモータ駆動制御回路１８において周波数がｆｍで電流値がＩｍの三相交流に変換され、この三相交流がステータ１６の励磁コイルに供給される。この周波数ｆｍは励磁コイルにより発生する回転磁界をロータ１５の回転に同期して回転させるのに必要な周波数であり、この周波数ｆｍは出力軸１０の回転数に基づいてＣＰＵ２４で算出される。モータ駆動制御回路１８ではこの周波数ｆｍが三相交流の周波数とされる。一方、モータジェネレータＭＧ２の出力トルクは三相交流の電流値Ｉｍにほぼ比例する。この電流値ＩｍはモータジェネレータＭＧ２の要求出力トルクに基づきＣＰＵ２４において算出され、モータ駆動制御回路１８ではこの電流値Ｉｍが三相交流の電流値とされる。
また、外力によりモータジェネレータＭＧ２を駆動する状態にするとモータジェネレータＭＧ２は発電機として作動し、このとき発生した電力がバッテリ１９に回生される。外力によりモータジェネレータＭＧ２を駆動するときの要求駆動トルクはＣＰＵ２４において算出され、回転軸１０にこの要求駆動トルクが作用するようにモータ駆動制御回路１８が作動せしめられる。
このようなモータジェネレータＭＧ２に対する駆動制御はモータジェネレータＭＧ１に対しても同様に行われる。即ち、モータジェネレータＭＧ１を駆動せしめるときにはバッテリ１９の直流高電圧がモータ駆動制御回路１７において周波数がｆｍで電流値がＩｍの三相交流に変換され、この三相交流がステータ１４の励磁コイルに供給される。また、外力によりモータジェネレータＭＧ１を駆動する状態にするとモータジェネレータＭＧ１は発電機として作動し、このとき発生した電力がバッテリ１９に回生される。このとき回転軸８に算出された要求駆動トルクが作用するようにモータ駆動制御回路１７が作動せしめられる。
次に遊星歯車機構３を図解的に示す図２（Ａ）を参照しつつ各軸８，９，１０に作用するトルクの関係と各軸８，９，１０の回転数の関係について説明する。
図２（Ａ）においてｒ１はサンギア４のピッチ円の半径を示しており、ｒ２はリングギア５のピッチ円の半径を示している。今、図２（Ａ）に示す状態でエンジン１の出力軸９にトルクＴｅを加えてプラネタリアギア６の回転中心部に出力軸９の回転方向に向かう力Ｆを発生させたとする。このときプラネタリアギア６との噛合部ではサンギア４およびリングギア５に夫々力Ｆと同じ向きの力Ｆ／２が作用する。その結果、サンギア４の回転軸８にはトルクＴｅｓ（＝（Ｆ／２）・ｒ１）が作用し、リングギア５の回転軸１０にはトルクＴｅｒ（＝（Ｆ／２）・ｒ２）が作用することになる。一方、エンジン１の出力軸９に作用しているトルクＴｅはＦ・（ｒ１＋ｒ２）／２で表されるのでサンギア４の回転軸８に作用するトルクＴｅｓをｒ１，ｒ２，Ｔｅで表すとＴｅｓ＝（ｒ１／（ｒ１＋ｒ２））・Ｔｅとなり、リングギア５の回転軸１０に作用するトルクＴｅｒをｒ１，ｒ２，Ｔｅで表すとＴｅｒ＝（ｒ２／（ｒ１＋ｒ２））・Ｔｅとなる。
即ち、エンジン１の出力軸９に生じたトルクＴｅはサンギア４の回転軸８に作用するトルクＴｅｓとリングギア５の回転軸１０に作用するトルクＴｅｒにｒ１：ｒ２の比で分配されることになる。この場合、ｒ２＞ｒ１であるのでリングギア５の回転軸１０に作用するトルクＴｅｒはサンギア４の回転軸８に作用するトルクＴｅｓよりも必ず大きくなる。なお、サンギア４のピッチ円の半径ｒ１／リングギア５のピッチ円の半径ｒ２、即ちサンギア４の歯数／リングギア５の歯数をρとするとＴｅｓはＴｅｓ＝（ρ／（１＋ρ））・Ｔｅと表され、ＴｅｒはＴｅｒ＝（ｌ／（１＋ρ））・Ｔｅと表される。
一方、エンジン１の出力軸９の回転方向、即ち図２（Ａ）において矢印で示されるトルクＴｅの作用方向を正転方向とすると、プラネタリキャリア７の回転を停止した状態でサンギア４を正転方向に回転させたとき、リングギア５は反対方向に回転する。このときサンギア４とリングギア５との回転数の比はｒ２：ｒ１となる。図２（Ｂ）の破線Ｚ１はこのときの回転数の関係を図解的に表している。なお、図２（Ｂ）において縦軸は零０に対し上方が正転方向、下方が逆転方向を示している。また、図２（Ｂ）においてＳはサンギア４を示しており、Ｃはプラネタリキャリア７を示しており、Ｒはリングギア５を示している。図２（Ｂ）に示されるようにプラネタリキャリアＣとリングギアＲとの間隔をｒ１とし、プラネタリキャリアＣとサンギアＳとの間隔をｒ２としてサンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲの回転数を黒丸で表記すると各回転数を示す点は破線Ｚ１で示される一直線上に位置することになる。
一方、サンギア４、リングギア５、プラネタリギア６間の相対回転を停止させてプラネタリキャリア７を正転方向に回転させるとサンギア４、リングギア５、プラネタリキャリア７は正転方向に同一回転速度で回転する。このときの回転数の関係が破線Ｚ２で示されている。従って実際の回転数の関係は破線Ｚ２に破線Ｚ１を重疊させた実線Ｚで表され、斯くしてサンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲの回転数を表す点は実線Ｚで示される一直線上に位置することになる。従ってサンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲのうちのいずれか二つの回転数が決まると残りの一つの回転数が自ずと定まることになる。なお、前述したｒ１／ｒ２＝ρの関係を用いると図２（Ｂ）に示されるようにサンギアＳとプラネタリキャリアＣの間隔と、プラネタリキャリアＣとリングギアＲとの間隔はｌ：ρとなる。
図２（Ｃ）はサンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲの回転数と、サンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲに作用するトルクを図解的に示している。図２（Ｃ）の縦軸および横軸は図２（Ｂ）と同じであり、また図２（Ｃ）に示される実線は図２（Ｂ）に示される実線に対応している。一方、図２（Ｃ）には回転数を表す各黒丸点に、対応する回転軸に作用するトルクが表記されている。なお、各トルクにおいてトルクの作用する方向と回転方向が同じ場合には対応する回転軸に対して駆動トルクが与えられている場合を示しており、トルクの作用する方向と回転方向とが逆の場合には対応する回転軸がトルクを与えている場合を示している。
さて、図２（Ｃ）に示される例ではプラネタリキャリアＣにエンジントルクＴｅが作用しており、このエンジントルクＴｅがリングギアＲに加わるトルクＴｅｒとサンギアＳに加わるトルクＴｅｓとの分配されている。リングギアＲの回転軸１０には分配されたエンジントルクＴｅｒとモータジェネレータＭＧ２のトルクＴｍ２と車両を駆動するための車両駆動トルクＴｒとが作用しており、これらのトルクＴｅｒ，Ｔｍ２，Ｔｒは釣合っている。図２（Ｃ）で示される場合にはトルクＴｍ２はトルクの作用方向と回転方向が同じであるのでこのトルクＴｍ２はリングギアＲの回転軸１０に駆動トルクを与えていることになり、従ってこのときモータジェネレータＭＧ２は駆動モータとして作動している。図２（Ｃ）に示される場合にはこのとき分配されたエンジントルクＴｅｒとモータジェネレータＭＧ２による駆動トルクＴｍ２との和が車両駆動トルクＴｒと等しくなっており、従ってこのとき車両はエンジン１とモータジェネレータＭＧ２とによって駆動されていることになる。
一方、サンギア５の回転軸８には分配されたエンジントルクＴｅｓとモータジェネレータＭＧ１のトルクＴｍ１とが作用しており、これらトルクＴｅｓとＴｍ１とは釣合っている。図２（Ｃ）に示される場合にはトルクＴｍ１はトルクの作用方向と回転方向とが逆方向であるのでこのトルクＴｍ１はリングギアＲの回転軸１０から駆動トルクが与えられていることになり、従ってこのときモータジェネレータＭＧ１は発電機として作動している。即ち、このとき分配されたエンジントルクＴｅｓはモータジェネレータＭＧ１を駆動するためのトルクと等しくなっており、従ってこのときモータジェネレータＭＧ１はエンジン１によって駆動されていることになる。
図２（Ｃ）においてＮｒ，Ｎｅ，Ｎｓは夫々リングギアＲの回転軸１０、プラネタリキャリアＣの回転軸、即ち駆動軸９、サンギアＳの回転軸８の回転数を示しており、従って図２（Ｃ）から各軸８，９，１０の回転数の関係と各軸８，９，１０に作用するトルクの関係が一目でわかることになる。図２（Ｃ）は共線図と称されており、図２（Ｃ）に示される実線は動作共線と称されている。
さて、図２（Ｃ）に示されるように車両駆動トルクがＴｒであり、リングギア５の回転数がＮｒであったとすると車両を駆動するための車両駆動出力ＰｒはＰｒ＝Ｔｒ・Ｎｒで表される。また、このときのエンジン１の出力ＰｅはエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの積Ｔｅ・Ｎｅで表される。一方、このときモータジェネレータＭＧ１の発電エネルギは同様にトルクと回転数の積で表され、従ってモータジェネレータＭＧ１の発電エネルギはＴｍ１・Ｎｓとなる。また、モータジェネレータＭＧ２の駆動エネルギもトルクと回転数の積で表され、従ってモータジェネレータＭＧ２の駆動エネルギはＴｍ２・Ｎｒとなる。ここでモータジェネレータＭＧ１の発電エネルギＴｍ１・ＮｓをモータジェネレータＭＧ２の駆動エネルギＴｍ２・Ｎｒと等しくしてモータジェネレータＭＧ１により発電された電力でもってモータジェネレータＭＧ２を駆動したとすると、エンジン１の全ての出力Ｐｅが車両駆動出力Ｐｒに使用されることになる。このときにはＰｒ＝Ｐｅとなり、従ってＴｒ・Ｎｒ＝Ｔｅ・Ｎｅとなる。即ち、エンジントルクＴｅが車両駆動トルクＴｒに変換されたことになる。従って出力調整装置２はトルク変換作用を行っていることになる。なお、実際には発電損失や歯車伝達損失が存在するのでエンジン１の全ての出力Ｐｅを車両駆動出力Ｐｒに使用することはできないが出力調整装置２がトルク変換作用を行っていることには変りはない。
図３（Ａ）はエンジン１の等出力線Ｐｅ１〜Ｐｅ９を示しており、各出力の大きさの間にはＰｅ１＜Ｐｅ２＜Ｐｅ３＜Ｐｅ４＜Ｐｅ５＜Ｐｅ６＜Ｐｅ７＜Ｐｅ８＜Ｐｅ９の関係がある。なお、図３（Ａ）の縦軸はエンジントルクＴｅを示しており、図３（Ａ）の横軸はエンジン回転数Ｎｅを示している。図３（Ａ）からわかるように車両を駆動するのに要求されるエンジン１の要求出力Ｐｅを満たすエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの組合せは無数に存在し、この場合どのようなエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの組合せを選んでも出力調整装置２においてエンジントルクＴｅを車両駆動トルクＴｒに変換することができる。従ってこの出力調整装置２を用いると同一のエンジン出力Ｐｅの得られる所望のエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの組合せが設定可能となる。本発明では後述するようにエンジン１の要求出力Ｐｅを確保しつつ最良の燃費を得ることのできるエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの組合せが設定される。図３（Ａ）に示す関係は予めＲＯＭ２２内に記憶されている。
図３（Ｂ）はアクセルペダル２７の等アクセル開度線、即ち等踏込み量線Ｌを示しており、各等踏込み量線Ｌに対して夫々踏込み量Ｌがパーセンテージで示されている。なお、図３（Ｂ）の縦軸は車両の駆動に対して要求されている要求車両駆動トルクＴｒＸを示しており、図３（Ｂ）の横軸はリングギア５の回転数Ｎｒを示している。図３（Ｂ）から要求車両駆動トルクＴｒＸはアクセルペダル２７の踏込み量Ｌとそのときのリングギア５の回転数Ｎｒから決定されることがわかる。図３（Ｂ）に示す関係は予めＲＯＭ２２内に記憶されている。
次に図４を参照しつつ車両を運転するための基本的な制御ルーチンについて説明する。なお、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図４を参照すると、まず初めにステップ１００においてリングギア５の回転数Ｎｒが検出される。次いでステップ１０１ではアクセルペダル２７の踏込み量Ｌが読み込まれる。次いでステップ１０２では図３（Ｂ）に示す関係から要求車両駆動トルクＴｒＸが算出される。次いでステップ１０３では要求車両駆動トルクＴｒＸにリングギア５の回転数Ｎｒを乗算することによって要求車両駆動出力Ｐｒ（＝ＴｒＸ・Ｎｒ）が算出される。次いでステップ１０４では要求車両駆動出力Ｐｒに、バッテリ１９の充放電のために増大すべき又は減少すべきエンジン出力Ｐｄと、補機の駆動に必要なエンジン出力Ｐｈとを加算することによってエンジン１に要求される出力Ｐｎが算出される。なお、バッテリ１９の充放電のためのエンジン出力Ｐｄは後述する図５（Ｂ）に示すルーチンにより算出されている。
次いでステップ１０５ではエンジン１に要求される出力Ｐｒを出力調整装置２におけるトルク変換の効率ηｔで除算することにより最終的なエンジン１の要求出力Ｐｅ（＝Ｐｎ／ηｔ）が算出される。次いでステップ１０６では図３（Ａ）に示される関係からエンジンの要求出力Ｐｅを満たしかつ最小の燃費が得られる要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸ等が設定される。この要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸ等の設定は後述する図２４および図２８に示されるルーチンにおいて行われる。なお、本発明において最小の燃費とは、エンジン１の効率だけではなく出力調整装置２の歯車伝達効率等も考慮に入れた場合の最小の燃費を意味している。
次いでステップ１０７では要求車両駆動トルクＴｒＸと要求エンジントルクＴｅＸからモータジェネレータＭＧ２の要求トルクＴｍ２Ｘ（＝ＴｒＸ−Ｔｅｒ＝ＴｒＸ−ＴｅＸ／（１＋ρ））が算出される。次いでステップ１０８ではリングギア５の回転数Ｎｒと要求エンジン回転数ＮｅＸからサンギア４の要求回転数ＮｓＸが算出される。なお、図２（Ｃ）に示す関係から（ＮｅＸ−Ｎｓ）：（Ｎｒ−ＮｅＸ）＝ｌ：ρとなるのでサンギア４の要求回転数ＮｓＸは図４のステップ１０８に示されるようにＮｒ−（Ｎｒ−ＮｅＸ）・（１＋ρ）／ρで表されることになる。
次いでステップ１０９ではモータジェネレータＭＧ１の回転数が要求回転数ＮｓＸとなるようにモータジェネレータＭＧ１が制御される。モータジェネレータＭＧ１の回転数が要求回転数ＮｓＸになるとエンジン回転数Ｎｅは要求エンジン回転数ＮｅＸとなり、従ってエンジン回転数ＮｅはモータジェネレータＭＧ１によって要求エンジン回転数ＮｅＸに制御されることになる。次いでステップ１１０ではモータジェネレータＭＧ２のトルクが要求トルクＴｍ２ＸとなるようにモータジェネレータＭＧ２が制御される。次いでステップ１１１では要求エンジントルクＴｅＸを得るのに必要な燃料噴射量や目標とするスロットル弁の開度等が算出され、ステップ１１２ではこれらに基づいてエンジン１の制御が行われる。
ところでハイブリッド方式の車両ではバッテリ１９の充電量を常時一定量以上に維持しておく必要があり、そこで本発明による実施例では図５（Ａ）に示されるように充電量ＳＯＣを下限値ＳＣ１と上限値ＳＣ２との間に維持するようにしている。即ち、本発明による実施例では充電量ＳＯＣが下限値ＳＣ１よりも低下すると発電量を増大するためにエンジン出力が強制的に高められ、充電量ＳＯＣが上限値ＳＣ２を越えるとモータジェネレータによる電力消費量を増大するためにエンジン出力が強制的に低下せしめられる。なお、充電量ＳＯＣは例えばバッテリ１９の充放電電流Ｉを積算することによって算出される。
図５（Ｂ）はバッテリ１９の充放電の制御ルーチンを示しており、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図５（Ｂ）を参照するとまず初めにステップ１２０において充電量ＳＯＣにバッテリ１９に充放電電流Ｉが加算される。この電流値Ｉは充電時はプラスとされ、放電時はマイナスとされる。次いでステップ１２１ではバッテリ１９に強制的に充電中であるか否かが判別され、強制的に充電中でないときにはステップ１２２に進んで充電量ＳＯＣが下限値ＳＣ１よりも低下したが否かが判別される。ＳＯＣ＜ＳＣ１になるとステップ１２４に進んで図４のステップ１０４におけるエンジン出力Ｐｄが予め定められている値Ｐｄ１とされる。このときエンジン出力が強制的に増大せしめられ、バッテリ１９が強制的に充電される。バッテリ１９が強制的に充電されるとステップ１２１からステップ１２３に進んで強制的な充電作用が完了したか否かが判別され、強制的な充電作用が完了するまでステップ１２４に進む。
一方、ステップ１２２においてＳＯＣ≧ＳＣ１であると判別されたときにはステップ１２５に進んでバッテリ１９から強制的に放電中であるか否かが判別される。強制的に放電中でないときにはステップ１２６に進んで充電量ＳＯＣが上限値ＳＣ２を越えたか否かが判別される。ＳＯＣ＞ＳＣ２になるとステップ１２８に進んで図４のステップ１０４におけるエンジン出力Ｐｄが予め定められている値−Ｐｄ２とされる。このときエンジン出力が強制的に減少せしめられ、バッテリ１９が強制的に放電される。バッテリ１９が強制的に放電されるとステップ１２５からステップ１２７に進んで強制的な放電作用が完了したか否かが判別され、強制的な放電作用が完了するまでステップ１２８に進む。
次に図６を参照しつつ図１に示される火花点火式エンジンについて説明する。
図６を参照すると、３０はクランクケース、３１はシリンダブロック、３２はシリンダヘッド、３３はピストン、３４は燃焼室、３５は燃焼室３４の頂面中央部に配置された点火栓、３６は吸気弁、３７は吸気ポート、３８は排気弁、３９は排気ポートを夫々示す。吸気ポート３７は吸気枝管４０を介してサージタンク４１に連結され、各吸気枝管４０には夫々対応する吸気ポート３７内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁４２が配置される。なお、燃料噴射弁４２は各吸気枝管４０に取付ける代りに各燃焼室３４内に配置してもよい。
サージタンク４１は吸気ダクト４３を介してエアクリーナ４４に連結され、吸気ダクト４３内にはアクチュエータ４５によって駆動されるスロットル弁４６と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器４７とが配置される。一方、排気ポート３９は排気マニホルド４８を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ４９に連結され、排気マニホルド４８内には空燃比センサ４９ａが配置される。
一方、図６に示される実施例ではクランクケース３０とシリンダブロック３１との連結部にクランクケース３０とシリンダブロック３１のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン３３が圧縮上死点に位置するときの燃焼室３４の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に燃焼室３４内に実際に供給される吸入空気量を制御するために吸気弁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が設けられている。
図７は図６に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図８は図解的に表したエンジン１の側面断面図を示している。図７を参照すると、シリンダブロック３１の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース３０の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
図７に示されるように一対のカムシャフト５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入される円形カム５６が固定されている。これらの円形カム５６は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５６間には図８においてハッチングで示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５８が偏心して回転可能に取付けられている。図７に示されるようにこれら円形カム５８は各円形カム５６間に配置されており、これら円形カム５８は対応する各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入されている。
図８（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５上に固定された円形カム５６を図８（Ａ）において実線の矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が下方中央に向けて移動するために円形カム５８がカム挿入孔５３内において図８（Ａ）の破線の矢印に示すように円形カム５６とは反対方向に回転し、図８（Ｂ）に示されるように偏心軸５７が下方中央まで移動すると円形カム５８の中心が偏心軸５７の下方へ移動する。
図８（Ａ）と図８（Ｂ）とを比較するとわかるようにクランクケース３０とシリンダブロック３１の相対位置は円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離によって定まり、円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離が大きくなるほどシリンダブロック３１はクランクケース３０から離れる。シリンダブロック３１がクランクケース３０から離れるとピストン３３が圧縮上死点に位置するときの燃焼室３４の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン３３が圧縮上死点に位置するときの燃焼室３４の容積を変更することができる。
図７に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺施方向が逆向きの一対のウォームギア６１，６２が取付けられており、これらウォームギア６１，６２と噛合する歯車６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９を駆動することによってピストン３３が圧縮上死点に位置するときの燃焼室３４の容積を広い範囲に亘って変更することができる。なお、図６から図８に示される可変圧縮比機構Ａは一例を示すものであっていかなる形式の可変圧縮比機構でも用いることができる。
一方、図９は図６において吸気弁３６を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図９を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂはエンジン１の出力軸９によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図９においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。
これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図９においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。
回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図９に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。
図１０において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁３６の開弁期間は図１０において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁３６の閉弁時期も図１０において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
図６および図９に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。
次に図１１を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図１１の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌであるエンジンが示されており、これら図１１の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。
図１１（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図１１（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
図１１（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図１１（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図１１（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
図１１（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図１１（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
次に図１２および図１３を参照しつつ本発明において用いられている超高膨張比サイクルについて説明する。なお、図１２は理論熱効率と膨張比と実圧縮比εとの関係を示しており、図１３は本発明において要求エンジントルクＴｅに応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。
図１３（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図１３（Ａ）に示す例でも図１１の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図１３（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
図１２における実線は実圧縮比εと膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比ε、即ち膨張比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできないことになる。
一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比εとを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、実圧縮比εが或る程度まで高くなると理論熱効率に対して実圧縮比εはほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比εを高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比εを高めても理論熱効率はほとんど高くならない。これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図１２の破線は実圧縮比εを夫々５，６，７，８，９，１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。なお、図１２において黒丸は実圧縮比εを５，６，７，８，９，１０としたときの理論熱効率のピークの位置を示している。図１２から、実圧縮比εを例えば１０といった低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図１２の実線で示す如く実圧縮比εも膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
このように実圧縮比εが低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができることになる。図１３（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比εを低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。
図１３（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０ｍｌから２０ｍｌまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００ｍｌから２００ｍｌになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６となる。図１３（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図１３（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。
上述したように膨張比を高くすると理論熱効率が向上し、燃費が向上する。従って膨張比はできる限り広い運転領域において高くすることが好ましい。しかしながら図１３（Ｂ）に示されるように超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室３４内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは燃焼室３４内に供給される吸入空気量が少ないとき、即ち要求エンジントルクＴｅが低いときしか採用できないことになる。従って本発明による実施例では要求エンジントルクＴｅが低いときには図１３（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとされ、要求エンジントルクＴｅが高いときには図１３（Ａ）に示す通常のサイクルとされる。
次に図１４を参照しつつ要求エンジントルクＴｅに応じてエンジン１がどのように制御されるかについて説明する。
図１４には要求エンジントルクＴｅに応じた機械圧縮比、膨張比、吸気弁３６の閉弁時期、実圧縮比、吸入空気量、スロットル弁４６の開度および燃費の各変化が示されている。燃費は、車両が予め定められた走行モードで予め定められた走行距離を走行したときの燃料消費量を示しており、従って燃費を示す値は燃費が良好になるほど小さくなる。なお、本発明による実施例では触媒コンバータ４９内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯＸを同時に低減しうるように通常燃焼室３４内における平均空燃比は空燃比センサ４９ａの出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている。図１２は、このように燃焼室３４内における平均空燃比が理論空燃比とされているときの理論熱効率を示している。
一方、このように本発明による実施例では燃焼室３４内における平均空燃比が理論空燃比に制御されているのでエンジントルクＴｅは燃焼室３４内に供給される吸入空気量に比例し、従って図１４に示されるように要求エンジントルクＴｅが低下するほど吸入空気量が減少せしめられる。従って要求エンジントルクＴｅが低下するほど吸入空気量を減少させるために図１４において実線で示されるように吸気弁３６の閉弁時期が遅らされる。このように吸気弁３６の閉弁時期を遅らせることによって吸入空気量が制御されている間はスロットル弁４６が全開状態に保持されている。一方、要求エンジントルクＴｅが或る値Ｔｅ１よりも低くなると吸気弁３６の閉弁時期を制御することによっては吸入空気量を必要とする吸入空気量に制御しえなくなる。従って要求エンジントルクＴｅがこの値Ｔｅ１、即ち限界値Ｔｅ１よりも低いときには吸気弁３６の閉弁時期は限界値Ｔｅ１のときの限界閉弁時期に保持され、このときにはスロットル弁４６によって吸入空気量が制御される。
一方、前述したように要求エンジントルクＴｅが低いときには超高膨張比サイクルとされ、従って図１４に示されるように要求エンジントルクＴｅが低いときには機械圧縮比を高めることによって膨張比が高くされる。ところで図１２に示されるように例えば実圧縮比εを１０とした場合、膨張比が３５程度のときに理論熱効率がピークとなる。従って要求エンジントルクＴｅが低いときには膨張比が３５程度になるまで機械圧縮比を高めることが好ましい。しかしながら膨張比が３５程度になるまで機械圧縮比を高めるのは構造上の制約から困難である。そこで本発明による実施例では要求エンジントルクＴｅが低いときにはできる限り高い膨張比が得られるように機械圧縮比が構造上可能な最大機械圧縮比とされている。
一方、機械圧縮比を最大機械圧縮比に維持した状態で吸入空気量を増大すべく吸気弁３６の閉弁時期が早められると実圧縮比が高くなる。しかしながら実圧縮比は最大でも１２以下に維持する必要がある。従って要求エンジントルクＴｅが高くなって吸入空気量が増大せしめられるときには実圧縮比が最適な実圧縮比に維持されるように機械圧縮比が低下せしめられる。本発明による実施例では図１４に示されるように要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ２を越えたときには実圧縮比が最適な実圧縮比に維持されるように要求エンジントルクＴｅが増大するにつれて機械圧縮比が低下せしめられる。
要求エンジントルクＴｅが高くなると機械圧縮比は最小機械圧縮比まで低下せしめられ、このときには図１３（Ａ）で示される通常のサイクルとなる。
ところで本発明による実施例ではエンジン回転数Ｎｅが低いときには実圧縮比εが９から１１の間とされる。ただし、エンジン回転数Ｎｅが高くなると燃焼室３４内の混合気に乱れが発生するためにノッキングが発生しずらくなり、従って本発明による実施例ではエンジン回転数Ｎｅが高くなるほど実圧縮比εが高くされる。
一方、本発明による実施例では超高膨張比サイクルとされたときの膨張比が２６から３０とされている。一方、図１２において実圧縮比ε＝５は実用上使用可能な実圧縮比の下限を示しており、この場合、膨張比がほぼ２０のときに理論熱効率がピークとなる。理論空燃比がピークとなる膨張比は実圧縮比εが５よりも大きくなるにつれて２０よりも高くなり、従って実用上使用する可能性のある実圧縮比εを考えると膨張比が２０以上であることが好ましいと言える。従って本発明による実施例では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
また、図１４に示される例では機械圧縮比は要求エンジントルクＴｅに応じて連続的に変化せしめられている。しかしながら機械圧縮比は要求エンジントルクＴｅに応じて段階的に変化させることもできる。
一方、図１４において破線で示すように要求エンジントルクＴｅが低くなるにつれて吸気弁３６の閉弁時期を早めることによっても吸入空気量を制御することができる。従って、図１４において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁３６の閉弁時期は、要求エンジントルクＴｅが低くなるにつれて、燃焼室３４内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。
ところで膨張比が高くなると理論熱効率が高くなり、燃費が良好となる、即ち燃費が小さくなる。従って図１４において要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ２以下のときに燃費が最も小さくなる。しかしながら限界値Ｔｅ１とＴｅ２の間では要求エンジントルクＴｅが低くなるにつれて実圧縮比が低下するのでわずかばかり燃費が悪くなる、即ち燃費が高くなる。また、要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ１よりも低い領域ではスロットル弁４６が閉弁せしめられるために燃費は更に高くなる。一方、要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ２よりも高くなると膨張比が低下するために要求エンジントルクＴｅが高くなるにつれて燃費が高くなる。従って要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ２のとき、即ち要求エンジントルクＴｅの増大により機械圧縮比が低下せしめられる領域と機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持されている領域との境界において燃費は最も小さくなる。
燃費が最も小さくなるエンジントルクＴｅの限界値Ｔｅ２はエンジン回転数Ｎｅに応じて若干変化するが、いずれにしてもエンジントルクＴｅを限界値Ｔｅ２に保持しておくことができれば最小の燃費を得られることになる。本発明ではエンジン１の要求出力Ｐｅが変化してもエンジントルクＴｅを限界値Ｔｅ２に維持するために出力調整装置２が用いられている。
次に図１５を参照しつつエンジン１の制御方法について説明する。
図１５は、縦軸をエンジントルクＴｅとし、横軸をエンジン回転数Ｎｅとして２次元表示した等燃費線ａ１，ａ２，ａ３，ａ４，ａ５，ａ６，ａ７，ａ８を示している。この等燃費線ａ１〜ａ８は図６に示されるエンジン１を図１４に示すように制御した場合に得られる等燃費線であって、ａ１からａ８に向かうに従って燃費が高くなっていく。即ち、ａ１の内部が燃費の最も小さい領域であり、ａ１の内部領域のＯ１で示される点が燃費の最も小さい運転状態である。図６に示されるエンジン１では燃費が最小となるＯ１点はエンジントルクＴｅが低くかつエンジン回転数Ｎｅがほぼ２０００ｒ．ｐ．ｍ．のときである。
図１５において実線Ｋ１は、エンジントルクＴｅが図１４に示す限界値Ｔｅ２となる、即ち燃費が最小となるエンジントルクＴｅと機関回転数Ｎｅとの関係を示している。従ってエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅを実線Ｋ１上のエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅに設定すると燃費が最小となり、斯くして実線Ｋ１は最小燃費動作線と称される。この最小燃費動作線Ｋ１は点Ｏ１を通ってエンジン回転数Ｎｅの増大方向に延びる曲線の形をなしている。
図１５からわかるように最小燃費動作線Ｋ１上ではエンジントルクＴｅはほとんど変化せず、従ってエンジン１の要求出力Ｐｅが増大したときにはエンジン回転数Ｎｅを高めることによってエンジン１の要求出力Ｐｅが満たされる。この最小燃費動作線Ｋ１上では機械圧縮比は最大機械圧縮比に固定されており、吸気弁３６の閉弁時期も必要とされる吸入空気量が得られる時期に固定されている。
エンジンの設計によっては、この最小燃費動作線Ｋ１をエンジン回転数Ｎｅの増大方向にエンジン回転数Ｎｅが最大となるまでまっすぐに延びるように設定することもできる。しかしながらエンジン回転数Ｎｅが高くなるとフリクションの増大による損失が大きくなる。従って図６に示されるエンジン１では、エンジン１の要求出力Ｐｅが増大したときに機械圧縮比を最大機械圧縮比に維持した状態でエンジン回転数Ｎｅのみを増大した場合に比べ、エンジン回転数Ｎｅの増大に伴ないエンジントルクＴｅを増大させた場合の方が、機械圧縮比の低下により理論熱効率は低下するが、正味熱効率は高くなる。即ち、図６に示されるエンジン１ではエンジン回転数Ｎｅが高くなったときにはエンジン回転数Ｎｅのみが増大せしめられた場合よりもエンジン回転数Ｎｅと共にエンジントルクＴｅが増大せしめられた場合の方が燃費が小さくなる。
従って本発明による実施例では、最小燃費動作線Ｋ１は図１５においてＫ１’で示されるようにエンジン回転数Ｎｅが高くなるとエンジン回転数Ｎｅの増大に伴ない高エンジントルクＴｅ側に延びている。この最小燃費動作線Ｋ１’上では最小燃費動作線Ｋ１から離れるに従って吸気弁３６の閉弁時期が吸気下死点に近づけられ、機械圧縮比が最大機械圧縮比から低下せしめられる。
さて、上述したように本発明による実施例では、燃費が最小となるときのエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの関係は、これらエンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅの関数として二次元表示するとエンジン回転数Ｎｅの増大方向に延びる曲線の形をなす最小燃費動作線Ｋ１として表わされ、燃費を最小にするにはエンジン１の要求出力Ｐｅを満たすことができる限り、エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅをこの最小燃費動作線Ｋ１に沿って変化させることが好ましい。
従って本発明による実施例ではエンジン１の要求出力Ｐｅを満たすことができる限り、エンジン１の要求出力Ｐｅの変化に応じエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１に沿って変化せしめられる。なお、当然のことであるがこの最小燃費動作線Ｋ１そのものが予めＲＯＭ２２内に記憶されているわけではなく、最小燃費動作線Ｋ１，Ｋ１’を表すエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの関係が予めＲＯＭ２２内に記憶されている。また、本発明による実施例ではエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅは最小燃費動作線Ｋ１の範囲内において最小燃費動作線Ｋ１に沿って変化せしめられるが、エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅの変化範囲を最小燃費動作線Ｋ１’上まで拡張することもできる。
次に、これら最小燃費動作線Ｋ１，Ｋ１’以外の動作線について説明する。
図１５を参照すると、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの関数として二次元表示したときに最小燃費動作線Ｋ１，Ｋ１’よりも高エンジントルクＴｅ側に破線Ｋ２で示される高トルク動作線が設定されている。実際にはこの高トルク動作線Ｋ２を表すエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの関係が予め定められており、この関係が予めＲＯＭ２２内に記憶されている。
次にこの高トルク動作線Ｋ２について図１７を参照しつつ説明する。図１７は、縦軸をエンジントルクＴｅとし、横軸をエンジン回転数Ｎｅとして２次元表示した等燃費線ｂ１，ｂ２，ｂ３，ｂ４を示している。この等燃費線ｂ１〜ｂ４は図６に示されるエンジン１において機械圧縮比を最小値まで低下せしめた状態でもってエンジン１が運転された場合の、即ち図１３（Ａ）に示す通常のサイクルの場合の燃費線を示しており、ｂ１からｂ４に向かうに従って燃費が高くなっていく。即ち、ｂ１の内部が燃費の最も小さい領域であり、ｂ１の内部領域のＯ２で示される点が燃費の最も小さい運転状態となる。図１７に示されるエンジン１では燃費が最小となるＯ２点はエンジントルクＴｅが高くかつエンジン回転数Ｎｅが２４００ｒ．ｐ．ｍ．付近のときである。
本発明による実施例では高トルク動作線Ｋ２は機械圧縮比が最小値まで低下せしめられた状態でエンジン１が運転された場合に燃費が最小となる曲線とされている。
再び図１５を参照すると、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの関数として二次元表示したときに高トルク動作線Ｋ２よりも更に高トルク側に、全負荷運転の行われる全負荷動作線Ｋ３が設定されている。この全負荷動作線Ｋ３を表すエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの関係は予め求められており、この関係は予めＲＯＭ２２内に記憶されている。
図１６（Ａ）および（Ｂ）は図１５のｆ−ｆ線に沿ってみたときの燃費の変化と機械圧縮比の変化を示している。図１６に示されるように燃費は最小燃費動作線Ｋ１上のＯ１点において最小となり、高トルク動作線Ｋ２上の点Ｏ２に向かって高くなる。また、機械圧縮比は最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｏ１では最大となっており、点Ｏ２に向かって次第に低下する。また、吸入空気量はエンジントルクＴｅが高くなるにつれて多くなるので吸入空気量は最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｏ１から点Ｏ２に向けて増大し、吸気弁３６の閉弁時期は点Ｏ１から点Ｏ２に向かうに従って吸気下死点に近づけられることになる。
図１８は、図３（Ａ）に示されるエンジン１の等出力線Ｐｅ１〜Ｐｅ９と各動作線Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３に加えて、第１の境界出力ＰＹおよび第２の境界出力ＰＺからなる二つの境界出力が示されている。図１８からわかるように第１の境界出力ＰＹの等出力線は最小燃費動作線Ｋ１とＫ１’の交点を通っており、第２の境界出力ＰＺの等出力線は高トルク動作線Ｋ２に接するように延びている。
さて、前述したように本発明による実施例では、エンジン１の要求出力Ｐｅが増大したときにはエンジン１の要求出力Ｐｅを満たすことができる限り、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅは最小燃費動作線Ｋ１に沿って変化せしめられる。即ち、本発明による実施例ではエンジン１の要求出力Ｐｅが予め定められている第１の境界出力ＰＹよりも低いときには機械圧縮比を予め定められた圧縮比以上に維持した状態でエンジン回転数を変化させることによりエンジンの要求出力を満たす最小燃費維持制御が行われる。
これに対し、最小燃費動作線Ｋ１上のエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅではエンジン１の要求出力Ｐｅを満たせないときには、即ちエンジンの要求出力が第１の境界出力ＰＹを越えて増大したときには機械圧縮比を予め定められた圧縮比、即ち２０以下に低下させた後、エンジントルクＴｅを増大させる出力増大制御が行われる。
この出力増大制御は、吸気弁３６の閉弁時期を制御して燃焼室内３４への吸入空気量を増大させ、それによりエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅを最小燃費動作線Ｋ１上の点からエンジントルクＴｅが増大する方向に変化させることによって行われる。
次に図１９から図２８を参照しつつエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの制御方法を示す２つの実施例について説明する。なお、図１８，１９，２１，２２，２５，２６には図１８と同じ等エンジン出力線Ｐｅ１〜Ｐｅ９、動作線Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３および境界出力ＰＹ，ＰＺが示されている。
図１９にはエンジン１の出力がＰｅ２であって最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒで示される運転状態のときにエンジン１の要求出力ＰｅがＰｅ４になった場合が示されている。この場合には前述した最小燃費維持制御が行われる。即ち、エンジンの要求出力Ｐｅの変化に応じエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが矢印で示されるように最小燃費動作線Ｋ１に沿って点Ｒから点Ｐｅまで変化せしめられる。
なお、このとき実際には点Ｒから点Ｐｅまでの最小燃費動作線Ｋ１上のいくつかの点における要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸが求められ、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１に沿って点Ｒから点Ｐｅまで変化するように、求められた要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸの中から要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸが順次設定される。
一方、図１９にはエンジン１の出力がＰｅ４であって最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｐｅで示される運転状態のときにエンジン１の要求出力がＰｅ２になった場合も示されている。この場合にも前述した最小燃費維持制御が行われる。即ち、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが矢印で示されるように最小燃費動作線Ｋ１に沿って点Ｐｅから点Ｒまで変化せしめられる。
図２０はこのような最小燃費維持制御が行われているときの機械圧縮比、吸気弁３６の閉弁時期、エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅの変化を示している。なお、図２０においてＭＡＸは最大機械圧縮比を示しており、ＭＩＮは最小機械圧縮比を示している。また、図２０において時刻ｔ１はエンジンの要求出力がＰｅ２からＰｅに変化したときを示しており、時刻ｔ２はエンジンの要求出力がＰｅからＰｅ２に変化したときを示している。
図２０からわかるように最小燃費維持制御が行われているときにはエンジンの要求出力が変化しても機械圧縮比および吸気弁３６の閉弁時期は変化しない。これに対し、エンジンの要求出力がＰｅ２からＰｅに変化したときにはエンジン回転数Ｎｅが増大し、エンジンの要求出力がＰｅからＰｅ２に変化したときにはエンジン回転数Ｎｅが減少する。このときエンジントルクＴｅはほとんど変化しない。
図２１にはエンジン１の出力がＰｅ２であって最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒで示される運転状態のときに加速運転が行われ、エンジン１の要求出力ＰｅがＰｅ７になった場合が示されている。この場合にはエンジン１の要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹよりも高いので出力増大制御が行われる。即ち、まず初めに機械圧縮比が低下せしめられ、次いでエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒから、エンジンの出力が要求出力Ｐｅ７となる高トルク動作線Ｋ２上の点Ｐｅまで増大せしめられる。
この場合には、最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒと高トルク動作線Ｋ２上の点Ｐｅとを結ぶ直線Ｒ−Ｐｅ上のいくつかの点における要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸが求められ、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅがこの直線Ｒ−Ｐｅに沿って点Ｒから点Ｐｅまで変化するように求められた要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸの中から要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸが順次設定される。
一方、高トルク動作線Ｋ２上の点Ｐｅで示されるときにエンジンの要求出力がＰｅ２になった場合には図２１に示されるようにエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが高トルク動作線Ｋ２上の点Ｐｅから、エンジンの出力が要求出力Ｐｅ２となる最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒまで直線Ｒ−Ｐｅに沿って減少せしめられる。
図２２にはエンジン１の出力がＰｅ２であって最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒで示される運転状態のときに加速運転が行われ、エンジン１の要求出力Ｐｅが第２の境界出力ＰＺを越えた場合、特にエンジン１の要求出力Ｐｅが最大出力になった場合を示している。この場合にはまず初めに機械圧縮比が低下せしめられ、次いでエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒから、エンジンの出力が要求出力Ｐｅとなる全負荷動作線Ｋ３上の点Ｐｅまで、最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒと全負荷動作線Ｋ３上の点Ｐｅとを結ぶ直線Ｒ−Ｐｅに沿って増大せしめられる。
一方、全出力動作線Ｋ３上の点Ｐｅで示されるときにエンジンの要求出力がＰｅ２になった場合には図２２に示されるようにエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが全負荷動作線Ｋ３上の点Ｐｅから、エンジンの出力が要求出力Ｐｅ２となる最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒまで直線Ｒ−Ｐｅに沿って減少せしめられる。
図２３は図２１および図２２に示される出力増大制御が行われたときの機械圧縮比、吸気弁３６の閉弁時期、エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅの変化を示している。なお、図２３においても時刻ｔ１はエンジンの要求出力がＰｅ２からＰｅに変化したときを示しており、時刻ｔ２はエンジンの要求出力がＰｅからＰｅ２に変化したときを示している。
図２３に示されるようにエンジンの要求出力がＰｅ２からＰｅに変化するとまず初めに機械圧縮比が減少せしめられ、機械圧縮比の減少作用が完了した後、吸気弁３４の閉弁時期を吸気下死点に近づけることによって、即ち吸入空気量を増大することによってエンジントルクＴｅおよび機関回転数Ｎｅが増大せしめられる。この場合、実際にはエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが高トルク動作線Ｋ２上にあるときの目標機械圧縮比が予め設定されており、出力増大制御が行われたときには機械圧縮比がこの目標機械圧縮比まで低下せしめられた後、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１上の値から高トルク動作線Ｋ２上の値まで変化せしめられる。
前述したように本発明による実施例では高トルク動作線Ｋ２は機械圧縮比が最小値まで低下せしめられた状態でエンジンが運転された場合に燃費が最小となる曲線であり、従って本発明による実施例では目標機械圧縮比は最小機械圧縮比とされている。従って本発明による実施例では出力増大制御が行われると機械圧縮比が最大機械圧縮比ＭＡＸから最小機械圧縮比まで減少せしめられることになる。
機械圧縮比を減少させるには時間を要する。従ってエンジンの要求出力が増大したときにただちに吸入空気量を増大すべく吸気弁３４の閉弁時期を吸気下死点に近づけると機械圧縮比の減少作用が追い付かないために実圧縮比が極度に高くなってしまい、その結果、ノッキングを発生することになる。そこで本発明ではこのようにノッキングが発生するのを阻止するためにエンジンの要求出力が増大したときにはまず初めに機械圧縮比を減少させるようにしている。
機械圧縮比が低下すると実圧縮比が低下する。このとき実圧縮比が低下しすぎないように本発明による実施例では図２３に示されるように機械圧縮比が低下するにつれて吸気弁３４の閉弁時期が少しずつ吸気下死点に近づけられ、機械圧縮比が最小機械圧縮比ＭＩＮになるとエンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅを増大すべく吸気弁３４の閉弁時期が急速に吸気下死点に近づけられる。なお、加速運転時に車両に要求される要求出力の増大作用がエンジン出力の増大作用によってカバーされていない場合にはエンジン出力の不足分はモータジェネレートＭＧ１の出力増大により補填されている。
一方、時刻ｔ２においてエンジンの要求出力がＰｅからＰｅ２になったときには吸気弁３４の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に移動せしめられてエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが低下せしめられる。次いでエンジンの出力がＰｅ２になると機械圧縮比が最小機械圧縮比ＭＩＮから最大機械圧縮比ＭＡＸまで増大せしめられる。このように吸気弁３４の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に移動せしめられた後に機械圧縮比が増大せしめられるのもノッキングの発生を阻止するためである。
図２１に示されるような出力増大制御が行われてエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが高トルク動作線Ｋ２上の値に達した後は、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅはエンジンの要求出力が第１の境界出力ＰＹ以上である限り、高トルク動作線Ｋ２に沿って変化せしめられる。
また、図２２に示されるような出力増大制御が行われてエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが全負荷動作線Ｋ３上の値に達した後は、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅはエンジンの要求出力が第２の境界出力ＰＺ以上である限り、全負荷動作線Ｋ３に沿って変化せしめられる。
即ち、本発明による実施例ではエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅは通常いずれかの動作線Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３上の値に維持されており、出力増大制御時等を除いてエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが動作線Ｋ１とＫ２との間、或いは動作線Ｋ２とＫ３との間の値に維持されることはない。例えばエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが動作線Ｋ１とＫ２との間の任意の値に維持されるようにすると機械圧縮比が頻繁に切換えられることになり、可変圧縮比機構Ａの耐久性が問題となる。
これに対し、本発明の実施例におけるようにエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅを各動作線Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３の間に維持させず、各動作線Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３上に維持させるようにすると機械圧縮比の切換え頻度が極度に減少し、斯くして可変圧縮比機構Ａの耐久性を確保することができる。
図２４は図１９から図２３に示される第１実施例を実行するための運転制御ルーチンを示しており、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図２４を参照すると、まず初めにステップ２００において前回の割込み時にエンジンの要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹよりも低かったか否かが判別される。前回の割込み時にＰｅ＜ＰＹであったときにはステップ２０１に進んで今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹであるか否かが判別される。今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹのとき、即ち継続してエンジンの要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹよりも低いときにはステップ２０２に進み、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが燃費維持動作線Ｋ１に沿って制御される。
一方、ステップ２００において前回の割込み時にＰｅ＜ＰＹでなかったと判断されたときにはステップ２０３に進んで今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹであるか否かが判別される。今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹでなかったとき、即ち継続してエンジンの要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹよりも高いときにはステップ２０４に進み、エンジンの要求出力Ｐｅが第２の境界出力ＰＺよりも低いか否かが判別される。Ｐｅ＜ＰＺのときにはステップ２０５に進んでエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが高トルク動作線Ｋ２に沿って制御される。これに対し、ステップ２０４においてＰｅ≧ＰＺであると判別されたときにはステップ２０６に進んでエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが全負荷動作線Ｋ３に沿って制御される。
一方、ステップ２０１において今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹでないと判断されたとき、即ちエンジンの要求出力が第１の境界出力ＰＹを越えたときにはステップ２０７にジャンプする。ステップ２０７では機械圧縮比の低下処理が完了したか否かが判別され、機械圧縮比の低下処理が完了していないときにはステップ２０８に進んで機械圧縮比が低下せしめられる。次いでステップ２０７において機械圧縮比の低下処理が完了したと判断されたときにはステップ２０９に進んで出力増大制御が行われる。
一方、ステップ２０３において今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹであると判断されたとき、即ちエンジンの要求出力が第１の境界出力ＰＹよりも低くなったときにはステップ２１０にジャンプする。ステップ２１０ではエンジン出力の減少制御が完了したか否かが判別され、エンジン出力の減少制御が完了していないときにはステップ２１１に進んでエンジン出力の減少制御が行われる。次いでステップ２１０においてエンジン出力の減少制御が完了したと判断されたときにはステップ２１２に進んで機械圧縮比の増大処理が行われる。
図２５から図２８に第２実施例を示す。この実施例では、図２５および図２７に示されるようにエンジン１の出力がＰｅ２であって最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒで示される運転状態のときにエンジンの要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹを越えたときには、まず初めにエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１に沿って、要求出力Ｐｅを満たす高トルク動作線Ｋ２上におけるエンジン回転数まで増大せしめられ、次いで機械圧縮比が最大機械圧縮比ＭＡＸから最小機械圧縮比ＭＩＮまで低下せしめられ、次いでエンジン回転数Ｎｅを一定に維持した状態で出力増大制御が行われる。
即ち、この場合にはまず初めに要求出力Ｐｅを満たす高トルク動作線Ｋ２上の目標エンジントルクと目標エンジン回転数が求められ、次いでエンジン回転数Ｎｅが目標エンジン回転数とされ、次いで機械圧縮比を目標機械圧縮比まで低下させた後、エンジントルクＴｅが最小燃費動作線Ｋ１上の値から高トルク動作線Ｋ２上の目標エンジントルクまで増大せしめられる。
これに対し、エンジン１の出力が高トルク動作線Ｋ２上の点Ｐｅで示される運転状態のときにエンジンの要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹよりも低くなったときには、まず初めにエンジン回転数Ｎｅを一定に維持した状態で出力減少制御が行われ、次いで機械圧縮比が最小機械圧縮比ＭＩＮから最大機械圧縮比ＭＡＸまで増大せしめられ、次いでエンジン回転数Ｎｅが低下せしめられる。
一方、図２６に示されるようにエンジン１の出力がＰｅ２であって最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒで示される運転状態のときにエンジンの要求出力Ｐｅが第２の境界出力ＰＺを越えたときには、図２５の場合と同様に図２７に示される如くまず初めにエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１に沿って、要求出力Ｐｅを満たす全負荷動作線Ｋ３上におけるエンジン回転数まで増大せしめられ、次いで機械圧縮比が最大機械圧縮比ＭＡＸから最小機械圧縮比ＭＩＮまで低下せしめられ、次いでエンジン回転数Ｎｅを一定に維持した状態で出力増大制御が行われる。
これに対し、エンジン１の出力が全負荷動作線Ｋ３上の点Ｐｅで示される運転状態のときにエンジンの要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹよりも低くなったときにはまず初めにエンジン回転数Ｎｅを一定に維持した状態で出力減少制御が行われ、次いで機械圧縮比が最小機械圧縮比ＭＩＮから最大機械圧縮比ＭＡＸまで増大せしめられ、次いでエンジン回転数Ｎｅが低下せしめられる。
エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１上に制御されているときにエンジン回転数Ｎｅを上昇させるとエンジンの出力が増大する。一方、前述したようにエンジン回転数ＮｅはモータジェネレータＭＧ１によって制御され、このモータジェネレータＭＧ１によるエンジン回転数Ｎｅの制御は極めて応答性がよい。従って図２５或いは図２６に示されるように加速要求があったときにエンジン回転数Ｎｅを増大させるようにするとエンジンの出力がただちに増大し、斯くして良好な加速感を得ることができる。
図２８は図２５から図２７に示される第２実施例を実行するための運転制御ルーチンを示しており、このルーチンも一定時間毎の割込みによって実行される。なお、このルーチンにおいてステップ３００からステップ３０６は図２４に示されるルーチンのステップ２００からステップ２０６と同じであるのでステップ３００からステップ３０６については説明を省略する。
図２８を参照するとこの第２実施例では、ステップ３０１において今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹでないと判断されたとき、即ちエンジンの要求出力が第１の境界出力ＰＹを越えたときにはステップ３０７にジャンプする。ステップ３０７ではエンジン回転数Ｎｅの増大処理が完了したか否かが判別され、エンジン回転数の増大処理が完了していないときにはステップ３０８に進んで、エンジン回転数Ｎｅが増大せしめられる。次いでステップ３０７においてエンジン回転数Ｎｅの増大処理が完了したと判断されたときにはステップ３０９に進む。
ステップ３０９では機械圧縮比の低下処理が完了したか否かが判別され、機械圧縮比の低下処理が完了していないときにはステップ３１０に進んで機械圧縮比が低下せしめられる。次いでステップ３０９において機械圧縮比の低下処理が完了したと判断されたときにはステップ３１１に進んで出力増大制御が行われる。
一方、ステップ３０３において今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹであると判断されたとき、即ちエンジンの要求出力が第１の境界出力ＰＹよりも低くなったときにはステップ３１２にジャンプする。ステップ３１２ではエンジン出力の減少制御が完了したか否かが判別され、エンジン出力の減少制御が完了していないときにはステップ３１３に進んでエンジン出力の減少制御が行われる。次いでステップ３１２においてエンジン出力の減少制御が完了したと判断されたときにはステップ３１４に進む。
ステップ３１４では機械圧縮比の増大処理が完了したか否かが判別され、機械圧縮比の増大処理が完了していないときにはステップ３１５に進んで機械圧縮比が増大せしめられる。次いでステップ３１４において機械圧縮比の増大処理が完了したと判断されたときにはステップ３１６に進んでエンジン回転数Ｎｅが減少せしめられる。
まず初めに図１を参照しつつ出力調整装置２について簡単に説明する。図１に示される実施例では出力調整装置２が、電気モータおよび発電機として作動する一対のモータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２と遊星歯車機構３とにより構成される。この遊星歯車機構３はサンギア４と、リングギア５と、サンギア４とリングギア５間に配置されたプラネタリギア６と、プラネタリギア６を担持するプラネタリキャリア７とを具備する。サンギア４はモータジェネレータＭＧ１の回転軸８に連結され、プラネタリキャリア７はエンジン１の出力軸９に連結される。また、リングギア５は一方ではモータジェネレータＭＧ２の回転軸１０に連結され、他方では駆動輪に連結された出力軸１２にベルト１１を介して連結される。従ってリングギア５が回転するとそれに伴なって出力軸１２が回転せしめられることがわかる。
各モータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２は夫々対応する回転軸８，１０上に取付けられかつ外周面に複数個の永久磁石を取付けたロータ１３，１５と、回転磁界を形成する励磁コイルを巻設したステータ１４，１６とを具備した交流同期電動機からなる。各モータジェネレータＭＧ１，ＭＧ２のステータ１４，１６の励磁コイルは夫々対応するモータ駆動制御回路１７，１８に接続され、これらモータ駆動制御回路１７，１８は直流高電圧を発生するバッテリ１９に接続される。図１に示される実施例ではモータジェネレータＭＧ２は主に電動モータとして作動し、モータジェネレータＭＧ１は主に発電機として作動する。
電子制御ユニット２０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス２１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）２２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）２３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）２４、入力ポート２５および出力ポート２６を具備する。アクセルペダル２７にはアクセルペダル２７の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ２８が接続され、負荷センサ２８の出力電圧は対応するＡＤ変換機２５ａを介して入力ポート２５に入力される。また入力ポート２５にはクランクシャフトが例えば１５°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ２９が接続される。更に入力ポート２５にはバッテリ１９の充放電電流を表す信号およびその他の種々の信号が対応するＡＤ変換器２５ａを介して入力される。一方、出力ポート２６は各モータ駆動制御回路１７，１８に接続されると共に対応する駆動回路２６ａを介してエンジン１の制御すべき要素、例えば燃料噴射弁等に接続される。
モータジェネレータＭＧ２を駆動せしめるときにはバッテリ１９の直流高電圧がモータ駆動制御回路１８において周波数がｆｍで電流値がＩｍの三相交流に変換され、この三相交流がステータ１６の励磁コイルに供給される。この周波数ｆｍは励磁コイルにより発生する回転磁界をロータ１５の回転に同期して回転させるのに必要な周波数であり、この周波数ｆｍは出力軸１０の回転数に基づいてＣＰＵ２４で算出される。モータ駆動制御回路１８ではこの周波数ｆｍが三相交流の周波数とされる。一方、モータジェネレータＭＧ２の出力トルクは三相交流の電流値Ｉｍにほぼ比例する。この電流値ＩｍはモータジェネレータＭＧ２の要求出力トルクに基づきＣＰＵ２４において算出され、モータ駆動制御回路１８ではこの電流値Ｉｍが三相交流の電流値とされる。
また、外力によりモータジェネレータＭＧ２を駆動する状態にするとモータジェネレータＭＧ２は発電機として作動し、このとき発生した電力がバッテリ１９に回生される。外力によりモータジェネレータＭＧ２を駆動するときの要求駆動トルクはＣＰＵ２４において算出され、回転軸１０にこの要求駆動トルクが作用するようにモータ駆動制御回路１８が作動せしめられる。
このようなモータジェネレータＭＧ２に対する駆動制御はモータジェネレータＭＧ１に対しても同様に行われる。即ち、モータジェネレータＭＧ１を駆動せしめるときにはバッテリ１９の直流高電圧がモータ駆動制御回路１７において周波数がｆｍで電流値がＩｍの三相交流に変換され、この三相交流がステータ１４の励磁コイルに供給される。また、外力によりモータジェネレータＭＧ１を駆動する状態にするとモータジェネレータＭＧ１は発電機として作動し、このとき発生した電力がバッテリ１９に回生される。このとき回転軸８に算出された要求駆動トルクが作用するようにモータ駆動制御回路１７が作動せしめられる。
次に遊星歯車機構３を図解的に示す図２（Ａ）を参照しつつ各軸８，９，１０に作用するトルクの関係と各軸８，９，１０の回転数の関係について説明する。
図２（Ａ）においてｒ１はサンギア４のピッチ円の半径を示しており、ｒ２はリングギア５のピッチ円の半径を示している。今、図２（Ａ）に示す状態でエンジン１の出力軸９にトルクＴｅを加えてプラネタリアギア６の回転中心部に出力軸９の回転方向に向かう力Ｆを発生させたとする。このときプラネタリアギア６との噛合部ではサンギア４およびリングギア５に夫々力Ｆと同じ向きの力Ｆ／２が作用する。その結果、サンギア４の回転軸８にはトルクＴｅｓ（＝（Ｆ／２）・ｒ１）が作用し、リングギア５の回転軸１０にはトルクＴｅｒ（＝（Ｆ／２）・ｒ２）が作用することになる。一方、エンジン１の出力軸９に作用しているトルクＴｅはＦ・（ｒ１＋ｒ２）／２で表されるのでサンギア４の回転軸８に作用するトルクＴｅｓをｒ１，ｒ２，Ｔｅで表すとＴｅｓ＝（ｒ１／（ｒ１＋ｒ２））・Ｔｅとなり、リングギア５の回転軸１０に作用するトルクＴｅｒをｒ１，ｒ２，Ｔｅで表すとＴｅｒ＝（ｒ２／（ｒ１＋ｒ２））・Ｔｅとなる。
即ち、エンジン１の出力軸９に生じたトルクＴｅはサンギア４の回転軸８に作用するトルクＴｅｓとリングギア５の回転軸１０に作用するトルクＴｅｒにｒ１：ｒ２の比で分配されることになる。この場合、ｒ２＞ｒ１であるのでリングギア５の回転軸１０に作用するトルクＴｅｒはサンギア４の回転軸８に作用するトルクＴｅｓよりも必ず大きくなる。なお、サンギア４のピッチ円の半径ｒ１／リングギア５のピッチ円の半径ｒ２、即ちサンギア４の歯数／リングギア５の歯数をρとするとＴｅｓはＴｅｓ＝（ρ／（１＋ρ））・Ｔｅと表され、ＴｅｒはＴｅｒ＝（ｌ／（１＋ρ））・Ｔｅと表される。
一方、エンジン１の出力軸９の回転方向、即ち図２（Ａ）において矢印で示されるトルクＴｅの作用方向を正転方向とすると、プラネタリキャリア７の回転を停止した状態でサンギア４を正転方向に回転させたとき、リングギア５は反対方向に回転する。このときサンギア４とリングギア５との回転数の比はｒ２：ｒ１となる。図２（Ｂ）の破線Ｚ１はこのときの回転数の関係を図解的に表している。なお、図２（Ｂ）において縦軸は零０に対し上方が正転方向、下方が逆転方向を示している。また、図２（Ｂ）においてＳはサンギア４を示しており、Ｃはプラネタリキャリア７を示しており、Ｒはリングギア５を示している。図２（Ｂ）に示されるようにプラネタリキャリアＣとリングギアＲとの間隔をｒ１とし、プラネタリキャリアＣとサンギアＳとの間隔をｒ２としてサンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲの回転数を黒丸で表記すると各回転数を示す点は破線Ｚ１で示される一直線上に位置することになる。
一方、サンギア４、リングギア５、プラネタリギア６間の相対回転を停止させてプラネタリキャリア７を正転方向に回転させるとサンギア４、リングギア５、プラネタリキャリア７は正転方向に同一回転速度で回転する。このときの回転数の関係が破線Ｚ２で示されている。従って実際の回転数の関係は破線Ｚ２に破線Ｚ１を重疊させた実線Ｚで表され、斯くしてサンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲの回転数を表す点は実線Ｚで示される一直線上に位置することになる。従ってサンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲのうちのいずれか二つの回転数が決まると残りの一つの回転数が自ずと定まることになる。なお、前述したｒ１／ｒ２＝ρの関係を用いると図２（Ｂ）に示されるようにサンギアＳとプラネタリキャリアＣの間隔と、プラネタリキャリアＣとリングギアＲとの間隔はｌ：ρとなる。
図２（Ｃ）はサンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲの回転数と、サンギアＳ、プラネタリキャリアＣ、リングギアＲに作用するトルクを図解的に示している。図２（Ｃ）の縦軸および横軸は図２（Ｂ）と同じであり、また図２（Ｃ）に示される実線は図２（Ｂ）に示される実線に対応している。一方、図２（Ｃ）には回転数を表す各黒丸点に、対応する回転軸に作用するトルクが表記されている。なお、各トルクにおいてトルクの作用する方向と回転方向が同じ場合には対応する回転軸に対して駆動トルクが与えられている場合を示しており、トルクの作用する方向と回転方向とが逆の場合には対応する回転軸がトルクを与えている場合を示している。
さて、図２（Ｃ）に示される例ではプラネタリキャリアＣにエンジントルクＴｅが作用しており、このエンジントルクＴｅがリングギアＲに加わるトルクＴｅｒとサンギアＳに加わるトルクＴｅｓとの分配されている。リングギアＲの回転軸１０には分配されたエンジントルクＴｅｒとモータジェネレータＭＧ２のトルクＴｍ２と車両を駆動するための車両駆動トルクＴｒとが作用しており、これらのトルクＴｅｒ，Ｔｍ２，Ｔｒは釣合っている。図２（Ｃ）で示される場合にはトルクＴｍ２はトルクの作用方向と回転方向が同じであるのでこのトルクＴｍ２はリングギアＲの回転軸１０に駆動トルクを与えていることになり、従ってこのときモータジェネレータＭＧ２は駆動モータとして作動している。図２（Ｃ）に示される場合にはこのとき分配されたエンジントルクＴｅｒとモータジェネレータＭＧ２による駆動トルクＴｍ２との和が車両駆動トルクＴｒと等しくなっており、従ってこのとき車両はエンジン１とモータジェネレータＭＧ２とによって駆動されていることになる。
一方、サンギア５の回転軸８には分配されたエンジントルクＴｅｓとモータジェネレータＭＧ１のトルクＴｍ１とが作用しており、これらトルクＴｅｓとＴｍ１とは釣合っている。図２（Ｃ）に示される場合にはトルクＴｍ１はトルクの作用方向と回転方向とが逆方向であるのでこのトルクＴｍ１はリングギアＲの回転軸１０から駆動トルクが与えられていることになり、従ってこのときモータジェネレータＭＧ１は発電機として作動している。即ち、このとき分配されたエンジントルクＴｅｓはモータジェネレータＭＧ１を駆動するためのトルクと等しくなっており、従ってこのときモータジェネレータＭＧ１はエンジン１によって駆動されていることになる。
図２（Ｃ）においてＮｒ，Ｎｅ，Ｎｓは夫々リングギアＲの回転軸１０、プラネタリキャリアＣの回転軸、即ち駆動軸９、サンギアＳの回転軸８の回転数を示しており、従って図２（Ｃ）から各軸８，９，１０の回転数の関係と各軸８，９，１０に作用するトルクの関係が一目でわかることになる。図２（Ｃ）は共線図と称されており、図２（Ｃ）に示される実線は動作共線と称されている。
さて、図２（Ｃ）に示されるように車両駆動トルクがＴｒであり、リングギア５の回転数がＮｒであったとすると車両を駆動するための車両駆動出力ＰｒはＰｒ＝Ｔｒ・Ｎｒで表される。また、このときのエンジン１の出力ＰｅはエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの積Ｔｅ・Ｎｅで表される。一方、このときモータジェネレータＭＧ１の発電エネルギは同様にトルクと回転数の積で表され、従ってモータジェネレータＭＧ１の発電エネルギはＴｍ１・Ｎｓとなる。また、モータジェネレータＭＧ２の駆動エネルギもトルクと回転数の積で表され、従ってモータジェネレータＭＧ２の駆動エネルギはＴｍ２・Ｎｒとなる。ここでモータジェネレータＭＧ１の発電エネルギＴｍ１・ＮｓをモータジェネレータＭＧ２の駆動エネルギＴｍ２・Ｎｒと等しくしてモータジェネレータＭＧ１により発電された電力でもってモータジェネレータＭＧ２を駆動したとすると、エンジン１の全ての出力Ｐｅが車両駆動出力Ｐｒに使用されることになる。このときにはＰｒ＝Ｐｅとなり、従ってＴｒ・Ｎｒ＝Ｔｅ・Ｎｅとなる。即ち、エンジントルクＴｅが車両駆動トルクＴｒに変換されたことになる。従って出力調整装置２はトルク変換作用を行っていることになる。なお、実際には発電損失や歯車伝達損失が存在するのでエンジン１の全ての出力Ｐｅを車両駆動出力Ｐｒに使用することはできないが出力調整装置２がトルク変換作用を行っていることには変りはない。
図３（Ａ）はエンジン１の等出力線Ｐｅ１〜Ｐｅ９を示しており、各出力の大きさの間にはＰｅ１＜Ｐｅ２＜Ｐｅ３＜Ｐｅ４＜Ｐｅ５＜Ｐｅ６＜Ｐｅ７＜Ｐｅ８＜Ｐｅ９の関係がある。なお、図３（Ａ）の縦軸はエンジントルクＴｅを示しており、図３（Ａ）の横軸はエンジン回転数Ｎｅを示している。図３（Ａ）からわかるように車両を駆動するのに要求されるエンジン１の要求出力Ｐｅを満たすエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの組合せは無数に存在し、この場合どのようなエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの組合せを選んでも出力調整装置２においてエンジントルクＴｅを車両駆動トルクＴｒに変換することができる。従ってこの出力調整装置２を用いると同一のエンジン出力Ｐｅの得られる所望のエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの組合せが設定可能となる。本発明では後述するようにエンジン１の要求出力Ｐｅを確保しつつ最良の燃費を得ることのできるエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの組合せが設定される。図３（Ａ）に示す関係は予めＲＯＭ２２内に記憶されている。
図３（Ｂ）はアクセルペダル２７の等アクセル開度線、即ち等踏込み量線Ｌを示しており、各等踏込み量線Ｌに対して夫々踏込み量Ｌがパーセンテージで示されている。なお、図３（Ｂ）の縦軸は車両の駆動に対して要求されている要求車両駆動トルクＴｒＸを示しており、図３（Ｂ）の横軸はリングギア５の回転数Ｎｒを示している。図３（Ｂ）から要求車両駆動トルクＴｒＸはアクセルペダル２７の踏込み量Ｌとそのときのリングギア５の回転数Ｎｒから決定されることがわかる。図３（Ｂ）に示す関係は予めＲＯＭ２２内に記憶されている。
次に図４を参照しつつ車両を運転するための基本的な制御ルーチンについて説明する。なお、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図４を参照すると、まず初めにステップ１００においてリングギア５の回転数Ｎｒが検出される。次いでステップ１０１ではアクセルペダル２７の踏込み量Ｌが読み込まれる。次いでステップ１０２では図３（Ｂ）に示す関係から要求車両駆動トルクＴｒＸが算出される。次いでステップ１０３では要求車両駆動トルクＴｒＸにリングギア５の回転数Ｎｒを乗算することによって要求車両駆動出力Ｐｒ（＝ＴｒＸ・Ｎｒ）が算出される。次いでステップ１０４では要求車両駆動出力Ｐｒに、バッテリ１９の充放電のために増大すべき又は減少すべきエンジン出力Ｐｄと、補機の駆動に必要なエンジン出力Ｐｈとを加算することによってエンジン１に要求される出力Ｐｎが算出される。なお、バッテリ１９の充放電のためのエンジン出力Ｐｄは後述する図５（Ｂ）に示すルーチンにより算出されている。
次いでステップ１０５ではエンジン１に要求される出力Ｐｒを出力調整装置２におけるトルク変換の効率ηｔで除算することにより最終的なエンジン１の要求出力Ｐｅ（＝Ｐｎ／ηｔ）が算出される。次いでステップ１０６では図３（Ａ）に示される関係からエンジンの要求出力Ｐｅを満たしかつ最小の燃費が得られる要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸ等が設定される。この要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸ等の設定は後述する図２４および図２８に示されるルーチンにおいて行われる。なお、本発明において最小の燃費とは、エンジン１の効率だけではなく出力調整装置２の歯車伝達効率等も考慮に入れた場合の最小の燃費を意味している。
次いでステップ１０７では要求車両駆動トルクＴｒＸと要求エンジントルクＴｅＸからモータジェネレータＭＧ２の要求トルクＴｍ２Ｘ（＝ＴｒＸ−Ｔｅｒ＝ＴｒＸ−ＴｅＸ／（１＋ρ））が算出される。次いでステップ１０８ではリングギア５の回転数Ｎｒと要求エンジン回転数ＮｅＸからサンギア４の要求回転数ＮｓＸが算出される。なお、図２（Ｃ）に示す関係から（ＮｅＸ−Ｎｓ）：（Ｎｒ−ＮｅＸ）＝ｌ：ρとなるのでサンギア４の要求回転数ＮｓＸは図４のステップ１０８に示されるようにＮｒ−（Ｎｒ−ＮｅＸ）・（１＋ρ）／ρで表されることになる。
次いでステップ１０９ではモータジェネレータＭＧ１の回転数が要求回転数ＮｓＸとなるようにモータジェネレータＭＧ１が制御される。モータジェネレータＭＧ１の回転数が要求回転数ＮｓＸになるとエンジン回転数Ｎｅは要求エンジン回転数ＮｅＸとなり、従ってエンジン回転数ＮｅはモータジェネレータＭＧ１によって要求エンジン回転数ＮｅＸに制御されることになる。次いでステップ１１０ではモータジェネレータＭＧ２のトルクが要求トルクＴｍ２ＸとなるようにモータジェネレータＭＧ２が制御される。次いでステップ１１１では要求エンジントルクＴｅＸを得るのに必要な燃料噴射量や目標とするスロットル弁の開度等が算出され、ステップ１１２ではこれらに基づいてエンジン１の制御が行われる。
ところでハイブリッド方式の車両ではバッテリ１９の充電量を常時一定量以上に維持しておく必要があり、そこで本発明による実施例では図５（Ａ）に示されるように充電量ＳＯＣを下限値ＳＣ１と上限値ＳＣ２との間に維持するようにしている。即ち、本発明による実施例では充電量ＳＯＣが下限値ＳＣ１よりも低下すると発電量を増大するためにエンジン出力が強制的に高められ、充電量ＳＯＣが上限値ＳＣ２を越えるとモータジェネレータによる電力消費量を増大するためにエンジン出力が強制的に低下せしめられる。なお、充電量ＳＯＣは例えばバッテリ１９の充放電電流Ｉを積算することによって算出される。
図５（Ｂ）はバッテリ１９の充放電の制御ルーチンを示しており、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図５（Ｂ）を参照するとまず初めにステップ１２０において充電量ＳＯＣにバッテリ１９に充放電電流Ｉが加算される。この電流値Ｉは充電時はプラスとされ、放電時はマイナスとされる。次いでステップ１２１ではバッテリ１９に強制的に充電中であるか否かが判別され、強制的に充電中でないときにはステップ１２２に進んで充電量ＳＯＣが下限値ＳＣ１よりも低下したが否かが判別される。ＳＯＣ＜ＳＣ１になるとステップ１２４に進んで図４のステップ１０４におけるエンジン出力Ｐｄが予め定められている値Ｐｄ１とされる。このときエンジン出力が強制的に増大せしめられ、バッテリ１９が強制的に充電される。バッテリ１９が強制的に充電されるとステップ１２１からステップ１２３に進んで強制的な充電作用が完了したか否かが判別され、強制的な充電作用が完了するまでステップ１２４に進む。
一方、ステップ１２２においてＳＯＣ≧ＳＣ１であると判別されたときにはステップ１２５に進んでバッテリ１９から強制的に放電中であるか否かが判別される。強制的に放電中でないときにはステップ１２６に進んで充電量ＳＯＣが上限値ＳＣ２を越えたか否かが判別される。ＳＯＣ＞ＳＣ２になるとステップ１２８に進んで図４のステップ１０４におけるエンジン出力Ｐｄが予め定められている値−Ｐｄ２とされる。このときエンジン出力が強制的に減少せしめられ、バッテリ１９が強制的に放電される。バッテリ１９が強制的に放電されるとステップ１２５からステップ１２７に進んで強制的な放電作用が完了したか否かが判別され、強制的な放電作用が完了するまでステップ１２８に進む。
次に図６を参照しつつ図１に示される火花点火式エンジンについて説明する。
図６を参照すると、３０はクランクケース、３１はシリンダブロック、３２はシリンダヘッド、３３はピストン、３４は燃焼室、３５は燃焼室３４の頂面中央部に配置された点火栓、３６は吸気弁、３７は吸気ポート、３８は排気弁、３９は排気ポートを夫々示す。吸気ポート３７は吸気枝管４０を介してサージタンク４１に連結され、各吸気枝管４０には夫々対応する吸気ポート３７内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁４２が配置される。なお、燃料噴射弁４２は各吸気枝管４０に取付ける代りに各燃焼室３４内に配置してもよい。
サージタンク４１は吸気ダクト４３を介してエアクリーナ４４に連結され、吸気ダクト４３内にはアクチュエータ４５によって駆動されるスロットル弁４６と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器４７とが配置される。一方、排気ポート３９は排気マニホルド４８を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ４９に連結され、排気マニホルド４８内には空燃比センサ４９ａが配置される。
一方、図６に示される実施例ではクランクケース３０とシリンダブロック３１との連結部にクランクケース３０とシリンダブロック３１のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン３３が圧縮上死点に位置するときの燃焼室３４の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に燃焼室３４内に実際に供給される吸入空気量を制御するために吸気弁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が設けられている。
図７は図６に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図８は図解的に表したエンジン１の側面断面図を示している。図７を参照すると、シリンダブロック３１の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース３０の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
図７に示されるように一対のカムシャフト５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入される円形カム５６が固定されている。これらの円形カム５６は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５６間には図８においてハッチングで示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５８が偏心して回転可能に取付けられている。図７に示されるようにこれら円形カム５８は各円形カム５６間に配置されており、これら円形カム５８は対応する各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入されている。
図８（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５上に固定された円形カム５６を図８（Ａ）において実線の矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が下方中央に向けて移動するために円形カム５８がカム挿入孔５３内において図８（Ａ）の破線の矢印に示すように円形カム５６とは反対方向に回転し、図８（Ｂ）に示されるように偏心軸５７が下方中央まで移動すると円形カム５８の中心が偏心軸５７の下方へ移動する。
図８（Ａ）と図８（Ｂ）とを比較するとわかるようにクランクケース３０とシリンダブロック３１の相対位置は円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離によって定まり、円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離が大きくなるほどシリンダブロック３１はクランクケース３０から離れる。シリンダブロック３１がクランクケース３０から離れるとピストン３３が圧縮上死点に位置するときの燃焼室３４の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン３３が圧縮上死点に位置するときの燃焼室３４の容積を変更することができる。
図７に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺施方向が逆向きの一対のウォームギア６１，６２が取付けられており、これらウォームギア６１，６２と噛合する歯車６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９を駆動することによってピストン３３が圧縮上死点に位置するときの燃焼室３４の容積を広い範囲に亘って変更することができる。なお、図６から図８に示される可変圧縮比機構Ａは一例を示すものであっていかなる形式の可変圧縮比機構でも用いることができる。
一方、図９は図６において吸気弁３６を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図９を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂはエンジン１の出力軸９によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図９においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。
これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図９においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。
回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図９に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。
図１０において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁３６の開弁期間は図１０において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁３６の閉弁時期も図１０において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
図６および図９に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。
次に図１１を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図１１の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌであるエンジンが示されており、これら図１１の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。
図１１（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図１１（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
図１１（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図１１（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図１１（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
図１１（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図１１（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
次に図１２および図１３を参照しつつ本発明において用いられている超高膨張比サイクルについて説明する。なお、図１２は理論熱効率と膨張比と実圧縮比εとの関係を示しており、図１３は本発明において要求エンジントルクＴｅに応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。
図１３（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図１３（Ａ）に示す例でも図１１の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図１３（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
図１２における実線は実圧縮比εと膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比ε、即ち膨張比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできないことになる。
一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比εとを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、実圧縮比εが或る程度まで高くなると理論熱効率に対して実圧縮比εはほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比εを高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比εを高めても理論熱効率はほとんど高くならない。これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図１２の破線は実圧縮比εを夫々５，６，７，８，９，１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。なお、図１２において黒丸は実圧縮比εを５，６，７，８，９，１０としたときの理論熱効率のピークの位置を示している。図１２から、実圧縮比εを例えば１０といった低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図１２の実線で示す如く実圧縮比εも膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
このように実圧縮比εが低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができることになる。図１３（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比εを低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。
図１３（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０ｍｌから２０ｍｌまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００ｍｌから２００ｍｌになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６となる。図１３（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図１３（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。
上述したように膨張比を高くすると理論熱効率が向上し、燃費が向上する。従って膨張比はできる限り広い運転領域において高くすることが好ましい。しかしながら図１３（Ｂ）に示されるように超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室３４内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは燃焼室３４内に供給される吸入空気量が少ないとき、即ち要求エンジントルクＴｅが低いときしか採用できないことになる。従って本発明による実施例では要求エンジントルクＴｅが低いときには図１３（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとされ、要求エンジントルクＴｅが高いときには図１３（Ａ）に示す通常のサイクルとされる。
次に図１４を参照しつつ要求エンジントルクＴｅに応じてエンジン１がどのように制御されるかについて説明する。
図１４には要求エンジントルクＴｅに応じた機械圧縮比、膨張比、吸気弁３６の閉弁時期、実圧縮比、吸入空気量、スロットル弁４６の開度および燃費の各変化が示されている。燃費は、車両が予め定められた走行モードで予め定められた走行距離を走行したときの燃料消費量を示しており、従って燃費を示す値は燃費が良好になるほど小さくなる。なお、本発明による実施例では触媒コンバータ４９内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯＸを同時に低減しうるように通常燃焼室３４内における平均空燃比は空燃比センサ４９ａの出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている。図１２は、このように燃焼室３４内における平均空燃比が理論空燃比とされているときの理論熱効率を示している。
一方、このように本発明による実施例では燃焼室３４内における平均空燃比が理論空燃比に制御されているのでエンジントルクＴｅは燃焼室３４内に供給される吸入空気量に比例し、従って図１４に示されるように要求エンジントルクＴｅが低下するほど吸入空気量が減少せしめられる。従って要求エンジントルクＴｅが低下するほど吸入空気量を減少させるために図１４において実線で示されるように吸気弁３６の閉弁時期が遅らされる。このように吸気弁３６の閉弁時期を遅らせることによって吸入空気量が制御されている間はスロットル弁４６が全開状態に保持されている。一方、要求エンジントルクＴｅが或る値Ｔｅ１よりも低くなると吸気弁３６の閉弁時期を制御することによっては吸入空気量を必要とする吸入空気量に制御しえなくなる。従って要求エンジントルクＴｅがこの値Ｔｅ１、即ち限界値Ｔｅ１よりも低いときには吸気弁３６の閉弁時期は限界値Ｔｅ１のときの限界閉弁時期に保持され、このときにはスロットル弁４６によって吸入空気量が制御される。
一方、前述したように要求エンジントルクＴｅが低いときには超高膨張比サイクルとされ、従って図１４に示されるように要求エンジントルクＴｅが低いときには機械圧縮比を高めることによって膨張比が高くされる。ところで図１２に示されるように例えば実圧縮比εを１０とした場合、膨張比が３５程度のときに理論熱効率がピークとなる。従って要求エンジントルクＴｅが低いときには膨張比が３５程度になるまで機械圧縮比を高めることが好ましい。しかしながら膨張比が３５程度になるまで機械圧縮比を高めるのは構造上の制約から困難である。そこで本発明による実施例では要求エンジントルクＴｅが低いときにはできる限り高い膨張比が得られるように機械圧縮比が構造上可能な最大機械圧縮比とされている。
一方、機械圧縮比を最大機械圧縮比に維持した状態で吸入空気量を増大すべく吸気弁３６の閉弁時期が早められると実圧縮比が高くなる。しかしながら実圧縮比は最大でも１２以下に維持する必要がある。従って要求エンジントルクＴｅが高くなって吸入空気量が増大せしめられるときには実圧縮比が最適な実圧縮比に維持されるように機械圧縮比が低下せしめられる。本発明による実施例では図１４に示されるように要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ２を越えたときには実圧縮比が最適な実圧縮比に維持されるように要求エンジントルクＴｅが増大するにつれて機械圧縮比が低下せしめられる。
要求エンジントルクＴｅが高くなると機械圧縮比は最小機械圧縮比まで低下せしめられ、このときには図１３（Ａ）で示される通常のサイクルとなる。
ところで本発明による実施例ではエンジン回転数Ｎｅが低いときには実圧縮比εが９から１１の間とされる。ただし、エンジン回転数Ｎｅが高くなると燃焼室３４内の混合気に乱れが発生するためにノッキングが発生しずらくなり、従って本発明による実施例ではエンジン回転数Ｎｅが高くなるほど実圧縮比εが高くされる。
一方、本発明による実施例では超高膨張比サイクルとされたときの膨張比が２６から３０とされている。一方、図１２において実圧縮比ε＝５は実用上使用可能な実圧縮比の下限を示しており、この場合、膨張比がほぼ２０のときに理論熱効率がピークとなる。理論空燃比がピークとなる膨張比は実圧縮比εが５よりも大きくなるにつれて２０よりも高くなり、従って実用上使用する可能性のある実圧縮比εを考えると膨張比が２０以上であることが好ましいと言える。従って本発明による実施例では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
また、図１４に示される例では機械圧縮比は要求エンジントルクＴｅに応じて連続的に変化せしめられている。しかしながら機械圧縮比は要求エンジントルクＴｅに応じて段階的に変化させることもできる。
一方、図１４において破線で示すように要求エンジントルクＴｅが低くなるにつれて吸気弁３６の閉弁時期を早めることによっても吸入空気量を制御することができる。従って、図１４において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁３６の閉弁時期は、要求エンジントルクＴｅが低くなるにつれて、燃焼室３４内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。
ところで膨張比が高くなると理論熱効率が高くなり、燃費が良好となる、即ち燃費が小さくなる。従って図１４において要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ２以下のときに燃費が最も小さくなる。しかしながら限界値Ｔｅ１とＴｅ２の間では要求エンジントルクＴｅが低くなるにつれて実圧縮比が低下するのでわずかばかり燃費が悪くなる、即ち燃費が高くなる。また、要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ１よりも低い領域ではスロットル弁４６が閉弁せしめられるために燃費は更に高くなる。一方、要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ２よりも高くなると膨張比が低下するために要求エンジントルクＴｅが高くなるにつれて燃費が高くなる。従って要求エンジントルクＴｅが限界値Ｔｅ２のとき、即ち要求エンジントルクＴｅの増大により機械圧縮比が低下せしめられる領域と機械圧縮比が最大機械圧縮比に維持されている領域との境界において燃費は最も小さくなる。
燃費が最も小さくなるエンジントルクＴｅの限界値Ｔｅ２はエンジン回転数Ｎｅに応じて若干変化するが、いずれにしてもエンジントルクＴｅを限界値Ｔｅ２に保持しておくことができれば最小の燃費を得られることになる。本発明ではエンジン１の要求出力Ｐｅが変化してもエンジントルクＴｅを限界値Ｔｅ２に維持するために出力調整装置２が用いられている。
次に図１５を参照しつつエンジン１の制御方法について説明する。
図１５は、縦軸をエンジントルクＴｅとし、横軸をエンジン回転数Ｎｅとして２次元表示した等燃費線ａ１，ａ２，ａ３，ａ４，ａ５，ａ６，ａ７，ａ８を示している。この等燃費線ａ１〜ａ８は図６に示されるエンジン１を図１４に示すように制御した場合に得られる等燃費線であって、ａ１からａ８に向かうに従って燃費が高くなっていく。即ち、ａ１の内部が燃費の最も小さい領域であり、ａ１の内部領域のＯ１で示される点が燃費の最も小さい運転状態である。図６に示されるエンジン１では燃費が最小となるＯ１点はエンジントルクＴｅが低くかつエンジン回転数Ｎｅがほぼ２０００ｒ．ｐ．ｍ．のときである。
図１５において実線Ｋ１は、エンジントルクＴｅが図１４に示す限界値Ｔｅ２となる、即ち燃費が最小となるエンジントルクＴｅと機関回転数Ｎｅとの関係を示している。従ってエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅを実線Ｋ１上のエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅに設定すると燃費が最小となり、斯くして実線Ｋ１は最小燃費動作線と称される。この最小燃費動作線Ｋ１は点Ｏ１を通ってエンジン回転数Ｎｅの増大方向に延びる曲線の形をなしている。
図１５からわかるように最小燃費動作線Ｋ１上ではエンジントルクＴｅはほとんど変化せず、従ってエンジン１の要求出力Ｐｅが増大したときにはエンジン回転数Ｎｅを高めることによってエンジン１の要求出力Ｐｅが満たされる。この最小燃費動作線Ｋ１上では機械圧縮比は最大機械圧縮比に固定されており、吸気弁３６の閉弁時期も必要とされる吸入空気量が得られる時期に固定されている。
エンジンの設計によっては、この最小燃費動作線Ｋ１をエンジン回転数Ｎｅの増大方向にエンジン回転数Ｎｅが最大となるまでまっすぐに延びるように設定することもできる。しかしながらエンジン回転数Ｎｅが高くなるとフリクションの増大による損失が大きくなる。従って図６に示されるエンジン１では、エンジン１の要求出力Ｐｅが増大したときに機械圧縮比を最大機械圧縮比に維持した状態でエンジン回転数Ｎｅのみを増大した場合に比べ、エンジン回転数Ｎｅの増大に伴ないエンジントルクＴｅを増大させた場合の方が、機械圧縮比の低下により理論熱効率は低下するが、正味熱効率は高くなる。即ち、図６に示されるエンジン１ではエンジン回転数Ｎｅが高くなったときにはエンジン回転数Ｎｅのみが増大せしめられた場合よりもエンジン回転数Ｎｅと共にエンジントルクＴｅが増大せしめられた場合の方が燃費が小さくなる。
従って本発明による実施例では、最小燃費動作線Ｋ１は図１５においてＫ１’で示されるようにエンジン回転数Ｎｅが高くなるとエンジン回転数Ｎｅの増大に伴ない高エンジントルクＴｅ側に延びている。この最小燃費動作線Ｋ１’上では最小燃費動作線Ｋ１から離れるに従って吸気弁３６の閉弁時期が吸気下死点に近づけられ、機械圧縮比が最大機械圧縮比から低下せしめられる。
さて、上述したように本発明による実施例では、燃費が最小となるときのエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの関係は、これらエンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅの関数として二次元表示するとエンジン回転数Ｎｅの増大方向に延びる曲線の形をなす最小燃費動作線Ｋ１として表わされ、燃費を最小にするにはエンジン１の要求出力Ｐｅを満たすことができる限り、エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅをこの最小燃費動作線Ｋ１に沿って変化させることが好ましい。
従って本発明による実施例ではエンジン１の要求出力Ｐｅを満たすことができる限り、エンジン１の要求出力Ｐｅの変化に応じエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１に沿って変化せしめられる。なお、当然のことであるがこの最小燃費動作線Ｋ１そのものが予めＲＯＭ２２内に記憶されているわけではなく、最小燃費動作線Ｋ１，Ｋ１’を表すエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの関係が予めＲＯＭ２２内に記憶されている。また、本発明による実施例ではエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅは最小燃費動作線Ｋ１の範囲内において最小燃費動作線Ｋ１に沿って変化せしめられるが、エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅの変化範囲を最小燃費動作線Ｋ１’上まで拡張することもできる。
次に、これら最小燃費動作線Ｋ１，Ｋ１’以外の動作線について説明する。
図１５を参照すると、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの関数として二次元表示したときに最小燃費動作線Ｋ１，Ｋ１’よりも高エンジントルクＴｅ側に破線Ｋ２で示される高トルク動作線が設定されている。実際にはこの高トルク動作線Ｋ２を表すエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの関係が予め定められており、この関係が予めＲＯＭ２２内に記憶されている。
次にこの高トルク動作線Ｋ２について図１７を参照しつつ説明する。図１７は、縦軸をエンジントルクＴｅとし、横軸をエンジン回転数Ｎｅとして２次元表示した等燃費線ｂ１，ｂ２，ｂ３，ｂ４を示している。この等燃費線ｂ１〜ｂ４は図６に示されるエンジン１において機械圧縮比を最小値まで低下せしめた状態でもってエンジン１が運転された場合の、即ち図１３（Ａ）に示す通常のサイクルの場合の燃費線を示しており、ｂ１からｂ４に向かうに従って燃費が高くなっていく。即ち、ｂ１の内部が燃費の最も小さい領域であり、ｂ１の内部領域のＯ２で示される点が燃費の最も小さい運転状態となる。図１７に示されるエンジン１では燃費が最小となるＯ２点はエンジントルクＴｅが高くかつエンジン回転数Ｎｅが２４００ｒ．ｐ．ｍ．付近のときである。
本発明による実施例では高トルク動作線Ｋ２は機械圧縮比が最小値まで低下せしめられた状態でエンジン１が運転された場合に燃費が最小となる曲線とされている。
再び図１５を参照すると、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの関数として二次元表示したときに高トルク動作線Ｋ２よりも更に高トルク側に、全負荷運転の行われる全負荷動作線Ｋ３が設定されている。この全負荷動作線Ｋ３を表すエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅとの関係は予め求められており、この関係は予めＲＯＭ２２内に記憶されている。
図１６（Ａ）および（Ｂ）は図１５のｆ−ｆ線に沿ってみたときの燃費の変化と機械圧縮比の変化を示している。図１６に示されるように燃費は最小燃費動作線Ｋ１上のＯ１点において最小となり、高トルク動作線Ｋ２上の点Ｏ２に向かって高くなる。また、機械圧縮比は最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｏ１では最大となっており、点Ｏ２に向かって次第に低下する。また、吸入空気量はエンジントルクＴｅが高くなるにつれて多くなるので吸入空気量は最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｏ１から点Ｏ２に向けて増大し、吸気弁３６の閉弁時期は点Ｏ１から点Ｏ２に向かうに従って吸気下死点に近づけられることになる。
図１８は、図３（Ａ）に示されるエンジン１の等出力線Ｐｅ１〜Ｐｅ９と各動作線Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３に加えて、第１の境界出力ＰＹおよび第２の境界出力ＰＺからなる二つの境界出力が示されている。図１８からわかるように第１の境界出力ＰＹの等出力線は最小燃費動作線Ｋ１とＫ１’の交点を通っており、第２の境界出力ＰＺの等出力線は高トルク動作線Ｋ２に接するように延びている。
さて、前述したように本発明による実施例では、エンジン１の要求出力Ｐｅが増大したときにはエンジン１の要求出力Ｐｅを満たすことができる限り、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅは最小燃費動作線Ｋ１に沿って変化せしめられる。即ち、本発明による実施例ではエンジン１の要求出力Ｐｅが予め定められている第１の境界出力ＰＹよりも低いときには機械圧縮比を予め定められた圧縮比以上に維持した状態でエンジン回転数を変化させることによりエンジンの要求出力を満たす最小燃費維持制御が行われる。
これに対し、最小燃費動作線Ｋ１上のエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅではエンジン１の要求出力Ｐｅを満たせないときには、即ちエンジンの要求出力が第１の境界出力ＰＹを越えて増大したときには機械圧縮比を予め定められた圧縮比、即ち２０以下に低下させた後、エンジントルクＴｅを増大させる出力増大制御が行われる。
この出力増大制御は、吸気弁３６の閉弁時期を制御して燃焼室内３４への吸入空気量を増大させ、それによりエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅを最小燃費動作線Ｋ１上の点からエンジントルクＴｅが増大する方向に変化させることによって行われる。
次に図１９から図２８を参照しつつエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅの制御方法を示す２つの実施例について説明する。なお、図１８，１９，２１，２２，２５，２６には図１８と同じ等エンジン出力線Ｐｅ１〜Ｐｅ９、動作線Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３および境界出力ＰＹ，ＰＺが示されている。
図１９にはエンジン１の出力がＰｅ２であって最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒで示される運転状態のときにエンジン１の要求出力ＰｅがＰｅ４になった場合が示されている。この場合には前述した最小燃費維持制御が行われる。即ち、エンジンの要求出力Ｐｅの変化に応じエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが矢印で示されるように最小燃費動作線Ｋ１に沿って点Ｒから点Ｐｅまで変化せしめられる。
なお、このとき実際には点Ｒから点Ｐｅまでの最小燃費動作線Ｋ１上のいくつかの点における要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸが求められ、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１に沿って点Ｒから点Ｐｅまで変化するように、求められた要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸの中から要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸが順次設定される。
一方、図１９にはエンジン１の出力がＰｅ４であって最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｐｅで示される運転状態のときにエンジン１の要求出力がＰｅ２になった場合も示されている。この場合にも前述した最小燃費維持制御が行われる。即ち、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが矢印で示されるように最小燃費動作線Ｋ１に沿って点Ｐｅから点Ｒまで変化せしめられる。
図２０はこのような最小燃費維持制御が行われているときの機械圧縮比、吸気弁３６の閉弁時期、エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅの変化を示している。なお、図２０においてＭＡＸは最大機械圧縮比を示しており、ＭＩＮは最小機械圧縮比を示している。また、図２０において時刻ｔ１はエンジンの要求出力がＰｅ２からＰｅに変化したときを示しており、時刻ｔ２はエンジンの要求出力がＰｅからＰｅ２に変化したときを示している。
図２０からわかるように最小燃費維持制御が行われているときにはエンジンの要求出力が変化しても機械圧縮比および吸気弁３６の閉弁時期は変化しない。これに対し、エンジンの要求出力がＰｅ２からＰｅに変化したときにはエンジン回転数Ｎｅが増大し、エンジンの要求出力がＰｅからＰｅ２に変化したときにはエンジン回転数Ｎｅが減少する。このときエンジントルクＴｅはほとんど変化しない。
図２１にはエンジン１の出力がＰｅ２であって最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒで示される運転状態のときに加速運転が行われ、エンジン１の要求出力ＰｅがＰｅ７になった場合が示されている。この場合にはエンジン１の要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹよりも高いので出力増大制御が行われる。即ち、まず初めに機械圧縮比が低下せしめられ、次いでエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒから、エンジンの出力が要求出力Ｐｅ７となる高トルク動作線Ｋ２上の点Ｐｅまで増大せしめられる。
この場合には、最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒと高トルク動作線Ｋ２上の点Ｐｅとを結ぶ直線Ｒ−Ｐｅ上のいくつかの点における要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸが求められ、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅがこの直線Ｒ−Ｐｅに沿って点Ｒから点Ｐｅまで変化するように求められた要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸの中から要求エンジントルクＴｅＸと要求エンジン回転数ＮｅＸが順次設定される。
一方、高トルク動作線Ｋ２上の点Ｐｅで示されるときにエンジンの要求出力がＰｅ２になった場合には図２１に示されるようにエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが高トルク動作線Ｋ２上の点Ｐｅから、エンジンの出力が要求出力Ｐｅ２となる最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒまで直線Ｒ−Ｐｅに沿って減少せしめられる。
図２２にはエンジン１の出力がＰｅ２であって最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒで示される運転状態のときに加速運転が行われ、エンジン１の要求出力Ｐｅが第２の境界出力ＰＺを越えた場合、特にエンジン１の要求出力Ｐｅが最大出力になった場合を示している。この場合にはまず初めに機械圧縮比が低下せしめられ、次いでエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒから、エンジンの出力が要求出力Ｐｅとなる全負荷動作線Ｋ３上の点Ｐｅまで、最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒと全負荷動作線Ｋ３上の点Ｐｅとを結ぶ直線Ｒ−Ｐｅに沿って増大せしめられる。
一方、全出力動作線Ｋ３上の点Ｐｅで示されるときにエンジンの要求出力がＰｅ２になった場合には図２２に示されるようにエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが全負荷動作線Ｋ３上の点Ｐｅから、エンジンの出力が要求出力Ｐｅ２となる最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒまで直線Ｒ−Ｐｅに沿って減少せしめられる。
図２３は図２１および図２２に示される出力増大制御が行われたときの機械圧縮比、吸気弁３６の閉弁時期、エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅの変化を示している。なお、図２３においても時刻ｔ１はエンジンの要求出力がＰｅ２からＰｅに変化したときを示しており、時刻ｔ２はエンジンの要求出力がＰｅからＰｅ２に変化したときを示している。
図２３に示されるようにエンジンの要求出力がＰｅ２からＰｅに変化するとまず初めに機械圧縮比が減少せしめられ、機械圧縮比の減少作用が完了した後、吸気弁３４の閉弁時期を吸気下死点に近づけることによって、即ち吸入空気量を増大することによってエンジントルクＴｅおよび機関回転数Ｎｅが増大せしめられる。この場合、実際にはエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが高トルク動作線Ｋ２上にあるときの目標機械圧縮比が予め設定されており、出力増大制御が行われたときには機械圧縮比がこの目標機械圧縮比まで低下せしめられた後、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１上の値から高トルク動作線Ｋ２上の値まで変化せしめられる。
前述したように本発明による実施例では高トルク動作線Ｋ２は機械圧縮比が最小値まで低下せしめられた状態でエンジンが運転された場合に燃費が最小となる曲線であり、従って本発明による実施例では目標機械圧縮比は最小機械圧縮比とされている。従って本発明による実施例では出力増大制御が行われると機械圧縮比が最大機械圧縮比ＭＡＸから最小機械圧縮比まで減少せしめられることになる。
機械圧縮比を減少させるには時間を要する。従ってエンジンの要求出力が増大したときにただちに吸入空気量を増大すべく吸気弁３４の閉弁時期を吸気下死点に近づけると機械圧縮比の減少作用が追い付かないために実圧縮比が極度に高くなってしまい、その結果、ノッキングを発生することになる。そこで本発明ではこのようにノッキングが発生するのを阻止するためにエンジンの要求出力が増大したときにはまず初めに機械圧縮比を減少させるようにしている。
機械圧縮比が低下すると実圧縮比が低下する。このとき実圧縮比が低下しすぎないように本発明による実施例では図２３に示されるように機械圧縮比が低下するにつれて吸気弁３４の閉弁時期が少しずつ吸気下死点に近づけられ、機械圧縮比が最小機械圧縮比ＭＩＮになるとエンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅを増大すべく吸気弁３４の閉弁時期が急速に吸気下死点に近づけられる。なお、加速運転時に車両に要求される要求出力の増大作用がエンジン出力の増大作用によってカバーされていない場合にはエンジン出力の不足分はモータジェネレートＭＧ１の出力増大により補填されている。
一方、時刻ｔ２においてエンジンの要求出力がＰｅからＰｅ２になったときには吸気弁３４の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に移動せしめられてエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが低下せしめられる。次いでエンジンの出力がＰｅ２になると機械圧縮比が最小機械圧縮比ＭＩＮから最大機械圧縮比ＭＡＸまで増大せしめられる。このように吸気弁３４の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に移動せしめられた後に機械圧縮比が増大せしめられるのもノッキングの発生を阻止するためである。
図２１に示されるような出力増大制御が行われてエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが高トルク動作線Ｋ２上の値に達した後は、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅはエンジンの要求出力が第１の境界出力ＰＹ以上である限り、高トルク動作線Ｋ２に沿って変化せしめられる。
また、図２２に示されるような出力増大制御が行われてエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが全負荷動作線Ｋ３上の値に達した後は、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅはエンジンの要求出力が第２の境界出力ＰＺ以上である限り、全負荷動作線Ｋ３に沿って変化せしめられる。
即ち、本発明による実施例ではエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅは通常いずれかの動作線Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３上の値に維持されており、出力増大制御時等を除いてエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが動作線Ｋ１とＫ２との間、或いは動作線Ｋ２とＫ３との間の値に維持されることはない。例えばエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが動作線Ｋ１とＫ２との間の任意の値に維持されるようにすると機械圧縮比が頻繁に切換えられることになり、可変圧縮比機構Ａの耐久性が問題となる。
これに対し、本発明の実施例におけるようにエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅを各動作線Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３の間に維持させず、各動作線Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３上に維持させるようにすると機械圧縮比の切換え頻度が極度に減少し、斯くして可変圧縮比機構Ａの耐久性を確保することができる。
図２４は図１９から図２３に示される第１実施例を実行するための運転制御ルーチンを示しており、このルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
図２４を参照すると、まず初めにステップ２００において前回の割込み時にエンジンの要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹよりも低かったか否かが判別される。前回の割込み時にＰｅ＜ＰＹであったときにはステップ２０１に進んで今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹであるか否かが判別される。今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹのとき、即ち継続してエンジンの要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹよりも低いときにはステップ２０２に進み、エンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが燃費維持動作線Ｋ１に沿って制御される。
一方、ステップ２００において前回の割込み時にＰｅ＜ＰＹでなかったと判断されたときにはステップ２０３に進んで今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹであるか否かが判別される。今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹでなかったとき、即ち継続してエンジンの要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹよりも高いときにはステップ２０４に進み、エンジンの要求出力Ｐｅが第２の境界出力ＰＺよりも低いか否かが判別される。Ｐｅ＜ＰＺのときにはステップ２０５に進んでエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが高トルク動作線Ｋ２に沿って制御される。これに対し、ステップ２０４においてＰｅ≧ＰＺであると判別されたときにはステップ２０６に進んでエンジントルクＴｅとエンジン回転数Ｎｅが全負荷動作線Ｋ３に沿って制御される。
一方、ステップ２０１において今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹでないと判断されたとき、即ちエンジンの要求出力が第１の境界出力ＰＹを越えたときにはステップ２０７にジャンプする。ステップ２０７では機械圧縮比の低下処理が完了したか否かが判別され、機械圧縮比の低下処理が完了していないときにはステップ２０８に進んで機械圧縮比が低下せしめられる。次いでステップ２０７において機械圧縮比の低下処理が完了したと判断されたときにはステップ２０９に進んで出力増大制御が行われる。
一方、ステップ２０３において今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹであると判断されたとき、即ちエンジンの要求出力が第１の境界出力ＰＹよりも低くなったときにはステップ２１０にジャンプする。ステップ２１０ではエンジン出力の減少制御が完了したか否かが判別され、エンジン出力の減少制御が完了していないときにはステップ２１１に進んでエンジン出力の減少制御が行われる。次いでステップ２１０においてエンジン出力の減少制御が完了したと判断されたときにはステップ２１２に進んで機械圧縮比の増大処理が行われる。
図２５から図２８に第２実施例を示す。この実施例では、図２５および図２７に示されるようにエンジン１の出力がＰｅ２であって最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒで示される運転状態のときにエンジンの要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹを越えたときには、まず初めにエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１に沿って、要求出力Ｐｅを満たす高トルク動作線Ｋ２上におけるエンジン回転数まで増大せしめられ、次いで機械圧縮比が最大機械圧縮比ＭＡＸから最小機械圧縮比ＭＩＮまで低下せしめられ、次いでエンジン回転数Ｎｅを一定に維持した状態で出力増大制御が行われる。
即ち、この場合にはまず初めに要求出力Ｐｅを満たす高トルク動作線Ｋ２上の目標エンジントルクと目標エンジン回転数が求められ、次いでエンジン回転数Ｎｅが目標エンジン回転数とされ、次いで機械圧縮比を目標機械圧縮比まで低下させた後、エンジントルクＴｅが最小燃費動作線Ｋ１上の値から高トルク動作線Ｋ２上の目標エンジントルクまで増大せしめられる。
これに対し、エンジン１の出力が高トルク動作線Ｋ２上の点Ｐｅで示される運転状態のときにエンジンの要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹよりも低くなったときには、まず初めにエンジン回転数Ｎｅを一定に維持した状態で出力減少制御が行われ、次いで機械圧縮比が最小機械圧縮比ＭＩＮから最大機械圧縮比ＭＡＸまで増大せしめられ、次いでエンジン回転数Ｎｅが低下せしめられる。
一方、図２６に示されるようにエンジン１の出力がＰｅ２であって最小燃費動作線Ｋ１上の点Ｒで示される運転状態のときにエンジンの要求出力Ｐｅが第２の境界出力ＰＺを越えたときには、図２５の場合と同様に図２７に示される如くまず初めにエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１に沿って、要求出力Ｐｅを満たす全負荷動作線Ｋ３上におけるエンジン回転数まで増大せしめられ、次いで機械圧縮比が最大機械圧縮比ＭＡＸから最小機械圧縮比ＭＩＮまで低下せしめられ、次いでエンジン回転数Ｎｅを一定に維持した状態で出力増大制御が行われる。
これに対し、エンジン１の出力が全負荷動作線Ｋ３上の点Ｐｅで示される運転状態のときにエンジンの要求出力Ｐｅが第１の境界出力ＰＹよりも低くなったときにはまず初めにエンジン回転数Ｎｅを一定に維持した状態で出力減少制御が行われ、次いで機械圧縮比が最小機械圧縮比ＭＩＮから最大機械圧縮比ＭＡＸまで増大せしめられ、次いでエンジン回転数Ｎｅが低下せしめられる。
エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数Ｎｅが最小燃費動作線Ｋ１上に制御されているときにエンジン回転数Ｎｅを上昇させるとエンジンの出力が増大する。一方、前述したようにエンジン回転数ＮｅはモータジェネレータＭＧ１によって制御され、このモータジェネレータＭＧ１によるエンジン回転数Ｎｅの制御は極めて応答性がよい。従って図２５或いは図２６に示されるように加速要求があったときにエンジン回転数Ｎｅを増大させるようにするとエンジンの出力がただちに増大し、斯くして良好な加速感を得ることができる。
図２８は図２５から図２７に示される第２実施例を実行するための運転制御ルーチンを示しており、このルーチンも一定時間毎の割込みによって実行される。なお、このルーチンにおいてステップ３００からステップ３０６は図２４に示されるルーチンのステップ２００からステップ２０６と同じであるのでステップ３００からステップ３０６については説明を省略する。
図２８を参照するとこの第２実施例では、ステップ３０１において今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹでないと判断されたとき、即ちエンジンの要求出力が第１の境界出力ＰＹを越えたときにはステップ３０７にジャンプする。ステップ３０７ではエンジン回転数Ｎｅの増大処理が完了したか否かが判別され、エンジン回転数の増大処理が完了していないときにはステップ３０８に進んで、エンジン回転数Ｎｅが増大せしめられる。次いでステップ３０７においてエンジン回転数Ｎｅの増大処理が完了したと判断されたときにはステップ３０９に進む。
ステップ３０９では機械圧縮比の低下処理が完了したか否かが判別され、機械圧縮比の低下処理が完了していないときにはステップ３１０に進んで機械圧縮比が低下せしめられる。次いでステップ３０９において機械圧縮比の低下処理が完了したと判断されたときにはステップ３１１に進んで出力増大制御が行われる。
一方、ステップ３０３において今回の割込み時にＰｅ＜ＰＹであると判断されたとき、即ちエンジンの要求出力が第１の境界出力ＰＹよりも低くなったときにはステップ３１２にジャンプする。ステップ３１２ではエンジン出力の減少制御が完了したか否かが判別され、エンジン出力の減少制御が完了していないときにはステップ３１３に進んでエンジン出力の減少制御が行われる。次いでステップ３１２においてエンジン出力の減少制御が完了したと判断されたときにはステップ３１４に進む。
ステップ３１４では機械圧縮比の増大処理が完了したか否かが判別され、機械圧縮比の増大処理が完了していないときにはステップ３１５に進んで機械圧縮比が増大せしめられる。次いでステップ３１４において機械圧縮比の増大処理が完了したと判断されたときにはステップ３１６に進んでエンジン回転数Ｎｅが減少せしめられる。
１…火花点火式エンジン
２…出力調整装置
３０…クランクケース
３１…シリンダブロック
３４…燃焼室
３６…吸気弁
Ａ…可変圧縮比機構
Ｂ…可変バルブタイミング機構
ＭＧ１，ＭＧ２…モータジェネレータ
２…出力調整装置
３０…クランクケース
３１…シリンダブロック
３４…燃焼室
３６…吸気弁
Ａ…可変圧縮比機構
Ｂ…可変バルブタイミング機構
ＭＧ１，ＭＧ２…モータジェネレータ
Claims (9)
- 同一のエンジン出力の得られる所望のエンジントルクとエンジン回転数との組合せを設定可能とする出力調整装置を具備したエンジン制御装置において、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、エンジンの要求出力が予め定められている境界出力よりも低いときには機械圧縮比を予め定められた圧縮比以上に維持した状態でエンジン回転数を変化させることによりエンジンの要求出力を満たす最小燃費維持制御が行われ、エンジンの要求出力が上記境界出力を越えて増大したときには機械圧縮比を上記予め定められた圧縮比以下に低下させた後、エンジントルクを増大させる出力増大制御を行うようにしたエンジン制御装置。
- 上記出力増大制御は、吸気弁の閉弁時期を制御して燃焼室内への吸入空気量を増大させることによって行われる請求項１に記載のエンジン制御装置。
- 上記予め定められた圧縮比が２０である請求項１に記載のエンジン制御装置。
- 燃費が最小となるときのエンジントルクとエンジン回転数との関係は、これらエンジントルクおよびエンジン回転数の関数として二次元表示するとエンジン回転数の増大方向に延びる曲線の形をなす最小燃費動作線として表わされ、上記最小燃費維持制御が行われるときにはエンジンの要求出力の変化に応じエンジントルクとエンジン回転数が該最小燃費動作線に沿って変化せしめられる請求項１に記載のエンジン制御装置。
- エンジントルクとエンジン回転数の関数として二次元表示したときに上記最小燃費動作線よりも高エンジントルク側に、高トルク動作線として表されるエンジントルクとエンジン回転数との関係が予め定められており、エンジントルクとエンジン回転数が上記高トルク動作線上にあるときの目標機械圧縮比が予め設定されており、上記出力増大制御が行われるときには機械圧縮比を該目標機械圧縮比まで低下させた後、エンジントルクとエンジン回転数が該最小燃費動作線上の値から該高トルク動作線上の値に変化せしめられる請求項４に記載のエンジン制御装置。
- 上記目標機械圧縮比が機械圧縮比の最小値であり、上記高トルク動作線は機械圧縮比が最小値まで低下せしめられた状態でエンジンが運転された場合に燃費が最小となる曲線とされている請求項５に記載のエンジン制御装置。
- 上記出力増大制御が行われてエンジントルクとエンジン回転数が上記高トルク動作線上の値に達した後は、エンジントルクとエンジン回転数はエンジンの要求出力が上記境界出力以上である限り、該高トルク動作線に沿って変化せしめられる請求項５に記載のエンジン制御装置。
- エンジントルクとエンジン回転数の関数として二次元表示したときに上記高トルク動作線よりも更に高トルク側に、全負荷動作線として表されるエンジントルクとエンジン回転数との関係が予め求められており、更に高トルクが要求されるときにはエンジントルクとエンジン回転数が該全負荷動作線上に沿って変化せしめられる請求項５に記載のエンジン制御装置。
- エンジントルクとエンジン回転数の関数として二次元表示したときに上記最小燃費動作線よりも高エンジントルク側に、高トルク動作線として表されるエンジントルクとエンジン回転数との関係が予め定められており、エンジントルクとエンジン回転数が上記高トルク動作線上にあるときの目標機械圧縮比が予め設定されており、エンジンの要求出力が上記境界出力を越えて増大したときには該要求出力を満たす該高トルク動作線上の目標エンジントルクと目標エンジン回転数が初めに求められ、次いでエンジン回転数が該目標エンジン回転数とされ、次いで機械圧縮比を該目標機械圧縮比まで低下させた後、エンジントルクが該最小燃費動作線上の値から該高トルク動作線上の該目標エンジントルクまで増大せしめられる請求項４に記載のエンジン制御装置。
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| PCT/JP2009/057238 WO2010113332A1 (ja) | 2009-04-02 | 2009-04-02 | エンジン制御装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP4858645B2 JP4858645B2 (ja) | 2012-01-18 |
| JPWO2010113332A1 true JPWO2010113332A1 (ja) | 2012-10-04 |
Family
ID=42827658
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2010502594A Expired - Fee Related JP4858645B2 (ja) | 2009-04-02 | 2009-04-02 | エンジン制御装置 |
Country Status (6)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US8364382B2 (ja) |
| JP (1) | JP4858645B2 (ja) |
| CN (1) | CN101918693B (ja) |
| BR (1) | BRPI0904330B1 (ja) |
| DE (1) | DE112009004622B4 (ja) |
| WO (1) | WO2010113332A1 (ja) |
Families Citing this family (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP5741422B2 (ja) * | 2011-12-21 | 2015-07-01 | トヨタ自動車株式会社 | 内燃機関の制御装置 |
| JP5915566B2 (ja) * | 2013-02-18 | 2016-05-11 | トヨタ自動車株式会社 | エンジン制御装置 |
| ES2663846T3 (es) * | 2013-05-21 | 2018-04-17 | Cargill, Incorporated | Composición acuosa |
| JP6409559B2 (ja) * | 2014-12-24 | 2018-10-24 | 日産自動車株式会社 | 車両の制御装置 |
| CN105134388A (zh) * | 2015-08-17 | 2015-12-09 | 北汽福田汽车股份有限公司 | 一种两用燃料发动机及其控制方法和系统及汽车 |
| GB2538591B (en) * | 2016-02-18 | 2019-02-20 | Ford Global Tech Llc | An engine balance assembly using electric motors |
| JP6933154B2 (ja) * | 2018-01-30 | 2021-09-08 | トヨタ自動車株式会社 | 内燃機関の制御装置 |
| JP6866325B2 (ja) * | 2018-03-16 | 2021-04-28 | 株式会社Ｉｈｉ原動機 | 舶用エンジン |
| KR102575172B1 (ko) * | 2018-04-06 | 2023-09-05 | 현대자동차 주식회사 | 가변 압축비 엔진의 제어 장치 및 방법 |
| JP7324657B2 (ja) * | 2019-08-28 | 2023-08-10 | 日産自動車株式会社 | 内燃機関制御方法及び内燃機関制御装置 |
Family Cites Families (16)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS63120820A (ja) | 1986-11-10 | 1988-05-25 | Toyota Motor Corp | 内燃機関の制御装置 |
| DE19950677A1 (de) * | 1999-10-21 | 2001-04-26 | Volkswagen Ag | Verfahren zum Betreiben einer zumindest einen in einem Zylinder geführten Arbeitskolben aufweisenden Brennkraftmaschine |
| JP3937948B2 (ja) | 2002-07-10 | 2007-06-27 | トヨタ自動車株式会社 | ハイブリッド車両の制御装置及び方法、並びにハイブリッド車両 |
| SE524802C2 (sv) * | 2002-11-04 | 2004-10-05 | Cargine Engineering Ab | Styrmetod för modulering av vridmoment i en kolvförbränningsmotor |
| JP3933052B2 (ja) * | 2003-01-09 | 2007-06-20 | トヨタ自動車株式会社 | 圧縮比と空燃比と過給状態とを切り換えながら運転される内燃機関 |
| JP4168853B2 (ja) * | 2003-07-11 | 2008-10-22 | 日産自動車株式会社 | レシプロ式可変圧縮比機関 |
| JP4438368B2 (ja) | 2003-10-01 | 2010-03-24 | 日産自動車株式会社 | 可変圧縮比エンジンの制御装置 |
| JP4170893B2 (ja) * | 2003-12-17 | 2008-10-22 | 本田技研工業株式会社 | 自在動弁系と可変圧縮機構を備えた内燃機関を制御する装置 |
| JP4661461B2 (ja) | 2005-09-05 | 2011-03-30 | トヨタ自動車株式会社 | 可変圧縮比機構を備えた内燃機関 |
| JP4259545B2 (ja) * | 2006-06-15 | 2009-04-30 | トヨタ自動車株式会社 | 火花点火式内燃機関 |
| EP1911952B1 (en) * | 2006-10-11 | 2017-11-22 | Nissan Motor Co., Ltd. | Internal combustion engine |
| JP4450025B2 (ja) * | 2007-07-12 | 2010-04-14 | トヨタ自動車株式会社 | 火花点火式内燃機関 |
| JP4725561B2 (ja) * | 2007-08-13 | 2011-07-13 | トヨタ自動車株式会社 | 火花点火式内燃機関 |
| CN101131126A (zh) * | 2007-09-30 | 2008-02-27 | 奇瑞汽车有限公司 | 一种压缩比可变的灵活燃料发动机及其控制方法 |
| BRPI0904617A2 (pt) * | 2009-01-07 | 2015-06-30 | Toyota Motor Co Ltd | Sistema de controle de motor |
| CN102264588A (zh) * | 2009-03-10 | 2011-11-30 | 丰田自动车株式会社 | 发动机控制装置 |
-
2009
- 2009-04-02 WO PCT/JP2009/057238 patent/WO2010113332A1/ja active Application Filing
- 2009-04-02 JP JP2010502594A patent/JP4858645B2/ja not_active Expired - Fee Related
- 2009-04-02 US US12/673,293 patent/US8364382B2/en active Active
- 2009-04-02 BR BRPI0904330-6A patent/BRPI0904330B1/pt not_active IP Right Cessation
- 2009-04-02 CN CN2009801008597A patent/CN101918693B/zh not_active Expired - Fee Related
- 2009-04-02 DE DE112009004622.3T patent/DE112009004622B4/de not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| WO2010113332A1 (ja) | 2010-10-07 |
| DE112009004622B4 (de) | 2014-01-16 |
| CN101918693B (zh) | 2013-06-12 |
| CN101918693A (zh) | 2010-12-15 |
| US20120136551A1 (en) | 2012-05-31 |
| US8364382B2 (en) | 2013-01-29 |
| DE112009004622T5 (de) | 2012-09-13 |
| BRPI0904330B1 (pt) | 2021-06-08 |
| JP4858645B2 (ja) | 2012-01-18 |
| BRPI0904330A2 (pt) | 2019-10-22 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP5083456B2 (ja) | エンジン制御装置 | |
| JP4858645B2 (ja) | エンジン制御装置 | |
| JP4905590B2 (ja) | エンジン制御装置 | |
| JP4305477B2 (ja) | 火花点火式内燃機関 | |
| JP5062001B2 (ja) | 内燃機関の停止方法 | |
| US9909512B2 (en) | Hybrid vehicle and control method for hybrid vehicle | |
| JP5029465B2 (ja) | 内燃機関の始動方法及び始動システム | |
| WO2007060853A1 (ja) | ハイブリッド車両 | |
| US9815452B2 (en) | Hybrid vehicle, controller for hybrid vehicle, and control method for hybrid vehicle with two stages catalyst warm-up in relationship with variable intake valve timing | |
| US20160244064A1 (en) | Hybrid vehicle, controller for hybrid vehicle, and control method for hybrid vehicle for reducing the compression ratio at start-up of the engine according a battery level | |
| US8011332B2 (en) | Spark ignition type internal combustion engine | |
| JP2012086720A (ja) | 火花点火内燃機関 | |
| JP5915566B2 (ja) | エンジン制御装置 | |
| RU2434155C1 (ru) | Система управления двигателем | |
| JP4582108B2 (ja) | 内燃機関の制御装置、制御方法、その方法を実現させるプログラムおよびそのプログラムを記録した記録媒体 | |
| RU2434152C1 (ru) | Система управления двигателем | |
| JP6020281B2 (ja) | 車両 | |
| JP2013122203A (ja) | 可変圧縮比機構を備える内燃機関を搭載する車両 | |
| JP2008309161A (ja) | 火花点火式内燃機関 | |
| JP2023061107A (ja) | 内燃機関の制御装置 | |
| WO2012176308A1 (ja) | 車両、ならびに、車両の制御方法および制御装置 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20111004 |
|
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20111017 |
|
| R151 | Written notification of patent or utility model registration |
Ref document number: 4858645 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20141111 Year of fee payment: 3 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |