WO2010092698A1 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

Abstract

本発明の火花点火式内燃機関は、吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、排気ガスの一部をＥＧＲガスとして再び燃焼室内に流入させるＥＧＲ機構とを具備する。ＥＧＲ機構は、吸気弁の閉弁時期が遅角側にあるときには進角側にあるときに比べてＥＧＲガス量が減少するように制御される。これにより、吸気ガスの吹き返しに伴う気筒間での空燃比及び吸気抵抗のバラツキの発生を抑制することができる。

Description

火花点火式内燃機関

　本発明は、火花点火式内燃機関に関する。

　本願出願人は、特開２００７−３０３４２３号公報において、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変更可能な可変閉弁時期機構とを具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比を高くして膨張比を２０以上とする火花点火式内燃機関を提案している。
　斯かる火花点火式内燃機関では、機関低負荷運転時には機械圧縮比（膨張比）を２０以上とすると共に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れた時期とすることで機械圧縮比に対して実圧縮比を比較的低く維持し、実圧縮比が高くなることによるノッキングの発生を抑制しつつ、極めて高い熱効率を実現している。
　ところで、燃焼室内への吸入空気量を減少させるべく吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れるように遅角させると、一旦燃焼室内に吸入された吸気ガスの一部が上昇するピストンに押し出されて機関吸気通路内に吹き返される。機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返し量は吸気弁の閉弁時期を遅角させるほど多くなり、また機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返しの強さは吸気弁の閉弁時期を遅角させるほど強くなる。特開２００７−３０３４２３号公報に記載された火花点火式内燃機関では、吸気弁の閉弁時期を極端に遅角させる場合があり、このような場合には吸気ガスの吹き返し量は極めて多く、また吸気ガスの吹き返しの強さは極めて強くなる。
　このように吸気ガスの吹き返しが多く且つ強い状況下において、排気ガスの一部を再び燃焼室内に流入させる排気再循環（ＥＧＲ）が行われると、気筒間でのＥＧＲガスの分配悪化や、気筒間でのデポジットの付着程度のバラツキ等が生じる。
　すなわち、機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返しが多く且つ強いと、吸気ガスの一部はサージタンク（すなわち、吸気枝管の集合部）まで吹き返される。この場合、サージタンクまで吹き返された吸気ガスの一部は、元の気筒内ではなく、例えば元の気筒に隣接する気筒や吸気ガスがサージタンク内にまで吹き返された時に吸気行程中となっている気筒内に吸入される。
　このとき、ＥＧＲを行っていると、機関吸気通路内へ吹き返される吸気ガス中にはＥＧＲガスが含まれることになる。したがって、機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返しが多く且つ強いと、ＥＧＲガスの一部は、元の気筒内ではなく、元の気筒に隣接する気筒や吸気ガスがサージタンク内にまで吹き返された時に吸気行程中となっている気筒内に吸入されることになる。元の気筒とは異なる気筒に吸入されるＥＧＲガスの量はサージタンク内での吸気ガスの流れや吸気行程が行われる順序等に応じて変わり、このため吸気ガス中のＥＧＲガス量が多くなる気筒と吸気ガス中のＥＧＲガス量が少なくなる気筒とができてしまう。
　この結果、気筒間でＥＧＲガス量にバラツキが生じ、これに伴って気筒間で空燃比にバラツキが生じる。さらに、ＥＧＲガスの流通量が多いほど吸気ポートの壁面上にデポジットが付着し易いことから、ＥＧＲガス量の多くなる気筒では吸気ポートの壁面上へのデポジットの付着量が多くなると共に、ＥＧＲガス量の少なくなる気筒では吸気ポートの壁面上へのデポジットの付着量が少なくなり、気筒間で吸気ガスに対する吸気抵抗が異なるものとなってしまう。このように、気筒間で空燃比や吸気抵抗にバラツキが生じると、燃焼の悪化や燃費の悪化を招いてしまう。

　そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、排気ガスの一部をＥＧＲガスとして再び燃焼室内に流入させるＥＧＲ機構とを具備する内燃機関において、気筒間での空燃比及び吸気抵抗のバラツキの発生を抑制することにある。
　本発明は、上記課題を解決するための手段として、請求の範囲の各請求項に記載された火花点火式内燃機関を提供する。
　本発明の１番目の態様では、吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、排気ガスの一部をＥＧＲガスとして再び燃焼室内に流入させるＥＧＲ機構とを具備し、吸気弁の閉弁時期が遅角側にあるときには進角側にあるときに比べてＥＧＲガス量を減少させる。
　本発明の２番目の態様では、吸気弁の閉弁時期が遅角側にあるほどＥＧＲガス量を減少させる。
　本発明の３番目の態様では、機関負荷が高いときには低いときに比べてＥＧＲガス量を減少させる程度を小さくする。
　本発明の４番目の態様では、機関回転数が高いときには低いときに比べてＥＧＲガス量を減少させる程度を小さくする。
　本発明の５番目の態様では、機関冷却水の温度が高いときには低いときに比べてＥＧＲガス量を減少させる程度を小さくする。
　本発明の６番目の態様では、燃料中のエタノール濃度が高いときには低いときに比べてＥＧＲガス量を減少させる程度を小さくする。
　本発明の７番目の態様では、燃焼室内に供給すべきＥＧＲガス量は、吸気弁の閉弁時期に加えて、機関冷却水の温度に基づいて算出され、上記ＥＧＲ機構は、吸気弁の閉弁時期に基づいて算出されたＥＧＲガス量と、機関冷却水の温度に基づいて算出されたＥＧＲガス量とのうち少ない方のＥＧＲガス量となるように制御される。
　本発明の８番目の態様では、上記ＥＧＲ機構は、機関排気通路と機関吸気通路とに連通したＥＧＲ通路と、該ＥＧＲ通路に設けられたＥＧＲ弁とを具備し、ＥＧＲガス量を減少させるときには、ＥＧＲ弁の開度を小さくする。
　本発明の９番目の態様では、上記ＥＧＲ弁は、サージタンク内にまで戻されるＥＧＲガス量が一定量以下となるように、その開度が制御される。
　本発明の１０番目の態様では、吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、排気ガスの一部をＥＧＲガスとして再び燃焼室内に流入させるＥＧＲ機構とを具備し、燃焼室内に供給される吸入ガス量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される火花点火式内燃機関において、ＥＧＲガス量が多いときには少ないときに比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる。
　本発明の１１番目の態様では、機関吸気通路内に配置されたスロットル弁を更に具備し、燃焼室内に供給される吸入ガス量が吸気弁の閉弁時期を変えることに加えてスロットル弁の開度を変えることによって制御され、スロットル弁の開度が小さいときには大きいときに比べて上記ＥＧＲガス量が多くされる。
　本発明の１２番目の態様では、機関負荷が高いときには低いときに比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる程度を小さくする。
　本発明の１３番目の態様では、機関回転数が高いときには低いときに比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる程度を小さくする。
　本発明の１４番目の態様では、機関冷却水の温度が高いときには低いときに比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる程度を小さくする。
　本発明の１５番目の態様では、燃料中のエタノール濃度が高いときには低いときに比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる程度を小さくする。
　本発明の１６番目の態様では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構をさらに具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる。
　本発明の１７番目の態様では、機関低負荷運転時には機械圧縮比が最大機械圧縮比とされる。
　本発明の１８番目の態様では、機関低負荷運転時には膨張比が２０以上とされる。
　以下、添付図面と本発明の好適な実施形態の記載から、本発明を一層十分に理解できるであろう。

　図１は、火花点火式内燃機関の全体図である。
　図２は、可変圧縮比機構の分解斜視図である。
　図３Ａ及び図３Ｂは、図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
　図４は、可変バルブタイミング機構を示す図である。
　図５Ａ及び図５Ｂは、吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
　図６Ａ~図６Ｃは、機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
　図７は、理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
　図８Ａ及び図８Ｂは、通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。
　図９は、機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
　図１０Ａ及び図１０Ｂは、吸気ガスが燃焼室内から機関吸気通路内へ吹き返される様子を示す図である。
　図１１は、吸気ガスの吹き返しと気筒間の機関空燃比のズレとの関係を説明するための図である。
　図１２は、吸気弁の閉弁時期とＥＧＲ弁の目標開度との関係を示す図である。
　図１３Ａ及び図１３Ｂは、ＥＧＲ弁の目標開度を算出するために用いられる各種マップを示す図である。
　図１４は、ＥＧＲ弁の目標開度を算出するために用いられるマップを示す図である。
　図１５は、第一実施形態におけるＥＧＲ弁開度制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
　図１６吸気弁の閉弁時期とＥＧＲ弁の目標開度との関係を示す図である。
　図１７Ａ~図１７Ｃは、機関回転数、機関負荷、エタノール濃度と吸気弁の閉弁時期の補正係数との関係を示す図である。
　図１８は、第二実施形態におけるＥＧＲ弁開度制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
　図１９Ａ及び図１９Ｂは、機関冷却水の温度に基づいたＥＧＲ弁開度が算出弁の目標開度を算出するために用いられるマップを示す図である。
　図２０は、第三実施形態におけるＥＧＲ弁開度制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
　図２１は、吸気ガス中の供給されるＥＧＲガス量と、吸気弁閉弁の遅角ガード時期との関係を示す図である。
　図２２は、機関負荷が比較的低い領域における機関負荷に応じた吸気弁７の閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比の各変化を示している。
　図２３は、第四実施形態における運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。

　１…クランクケース
　２…シリンダブロック
　３…シリンダヘッド
　４…ピストン
　５…燃焼室
　７…吸気弁
　７０…吸気弁駆動用カムシャフト
　Ａ…可変圧縮比機構
　Ｂ…可変バルブタイミング機構

　以下、図面を参照して本発明による実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。
　図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
　図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１にはそれぞれ対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
　サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器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。
　排気マニホルド１９と吸気枝管１１（または、吸気ポート８）とは再循環排気ガス（以下、ＥＧＲガスという）用のＥＧＲ通路２３を介して互いに連結され、このＥＧＲ通路２３内にはＥＧＲ制御弁２４が配置される。またＥＧＲ通路２３周りにはＥＧＲ通路２３内を流れるＥＧＲガスを冷却するためのＥＧＲ冷却装置２５が配置される。図１に示した内燃機関ではＥＧＲ冷却装置２５内に機関冷却水が導かれ、この機関冷却水によりＥＧＲガスが冷却される。なお、以下の説明では、吸気ポート８、吸気枝管１１、サージタンク１２、吸気ダクト１４をまとめて機関吸気通路と称する。
　一方、図１に示される実施形態ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、さらに吸気弁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。
　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、空燃比センサ２１の出力信号はそれぞれ対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量に比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。さらに入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火プラグ６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、ＥＧＲ制御弁２４、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３Ａ及び図３Ｂは図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内にはそれぞれ断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔ててそれぞれ対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
　図２に示されるように一対のカムシャフト５４、５５が設けられており、各カムシャフト５４、５５上には一つおきに各カム挿入孔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３Ａ及び図３Ｂ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３Ａ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３Ａにおいて実線の矢印で示されるように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３Ａ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３Ｂ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３Ａと図３Ｂ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、したがって各カムシャフト５４、５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。
　図２に示されるように各カムシャフト５４、５５をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ螺旋方向が逆向きの一対のウォームギア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がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。本実施形態では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。なお、図１から図３Ｂ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に対して設けられている可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４に示したように可変バルブタイミング機構Ｂはカムシャフト７０の一端に取付けられてカムシャフト７０のカムの位相を変更するためのカム位相変更部Ｂ１と、カムシャフト７０と吸気弁７のバルブリフタ２６との間に配置されてカムシャフト７０のカムの作用角を異なる作用角に変更して吸気弁７に伝達するカム作用角変更部Ｂ２から構成されている。なお、カム作用角変更部Ｂ２については図４に側面断面図と平面図とが示されている。
　まず初めに可変バルブタイミング機構Ｂのカム位相変更部Ｂ１について説明すると、このカム位相変更部Ｂ１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、カムシャフト７０と一緒に回転し且つ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側にはそれぞれ進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
　各油圧室７６、７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６、７７にそれぞれ連結された油圧ポート７９、８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３、８４と、各ポート７９、８０、８２、８３、８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
　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が下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Ｘ方向に相対回転せしめられる。
　これに対し、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が上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Ｘと反対方向に相対回転せしめられる。
　回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示した中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。したがってカム位相変更部Ｂ１によって図５Ａに示したようにカムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角又は遅角させることができる。すなわち、カム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の開弁時期を任意に進角又は遅角させることができることになる。
　次に可変バルブタイミング機構Ｂのカム作用角変更部Ｂ２について説明すると、このカム作用角変更部Ｂ２はカムシャフト７０と平行に並列配置され且つアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられる制御ロッド９０と、カムシャフト７０のカム９２と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された軸線方向に延びるスプライン９３に摺動可能に嵌合せしめられている中間カム９４と、吸気弁７を駆動するためにバルブリフタ２６と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された螺旋状に延びるスプライン９５に摺動可能に嵌合する揺動カム９６とを具備しており、揺動カム９６上にはカム９７が形成されている。
　カムシャフト７０が回転するとカム９２によって中間カム９４が常に一定の角度だけ揺動せしめられ、このとき揺動カム９６も一定の角度だけ揺動せしめられる。一方、中間カム９４及び揺動カム９６は制御ロッド９０の軸線方向には移動不能に支持されており、したがって制御ロッド９０がアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられたときに揺動カム９６は中間カム９４に対して相対回転せしめられることになる。
　中間カム９４と揺動カム９６との相対回転位置関係によりカムシャフト７０のカム９２が中間カム９４と係合し始めたときに揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２６と係合し始める場合には図５Ｂにおいてａで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフトは最も大きくなる。これに対し、アクチュエータ９１によって揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向に相対回転せしめられると、カムシャフト７０のカム９２が中間カム９４に係合した後、暫らくしてから揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２６と係合する。この場合には図５Ｂにおいてｂで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量はａに比べて小さくなる。
　揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向にさらに相対回転せしめられると図５Ｂにおいてｃで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量はさらに小さくなる。すなわち、アクチュエータ９１により中間カム９４と揺動カム９６の相対回転位置を変更することによって吸気弁７の開弁期間（作用角）を任意に変えることができる。ただし、この場合、吸気弁７のリフト量は吸気弁７の開弁期間が短くなるほど小さくなる。
　このようにカム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の開弁時期を任意に変更することができ、カム作用角変更部Ｂ２によって吸気弁７の開弁期間を任意に変更することができるのでカム位相変更部Ｂ１とカム作用角変更部Ｂ２との双方によって、すなわち可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁７の開弁時期と開弁期間とを、すなわち吸気弁７の開弁時期と閉弁時期とを任意に変更することができることになる。
　なお、図１および図４に示した可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、図１および図４に示した例以外の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。特に、本発明による実施形態では、吸気弁７の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構であれば、如何なる形式の機構を用いてもよい。また、排気弁９に対しても吸気弁７の可変バルブタイミング機構Ｂと同様な可変バルブタイミング機構を設けてもよい。
　次に図６Ａ~図６Ｃ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６Ａ~図６Ｃ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６Ａ~図６Ｃ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６Ａ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６Ａに示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
　図６Ｂは実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。すなわち、図６Ｂに示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。したがって実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記のように表される。図６Ｂに示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
　図６Ｃ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６Ｃ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、図８Ａ及び図８Ｂを参照しつつ本発明において最も基本となっている特徴について説明する。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８Ａ及び図８Ｂ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８Ａは吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ圧縮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８Ａに示す例でも図６Ａ~図６Ｃ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８Ａからわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。すなわち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
　図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、すなわち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、すなわち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。したがって通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
　一方、機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分して理論熱効率を高めることについて検討すると、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。すなわち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
　これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。したがって膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示したように実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
　このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、したがって実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大幅に高めることができる。図８Ｂ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８Ｂ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８Ａ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８Ｂ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。このため、図８Ｂに示したサイクルを超高膨張比サイクルと称する。
　前述したように一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、したがって車両走行時における熱効率を向上させるためには、すなわち燃費を向上させるには機関低負荷運転時における熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８Ｂに示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、したがってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。したがって本発明では機関低負荷運転時には図８Ｂ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８Ａに示す通常のサイクルとするようにしている。
　次に図９を参照しつつ運転制御全般について説明する。
　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、本発明による実施形態では触媒コンバータ２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ、ＣＯおよびＮＯ_Ｘを同時に低減しうるように通常燃焼室５内における平均空燃比は空燃比センサ２１の出力信号に基づいて理論空燃比にフィードバック制御されている。
　さて、前述したように機関高負荷運転時には図８Ａに示される通常のサイクルが実行される。したがって図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、吸気弁７の閉弁時期は早められている。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、したがって機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開又はほぼ全開状態に保持されており、したがって燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。この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。すなわち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。したがってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき燃焼室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。
　機関負荷がさらに低くなると機械圧縮比はさらに増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷よりの中負荷Ｌ_１まで低下すると、機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ_１よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。したがって低負荷側の機関中負荷運転時及び機関低負荷運転時に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低負荷側の機関中負荷運転時及び機関低負荷運転時に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に示される実施形態では、機関負荷がＬ_１よりも低くなっても吸気弁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Ｌ_２まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ_２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に示される実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ_２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。
　なお、このようなポンピング損失が発生しないように吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ_２よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７を全開又はほぼ全開に保持した状態で機関負荷が低くなるほど空燃比を大きくすることもできる。このときには燃料噴射弁１３を燃焼室５内に配置して成層燃焼させることが好ましい。
　また、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ_１よりも負荷の低い運転領域では、必ずしも上述したように吸気弁７の閉弁時期及びスロットル弁１７の開度を制御しなくてもよく、斯かる運転領域では、吸気弁１７の閉弁時期及びスロットル弁１７の開度のいずれか一方を制御することにより吸入空気量を制御すればよい。
　一方、図９に示されるように機関負荷がＬ_１よりも高いとき、すなわち高負荷側の機関中負荷運転時および機関高負荷運転時に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Ｌ_１よりも低いとき、すなわ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Ｌ_１とＬ_２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Ｌ_２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。
　なお、機関回転数が高くなると燃焼室５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にくくなり、したがって本発明による実施形態では機関回転数が高くなるほど実圧縮比が高くされる。
　一方、前述したように図８Ｂに示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。したがって本発明では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
　また、図９に示される例では機械圧縮比は機関負荷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機関負荷に応じて段階的に変化させることもできる。
　ところで、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点以降で制御している場合、吸気弁の閉弁時期を遅角させると、一旦燃焼室５内に吸入された吸気ガスの一部が燃焼室５内から機関吸気通路へ吹き返される。すなわち、図１０Ａに示したように、吸気行程中に、すなわちピストン４が下降しているときに吸気弁７が開弁されている場合には、ピストン４の下降に伴って燃焼室５内に吸気ガスが吸入される。ＥＧＲ弁２４が開弁されていて、ＥＧＲ通路２３を介して吸気枝管１１にＥＧＲガスが供給されている場合には、吸気ガス中には空気に加えてＥＧＲガスが含まれている。
　一方、図１０Ｂに示したように、圧縮行程中に、すなわちピストン４が上昇しているときに吸気弁７が開弁されている場合には、ピストン４の上昇に伴って燃焼室５内に吸入されていた吸気ガスの一部が燃焼室５内から機関吸気通路へ吹き返される。ＥＧＲ通路２３を介して吸気枝管１１にＥＧＲガスが供給されている場合には、燃焼室５内から機関吸気通路へ吹き返される吸気ガス中にＥＧＲガスが含まれていると共に、サージタンク１２へ向かって逆流する吸気ガス中にＥＧＲ通路２３から新たにＥＧＲガスが供給される。したがって、この場合、機関吸気通路内を逆流する吸気ガス中にもＥＧＲガスが含まれていることになる。
　また、機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返し量は、ピストン４の上昇中に吸気弁７が開弁されている期間が長くなるほど、すなわち吸気弁７の閉弁時期が遅くなるほど多くなる。さらに、機関吸気通路内への混合気の吹き返し強さは、吸気弁７の閉弁時におけるピストン４の上昇速度が速いと、すなわち吸気弁７の閉弁時期が比較的遅くなると強くなる。
　特に、上述したように機関低負荷運転時において超高膨張比サイクルを実行している場合には、吸気弁７の閉弁時期は、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し得ない限界閉弁時期まで遅角される。このため、ピストン４の上昇中に吸気弁７が開弁されている期間は極めて長く、よって燃焼室５内から機関吸気通路内への混合気の吹き返しは極めて多く且つ強くなる。
　このように燃焼室５内から機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返しが多く且つ強い場合に、ＥＧＲ弁２４の開度が大きいと（或いは、吸気ガス中に供給されるＥＧＲガス量が多いと）、気筒間及びサイクル間で空燃比にバラツキが生じてしまうと共に、吸気枝管１１及び吸気ポート８内を通過する吸気ガスの流れに対する吸気抵抗に気筒間でバラツキが生じてしまう。以下では、図１１を参照してこの理由について説明する。
　燃焼室５内から機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返しが多く且つ強いと、吸気ガスの一部はサージタンク１２（すなわち、吸気枝管１１の集合部）まで吹き返される。この場合、サージタンク１２まで吹き返された吸気ガスの一部は、元の気筒内ではなく、例えば元の気筒に隣接する気筒や吸気ガスがサージタンク１２内にまで吹き返された時に吸気行程中となっている気筒内に吸入される。図１１に示された例を参照すると、或る気筒５ａに連通する吸気枝管１１ａを介してサージタンク１２まで戻された吸気ガスの一部は、吸気枝管１１ａではなく、この吸気枝管１１ａとは異なる吸気枝管１１ｂに流入し、結果として元の気筒５ａとは異なる気筒５ｂ（吸気枝管１１ｂに連通する気筒）に吸入されることになる。
　ここで、ＥＧＲ弁２４の開度が大きい場合には、サージタンク１２まで吹き返された吸気ガス中には多量のＥＧＲガスが含まれている。このため、吸気枝管１１ａを介してサージタンク１２まで吹き返された吸気ガスの一部が元の気筒５ａとは異なる気筒５ｂに吸入されると、この気筒５ｂに吸入される吸気ガス中のＥＧＲガス量が増大すると共に、元の気筒５ａに吸入される吸気ガス中のＥＧＲガス量が減少する。
　このようなサージタンク１２まで吹き返された吸気ガスの気筒間での移動が全ての気筒間で均一に行われれば、或る気筒から他の気筒へ移動する吸気ガスの量と、他の気筒から或る気筒へ移動する吸気ガスの量とが一致するため、結果的に全ての気筒において最終的に吸入されるＥＧＲガス量は均一となる。ところが、実際には、サージタンク１２の形状、サージタンク１２内での吸気ガスの流れ及び吸気行程が行われる順序等によって、他の気筒からサージタンク１２まで吹き返された吸気ガスを多く吸入する気筒と、少なく吸入する気筒とが存在する。他の気筒からサージタンク１２まで吹き返された吸気ガスを多く吸入する気筒では、吸気ガス中のＥＧＲガス量が多くなり、よって空気が少なくなる。一方、他の気筒からサージタンク１２まで吹き返された吸気ガスを少なく吸入する気筒では、吸気ガス中のＥＧＲガス量が少なくなり、よって空気が多くなる。このように、気筒間で燃焼室５内に吸入される空気量にバラツキが生じると、その結果、気筒間で空燃比にバラツキが生じてしまう。
　また、他の気筒からサージタンク１２まで吹き返された吸気ガスを多く吸入する気筒では、他の気筒に比べて吸気枝管１１及び吸気ポート８内を通過するＥＧＲガスの量が多く、その結果、吸気枝管１１及び吸気ポート８の壁面上にデポジットが付着し易くなる。逆に、他の気筒からサージタンク１２まで吹き返された吸気ガスを少なく吸入する気筒では、他の気筒に比べて吸気枝管１１及び吸気ポート８内を通過するＥＧＲガスの量が少なく、その結果、吸気枝管１１及び吸気ポート８の壁面上にデポジットが付着しにくくなる。このため、吸気枝管１１及び吸気ポート８の壁面上に付着するデポジットの量に気筒間でバラツキが生じ、その結果、吸気枝管１１及び吸気ポート８内を通過する吸気ガスの流れに対する吸気抵抗に気筒間でバラツキが生じてしまう。
　このように機関空燃比に気筒間及びサイクル間のバラツキが生じていたり、気筒間で吸気抵抗にバラツキが生じていたりすると、混合気の燃焼悪化や、燃費の悪化を招く。
　そこで、本発明の第一実施形態では、ＥＧＲガスの導入中における機関空燃比の気筒間及びサイクル間のバラツキを抑制すべく、吸気弁の閉弁時期が遅角側にあるときには進角側にあるときに比べてＥＧＲガス量を減少させることとしている。
　図１２は、吸気弁７の閉弁時期とＥＧＲ弁２４の開度との関係を示す図である。図１２に示したように、機関回転数及び機関負荷が同一である条件下では、ＥＧＲ弁２４の開度は吸気弁７の閉弁時期が遅角側にあるときには進角側にあるときに比べて小さくされる。特に、図１２に示したように、特定の閉弁時期ＶＣＸよりも遅角側の領域では、吸気弁７の閉弁時期が遅角されるにつれてＥＧＲ弁２４の開度が小さくされる。機関回転数及び機関負荷が同一である条件下では、ＥＧＲ弁２４の開度が小さくなるほどＥＧＲガス量が減少することから、本実施形態では、吸気弁７の閉弁時期が遅角されるにつれてＥＧＲガス量が減少することになる。
　吸気ガスがサージタンク１２まで吹き返されている状況下で、ＥＧＲガス量を減少させると、サージタンク１２まで吹き返される吸気ガス中に含まれるＥＧＲガス量が減少する。本実施形態では、吸気弁７の閉弁時期が遅角されるにつれて、すなわちサージタンク１２まで吹き返される吸気ガスの量が多くなるにつれて、ＥＧＲガス量が減少せしめられ、その結果、サージタンク１２まで吹き返される吸気ガス中に含まれるＥＧＲガス量が減少せしめられる。このようにサージタンク１２まで吹き返される吸気ガス中に含まれるＥＧＲガス量が減少すると、サージタンク１２まで吹き返された吸気ガスが気筒間で移動しても、気筒間で移動するＥＧＲガスの量が極めて少なくなり、よって気筒間で燃焼室５内に吸入される空気量に生じるバラツキが抑制せしめられ、また気筒間で吸気ポート８及び吸気枝管１１の壁面上に付着せしめられるデポジットの量に生じるバラツキが抑制せしめられる。
　なお、上記特定の閉弁時期ＶＣＸは、吸気弁７の閉弁時期がこの特定の閉弁時期ＶＣＸよりも進角側の領域にあるときには、燃焼室５内から吸気ガスが吹き返されてもサージタンク１２までは吸気ガスが吹き返されないような時期とされる。また、ＥＧＲ弁２４の開度は、サージタンク１２内にまで吹き返されるＥＧＲガス量が一定量以下に維持されるように、吸気弁７の閉弁時期が遅角されるにつれて小さくされる。
　次に、図１３Ａ及び図１３Ｂを参照して、ＥＧＲ弁２４の目標開度の具体的な算出方法について説明する。図１３Ａ及び図１３Ｂは、ＥＧＲ弁２４の目標開度を算出するために用いられる各種マップを示す図であり、図１３Ａは機関回転数及び機関負荷とＥＧＲ弁２４の開度との関係を、図１３Ｂは吸気弁７の閉弁時期と閉弁時期補正係数との関係をそれぞれ示している。また、図１３Ａ中のラインａ~ｄは、ＥＧＲ弁２４の目標開度が同一である機関回転数と機関負荷との関係を表しており、ラインａ、ｂ、ｃ、ｄの順にＥＧＲ弁２４の目標開度が大きくされる。
　ＥＧＲ弁２４の目標開度を算出するにあたっては、まず、機関負荷及び機関回転数に基づいてＥＧＲ弁２４の目標開度が算出される。ここで、ＥＧＲ弁２４の目標開度は、一般に、図１３Ａに示したように、機関負荷が高くなるほど且つ機関回転数が高くなるほど大きくされる。ただし、機関負荷がほぼ０であるとき及び機関負荷がほぼ最大（全負荷）のときには、ＥＧＲ弁の目標開度は０とされる。本実施形態でも、同様に、図１３Ａに示したようなマップを用いて、機関負荷及び機関回転数に基づいてＥＧＲ弁２４の目標開度が算出される。
　次いで、本実施形態では、図１３Ａに示したようなマップを用いて算出されたＥＧＲ弁２４の目標開度が、吸気弁７の閉弁時期に応じて補正される。ＥＧＲ弁２４の目標開度を補正するにあたっては、図１３Ｂに示したマップに基づいて、吸気弁７の閉弁時期に応じて閉弁時期補正係数が算出される。図１３Ｂからわかるように、閉弁時期補正係数は、吸気弁７の閉弁時期が進角側にあるときには１であり、吸気弁７の閉弁時期が遅角されるにつれて小さくなるような係数である。このようにして算出された閉弁時期補正係数を、図１３Ａに示したようなマップを用いて算出されたＥＧＲ弁２４の目標開度に乗算することによって、最終的なＥＧＲ弁２４の目標開度が算出されることになる。
　なお、上記実施形態では、図１３Ａに示した機関負荷及び機関回転数とＥＧＲ弁２４の開度との関係を示したマップと、吸気弁７の閉弁時期と閉弁時期補正係数との関係を示したマップとを用いて最終的なＥＧＲ弁２４の目標開度を算出している。しかしながら、例えば図１４に示したように、吸気弁７の閉弁時期毎に機関負荷及び機関回転数とＥＧＲ弁２４の目標開度との関係を示したマップを用いて最終的なＥＧＲ弁の目標開度を算出するようにしてもよい。なお、図１４において、実線は吸気弁７の閉弁時期が進角側にあるとき（例えば、９０°ＢＤＣ）、破線は吸気弁７の閉弁時期が中程度の時期にあるとき（例えば、６０°ＢＤＣ）、一点鎖線は吸気弁７の閉弁時期が遅角側にあるとき（例えば、３０°ＢＤＣ）におけるＥＧＲ弁２４の目標開度をそれぞれ示している。
　図１５は、本実施形態におけるＥＧＲ弁開度制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図１５に示したように、まずステップＳ１１では、ＥＧＲ制御の実行条件が成立しているか否かが判定される。ＥＧＲ制御の実行条件が成立しない場合とは、例えば、内燃機関の始動直後や、スロットル弁１７の開度の変化量が負であるとき（減速時）が挙げられる。ステップＳ１１において、ＥＧＲ制御の実行条件が成立していないと判定された場合には、ステップＳ１２へと進み、ＥＧＲが禁止される。
　一方、ステップＳ１１において、ＥＧＲ制御の実行条件が成立していると判定された場合には、ステップＳ１３へと進む。ステップＳ１３では、機関負荷ＫＬ及び機関回転数ＮＥに基づいて、図１３Ａに示したマップを用いて、暫定ＥＧＲ弁目標開度ｔｅｇｒが算出される。次いで、ステップＳ１４では、暫定ＥＧＲ弁目標開度ｔｅｇｒが全開であるか否かが判定される。暫定ＥＧＲ弁目標開度ｔｅｒｇが全開であると判定された場合にはステップＳ１５へと進み、最終ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲが暫定ＥＧＲ弁目標開度ｔｅｒｇと同じ開度、すなわち全開とされ、この最終ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲに基づいてＥＧＲ弁２４の開度が制御される。したがって、図１３Ａに示したマップにおいてＥＧＲ弁２４の目標開度が全開とされる領域では、吸気弁７の閉弁時期に応じてＥＧＲ弁２４の開度が補正されることはない。
　一方、ステップＳ１４において、暫定ＥＧＲ弁目標開度ｔｅｇｒが全開でないと判定された場合には、ステップＳ１６へと進む。ステップＳ１６では、吸気弁７の閉弁時期に基づいて、図１３Ｂに示したマップを用いて、閉弁時期補正係数ｋｉｖｃが算出される。次いで、ステップＳ１７では、ステップＳ１３で算出された暫定ＥＧＲ弁目標開度ｔｅｇｒにステップＳ１６で算出された閉弁時期補正係数ｋｉｖｃを乗算した値が最終ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲとされ、この最終ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲに基づいてＥＧＲ弁２４の開度が制御される。
　次に、本発明の第二実施形態について説明する。第二実施形態の火花点火式内燃機関の構成は基本的に第一実施形態の火花点火式内燃機関の構成と同様である。ただし、第一実施形態では、吸気弁７の閉弁時期のみに応じてＥＧＲ弁２４の開度が変更されていたのに対して、第二実施形態では、吸気弁７の閉弁時期に加えて機関回転数、機関負荷及び燃料性状に応じてＥＧＲ弁２４の開度が変更される。以下、図１６、図１７Ａ~図１７Ｃを参照して、機関回転数、機関負荷及び燃料性状に応じたＥＧＲ弁の開度の変更について説明する。
　図１６は、図１２と同様な図である。図中の実線Ａは、機関回転数が低く且つ機関負荷が低い場合、破線Ｂは機関回転数が高く且つ機関負荷が低い場合、一点鎖線Ｃは機関回転数が低く且つ機関回転数が高い場合、二点鎖線Ｄは燃料中のエタノールの濃度が高い場合における吸気弁の閉弁時期とＥＧＲ弁の開度との関係を示している。
　図１６からわかるように、本実施形態では、第一実施形態と同様に、特に特定の閉弁時期ＶＣＸよりも遅角側の領域では、吸気弁７の閉弁時期が遅角されるほどＥＧＲ弁２４の開度を小さくするようにしている。さらに、本実施形態では、機関回転数が高い場合（図中の破線Ｂ）には、機関回転数が低い場合（図中の実線Ａ）に比べて、ＥＧＲ弁２４の開度を減少させる程度（ＥＧＲ弁２４の開度の減少量）が小さくされる。
　すなわち、図１６に示したように、特定の閉弁時期ＶＣＸよりも遅角側の領域では、吸気弁７の閉弁時期が遅角されるほどＥＧＲ弁２４の開度の減少量Ｍが大きくなっているが、本実施形態ではこのＥＧＲ弁２４の開度の減少量Ｍを機関回転数が高くなるほど小さくするようにしている。具体的には、吸気弁７の閉弁時期に基づいて算出されたＥＧＲ弁２４の開度の減少量Ｍに、図１７Ａに示したような回転数補正係数を乗算することにより、最終的なＥＧＲ弁２４の開度の減少量Ｎが算出され、したがって最終的なＥＧＲ弁の目標開度が算出される。
　ここで、吸気ポート８、吸気弁７、ピストン４等の形状は、吸気ガスが機関吸気通路から燃焼室５内に流入し易いような形状となっている。逆に言うと、これらの形状は吸気ガスが燃焼室５から機関吸気通路内へ流出し易いような形状とはなっていない。このため、吸気ガスが燃焼室５から機関吸気通路内へ流出するときの流路抵抗は、吸気ガスが機関吸気通路から燃焼室５内へ流入するときの流路抵抗よりも大きい。この吸気ガス流入時の流路抵抗と吸気ガス流出時の流路抵抗との差は、吸気ガスの流速が高いときほど、すなわち機関回転数が高いときほど大きい。したがって、機関回転数が高いほど燃焼室５内の吸気ガスは機関吸気通路内へ流出しにくく、一旦燃焼室５内に吸入された吸気ガスが燃焼室５内から機関吸気通路へ吹き返されにくくなる。換言すると、機関回転数が高いほど、吸気弁７の閉弁時期を遅角させたことによる吸気ガスの吹き返しへの影響が小さくなる。
　本実施形態では、機関回転数が高くなるにつれて、ＥＧＲ弁２４の開度の減少量を小さく、すなわちＥＧＲ弁２４の開度を大きくしている。上述したように機関回転数が高いほど吸気ガスの吹き返しが生じにくいことから、ＥＧＲ弁２４の開度を大きくして機関吸気通路内へ供給されるＥＧＲガス量が増大しても、気筒間でのＥＧＲガス量のバラツキが抑制される。また、ＥＧＲ弁２４の開度が大きくされることから、燃焼室５内に供給するＥＧＲガスの量を増大させることができる。
　また、本実施形態では、機関負荷が高い場合（図中の一点鎖線Ｃ）には、機関負荷が低い場合（図中の実線Ａ）に比べて、ＥＧＲ弁２４の開度を減少させる程度が小さくされる。すなわち、本実施形態ではＥＧＲ弁２４の開度の減少量Ｍを機関負荷が高くなるほど小さくするようにしている。具体的には、吸気弁７の閉弁時期に基づいて算出されたＥＧＲ弁２４の開度の減少量Ｍに、図１７Ｂに示したような負荷補正係数を乗算することにより、最終的なＥＧＲ弁２４の開度の減少量が算出され、したがって最終的なＥＧＲ弁の目標開度が算出される。
　ここで、一般に、機関負荷が低いほど、燃焼温度は低下する。また、機関負荷が低いほど、燃焼室５内の残留ガス比率が高くなる。すなわち、機械圧縮比が一定である限り排気上死点における燃焼室容積は機関負荷に応じては変化せず、よって燃焼室５内の未燃の残留ガスの量は機関負荷に関わらずにほぼ一定となる。一方、機関負荷が低くなると、燃焼室５内に供給される吸入ガス量は少なくなる。このため、吸気弁７閉弁時における燃焼室５内の吸気ガス中に占める残留ガスの比率は、機関負荷が低くなるほど高くなる。このように、機関負荷が低いほど燃焼温度が低下すると共に残留ガス比率が高くなることにより、機関負荷が低いほど燃焼室５内の混合気が燃焼しにくくなると共に、失火し易くなる。したがって、機関負荷が低いほど、吸気ガスの吹き返しによって生じる機関空燃比の気筒間及びサイクル間のバラツキの影響を受けやすくなる。
　本実施形態では、機関負荷が高くなるにつれて、ＥＧＲ弁２４の開度の減少量を小さく、すなわちＥＧＲ弁２４の開度を大きくしている。上述したように機関負荷が高いほど燃焼温度が上昇し、燃焼室５内の残留ガス比率が低くなることから、ＥＧＲ弁２４の開度を大きくして機関吸気通路内へ供給されるＥＧＲガス量が増大しても、安定して混合気を燃焼させることができる。
　さらに、本実施形態では、燃焼室５に供給される燃料中のエタノールの濃度が高い場合（図中の二点鎖線Ｄ）には、エタノールの濃度が低い場合（図中の実線Ａ）に比べて、ＥＧＲ弁２４の開度を減少させる程度が小さくされる。すなわち、本実施形態では、ＥＧＲ弁２４の開度の減少量Ｍを燃料中のエタノールの濃度が高くなるほど小さくするようにしている。具体的には、吸気弁７の閉弁時期に基づいて算出されたＥＧＲ弁２４の開度の減少量Ｍに、図１７Ｃに示したような性状補正係数を乗算することにより、最終的なＥＧＲ弁２４の開度の減少量が算出され、したがって最終的なＥＧＲ弁の目標開度が算出される。
　ここで、燃料としてエタノールを用いた場合、内燃機関が暖機された後では、ガソリンよりも燃焼し易い。したがって、燃料中のエタノール濃度が高いほど、燃焼室５内に供給された混合気は燃焼し易くなる。したがって、燃料中のエタノール濃度が高いほど、吸気ガスの吹き返しよって生じる機関空燃比の気筒間及びサイクル間のバラツキの影響を受けにくくなる。
　本実施形態では、燃料中のエタノール濃度が高くなるにつれて、ＥＧＲ弁２４の開度の減少量を小さく、すなわちＥＧＲ弁の開度を大きくしている。上述したように燃料中のエタノール濃度が高いほど混合気が燃焼し易くなることから、ＥＧＲ弁２４の開度を大きくして機関吸気通路内へ供給されるＥＧＲガス量が増大しても、安定して混合気を燃焼させることができる。
　図１８は、第二実施形態におけるＥＧＲ弁開度制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図１８のステップＳ２１~Ｓ２５は、図１５のステップＳ１１~Ｓ１５と同様であるため、説明を省略する。
　ステップＳ２４において、暫定ＥＧＲ弁目標開度ｔｅｇｒが全開でないと判定された場合には、ステップＳ２６へと進む。ステップＳ２６では、吸気弁２４の閉弁時期に基づいて、図１３Ｂに示したマップを用いて、閉弁時期補正係ｋｉｖｃが算出される。また、機関回転数に基づいて、図１７Ａに示したマップを用いて、回転数補正係数ｋｎｅが算出される。また、機関負荷に基づいて、図１７Ｂに示したマップを用いて、負荷補正係数ｋｋｌが算出される。さらに、燃料中のエタノール濃度に基づいて、図１７Ｃに示したマップを用いて、性状補正係数ｋｆｌが算出される。
　次いで、ステップＳ２７では、ステップＳ２３で算出された暫定ＥＧＲ弁目標開度ｔｅｇｒにステップＳ２６で算出された開弁時補正係数ｋｉｖｅ、回転数補正係数ｋｎｅ、負荷補正係数ｋｋｌ、性状補正係数ｋｆｌを乗算した値が最終ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲとされ、この最終ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲに基づいてＥＧＲ弁２４の開度が制御される。
　次に、本発明の第三実施形態について説明する。第三実施形態の火花点火式内燃機関の構成は基本的に第二実施形態の火花点火式内燃機関の構成と同様である。ただし、第二実施形態では、機関冷却水の温度と無関係にＥＧＲ弁２４の開度が変更されていたのに対して、第三実施形態では、機関冷却水の温度を考慮してＥＧＲ弁２４の開度が変更される。以下、図１９Ａ及び図１９Ｂを参照して機関冷却水の温度を考慮したＥＧＲ弁の開度の変更について説明する。
　ところで、機関冷却水の温度が低いほど、すなわち内燃機関の温度が低いほど燃焼室５内での混合気の燃焼が悪化する。一方、ＥＧＲ率（吸気ガス中のＥＧＲガスの濃度）が低いほど、燃焼室５内での混合気の燃焼が安定する。このため、一般に、燃焼室５内での混合気の良好な燃焼を維持すべく、機関冷却水の温度が低いほどＥＧＲ弁２４の開度が小さくされる。
　また、上述したように、ＥＧＲガスが含まれた吸気ガスの吹き返しにより気筒間で機関空燃比にバラツキが生じ、混合気の燃焼悪化等を招く。そこで、上記第一実施形態及び第二実施形態では、吸気弁７の閉弁時期等に応じてＥＧＲ弁２４の開度を設定することで混合気の燃焼悪化等を抑制している。
　ここで、ＥＧＲガスが含まれた吸気ガスの吹き返しに伴う混合気の燃焼悪化は、機関冷却水の温度の影響を受けにくい。逆に、機関冷却水の温度の低下に伴う混合気の燃焼悪化は、吹き返される吸気ガスの量の影響を受けにくい。
　そこで、本実施形態では、上記第一実施形態又は第二実施形態と同様に吸気弁７の閉弁時期、機関回転数、機関負荷及び燃料性状に基づいてＥＧＲ弁２４の目標開度を算出すると共に、これとは別に機関冷却水の温度に基づいてＥＧＲ弁２４の目標開度を算出し、ＥＧＲ弁２４の開度をこれら算出されたＥＧＲ弁２４の目標開度のうち小さい方の目標開度に制御することとしている。
　次に、図１９Ａを参照して、機関冷却水の温度に基づいたＥＧＲ弁２４の目標開度の具体的な算出方法について説明する。図１９Ａは、機関冷却水の温度と水温補正係数との関係を示している。
　機関冷却水の温度に基づいたＥＧＲ弁２４の目標開度を算出するにあたっては、まず、図１３Ａに示したようなマップを用いて、機関負荷及び機関回転数に基づいてＥＧＲ弁２４の目標開度が算出される。次いで、本実施形態では、このようにして算出されたＥＧＲ弁２４の目標開度が、機関冷却水の温度に応じて補正される。ＥＧＲ弁２４の開度を補正するにあたっては、図１９Ａに示したマップに基づいて、機関冷却水の温度に応じて水温補正係数が算出される。図１９Ａからわかるように、水温補正係数は、機関冷却水の温度が高いときには１であり、機関冷却水の温度が低くなるにつれて小さくなるような係数である。このようにして算出された水温補正係数を、図１３Ａに示したようなマップを用いて算出されたＥＧＲ弁２４の目標開度に乗算することによって、機関冷却水の温度に基づいたＥＧＲ弁２４の目標開度が算出されることになる。
　なお、上記実施形態では、図１３Ａに示したマップと、図１９Ａに示したマップとを用いて、機関冷却水の温度に基づいたＥＧＲ弁２４の目標開度を算出している。しかしながら、例えば、図１９Ｂに示したように、機関冷却水の温度毎に機関負荷及び機関回転数とＥＧＲ弁２４の開度との関係を示したマップを用いて機関冷却水の温度に基づいたＥＧＲ弁２４の目標開度を算出するようにしてもよい。なお、図１９Ｂにおいて、実線は機関冷却水の温度が高いとき（例えば、８０℃以上）、破線は機関冷却水の温度が中程度のとき（例えば、５０℃）、一点鎖線は機関冷却水の温度が低いとき（例えば、３０℃）におけるＥＧＲ弁２４の目標開度をそれぞれ示している。
　本実施形態では、このようにして算出された機関冷却水の温度に基づいたＥＧＲ弁２４の目標開度と、上記第一実施形態又は第二実施形態に示したように算出されたＥＧＲ弁２４の目標開度とが比較され、これらＥＧＲ弁２４の目標開度のうち小さい方にＥＧＲ弁２４の開度を制御するようにしている。
　この結果、できる限りＥＧＲ率を高く維持しつつ、吸気ガスの吹き返しという観点からも、機関冷却水の温度という観点からも、混合気の燃焼悪化を抑制することができる。
　図２０は、第三実施形態におけるＥＧＲ弁開度制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図２０のステップＳ３１~Ｓ３６は、図１８のステップＳ２１~Ｓ２６と同様であるため、説明を省略する。
　ステップＳ３７では、ステップＳ３３で算出された暫定ＥＧＲ弁目標開度ｔｅｇｒにステップＳ３６で算出された開弁時補正係数ｋｉｖｅ、回転数補正係数ｋｎｅ、負荷補正係数ｋｋｌ、性状補正係数ｋｆｌを乗算した値が第一ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲ１とされる。
　次いで、ステップＳ３８では、機関冷却水の温度に基づいて、図１９Ａに示したマップを用いて、水温補正係数ｋｗｔが算出される。次いで、ステップＳ３９では、ステップＳ３３で算出された暫定ＥＧＲ弁開度ｔｅｇｒにステップＳ３８で算出された水温補正係数ｋｗｔを乗算した値が第二ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲ２とされる。
　ステップＳ４０では、ステップＳ３７で算出された第一ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲ１が第二ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲ２以下であるか否かが判定され、ＴＥＧＲ１がＴＥＧＲ２以下であると判定された場合にはステップＳ４１へと進み、第一ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲ１が最終ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲとされる。一方、ＴＥＧＲ２がＴＥＧＲ１よりも大きいと判定された場合にはステップＳ４２へと進み、第二ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲ２が最終ＥＧＲ弁目標開度とされる。すなわち、ステップＳ４０~Ｓ４２では、最終ＥＧＲ弁目標開度が、第一ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲ１と第二ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲ２のうち小さい方の値とされる。その後、この最終ＥＧＲ弁目標開度ＴＥＧＲとなるようにＥＧＲ弁２４の開度が制御される。
　なお、上記第三実施形態では、機関冷却水の温度に基づいたＥＧＲ弁２４の目標開度と、上記第一実施形態又は第二実施形態に示したように算出されたＥＧＲ弁２４の目標開度とを別々に算出している。しかしながら、例えば、吸気弁７の閉弁時期等に基づいて算出されたＥＧＲ弁２４の目標開度を、機関冷却水の温度に基づいて補正するようにしてもよい。
　次に、本発明の第四実施形態について説明する。第四実施形態の火花点火式内燃機関の構成は基本的に第一実施形態~第三実施形態の火花点火式内燃機関の構成と同様である。しかしながら、第一実施形態~第三実施形態では、吸気弁７の閉弁時期に応じてＥＧＲ弁２４の開度を制御しているのに対して、第四実施形態では、ＥＧＲ弁２４の開度（或いはＥＧＲ率）に応じて吸気弁７の閉弁時期を制御している。
　ところで、ＥＧＲ弁２４の開度は、燃焼室５から排出される排気ガス中のＨＣ、ＣＯ及びＮＯ_Ｘ低減の観点及び燃費改善の観点から、図１３Ａに示したように機関回転数及び機関負荷に応じて最適な値が定まる。すなわち、供給すべきＥＧＲガス量は、機関回転数及び機関負荷に応じて最適な値が定まる。しかしながら、上述したように、吸気ガスの吹き返しが多い状態でＥＧＲガスを多量に供給すると、燃焼状態の悪化を招く。そこで、上記第一実施形態から第三実施形態では、吸気弁の閉弁時期が遅角側にあるときにはＥＧＲ弁２４の開度を小さくするように、すなわち供給するＥＧＲガス量を減らすようにすることで、燃焼状態の悪化を抑制している。
　一方、上述したような燃焼状態の悪化は、供給するＥＧＲガス量を減らさずに、吸気ガスの吹き返し量を減らすことによっても抑制することができる。そこで、本実施形態では、供給すべきＥＧＲガス量が多いときには、吸気ガスの吹き返しに伴う燃焼の悪化を抑制するために、吸気弁閉弁の遅角ガード時期を進角側の時期に変更するようにしている。
　図２１は、本実施形態における吸気ガス中に供給されるＥＧＲガス量と、吸気弁閉弁の遅角ガード時期との関係を示す図である。ここで、遅角ガード時期とは、吸気弁７の閉弁時期の遅角側限界値であり、よって吸気弁７の閉弁時期を変更可能な範囲は遅角ガード時期よりも進角側に制限される。ＥＧＲガス量の少ない領域においては、遅角ガード時期は限界閉弁時期とされる。
　図２１からわかるように、本実施形態では、ＥＧＲガス量が多いほど吸気弁閉弁の遅角ガード時期を進角側に設定するようにしている。より詳細には、吸気弁閉弁の遅角ガード時期は、サージタンク１２内にまで吹き返されるＥＧＲガス量が一定量以下に維持されるように、ＥＧＲガス量が増大するにつれて進角される。
　吸気弁閉弁の遅角ガード時期をこのように設定することにより、吸気弁の閉弁時期がガードされない場合には吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期とされる機関低負荷運転領域では、ＥＧＲガス量が多いときには少ないときに比べて吸気弁７の閉弁時期が進角されることになる。
　図２２は、機関負荷が比較的低い領域における機関負荷に応じた吸気弁７の閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比の各変化を示している。図２２中の実線ＡはＥＧＲガス量が多い場合、破線ＢはＥＧＲガス量が少ない場合、一点鎖線ＣはＥＧＲガス量が零である場合における各変化を示している。
　図２２に示したように、ＥＧＲガス量が多い場合には、吸気弁閉弁の遅角ガード時期が進角側に設定される。このため、吸気弁７の閉弁時期は、この遅角ガード時期よりも遅角側の時期にはされず、この結果、図１３に実線Ａで示したように、ＥＧＲガス量が零の場合（図１３中の一点鎖線Ｃ）よりも進角側の時期に設定される。
　このように、吸気弁７の閉弁時期が機関低負荷運転領域においてＥＧＲガス量が零である場合よりも進角側の時期に設定されると、その進角量に応じて機械圧縮比が小さくされる。この結果、実圧縮比は、ＥＧＲガス量が零である場合とほぼ同一とされる。逆に言うと、機械圧縮比は、ＥＧＲガス量が多い場合であってもＥＧＲガス量が零である場合と同一となるように、吸気弁７の閉弁時期の進角量に応じて小さくされる。
　また、ＥＧＲガス量が少なくなると、図２１に示したように、吸気弁閉弁の遅角ガード時期は遅角側に変更される。このため、ＥＧＲガス量が少ない場合には、吸気弁７の閉弁時期は、図２２に破線Ｂで示したように、ＥＧＲガス量が多い場合（図中の実線Ａ）よりも遅角側の時期とされる。
　なお、本実施形態では、スロットル弁１７の開度は、ＥＧＲガス量が零の場合と同様に制御される。
　このように、本実施形態では、ＥＧＲガス量が多いときには、吸気弁７の閉弁時期が進角され、このため、吸気ガスの吹き返し量が減少せしめられる。したがって、吸気ガスの吹き返しに伴う燃焼の悪化を抑制することができる。
　なお、上述したように、機関負荷が高いほど、残留ガス比率が低減されるため、燃焼が悪化しにくくなる。また、機関回転数が高いほど、吸気ガスの吹き返しに対する流路抵抗が大きくなり、吸気ガスが吹き返しにくくなる。さらに、燃料中のエタノール濃度が高くなるほど混合気が燃焼し易くなる。このため、本実施形態では、機関負荷が高いほど、機関回転数が高いほど、且つ燃料中のエタノール濃度が高いほど、吸気弁閉弁のガード時期の進角量を減少するようにしてもよい。
　吸気弁閉弁の遅角ガード時期をこのように設定することにより、吸気弁７の閉弁時期がガードされない場合には吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期とされる機関低負荷運転領域では、機関回転数が低いときには高いときに比べて吸気弁７の閉弁時期が進角されることになる。同様に、機関低負荷運転領域では、機関負荷が低いときには高いときに比べて吸気弁７の閉弁時期が進角されることになる。さらに、機関低負荷運転領域では、燃料中のエタノール濃度が低いときには高いときに比べて吸気弁７の閉弁時期が進角されることになる。
　図２３は、本実施形態における運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図２３に示したように、まず、ステップ５１では、機関負荷ＫＬ及び機関回転数ＮＥに基づいて、図９に示したようなマップを用いて目標機械圧縮比ｔεｍ及び吸気弁７の目標閉弁時期ｔｉｖｃが算出される。次いで、ステップＳ５２では、ＥＧＲ制御の実行条件が成立しているか否かが判定される。ＥＧＲ制御の実行条件が成立していないと判定された場合には、ステップＳ５３へと進み、ＥＧＲが禁止される。次いで、ステップＳ５９では、可変圧縮比機構Ａは機械圧縮比がステップＳ５１で算出された機械圧縮比εｍとなるように制御され、可変バルブタイミング機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期がステップＳ５１で算出された目標吸気弁閉弁時期ｔｉｖｃとなるように制御される。
　一方、ステップＳ５２において、ＥＧＲ制御の実行条件が成立していると判定された場合には、ステップＳ５４へと進む。ステップＳ５４では、機関負荷ＫＬ及び機関回転数ＮＥに基づいて、図１３Ａに示したようなマップを用いて、ＥＧＲ弁開度ｔｅｇｒが算出される。次いで、ステップＳ５５では、ステップＳ５４で算出されたＥＧＲ弁開度ｔｅｇｒに基づいて、図２１に示したようなマップを用いて吸気弁閉弁の遅角ガード時期ｇｉｖｃが算出される。ステップＳ５６では、ステップＳ５１で算出された吸気弁７の目標閉弁時期ｔｉｖｃがステップＳ５５で算出された吸気弁閉弁の遅角ガード時期ｇｉｖｃよりも遅角側であるか否かが判定される。
　ステップＳ５６において、吸気弁７の目標閉弁時期ｔｉｖｃが吸気弁閉弁の遅角ガード時期ｇｉｖｃと同時期又は進角側であると判定された場合には、ステップＳ５７、Ｓ５８がスキップされる。一方、ステップＳ５６において吸気弁７の目標閉弁時期ｔｉｖｃが吸気弁閉弁の遅角ガード時期ｇｉｖｃよりも遅角側であると判定された場合にはステップＳ５７へと進む。ステップＳ５７では、目標閉弁時期ｔｉｖｃが吸気弁閉弁の遅角ガード時期ｇｉｖｃとされ、ステップＳ５８へと進む。ステップＳ５８では、ステップＳ５７で算出された目標閉弁時期ｔｉｖｃに基づいて、実圧縮比が変化しないように目標機械圧縮比ｔεｍが補正される。次いで、ステップＳ５９では、ステップＳ５１又はステップＳ５７で算出された吸気弁７の目標閉弁時期となるように、且つステップＳ５１又はステップＳ５８で算出された目標機械圧縮比となるように、可変バルブタイミング機構Ｂ及び可変圧縮比機構Ａが制御される。
　なお、吸気弁７の閉弁時期を算出するにあたって、上記実施形態のようにＥＧＲ弁２４の開度等に基づいて吸気弁７の目標閉弁時期を算出すると共に、これとは別に機関冷却水の温度に基づいて吸気弁７の目標閉弁時期を算出し、これら目標閉弁時期のうち進角側の目標閉弁時期となるように吸気弁７の閉弁時期を制御するようにしてもよい。
　或いは、機関冷却水の温度が高いほど、吸気弁閉弁のガード時期の進角量を減少するようにしてもよい。吸気弁閉弁の遅角ガード時期をこのように設定することにより、吸気弁７の閉弁時期がガードされない場合には吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期とされる機関低負荷運転領域では、機関冷却水の温度が低いときには高いときに比べて吸気弁７の閉弁時期が進角されることになる。
　次に、本発明の第五実施形態について説明する。第五実施形態の火花点火式内燃機関の構成は、基本的に第四実施形態の火花点火式内燃機関の構成と同様である。しかしながら、第四実施形態では、スロットル弁１７の開度と無関係にＥＧＲ弁２４の開度を制御していたのに対して、本実施形態では、スロットル弁１７の開度に応じてＥＧＲ弁２４の開度を制御することとしている。
　ところで、図９に示した実施形態では、機関負荷がＬ_１よりも低い低負荷側の機関中負荷運転時及び機関低負荷運転時には実圧縮比が機関高負荷運転時の実圧縮比に比べて低下せしめられている。このように実圧縮比が低下すると圧縮端における燃焼室５内の温度が低下し、燃料の着火及び燃焼が悪化する。ところがこの場合、スロットル弁１７の開度を小さくするとスロットル弁１７による吸入空気量の絞り作用によって燃焼室５内に乱れが発生し、斯くして燃料の着火及び燃焼を向上させることができる。
　しかしながら、この場合、スロットル弁１７の開度を小さくすると、ポンピング損失の増大を招くと共に、燃焼室５内に供給される空気量の減少を招く。そこで、本実施形態では、スロットル弁１７の開度を小さくしたときには、ＥＧＲ弁２４の開度を大きくし、ＥＧＲガス量を増大させると共に、吸気弁７の閉弁時期を進角側に補正することとしている。
　すなわち、ＥＧＲ弁２４の開度を大きくすることにより、スロットル弁１７の下流側の機関吸気通路内の圧力が負圧になるのを抑制することができる。したがって、スロットル弁１７の開度を小さくするのに伴ってＥＧＲ弁２４の開度を大きくすることにより、ポンピング損失の増大を補償することができる。
　したがって、上記実施形態では、スロットル弁１７の開度とは無関係に機関負荷及び機関回転数に基づいてＥＧＲ弁２４の開度を設定しているのに対して、本実施形態では、機関負荷及び機関回転数に加えてスロットル弁１７の開度に基づいてＥＧＲ弁２４の開度を設定することとしている。そして、本実施形態では、このようにして設定されたＥＧＲ弁２４の開度に基づいて、図２１に示したように吸気弁閉弁の遅角ガード時期を設定するようにしている。
　なお、本発明について特定の実施形態に基づいて詳述しているが、当業者であれば本発明の請求の範囲及び思想から逸脱することなく、様々な変更、修正等が可能である。

Claims (18)

1. 吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、排気ガスの一部をＥＧＲガスとして再び燃焼室内に流入させるＥＧＲ機構とを具備し、
   　吸気弁の閉弁時期が遅角側にあるときには進角側にあるときに比べてＥＧＲガス量を減少させる、火花点火式内燃機関。
2. 吸気弁の閉弁時期が遅角側にあるほどＥＧＲガス量を減少させる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
3. 機関負荷が高いときには低いときに比べてＥＧＲガス量を減少させる程度を小さくする、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
4. 機関回転数が高いときには低いときに比べてＥＧＲガス量を減少させる程度を小さくする、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
5. 機関冷却水の温度が高いときには低いときに比べてＥＧＲガス量を減少させる程度を小さくする、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
6. 燃料中のエタノール濃度が高いときには低いときに比べてＥＧＲガス量を減少させる程度を小さくする、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
7. 燃焼室内に供給すべきＥＧＲガス量は、吸気弁の閉弁時期に加えて、機関冷却水の温度に基づいて算出され、
   　上記ＥＧＲ機構は、吸気弁の閉弁時期に基づいて算出されたＥＧＲガス量と、機関冷却水の温度に基づいて算出されたＥＧＲガス量とのうち少ない方のＥＧＲガス量となるように制御される、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
8. 上記ＥＧＲ機構は、機関排気通路と機関吸気通路とに連通したＥＧＲ通路と、該ＥＧＲ通路に設けられたＥＧＲ弁とを具備し、ＥＧＲガス量を減少させるときには、ＥＧＲ弁の開度を小さくする、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
9. 上記ＥＧＲ弁は、サージタンク内にまで戻されるＥＧＲガス量が一定量以下となるように、その開度が制御される、請求項８に記載の火花点火式内燃機関。
10. 吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、排気ガスの一部をＥＧＲガスとして再び燃焼室内に流入させるＥＧＲ機構とを具備し、燃焼室内に供給される吸入ガス量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される火花点火式内燃機関において、
    　ＥＧＲガス量が多いときには少ないときに比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる、火花点火式内燃機関。
11. 機関吸気通路内に配置されたスロットル弁を更に具備し、燃焼室内に供給される吸入ガス量が吸気弁の閉弁時期を変えることに加えてスロットル弁の開度を変えることによって制御され、スロットル弁の開度が小さいときには大きいときに比べて上記ＥＧＲガス量が多くされる、請求項１０に記載の火花点火式内燃機関。
12. 機関負荷が高いときには低いときに比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる程度を小さくする、請求項１０に記載の火花点火式内燃機関。
13. 機関回転数が高いときには低いときに比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる程度を小さくする、請求項１０に記載の火花点火式内燃機関。
14. 機関冷却水の温度が高いときには低いときに比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる程度を小さくする、請求項１０に記載の火花点火式内燃機関。
15. 燃料中のエタノール濃度が高いときには低いときに比べて吸気弁の閉弁時期を進角させる程度を小さくする、請求項１０に記載の火花点火式内燃機関。
16. 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構をさらに具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる、請求項１又は１０に記載の火花点火式内燃機関。
17. 機関低負荷運転時には機械圧縮比が最大機械圧縮比とされる、請求項１６に記載の火花点火式内燃機関。
18. 機関低負荷運転時には膨張比が２０以上とされる、請求項１６に記載の火花点火式内燃機関。

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