WO2010061484A1 - 内燃機関の制御装置 - Google Patents

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WO2010061484A1
WO2010061484A1 PCT/JP2008/071755 JP2008071755W WO2010061484A1 WO 2010061484 A1 WO2010061484 A1 WO 2010061484A1 JP 2008071755 W JP2008071755 W JP 2008071755W WO 2010061484 A1 WO2010061484 A1 WO 2010061484A1
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WO
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mechanical compression
input
internal combustion
input signal
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PCT/JP2008/071755
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English (en)
French (fr)
Inventor
河崎高志
Original Assignee
トヨタ自動車株式会社
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    • 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F02B75/041—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of cylinder or cylinderhead positioning
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B2275/00—Other engines, components or details, not provided for in other groups of this subclass
    • F02B2275/32—Miller cycle
    • 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

Definitions

  • the present invention relates to a control device for an internal combustion engine.
  • the mechanical compression ratio can be changed by a variable compression ratio mechanism, and a detection sensor capable of detecting the mechanical compression ratio is provided, and the mechanical compression ratio is controlled to the target compression ratio based on the output signal of the detection sensor.
  • An internal combustion engine is known (see Japanese Patent Application Laid-Open No. 2006-161583). This internal combustion engine employs a mechanical compression ratio control system in which the mechanical compression ratio becomes the maximum mechanical compression ratio when the signal line for transmitting the output signal of the detection sensor is disconnected.
  • the mechanical compression ratio is increased when the engine load is high, the compression end temperature in the combustion chamber increases, resulting in problems such as early ignition or knocking.
  • the intake air amount is decreased to retard the ignition timing in order to suppress the occurrence of knocking. That is, a high load operation state is prevented by reducing the intake air amount, and an increase in combustion pressure is suppressed by retarding the ignition timing.
  • the maximum mechanical compression ratio is set to a higher compression ratio, knocking is prevented even if the intake air amount is reduced or the ignition timing is retarded when the mechanical compression ratio is the maximum mechanical compression ratio.
  • An object of the present invention is to provide a control device for an internal combustion engine that controls a mechanical compression ratio so that early ignition or knocking does not occur when an abnormality occurs in a mechanical compression ratio detection device.
  • a control device for an internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism capable of changing a mechanical compression ratio, a detection device for detecting the mechanical compression ratio, and a mechanical compression ratio detected by the detection device.
  • a compression ratio control device for controlling the mechanical compression ratio based on the control device, and a control device for an internal combustion engine is provided in which the mechanical compression ratio is lowered toward the minimum mechanical compression ratio when an abnormality occurs in the detection device.
  • FIG. 1 is an overall view of a spark ignition type internal combustion engine
  • FIG. 2 is an exploded perspective view of a variable compression ratio mechanism
  • FIG. 3 is a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown
  • FIG. 4 is a view showing a variable valve timing mechanism
  • FIG. 5 is a diagram showing lift amounts of the intake valve and the exhaust valve
  • FIG. 6 is a diagram for explaining the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, and the expansion ratio
  • FIG. FIG. 8 is a diagram for explaining a normal cycle and an ultra-high expansion ratio cycle
  • FIG. 9 is a diagram showing changes in the mechanical compression ratio according to the engine load
  • FIG. 11 is a diagram illustrating a change
  • FIG. 11 is a diagram illustrating a detection device
  • FIG. 11 is a diagram illustrating a detection device
  • FIG. 12 is a diagram illustrating a relationship between a mechanical compression ratio and an output voltage of a detection sensor
  • FIG. FIG. 14 is a flowchart for performing operation control
  • FIG. 15 is an intake valve.
  • FIG. 16 is a diagram illustrating a target valve closing timing map
  • FIG. 16 is a diagram illustrating a detection device
  • FIG. 17 is a diagram illustrating a relationship between a mechanical compression ratio and an output voltage of a detection sensor
  • FIG. FIG. 19 is a flowchart for performing operation control.
  • FIG. 1 shows a side sectional view of a spark ignition type internal combustion engine.
  • 1 is a crankcase
  • 2 is a cylinder block
  • 3 is a cylinder head
  • 4 is a piston
  • 5 is a combustion chamber
  • 6 is a spark plug disposed at the center of the top surface of the combustion chamber 5
  • 7 is intake air.
  • 8 is an intake port
  • 9 is an exhaust valve
  • 10 is an exhaust port.
  • the intake port 8 is connected to a surge tank 12 via an intake branch pipe 11, and a fuel injection valve 13 for injecting fuel into the corresponding intake port 8 is arranged in each intake branch pipe 11.
  • the fuel injection valve 13 may be arranged in each combustion chamber 5 instead of being attached to each intake branch pipe 11.
  • the surge tank 12 is connected to an air cleaner 15 via an intake duct 14, and a throttle valve 17 driven by an actuator 16 and an intake air amount detector 18 using, for example, heat rays are arranged in the intake duct 14.
  • the exhaust port 10 is connected to a catalytic converter 20 containing, for example, a three-way catalyst via an exhaust manifold 19, and an air-fuel ratio sensor 21 is disposed in the exhaust manifold 19.
  • the piston 4 is positioned at the compression top dead center by changing the relative position of the crankcase 1 and the cylinder block 2 in the cylinder axial direction at the connecting portion between the crankcase 1 and the cylinder block 2.
  • variable compression ratio mechanism A capable of changing the volume of the combustion chamber 5 at the time
  • actual compression action start timing changing mechanism B capable of changing the actual start time of the compression action.
  • the actual compression action start timing changing mechanism B is composed of a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve 7.
  • the electronic control unit 30 is composed of a digital computer, and is connected to each other by a bidirectional bus 31.
  • the output signal of the intake air amount detector 18 and the output signal of the air-fuel ratio sensor 21 are input to the input port 35 via corresponding AD converters 37, respectively.
  • a load sensor 41 that generates an output voltage proportional to the depression amount L of the accelerator pedal 40 is connected to the accelerator pedal 40, and the output voltage of the load sensor 41 is input to the input port 35 via the corresponding AD converter 37. Is done.
  • a crank angle sensor 42 that generates an output pulse every time the crankshaft rotates, for example, 30 ° is connected to the input port 35.
  • the output port 36 is connected to the spark plug 6, the fuel injection valve 13, the throttle valve driving actuator 16, the variable compression ratio mechanism A, and the variable valve timing mechanism B through corresponding drive circuits 38.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A shown in FIG. 1, and FIG. 3 is a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown.
  • a plurality of protrusions 50 spaced from each other are formed below both side walls of the cylinder block 2, and cam insertion holes 51 each having a circular cross section are formed in each protrusion 50.
  • cam insertion holes 51 each having a circular cross section are formed in each protrusion 50.
  • a plurality of protrusions 52 are formed on the upper wall surface of the crankcase 1 so as to be fitted between the corresponding protrusions 50 spaced apart from each other.
  • Cam insertion holes 53 each having a circular cross section are formed. As shown in FIG.
  • a pair of camshafts 54 and 55 are provided, and on each camshaft 54 and 55, a circular cam 56 is rotatably inserted into each cam insertion hole 51. It is fixed. These circular cams 56 are coaxial with the rotational axes of the camshafts 54 and 55.
  • an eccentric shaft 57 arranged eccentrically with respect to the rotation axis of each camshaft 54, 55 extends between the circular cams 56 as shown by hatching in FIG.
  • a cam 58 is eccentrically mounted for rotation. As shown in FIG. 2, the circular cams 58 are disposed between the circular cams 56, and the circular cams 58 are rotatably inserted into the corresponding cam insertion holes 53.
  • the cylinder block 2 moves away from the crankcase 1 as the distance between the center and the center of the circular cam 58 increases.
  • the volume of the combustion chamber 5 increases when the piston 4 is positioned at the compression top dead center. Therefore, by rotating the camshafts 54 and 55, the piston 4 is compressed at the top dead center.
  • the volume of the combustion chamber 5 when it is located at can be changed.
  • a pair of worm gears 61 and 62 having opposite spiral directions are attached to the rotation shaft of the drive motor 59, respectively.
  • Gears 63 and 64 meshing with the worm gears 61 and 62 are fixed to the end portions of the camshafts 54 and 55, respectively.
  • the drive motor 59 is driven by the output of a motor drive circuit 43 controlled by the electronic control unit 30 as shown in FIG.
  • the variable compression ratio mechanism A shown in FIGS. 1 to 3 shows an example, and any type of variable compression ratio mechanism can be used.
  • FIG. 4 shows the variable valve timing mechanism B attached to the end of the camshaft 70 for driving the intake valve 7 in FIG. Referring to FIG.
  • variable valve timing mechanism B includes a timing pulley 71 that is rotated in the direction of an arrow by a crankshaft of an engine via a timing belt, a cylindrical housing 72 that rotates together with the timing pulley 71, an intake valve A rotating shaft 73 that rotates together with the driving camshaft 70 and is rotatable relative to the cylindrical housing 72, and a plurality of partition walls 74 that extend from the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 to the outer peripheral surface of the rotating shaft 73. And a vane 75 extending from the outer peripheral surface of the rotating shaft 73 to the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 between the partition walls 74, and an advance hydraulic chamber 76 on each side of each vane 75. A retarding hydraulic chamber 77 is formed.
  • the hydraulic oil supply control to the hydraulic chambers 76 and 77 is performed by a hydraulic oil supply control valve 78.
  • the hydraulic oil supply control valve 78 includes hydraulic ports 79 and 80 connected to the hydraulic chambers 76 and 77, a hydraulic oil supply port 82 discharged from the hydraulic pump 81, a pair of drain ports 83 and 84, And a spool valve 85 for controlling communication between the ports 79, 80, 82, 83, and 84.
  • the hydraulic oil in the retard hydraulic chamber 77 is discharged from the drain port 84 while being supplied to the hydraulic chamber 76. At this time, the rotary shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the direction of the arrow.
  • the spool valve 85 is moved to the left in FIG. 4, and the hydraulic oil supplied from the supply port 82 causes the hydraulic port 80 to move.
  • the hydraulic oil in the advance hydraulic chamber 76 is discharged from the drain port 83 while being supplied to the retard hydraulic chamber 77. At this time, the rotating shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the direction opposite to the arrow. If the spool valve 85 is returned to the neutral position shown in FIG.
  • variable valve timing mechanism B can advance and retard the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 by a desired amount.
  • the solid line shows the time when the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 is advanced the most by the variable valve timing mechanism B
  • the broken line shows the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 being the most advanced. It shows when it is retarded. Therefore, the valve opening period of the intake valve 7 can be arbitrarily set between the range indicated by the solid line and the range indicated by the broken line in FIG.
  • variable valve timing mechanism B shown in FIG. 1 and FIG. 4 shows an example.
  • variable valve timing that can change only the closing timing of the intake valve while keeping the opening timing of the intake valve constant.
  • variable valve timing mechanisms such as mechanisms, can be used.
  • FIG. 6 (A), (B), and (C) show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for the sake of explanation.
  • (B), (C) the combustion chamber volume represents the volume of the combustion chamber when the piston is located at the compression top dead center.
  • FIG. 6B describes the actual compression ratio. This actual compression ratio is a value determined from the actual piston stroke volume and the combustion chamber volume from when the compression action is actually started until the piston reaches top dead center, and this actual compression ratio is (combustion chamber volume + actual (Stroke volume) / combustion chamber volume. That is, as shown in FIG.
  • FIG. 6B illustrates the actual compression ratio.
  • FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio
  • FIG. 8 shows a comparison between a normal cycle and an ultrahigh expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention.
  • FIG. 8A shows a normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action by the piston is started from the vicinity of the intake bottom dead center.
  • the combustion chamber volume is set to 50 ml
  • the stroke volume of the piston is set to 500 ml, similarly to the example shown in FIGS. 6A, 6B, and 6C.
  • the solid line in FIG. 7 shows the change in the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio and the expansion ratio are substantially equal, that is, in a normal cycle. In this case, it can be seen that the theoretical thermal efficiency increases as the expansion ratio increases, that is, as the actual compression ratio increases. Therefore, in order to increase the theoretical thermal efficiency in a normal cycle, it is only necessary to increase the actual compression ratio.
  • the actual compression ratio can only be increased to a maximum of about 12 due to the restriction of the occurrence of knocking at the time of engine high load operation, and thus the theoretical thermal efficiency cannot be sufficiently increased in a normal cycle.
  • it is considered to increase the theoretical thermal efficiency while strictly dividing the mechanical compression ratio and the actual compression ratio.
  • the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio, and the actual compression ratio is compared to the theoretical thermal efficiency.
  • the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio, and the actual compression ratio is compared to the theoretical thermal efficiency.
  • FIG. 7 indicate the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased while the actual compression ratio ⁇ is fixed to 5, 6, 7, 8, 9, and 10, respectively.
  • black circles indicate the positions of the theoretical thermal efficiency peaks when the actual compression ratio ⁇ is 5, 6, 7, 8, 9, 10. From FIG. 7, the increase in the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased while the actual compression ratio ⁇ is maintained at a low value such as 10, and the actual compression ratio is increased with the expansion ratio as shown by the solid line in FIG.
  • FIG. 8B shows an example where the variable compression ratio mechanism A and variable valve timing mechanism B are used to increase the expansion ratio while maintaining the actual compression ratio at a low value.
  • the variable compression ratio mechanism A reduces the combustion chamber volume from 50 ml to 20 ml.
  • variable valve timing mechanism B delays the closing timing of the intake valve until the actual piston stroke volume is reduced from 500 ml to 200 ml.
  • the actual compression ratio is almost 11 and the expansion ratio is 11, as described above.
  • the expansion ratio is shown in FIG. 8B. It can be seen that it has been increased to 26. This is why it is called an ultra-high expansion ratio cycle.
  • the lower the engine load the worse the thermal efficiency.
  • FIG. 9 shows changes in the mechanical compression ratio, expansion ratio, closing timing of the intake valve 7, actual compression ratio, intake air amount, throttle valve opening, and pumping loss according to the engine load at a certain engine speed. It is shown.
  • FIG. 9 shows unburned HC, CO and NO in the exhaust gas by the three-way catalyst in the catalytic converter 20. x
  • the average air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is feedback-controlled to the stoichiometric air-fuel ratio based on the output signal of the air-fuel ratio sensor 21 so that can be simultaneously reduced.
  • the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is executed during engine high load operation. Accordingly, as shown in FIG.
  • the expansion ratio is low because the mechanical compression ratio is lowered at this time, and the valve closing timing of the intake valve 7 is advanced as shown by the solid line in FIG. ing. At this time, the amount of intake air is large, and at this time, the opening degree of the throttle valve 17 is kept fully open or almost fully open, so that the pumping loss is zero. On the other hand, as shown by the solid line in FIG. 9, when the engine load becomes low, the closing timing of the intake valve 7 is delayed in order to reduce the intake air amount. Further, at this time, as shown in FIG. 9, the mechanical compression ratio is increased as the engine load is lowered so that the actual compression ratio is kept substantially constant. Therefore, the expansion ratio is also increased as the engine load is lowered.
  • the throttle valve 17 is kept fully open or substantially fully open, and therefore the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 changes the closing timing of the intake valve 7 regardless of the throttle valve 17. Is controlled by that. Also at this time, the pumping loss becomes zero.
  • the mechanical compression ratio is increased as the intake air amount is decreased while the actual compression ratio is substantially constant. That is, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is decreased in proportion to the decrease in the intake air amount. Therefore, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center changes in proportion to the intake air amount.
  • the air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the stoichiometric air-fuel ratio, so the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is proportional to the fuel amount. Will change.
  • the mechanical compression ratio is further increased, and the engine load is a medium load L slightly closer to the low load. 1
  • the mechanical compression ratio reaches a limit mechanical compression ratio that is the limit of the structure of the combustion chamber 5 when the pressure is reduced to the maximum.
  • the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio
  • the mechanical compression ratio is maximized and the expansion ratio is maximized at the time of low engine load operation and low engine load operation, that is, at the engine low load operation side.
  • the mechanical compression ratio is maximized so that the maximum expansion ratio is obtained on the engine low load operation side.
  • the valve closing timing of the intake valve 7 is delayed as the engine load becomes lower as shown by the solid line in FIG. 2
  • the closing timing of the intake valve 7 becomes the limit closing timing at which the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 can be controlled.
  • the engine load L when the closing timing of the intake valve 7 reaches the limit closing timing 2 In a region where the load is lower than that, the closing timing of the intake valve 7 is held at the limit closing timing.
  • the amount of intake air can no longer be controlled by changing the closing timing of the intake valve 7.
  • the engine load L at this time that is, when the closing timing of the intake valve 7 reaches the limit closing timing. 2
  • the intake air amount supplied into the combustion chamber 5 is controlled by the throttle valve 17.
  • the pumping loss increases as shown in FIG.
  • the actual compression ratio is maintained at substantially the same actual compression ratio for the same engine speed.
  • the engine load is L 2 Is lower, that is, when the mechanical compression ratio is maintained at the limit mechanical compression ratio, the actual compression ratio is determined by the closing timing of the intake valve 7, and the engine load is L. 1 And L 2
  • the expansion ratio is set to 26 to 30 when the ultrahigh expansion ratio cycle is set.
  • the theoretical thermal efficiency peaks when the expansion ratio is approximately 20.
  • the expansion ratio at which the theoretical air-fuel ratio reaches a peak becomes higher than 20 as the actual compression ratio ⁇ becomes larger than 5, and therefore the expansion ratio is 20 or more in view of the actual compression ratio ⁇ that may be practically used. It can be said that it is preferable. Therefore, in the embodiment according to the present invention, the variable compression ratio mechanism A is formed so that the expansion ratio becomes 20 or more.
  • the intake air amount can be controlled without depending on the throttle valve 17 by advancing the closing timing of the intake valve 7 as the engine load becomes lower.
  • the valve closing timing of the intake valve 7 becomes smaller as the engine load becomes lower.
  • Limit valve closing timing L that can control the amount of intake air supplied into the combustion chamber 2 Is moved away from the intake bottom dead center BDC.
  • the embodiment according to the present invention includes a detection device for detecting the mechanical compression ratio, and the mechanical compression ratio is controlled to the target mechanical compression ratio based on the mechanical compression ratio detected by the detection device.
  • variable compression ratio mechanism A is formed so that the expansion ratio becomes 20 or more, that is, the maximum mechanical compression ratio becomes a high compression ratio of 20 or more.
  • the maximum mechanical compression ratio is high, an abnormality occurs in the detection device, and if the mechanical compression ratio is maintained at the maximum mechanical compression ratio, the intake air amount may be reduced or the ignition timing may be retarded. Early ignition and knocking will occur. Therefore, in the present invention, when an abnormality occurs in the detection device for detecting the mechanical compression ratio, the mechanical compression ratio is decreased toward the minimum mechanical compression ratio.
  • the mechanical compression ratio when the mechanical compression ratio is lowered toward the minimum mechanical compression ratio, the compression end temperature in the combustion chamber 2 is lowered as compared with the case of the maximum mechanical compression ratio, and therefore, early ignition and knocking occur. Can be controlled. In this case, if the mechanical compression ratio is lowered to the minimum mechanical compression ratio, early ignition and knocking can be further prevented. Therefore, in the embodiment according to the present invention, when an abnormality occurs in the detection device for detecting the mechanical compression ratio, the mechanical compression ratio is reduced to the minimum mechanical compression ratio regardless of the engine load as shown in FIG. At this time, the closing timing of the intake valve 7 is fixed to the closing timing at the time of engine high load operation regardless of the engine load, and the throttle valve 17 is closed as the engine load decreases.
  • the detection apparatus 100 includes a detection sensor 101 that detects a mechanical compression ratio and generates an output signal indicating the detected mechanical compression ratio.
  • the detection sensor 101 includes a variable resistor including a strip-shaped resistor 102 and a metal slider 103 that slides on the strip-shaped resistor 102.
  • the strip-shaped resistor 102 is formed on an insulating material support 104 attached to the cylinder block 2, and the root portion of the slider 103 is supported by an insulating material support 105 attached to the crankcase 1.
  • the end of the strip resistor 102 on the side close to the crankcase 1 is grounded, and the end of the strip resistor 102 on the side remote from the crankcase 1 is connected to the end of the power source 106.
  • a power supply voltage 5 (v) is applied.
  • the slider 103 is connected to the AD converter 37 of the electronic control unit 30 via the signal line 107 and the input signal switching means 108.
  • the input signal switching means 108 includes a resistor 109 having a resistance value much higher than that of the strip resistor 102. One end of the resistor 109 is connected to the signal line 107, and the other end of the resistor 109 is 5 ( The power supply voltage of v) is applied.
  • the power supply voltage of v is applied.
  • FIG. 11 when the crankcase 1 and the cylinder block 2 approach each other, the volume of the combustion chamber 2 decreases and the mechanical compression ratio increases.
  • the voltage of the signal line 107 that is, the output voltage of the detection sensor 101 increases.
  • FIG. 12 shows the relationship between the mechanical compression ratio and the output voltage Vout of the detection sensor 101 in the first embodiment. As shown in FIG.
  • the output voltage Vout of the detection sensor 101 increases as the mechanical compression ratio increases, and the output voltage Vout of the detection sensor 101 further decreases the mechanical compression ratio.
  • the power supply voltage is 0 (v) when the ratio MIN, and the power supply voltage is 5 (v) when the mechanical compression ratio is the maximum mechanical compression ratio MAX.
  • the output voltage Vout of the detection sensor 10 is input into the electronic control unit 30 as an input signal indicating the detected mechanical compression ratio detected by the detection sensor 101, and the mechanical compression ratio becomes the target mechanical compression ratio based on this input signal.
  • the drive motor 59 is controlled.
  • the drive motor 59 reduces the mechanical compression ratio when the detected mechanical compression ratio is higher than the target mechanical compression ratio, and reduces the mechanical compression ratio when the detected mechanical compression ratio is lower than the target mechanical compression ratio.
  • Feedback control is performed so as to increase.
  • an input signal indicating the detected mechanical compression ratio is predetermined on the high compression ratio side in order to lower the mechanical compression ratio toward the minimum mechanical compression ratio.
  • the input signal indicating the mechanical compression ratio is switched.
  • the detected mechanical compression ratio is switched to an input signal indicating the maximum mechanical compression ratio, thereby reducing the mechanical compression ratio to the minimum mechanical compression ratio.
  • FIG. 13 shows changes in the target mechanical compression ratio and the actual mechanical compression ratio, and changes in the input voltage Vin and the target voltage VX input from the detection sensor 101 to the electronic control unit 30.
  • This target voltage VX indicates the value of the input voltage Vin when the mechanical compression ratio becomes the target mechanical compression ratio.
  • t 0 1 shows when an abnormality occurs in the detection apparatus 100, for example, when the signal line 107 is disconnected between the detection sensor 101 and the input signal switching means 108 in FIG. 1 or FIG.
  • the drive motor 59 is controlled so that the input signal Vin becomes the target voltage VX.
  • the actual mechanical compression ratio is controlled to be the target mechanical compression ratio. Is done.
  • FIG. 13 shows changes in the target mechanical compression ratio and the actual mechanical compression ratio, and changes in the input voltage Vin and the target voltage VX input from the detection sensor 101 to the electronic control unit 30.
  • This target voltage VX indicates the value of the input voltage Vin when the mechanical compression ratio becomes the target mechanical compression ratio.
  • t 0 1 shows when an abnormality occurs in the detection apparatus
  • the input voltage Vin rises to 5 (v) which is the power supply voltage. Therefore, as can be seen from FIG. 12, the input voltage Vin at this time indicates that the mechanical compression ratio is the maximum mechanical compression ratio MAX.
  • the input voltage Vin increases to 5 (v), which is the power supply voltage
  • the input voltage Vin becomes higher than the target voltage VX as shown in FIG. This indicates that the mechanical compression ratio is higher than the target mechanical compression ratio. Accordingly, at this time, the drive motor 59 is driven so as to lower the mechanical compression ratio. Therefore, when the signal line 107 is disconnected as shown in FIG. 13, the actual mechanical compression ratio is lowered to the minimum mechanical compression ratio.
  • the input signal switching means 108 increases the input voltage Vin when the signal line 107 is disconnected. Consisting of a pull-up circuit. In the first embodiment, at this time, the input voltage Vin is pulled up to a voltage indicating the maximum mechanical compression ratio by a pull-up circuit.
  • the ground wire of the strip resistor 102 is disconnected in FIG. 11 or when the slider 103 and the strip resistor 102 are in poor contact and the slider 103 is separated from the strip resistor 102, the input is performed. The voltage Vin increases.
  • FIG. 14 shows an operation control routine for executing the first embodiment. This routine is executed by interruption every predetermined time.
  • the target valve closing timing IC of the intake valve 7 is calculated.
  • the target valve closing timing IC is stored in advance in the ROM 32 as a function of the engine load L and the engine speed N in the form of a map as shown in FIG.
  • the variable valve timing mechanism B is driven so that the closing timing of the intake valve 7 becomes the target closing timing IC.
  • the target actual compression ratio is calculated.
  • step 203 a target mechanical compression ratio at which the actual compression ratio becomes the target actual compression ratio is calculated.
  • step 204 a target voltage VX indicating the target mechanical compression ratio is calculated.
  • step 205 the input voltage Vin is read, and the routine proceeds to step 206.
  • step 206 it is determined whether or not the input voltage Vin is higher than the target voltage VX. When Vin ⁇ VX, it is determined that the mechanical compression ratio is lower than the target mechanical compression ratio. At this time, the routine proceeds to step 208 where the drive motor 59 is driven in a direction to increase the mechanical compression ratio.
  • step 211 it is determined whether or not the rotation drive signal of the drive motor 59 is continuously generated for a certain period or more when the drive motor 59 is driven in the direction of decreasing the mechanical compression ratio.
  • the routine proceeds to step 209 where the drive of the drive motor 29 is stopped.
  • This fixed period is set to a period during which the mechanical compression ratio can be reduced to the minimum mechanical compression ratio regardless of the mechanical compression ratio when the signal line 107 is disconnected.
  • the end of the strip resistor 102 on the side away from the crankcase 1 is grounded, and the end of the strip resistor 102 on the side close to the crankcase 1 is grounded.
  • the power supply voltage 5 (v) of the power supply 106 is applied. Therefore, in this second embodiment, the output voltage Vout of the detection sensor 101 decreases as the mechanical compression ratio increases, as shown in FIG. 17, and the output voltage Vout of the detection sensor 101 further increases the mechanical compression ratio.
  • the power supply voltage is 0 (v) when the compression ratio is MAX, and the power supply voltage is 5 (v) when the mechanical compression ratio is the minimum mechanical compression ratio MIN.
  • the input signal switching means 108 includes a resistor 109 having a resistance value much higher than that of the strip-shaped resistor 102, and one end of the resistor 109 is connected to the signal line. 107 is connected. However, in the second embodiment, unlike the first embodiment, the other end of the resistor 109 is grounded. Also in the second embodiment, the output voltage Vout of the detection sensor 10 is input into the electronic control unit 30 as an input signal indicating the detected mechanical compression ratio detected by the detection sensor 101, and the drive motor 59 is based on this input signal. The feedback control is performed so as to decrease the mechanical compression ratio when the detected mechanical compression ratio is higher than the target mechanical compression ratio and to increase the mechanical compression ratio when the detected mechanical compression ratio is lower than the target mechanical compression ratio.
  • the input signal indicating the detected mechanical compression ratio is also on the high compression ratio side in order to reduce the mechanical compression ratio toward the minimum mechanical compression ratio in this second embodiment. It is switched to an input signal indicating a predetermined mechanical compression ratio.
  • the detected mechanical compression ratio is switched to an input signal indicating the maximum mechanical compression ratio, thereby lowering the mechanical compression ratio to the minimum mechanical compression ratio.
  • the input voltage Vin decreases to 0 (v). Accordingly, as can be seen from FIG. 17, the input voltage Vin at this time indicates that the mechanical compression ratio is the maximum mechanical compression ratio MAX.
  • the input voltage Vin becomes lower than the target voltage VX as shown in FIG. This indicates that the mechanical compression ratio is higher than the target mechanical compression ratio. Accordingly, at this time, the drive motor 59 is driven so as to lower the mechanical compression ratio. Therefore, when the signal line 107 is disconnected as shown in FIG. 18, the actual mechanical compression ratio is lowered to the minimum mechanical compression ratio. Thus, in this second embodiment, when the signal line 107 is disconnected, the input voltage Vin is lowered.
  • the input signal switching means 108 reduces the input voltage Vin when the signal line 107 is disconnected. This is a pull-down circuit.
  • the input voltage Vin is lowered to a voltage indicating the maximum mechanical compression ratio by a pull-down circuit.
  • a power supply extending from the strip resistor 102 to the power source 106 is added in addition to when the slider 103 and the strip resistor 102 cause poor contact and the slider 103 is separated from the strip resistor 102. Even when the line 110 is disconnected, the input voltage Vin decreases to 0 (v).
  • FIG. 19 shows an operation control routine for executing the second embodiment. This routine is also executed by interruption every predetermined time. This routine differs from the routine shown in FIG. 14 only in step 206 ', and the remaining steps are exactly the same as those shown in FIG. Therefore, the description from step 200 to step 205 is omitted in the routine shown in FIG. That is, in step 206 ′, it is determined whether or not the input voltage Vin is lower than the target voltage VX. When Vin> VX, it is determined that the mechanical compression ratio is lower than the target mechanical compression ratio.
  • step 208 the drive motor 59 is driven in a direction to increase the mechanical compression ratio.
  • the routine proceeds to step 210 and the drive motor 59 is driven in a direction to decrease the mechanical compression ratio.
  • step 211 it is determined whether or not the rotation drive signal of the drive motor 59 is continuously generated for a certain period or more when the drive motor 59 is driven in the direction of decreasing the mechanical compression ratio.
  • the routine proceeds to step 209 where the drive of the drive motor 29 is stopped.
  • the mechanical compression ratio is controlled by the drive motor 59 based on the output signal of the electronic control unit 30. Therefore, in these embodiments, the electronic control unit 30 and the drive motor 59 constitute a compression ratio control device that controls the mechanical compression ratio.
  • the output signal of the detection sensor 101 is input to the compression ratio control device as an input signal indicating the detected mechanical compression ratio detected by the detection sensor 101.
  • the compression ratio control device decreases the mechanical compression ratio when the detected mechanical compression ratio is higher than the target mechanical compression ratio, and increases the mechanical compression ratio when the detected mechanical compression ratio is lower than the target mechanical compression ratio.
  • the input signal is input by the input signal switching means 108 indicating a predetermined mechanical compression ratio on the high compression ratio side regardless of the output signal of the detection sensor 101. The mechanical compression ratio is lowered toward the minimum mechanical compression ratio by the switching action of the input signal.
  • the predetermined mechanical compression ratio is the maximum mechanical compression ratio.
  • a variable resistance sensor is used as the detection sensor 101.
  • a non-contact type sensor using a differential transformer or a Hall element or other various sensors can be used as the detection sensor 101.

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Abstract

内燃機関において、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構（Ａ）と、機械圧縮比を検出するための検出センサ（１０１）とを具備しており、検出センサ（１０１）により検出された機械圧縮比に基づいて機械圧縮比が制御される。検出センサ（１０１）の信号線（１０７）が断線したときには機械圧縮比が最小機械圧縮比まで低下せしめられる。

Description

内燃機関の制御装置
　本発明は内燃機関の制御装置に関する。
　機械圧縮比を可変圧縮比機構により変更可能であり、機械圧縮比を検出可能な検出センサを具備しており、検出センサの出力信号に基づいて機械圧縮比を目標圧縮比に制御するようにした内燃機関が公知である（特開２００６−１６１５８３号公報参照）。この内燃機関では検出センサの出力信号を伝える信号線が断線したときには機械圧縮比が最大機械圧縮比となるような機械圧縮比制御システムが採用されている。
　しかしながら機関負荷が高いときに機械圧縮比が高くされると燃焼室内の圧縮端温度が高くなり、その結果早期着火が生じたり、ノッキングが発生するという問題を生じる。そこで上述の内燃機関では信号線の断線により機械圧縮比が最大機械圧縮比になったときにはノッキングの発生を抑制するために吸入空気量を減少させ、点火時期を遅角させるようにしている。即ち、吸入空気量を減少させることによって高負荷運転状態とならないようにし、点火時期を遅角させることによって燃焼圧の上昇を抑制するようにしている。
　ところでこのように吸入空気量を減少させたり、点火時期を遅角させたりすることによってノッキングの発生を抑制しうるのは最大機械圧縮比がそれほど高くないからであると考えられる。しかしながら最大機械圧縮比を更に高い圧縮比にした場合には機械圧縮比が最大機械圧縮比のときに吸入空気量を減少させたり、点火時期を遅角させたりしたとしてもノッキングの発生を阻止するのは困難となる。即ち、この場合には信号線が断線する等の異状が生じたときに機械圧縮比が最大機械圧縮比となるような機械圧縮比制御システムを採用している限り、早期着火やノッキングの発生を阻止するのは困難となる。
　本発明の目的は、機械圧縮比の検出装置に異状が生じたときに早期着火やノッキングが発生しないように機械圧縮比を制御するようにした内燃機関の制御装置を提供することにある。
　本発明によれば、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた内燃機関の制御装置において、機械圧縮比を検出するための検出装置と、この検出装置により検出された機械圧縮比に基づいて機械圧縮比を制御する圧縮比制御装置とを具備しており、検出装置に異状が生じたときには機械圧縮比が最小機械圧縮比に向けて低下せしめられる内燃機関の制御装置が提供される。
　図１は火花点火式内燃機関の全体図、図２は可変圧縮比機構の分解斜視図、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図、図４は可変バルブタイミング機構を示す図、図５は吸気弁および排気弁のリフト量を示す図、図６は機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示す図、図８は通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図、図９は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図、図１０は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図、図１１は検出装置を示す図、図１２は機械圧縮比と検出センサの出力電圧との関係を示す図、図１３は実際の機械圧縮比の変化を説明するためのタイムチャート、図１４は運転制御を行うためのフローチャート、図１５は吸気弁の目標閉弁時期のマップを示す図、図１６は検出装置を示す図、図１７は機械圧縮比と検出センサの出力電圧との関係を示す図、図１８は実際の機械圧縮比の変化を説明するためのタイムチャート、図１９は運転制御を行うためのフローチャートである。
符号の説明
　参照符号の一覧表
１…クランクケース
２…シリンダブロック
１０１…検出センサ
１０７…信号線
１０８…入力信号切換手段
Ａ…可変圧縮比機構
Ｂ…可変バルブタイミング機構
　図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
　図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１には夫々対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
　サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。
　一方、図１に示される実施例ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施例ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。
　電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８の出力信号および空燃比センサ２１の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火栓６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。
　図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
　図２に示されるように一対のカムシャフト５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔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３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２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５６を図３（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３（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３（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３（Ａ）と図３（Ｂ）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２はクランクケース１から離れる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。
　図２に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォームギア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。この駆動モータ５９は図１に示されるように電子制御ユニット３０により制御されるモータ駆動回路４３の出力により駆動される。なお、図１から図３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４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
　各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
　吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。
　これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。
　回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。
　図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
　図１および図４に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。
　次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。
　図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
　図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
　図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
　次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超高膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。
　図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
　図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
　一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
　これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線は実圧縮比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７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７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７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
　このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。
　図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０ｍｌから２０ｍｌまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００ｍｌから２００ｍｌになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６となる。図８（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。
　一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。
　次に図９を参照しつつ代表的な運転制御全般について説明する。
　図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた機械圧縮比、膨張比、吸気弁７の閉弁時期、実圧縮比、吸入空気量、スロットル弁１７の開度およびポンピング損失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ＮＯｘを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。
　さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開又はほぼ全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。
　一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開又はほぼ全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。このときにもポンピング損失は零となる。
　このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。従ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
　機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷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限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。
　一方、図９に示される実施例では機関負荷がＬ１より低くなっても図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は機関負荷が低くなるにつれて遅らされ、機関負荷がＬ２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Ｌ２よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
　吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ２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る。ただし、スロットル弁１７による吸入空気量の制御が行われると図９に示されるようにポンピング損失が増大する。
　一方、図９に示されるように機関負荷がＬ１より高い機関高負荷運転側では実圧縮比は同一の機関回転数に対してはほぼ同一の実圧縮比に維持される。これに対し、機関負荷がＬ２よりも低いとき、即ち機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されているときには実圧縮比は吸気弁７の閉弁時期によって決まり、機関負荷がＬ１とＬ２の間におけるように吸気弁７の閉弁時期が遅らされると実圧縮比は低下し、機関負荷がＬ２よりも低い運転領域におけるように吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると実圧縮比は一定に維持される。
　ところで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７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。
　一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌ２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。
　さて、本発明による実施例では機械圧縮比を検出するための検出装置を具備しており、この検出装置により検出された機械圧縮比に基づいて機械圧縮比が目標機械圧縮比に制御される。一方、本発明による実施例では上述したように膨張比が２０以上になるように、即ち最大機械圧縮比が２０以上の高い圧縮比となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。このように最大機械圧縮比が高い場合には検出装置に異状が生じて機械圧縮比が最大機械圧縮比に保持されると吸入空気量を減少させても、或いは点火時期を遅角させても早期着火やノッキングが発生してしまう。
　そこで本発明では、機械圧縮比を検出するための検出装置に異常が生じたときには機械圧縮比を最小機械圧縮比に向けて低下せしめるようにしている。このように機械圧縮比を最小機械圧縮比に向けて低下せしめると最大機械圧縮比の場合に比べて燃焼室２内における圧縮端温度が低下し、斯くして早期着火やノッキングが発生するのを制御することができる。
　この場合、機械圧縮比を最小機械圧縮比まで低下させれば早期着火やノッキングが発生するのを更に阻止することができる。そこで本発明による実施例では機械圧縮比を検出するための検出装置に異常が生じたときには図１０に示されるように機関負荷にかかわらずに機械圧縮比が最小機械圧縮比まで低下せしめられる。このとき吸気弁７の閉弁時期は機関負荷にかかわらずに機関高負荷運転時における閉弁時期に固定され、機関負荷が低くなるにつれてスロットル弁１７が閉弁せしめられる。即ち、このときには可変バルブタイミング機構Ｂによる吸入空気量の制御からスロットル弁１７による吸入空気量の制御に切換えられることになる。
　次に図１１を参照しつつ機械圧縮比を検出するための検出装置の第１実施例について説明する。図１１を参照すると検出装置１００は機械圧縮比を検出すると共に検出された検出機械圧縮比を示す出力信号を発生する検出センサ１０１を具備している。図１１に示される実施例ではこの検出センサ１０１は帯状抵抗体１０２とこの帯状抵抗体１０２上を摺動する金属製摺動子１０３からなる可変抵抗器からなる。帯状抵抗体１０２はシリンダブロック２に取付けられた絶縁材料製の支持体１０４上に形成されており、摺動子１０３の根元部はクランクケース１に取付けられた絶縁材料製の支持体１０５により支持されている。
　図１１に示される第１実施例ではクランクケース１に近い側の帯状抵抗体１０２の端部は接地されており、クランクケース１から離れた側の帯状抵抗体１０２の端部には電源１０６の電源電圧５（ｖ）が印加されている。一方、摺動子１０３は信号線１０７および入力信号切換手段１０８を介して電子制御ユニット３０のＡＤ変換器３７に接続される。入力信号切換手段１０８は帯状抵抗体１０２よりもはるかに高い抵抗値を有する抵抗１０９を具備しており、この抵抗１０９の一端は信号線１０７に接続され、この抵抗１０９の他端には５（ｖ）の電源電圧が印加されている。
　図１１においてクランクケース１とシリンダブロック２とが近づくと燃焼室２の容積が小さくなり、機械圧縮比が高くなる。一方、図１１においてクランクケース１とシリンダブロック２とから近づくと信号線１０７の電圧、即ち検出センサ１０１の出力電圧が増大する。図１２はこの第１実施例における機械圧縮比と検出センサ１０１の出力電圧Ｖｏｕｔとの関係を示している。図１２に示されるようにこの第１実施例では検出センサ１０１の出力電圧Ｖｏｕｔは機械圧縮比の増大に伴なって増大し、更にこの検出センサ１０１の出力電圧Ｖｏｕｔは機械圧縮比が最小機械圧縮比ＭＩＮのときに０（ｖ）となり、機械圧縮比が最大機械圧縮比ＭＡＸのときに５（ｖ）の電源電圧となる。
　検出センサ１０の出力電圧Ｖｏｕｔは、検出センサ１０１により検出された検出機械圧縮比を示す入力信号として電子制御ユニット３０内に入力され、この入力信号に基づいて機械圧縮比が目標機械圧縮比となるように駆動モータ５９が制御される。即ち、この入力信号に基づいて駆動モータ５９は、検出機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも高いときには機械圧縮比を低下させ、検出機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも低いときには機械圧縮比を増大させるようにフィードバック制御される。
　このような状態で検出装置１００に異状が生じた場合、本発明では機械圧縮比を最小機械圧縮比に向けて低下せしめるために検出機械圧縮比を示す入力信号が高圧縮比側の予め定められた機械圧縮比を示す入力信号に切換えられる。この場合、図１１に示される実施例では検出機械圧縮比が最大機械圧縮比を示す入力信号に切換えられ、それによって機械圧縮比が最小機械圧縮比まで低下せしめられる。次にこのことについて図１３を参照しつつ説明する。
　図１３には目標機械圧縮比および実際の機械圧縮比の変化と、検出センサ１０１から電子制御ユニット３０に入力される入力電圧Ｖｉｎおよび目標電圧ＶＸの変化が示されている。この目標電圧ＶＸは機械圧縮比が目標機械圧縮比となるときの入力電圧Ｖｉｎの値を示している。なお、図１３においてｔ０は検出装置１００に異状が生じたとき、例えば図１又は図１１において検出センサ１０１と入力信号切換手段１０８間において信号線１０７が断線したときを示している。図１３に示されるように信号線１０７が断線する前は入力信号Ｖｉｎが目標電圧ＶＸとなるように駆動モータ５９が制御され、このとき実際の機械圧縮比は目標機械圧縮比となるように制御される。
　一方、図１１からわかるように検出センサ１０１と入力信号切換手段１０８間において信号線１０７が断線すると入力電圧Ｖｉｎは電源電圧である５（ｖ）まで上昇する。従って図１２からわかるようにこのとき入力電圧Ｖｉｎは機械圧縮比が最大機械圧縮比ＭＡＸであることを示している。入力電圧Ｖｉｎが電源電圧である５（ｖ）まで上昇すると図１３に示されるように入力電圧Ｖｉｎが目標電圧ＶＸよりも高くなる。このことは機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも高くなっていることを示している。従ってこのとき機械圧縮比を低下させるように駆動モータ５９が駆動され、斯くして図１３に示されるように信号線１０７が断線すると実際の機械圧縮比は最小機械圧縮比まで低下せしめられる。
　このようにこの第１実施例では信号線１０７が断線すると入力電圧Ｖｉｎが上昇せしめられ、従って第１実施例では入力信号切換手段１０８は、信号線１０７が断線したときに入力電圧Ｖｉｎを引き上げるためのプルアップ回路からなる。なお、この第１実施例ではこのとき入力電圧Ｖｉｎはプルアップ回路によって最大機械圧縮比を示す電圧まで引き上げられる。
　一方、図１１において帯状抵抗体１０２のアース線が断線したとき、或いは摺動子１０３と帯状抵抗体１０２とが接触不良を生じて摺動子１０３が帯状抵抗体１０２から離れたときにも入力電圧Ｖｉｎは上昇する。即ち、検出回路１００に異状が生じたときに入力電圧Ｖｉｎはプルアップ回路によって引き上げられ、それによって実際の機械圧縮比が最小機械圧縮比まで低下せしめられることになる。
　図１４は第１実施例を実行するための運転制御ルーチンを示している。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１４を参照するとまず初めにステップ２００において吸気弁７の目標閉弁時期ＩＣが算出される。この目標閉弁時期ＩＣは機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として図１５に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。次いでステップ２０１では吸気弁７の閉弁時期が目標閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが駆動される。次いでステップ２０２では目標実圧縮比が算出される。次いでステップ２０３では実圧縮比が目標実圧縮比となる目標機械圧縮比が算出される。次いでステップ２０４では目標機械圧縮比を示す目標電圧ＶＸが算出される。次いでステップ２０５では入力電圧Ｖｉｎが読込まれ、ステップ２０６に進む。
　ステップ２０６では入力電圧Ｖｉｎが目標電圧ＶＸよりも高いか否かが判別される。Ｖｉｎ＜ＶＸのときには機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも低いと判断され、このときステップ２０８に進んで機械圧縮比を増大する方向に駆動モータ５９が駆動される。これに対し、Ｖｉｎ≧ＶＸのときにはステップ２０７に進んでＶｉｎ＝ＶＸであるか否かが判別され、Ｖｉｎ＝ＶＸのときにはステップ２０９に進んで駆動モータ５９の駆動が停止される。一方、Ｖｉｎ＝ＶＸでないとき、即ちＶｉｎ＞ＶＸのときには機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも高いと判断され、このときステップ２１０に進んで機械圧縮比を低下する方向に駆動モータ５９が駆動される。
　次いでステップ２１１では機械圧縮比を低下する方向に駆動モータ５９が駆動されたときに駆動モータ５９の回転駆動信号が一定期間以上継続して発せられているか否かが判別され、駆動モータ５９の回転駆動信号が一定期間以上継続して発せられたときにはステップ２０９に進んで駆動モータ２９の駆動が停止される。なお、この一定期間は信号線１０７が断線したときにどのような機械圧縮比であったとしても機械圧縮比を最小機械圧縮比まで低下させることのできる期間に設定されている。
　次に図１６を参照しつつ機械圧縮比を検出するための検出装置の第２実施例について説明する。この第２実施例でも検出センサ１０１は帯状抵抗体１０２とこの帯状抵抗体１０２上を摺動する金属製摺動子１０３からなる可変抵抗器からなる。ただしこの第２実施例では第１実施例と異なってクランクケース１から離れた側の帯状抵抗体１０２の端部が接地されており、クランクケース１に近い側の帯状抵抗体１０２の端部には電源１０６の電源電圧５（ｖ）が印加されている。従ってこの第２実施例では検出センサ１０１の出力電圧Ｖｏｕｔは図１７に示されるように機械圧縮比の増大に伴なって減少し、更にこの検出センサ１０１の出力電圧Ｖｏｕｔは機械圧縮比が最大機械圧縮比ＭＡＸのときに０（ｖ）となり、機械圧縮比が最小機械圧縮比ＭＩＮのときに５（ｖ）の電源電圧となる。
　一方、図１６に示されるようにこの第２実施例でも入力信号切換手段１０８は帯状抵抗体１０２よりもはるかに高い抵抗値を有する抵抗１０９を具備しており、この抵抗１０９の一端は信号線１０７に接続されている。ただし、この第２実施例では第１実施例と異なって抵抗１０９の他端は接地されている。この第２実施例においても検出センサ１０の出力電圧Ｖｏｕｔは、検出センサ１０１により検出された検出機械圧縮比を示す入力信号として電子制御ユニット３０内に入力され、この入力信号に基づいて駆動モータ５９は、検出機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも高いときには機械圧縮比を低下させ、検出機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも低いときには機械圧縮比を増大させるようにフィードバック制御される。
　このような状態で検出装置１００に異状が生じた場合、この第２実施例でも機械圧縮比を最小機械圧縮比に向けて低下せしめるために検出機械圧縮比を示す入力信号が高圧縮比側の予め定められた機械圧縮比を示す入力信号に切換えられる。この場合、図１６に示される実施例では検出機械圧縮比が最大機械圧縮比を示す入力信号に切換えられ、それによって機械圧縮比が最小機械圧縮比まで低下せしめられる。次にこのことについて図１８を参照しつつ説明する。
　この図１８は図１３に示される図と同様の図であり、図１８においてｔ０は検出装置１００に異状が生じたとき、例えば図１又は図１１において検出センサ１０１と入力信号切換手段１０８間において信号線１０７が断線したときを示している。
　図１８からわかるように信号線１０７が断線すると入力電圧Ｖｉｎは０（ｖ）まで低下する。従って図１７からわかるようにこのとき入力電圧Ｖｉｎは機械圧縮比が最大機械圧縮比ＭＡＸであることを示している。入力電圧Ｖｉｎが０（ｖ）まで低下すると図１８に示されるように入力電圧Ｖｉｎが目標電圧ＶＸよりも低くなる。このことは機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも高くなっていることを示している。従ってこのとき機械圧縮比を低下させるように駆動モータ５９が駆動され、斯くして図１８に示されるように信号線１０７が断線すると実際の機械圧縮比は最小機械圧縮比まで低下せしめられる。
　このようにこの第２実施例では信号線１０７が断線すると入力電圧Ｖｉｎが低下せしめられ、従って第２実施例では入力信号切換手段１０８は、信号線１０７が断線したときに入力電圧Ｖｉｎを引き下げるためのプルダウン回路からなる。なお、この第２実施例ではこのとき入力電圧Ｖｉｎはプルダウン回路によって最大機械圧縮比を示す電圧まで引き下げられる。
　一方、この第２実施例では摺動子１０３と帯状抵抗体１０２とが接触不良を生じて摺動子１０３が帯状抵抗体１０２から離れたときに加え、帯状抵抗体１０２から電源１０６まで延びる電源線１１０が断線した場合にも入力電圧Ｖｉｎが０（ｖ）まで低下する。即ち、この第２実施例では信号線１０７と電源線１１０のいずれかが断線すると入力電圧Ｖｉｎはプルダウン回路によって引き下げられ、それによって実際の機械圧縮比が最小機械圧縮比まで低下せしめられる。
　図１９は第２実施例を実行するための運転制御ルーチンを示している。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。このルーチンにおいて図１４に示されるルーチンと異なるのはステップ２０６′のみであり、残りのステップは図１４に示されるステップと全く同じである。従って図１９に示すルーチンにおいてステップ２００からステップ２０５までの説明を省略し、ステップ２０６′以後について簡単に説明する。
　即ち、ステップ２０６′では入力電圧Ｖｉｎが目標電圧ＶＸよりも低いか否かが判別される。Ｖｉｎ＞ＶＸのときには機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも低いと判断され、このときステップ２０８に進んで機械圧縮比を増大する方向に駆動モータ５９が駆動される。これに対し、Ｖｉｎ≦ＶＸのときにはステップ２０７に進んでＶｉｎ＝ＶＸであるか否かが判別され、Ｖｉｎ＝ＶＸのときにはステップ２０９に進んで駆動モータ５９の駆動が停止される。一方、Ｖｉｎ＝ＶＸでないとき、即ちＶｉｎ＜ＶＸのときには機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも高いと判断され、このときステップ２１０に進んで機械圧縮比を低下する方向に駆動モータ５９が駆動される。
　次いでステップ２１１では機械圧縮比を低下する方向に駆動モータ５９が駆動されたときに駆動モータ５９の回転駆動信号が一定期間以上継続して発せられているか否かが判別され、駆動モータ５９の回転駆動信号が一定期間以上継続して発せられたときにはステップ２０９に進んで駆動モータ２９の駆動が停止される。
　なお、第１実施例および第２実施例のいずれの実施例においても機械圧縮比は電子制御ユニット３０の出力信号に基づいて駆動モータ５９により制御される。従ってこれらの実施例においては電子制御ユニット３０および駆動モータ５９が機械圧縮比を制御する圧縮比制御装置を構成している。
　また、これらの実施例ではこの圧縮比制御装置を用いて表現すると、検出センサ１０１の出力信号が、検出センサ１０１により検出された検出機械圧縮比を示す入力信号として圧縮比制御装置に入力され、この圧縮比制御装置によって検出機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも高いときには機械圧縮比が低下せしめられ、検出機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも低いときには機械圧縮比が増大せしめられる。
　更に、これらの実施例では検出装置１００に異状が生じたときには検出センサ１０１の出力信号にかかわらずに入力信号が入力信号切換手段１０８によって高圧縮比側の予め定められた機械圧縮比を示す入力信号に切換えられ、この入力信号の切換え作用により機械圧縮比が最小機械圧縮比に向けて低下せしめられる。この場合、第１実施例および第２実施例では上述の予め定められた機械圧縮比は最大機械圧縮比とされる。
　また、図１１および図１６に示す実施例では検出センサ１０１として可変抵抗式センサが用いられている。しかしながらこの検出センサ１０１としては差動トランスやホール素子を用いた非接触型センサその他の種々のセンサを用いることができる。

Claims (9)

  1. 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた内燃機関の制御装置において、機械圧縮比を検出するための検出装置と、該検出装置により検出された機械圧縮比に基づいて機械圧縮比を制御する圧縮比制御装置とを具備しており、該検出装置に異状が生じたときには機械圧縮比が最小機械圧縮比に向けて低下せしめられる内燃機関の制御装置。
  2. 上記検出装置に異状が生じたときには機械圧縮比が最小機械圧縮比まで低下せしめられる請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
  3. 上記検出装置は、機械圧縮比を検出すると共に検出された検出機械圧縮比を示す出力信号を発生する検出センサを具備しており、上記圧縮比制御装置は、該検出センサの出力信号を、該検出機械圧縮比を示す入力信号として入力して該入力信号に基づき該検出機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも高いときには機械圧縮比を低下させると共に該検出機械圧縮比が目標機械圧縮比よりも低いときには機械圧縮比を増大させ、上記検出装置に異状が生じたときには検出センサの出力信号にかかわらずに上記入力信号を高圧縮比側の予め定められた機械圧縮比を示す入力信号に切換える入力信号切換手段を具備しており、この入力信号の切換え作用により機械圧縮比が最小機械圧縮比に向けて低下せしめられる請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
  4. 上記予め定められた機械圧縮比が最大機械圧縮比である請求項３に記載の内燃機関の制御装置。
  5. 上記検出センサは検出機械圧縮比の増大に伴ない増大する出力電圧を発生し、該出力電圧は信号線を介し上記圧縮比制御装置に伝えられて上記入力信号として入力され、上記入力信号切換手段は、該信号線が断線したときに該入力信号として入力される電圧を引き上げるためのプルアップ回路からなる請求項３に記載の内燃機関の制御装置。
  6. 上記信号線が断線したときに上記入力信号として入力される電圧はプルアップ回路によって最大機械圧縮比を示す電圧まで引き上げられる請求項５に記載の内燃機関の制御装置。
  7. 上記検出センサは検出機械圧縮比の増大に伴ない減少する出力電圧を発生し、該出力電圧は信号線を介し上記圧縮比制御装置に伝えられて上記入力信号として入力され、上記入力信号切換手段は、該信号線が断線したときに該入力信号として入力される電圧を引き下げるためのプルダウン回路からなる請求項３に記載の内燃機関の制御装置。
  8. 上記信号線が断線したときに上記入力信号として入力される電圧はプルダウン回路によって最大機械圧縮比を示す電圧まで引き下げられる請求項７に記載の内燃機関の制御装置。
  9. 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を具備しており、上記検出装置に異常が生じたときには可変バルブタイミング機構による吸入空気量の制御からスロットル弁による吸入空気量の制御に切換えられる請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2012132326A (ja) * 2010-12-20 2012-07-12 Toyota Motor Corp 火花点火内燃機関
JP2012225331A (ja) * 2011-04-22 2012-11-15 Toyota Motor Corp 可変圧縮比機構を備える内燃機関

Families Citing this family (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE112008004250B4 (de) * 2008-12-25 2021-09-30 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Steuerungsgerät einer brennkraftmaschine
JP5334791B2 (ja) * 2009-10-19 2013-11-06 三菱電機株式会社 内燃機関の制御装置
CN104718364B (zh) * 2012-10-09 2019-06-28 丰田自动车株式会社 具备可变压缩比机构的内燃机
JP6259332B2 (ja) * 2014-03-20 2018-01-10 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の制御装置
US9944276B2 (en) 2016-05-04 2018-04-17 Ford Global Technologies, Llc Method and system for engine control
US9873435B2 (en) 2016-05-04 2018-01-23 Ford Global Technologies, Llc Method and system for engine control
US9776624B1 (en) 2016-05-04 2017-10-03 Ford Global Technologies, Llc Method and system for engine control
US10060362B2 (en) 2016-05-04 2018-08-28 Ford Global Technologies, Llc Method and system for engine control
US10145316B2 (en) 2016-05-04 2018-12-04 Ford Global Technologies, Llc Method and system for engine control
US9925975B2 (en) 2016-05-04 2018-03-27 Ford Global Technologies, Llc Method and system for hybrid vehicle control
CN111065805B (zh) * 2017-08-31 2022-06-24 日产自动车株式会社 内燃机的控制方法及控制装置

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6435047U (ja) * 1987-08-27 1989-03-03
JP2004169660A (ja) * 2002-11-22 2004-06-17 Toyota Motor Corp エンジンの圧縮比変更方法と可変圧縮比エンジン
JP2004301670A (ja) * 2003-03-31 2004-10-28 Denso Corp センサ装置用断線検出回路
JP2005214168A (ja) * 2004-02-02 2005-08-11 Hitachi Ltd 内燃機関の可変動弁制御装置
JP2006161583A (ja) * 2004-12-03 2006-06-22 Nissan Motor Co Ltd 内燃機関の制御装置

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0772515B2 (ja) 1987-07-30 1995-08-02 トヨタ自動車株式会社 可変圧縮比内燃機関の制御装置
JP4376119B2 (ja) * 2004-04-28 2009-12-02 本田技研工業株式会社 内燃機関の制御装置
US6970781B1 (en) * 2004-06-03 2005-11-29 Ford Global Technologies, Llc Compression ratio mode selection logic for an internal combustion engine having discrete variable compression ratio control mechanism
JP4367439B2 (ja) * 2006-05-30 2009-11-18 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関
JP2007177792A (ja) 2007-02-19 2007-07-12 Toyota Motor Corp 圧縮比変更機構を備えた内燃機関および内燃機関の制御方法
CN101842567B (zh) * 2009-01-07 2013-03-13 丰田自动车株式会社 发动机控制装置

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6435047U (ja) * 1987-08-27 1989-03-03
JP2004169660A (ja) * 2002-11-22 2004-06-17 Toyota Motor Corp エンジンの圧縮比変更方法と可変圧縮比エンジン
JP2004301670A (ja) * 2003-03-31 2004-10-28 Denso Corp センサ装置用断線検出回路
JP2005214168A (ja) * 2004-02-02 2005-08-11 Hitachi Ltd 内燃機関の可変動弁制御装置
JP2006161583A (ja) * 2004-12-03 2006-06-22 Nissan Motor Co Ltd 内燃機関の制御装置

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2012132326A (ja) * 2010-12-20 2012-07-12 Toyota Motor Corp 火花点火内燃機関
JP2012225331A (ja) * 2011-04-22 2012-11-15 Toyota Motor Corp 可変圧縮比機構を備える内燃機関

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