WO2010125696A1 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

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WO2010125696A1
WO2010125696A1 PCT/JP2009/058869 JP2009058869W WO2010125696A1 WO 2010125696 A1 WO2010125696 A1 WO 2010125696A1 JP 2009058869 W JP2009058869 W JP 2009058869W WO 2010125696 A1 WO2010125696 A1 WO 2010125696A1
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WO
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closing timing
load
engine
compression ratio
intake valve
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PCT/JP2009/058869
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English (en)
French (fr)
Inventor
岡田吉弘
林力一
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トヨタ自動車株式会社
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Publication date
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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
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F02D15/02—Varying compression ratio by alteration or displacement of piston stroke
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0223—Variable control of the intake valves only
    • F02D13/0226—Variable control of the intake valves only changing valve lift or valve lift and timing
    • 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 spark ignition internal combustion engine.
  • an object of the present invention is to provide a spark ignition type internal combustion engine that includes a variable compression ratio mechanism and a variable valve timing mechanism, and has a higher mechanical compression ratio in engine low load operation than in engine high load operation.
  • the EGR mechanism, the variable compression ratio mechanism, and the variable valve timing mechanism are appropriately controlled to increase theoretical thermal efficiency and improve fuel efficiency.
  • the present invention provides, as means for solving the above problems, a control device for an internal combustion engine described in each claim.
  • a variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio
  • a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve
  • a part of the exhaust gas via the EGR passage are EGR.
  • the actual compression ratio is increased as the EGR rate is higher. I tried to increase it.
  • the higher the EGR rate the higher the knock resistance (hardness to knock). For this reason, when the EGR rate is high, knocking hardly occurs even if the actual compression ratio is increased.
  • the higher the EGR rate the higher the actual compression ratio, thereby increasing the theoretical thermal efficiency.
  • the actual compression ratio is increased by increasing the mechanical compression ratio during engine low load operation.
  • the actual compression ratio is increased by advancing the valve closing timing of the intake valve during engine load operation.
  • the actual compression ratio is increased by increasing the mechanical compression ratio in addition to advancing the closing timing of the intake valve during engine load operation.
  • EGR gas is supplied into the combustion chamber by the EGR mechanism during engine low and medium load operation.
  • the closing timing of the intake valve is advanced to the advance side limit closing timing as the engine load increases.
  • the intake valve is supplied into the combustion chamber in a region where the load is lower than the engine load when the closing timing of the intake valve reaches the advance side limit closing timing.
  • the amount of intake air is controlled by changing the closing timing of the intake valve.
  • the engine load increases as the engine load increases in a region where the load is lower than the engine load when the closing timing of the intake valve reaches the advance limit closing timing at the time of engine medium and high load operation. EGR rate is increased.
  • the engine load increases in a region where the load is lower than the engine load when the valve closing timing of the intake valve reaches the advance side limit valve closing timing during the medium and high load operation.
  • the opening of the throttle valve is reduced.
  • the EGR rate is kept substantially constant.
  • the opening of the throttle valve is maintained at a substantially constant opening that is closed rather than fully opened.
  • the closing timing of the intake valve in the region where the load is higher than the engine load when the closing timing of the intake valve reaches the advance limit closing timing, the closing timing of the intake valve becomes the advance limit closing. It is held at the valve timing.
  • the throttle valve opening increases as the engine load increases. Increased.
  • the amount of intake air supplied into the combustion chamber is the throttle valve. It is controlled by changing the opening degree.
  • the closing timing of the intake valve is a retard side limit closing valve that can control the amount of intake air supplied into the combustion chamber as the engine load decreases. It is delayed until the time.
  • the amount of intake air supplied into the combustion chamber is the throttle valve. It is controlled by changing the opening degree.
  • the mechanical compression ratio is set to the maximum mechanical compression ratio during engine low load operation.
  • the expansion ratio is set to 20 or more during engine low load operation.
  • FIG. 1 is an overall view of a spark ignition type internal combustion engine.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism.
  • 3A and 3B are schematic cross-sectional side views of the internal combustion engine.
  • FIG. 4 is a diagram showing a variable valve timing mechanism.
  • 5A and 5B are diagrams showing lift amounts of the intake valve and the exhaust valve.
  • 6A to 6C are diagrams for explaining the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, and the expansion ratio.
  • FIG. 7 is a graph showing the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio.
  • 8A and 8B are diagrams for explaining a normal cycle and an ultra-high expansion ratio cycle.
  • FIG. 9 is a diagram showing changes in the mechanical compression ratio and the like according to the engine load.
  • FIG. 9 is a diagram showing changes in the mechanical compression ratio and the like according to the engine load.
  • FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the EGR rate and the actual compression ratio.
  • FIG. 11 is a diagram showing changes in the mechanical compression ratio and the like according to the engine load.
  • FIG. 12 is a flowchart showing a control routine for operation control of the spark ignition type internal combustion engine.
  • 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 an 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 intake duct 14, the surge tank 12, the intake branch pipe 11, and the intake port 8 downstream of the throttle valve 17 are collectively referred to as an intake pipe.
  • the exhaust manifold 19 and the intake branch pipe 11 are connected to each other via an EGR passage 23 for recirculated exhaust gas (hereinafter referred to as EGR gas). Is provided with an EGR control valve 24.
  • EGR gas recirculated exhaust gas
  • an EGR control valve 24 Around the EGR passage 23, an EGR cooling device 25 for cooling the EGR gas flowing in the EGR passage 23 is disposed.
  • engine cooling water is guided into the EGR cooling device 25, and the EGR gas is cooled by the engine cooling water.
  • the EGR passage 23, the EGR control valve 24, and the EGR cooling device 25 are collectively referred to as an EGR mechanism.
  • FIG. 1 the embodiment shown in FIG.
  • 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.
  • a variable compression ratio mechanism A capable of changing the volume of the combustion chamber 5 when performing the operation
  • a variable valve timing mechanism B 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 the corresponding AD converters 37, respectively.
  • a load sensor 41 that generates an output voltage proportional to the amount of depression 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.
  • the input port 35 is connected to a crank angle sensor 42 that generates an output pulse every time the crankshaft rotates, for example, 10 °.
  • the output port 36 is connected to the spark plug 6, the fuel injection valve 13, the throttle valve drive actuator 16, the EGR control valve 24, the variable compression ratio mechanism A, and the variable valve timing mechanism B through a corresponding drive circuit 38. .
  • FIG. 2 is an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A shown in FIG. 1, and FIGS. 3A and 3B are side sectional views of the internal combustion engine schematically shown.
  • a plurality of projecting portions 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 projecting portion 50.
  • cam insertion holes 51 each having a circular cross section are formed in each projecting portion 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 with a space between 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 that 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 eccentrically arranged with respect to the rotation axis of each camshaft 54, 55 extends between the circular cams 56.
  • Another circular cam 58 is mounted eccentrically and rotatable. 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 relative positions of the crankcase 1 and the cylinder block 2 are determined by the distance between the center of the circular cam 56 and the center of the circular cam 58, and the center of the circular cam 56 and the circular cam 58 are
  • the cylinder block 2 moves away from the crankcase 1 as the distance from the center increases.
  • the volume of the combustion chamber 5 increases when the piston 4 is located 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. As shown in FIG.
  • variable compression ratio mechanism A shown in FIGS. 1 to 3B is an example, and any type of variable compression ratio mechanism can be used.
  • 4 shows a variable valve timing mechanism B provided for the camshaft 70 for driving the intake valve 7 in FIG. As shown in FIG.
  • variable valve timing mechanism B is attached to one end of the camshaft 70 to change the cam phase of the camshaft 70, the cam phase changer B ⁇ b> 1, and the valve lifter of the camshaft 70 and the intake valve 7.
  • the cam operating angle changing portion B2 is arranged between the cam operating angle change portion 26 and the cam operating angle changing portion B2 for changing the operating angle of the cam of the camshaft 70 to a different operating angle.
  • the cam working angle changing portion B2 a side sectional view and a plan view are shown in FIG. First, the cam phase changing portion B1 of the variable valve timing mechanism B will be described.
  • the cam phase changing portion B1 is rotated by a crankshaft of the engine via a timing belt in a direction indicated by an arrow, a timing pulley 71, A cylindrical housing 72 that rotates together, a rotary shaft 73 that rotates together with the camshaft 70 and that can rotate relative to the cylindrical housing 72, and an outer peripheral surface of the rotary shaft 73 from an inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 And a plurality of partition walls 74 extending between the partition walls 74 and the outer peripheral surface of the rotary shaft 73 to the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72.
  • An advance hydraulic chamber 76 and a retard hydraulic chamber 77 are 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 that performs communication cutoff control between the ports 79, 80, 82, 83, and 84.
  • the spool valve 85 is moved downward in FIG. 4, and the hydraulic oil supplied from the supply port 82 enters the advance angle hydraulic chamber 76 via the hydraulic port 79.
  • the hydraulic oil in the retarding hydraulic chamber 77 is supplied and discharged from the drain port 84.
  • the rotation shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the arrow X direction.
  • the spool valve 85 is moved upward in FIG. 4 and the hydraulic oil supplied from the supply port 82 is used for retarding via the hydraulic port 80.
  • the hydraulic oil in the advance hydraulic chamber 76 is discharged from the drain port 83 while being supplied to the hydraulic chamber 77.
  • the rotating shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the direction opposite to the arrow X. If the spool valve 85 is returned to the neutral position shown in FIG.
  • the cam phase changer B1 can advance or retard the cam phase of the camshaft 70 by a desired amount as shown in FIG. 5A. That is, the valve opening timing of the intake valve 7 can be arbitrarily advanced or retarded by the cam phase changing unit B1.
  • the cam working angle changing portion B2 of the variable valve timing mechanism B will be described.
  • the cam working angle changing portion B2 is arranged in parallel with the camshaft 70 and is moved in the axial direction by the actuator 91;
  • An intermediate cam 94 engaged with the cam 92 of the camshaft 70 and slidably fitted in an axially extending spline 93 formed on the control rod 90 and a valve lifter for driving the intake valve 7 26 and a swing cam 96 slidably fitted to a spirally extending spline 95 formed on the control rod 90, and a cam 97 is formed on the swing cam 96.
  • the intermediate cam 94 is always swung by a certain angle by the cam 92.
  • the rocking cam 96 is also swung by a certain angle.
  • the intermediate cam 94 and the swing cam 96 are supported so as not to move in the axial direction of the control rod 90. Therefore, when the control rod 90 is moved in the axial direction by the actuator 91, the swing cam 96 is intermediate. It is rotated relative to the cam 94.
  • the cam 97 of the swing cam 96 starts to engage with the valve lifter 26 when the cam 92 of the camshaft 70 starts to engage with the intermediate cam 94 due to the relative rotational positional relationship between the intermediate cam 94 and the swing cam 96.
  • the valve opening period and lift of the intake valve 7 become the largest.
  • the valve opening period (working angle) of the intake valve 7 can be arbitrarily changed by changing the relative rotational position of the intermediate cam 94 and the swing cam 96 by the actuator 91.
  • the lift amount of the intake valve 7 becomes smaller as the opening period of the intake valve 7 becomes shorter.
  • the cam phase changing unit B1 can arbitrarily change the valve opening timing of the intake valve 7, and the cam operating angle changing unit B2 can arbitrarily change the valve opening period of the intake valve 7, so that the cam phase By both the change part B1 and the cam working angle change part B2, that is, by the variable valve timing mechanism B, the valve opening timing and valve opening period of the intake valve 7, that is, the valve opening timing and valve closing timing of the intake valve 7 are set.
  • variable valve timing mechanism B shown in FIGS. 1 and 4 shows an example, and various types of variable valve timing mechanisms other than the examples shown in FIGS. 1 and 4 can be used. In particular, in the embodiment of the present invention, any type of mechanism may be used as long as the valve closing timing mechanism can change the valve closing timing of the intake valve 7.
  • a variable valve timing mechanism similar to the variable valve timing mechanism B of the intake valve 7 may be provided for the exhaust valve 9 as well.
  • FIGS. 6A to 6C show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for the sake of explanation. In these FIGS.
  • the combustion chamber volume is defined as the compression of the piston. It represents the volume of the combustion chamber when located at the dead center.
  • FIG. 6A describes the mechanical compression ratio.
  • FIG. 6B explains the actual compression ratio.
  • FIG. 6C illustrates the expansion ratio.
  • FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio
  • FIGS. 8A and 8B show 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 compression 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 examples shown in FIGS. 6A to 6C.
  • the actual compression ratio is almost 11
  • 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.
  • 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, the actual compression ratio should be increased.
  • 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.
  • FIG. 7 indicates the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased with the actual compression ratio fixed at 10.
  • FIG. 8B shows an example in which 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.
  • 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. In this case, only the expansion ratio is increased to 26 in the case shown in FIG. 8B. I understand that.
  • the cycle shown in FIG. 8B is referred to as an ultra-high expansion ratio cycle.
  • the thermal efficiency during the engine low load operation is required. It is necessary to improve.
  • the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. 8B since the actual piston stroke volume during the compression stroke is reduced, the amount of intake air that can be sucked into the combustion chamber 5 is reduced. Can only be adopted when the engine load is relatively low. Therefore, according to the present invention, the super high expansion ratio cycle shown in FIG. 8B is used during low engine load operation, and the normal cycle shown in FIG.
  • FIG. 9 shows changes in the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, the closing timing of the intake valve 7, the pressure in the intake pipe, the opening degree of the throttle valve 17, and the EGR rate according to the engine load at a certain engine speed.
  • the solid line in FIG. 9 shows changes in each parameter when EGR gas is supplied into the combustion chamber 5 by the EGR mechanism (that is, when the EGR rate is high), and the broken line in FIG.
  • the graph shows changes in parameters when the mechanism does not supply EGR gas into the combustion chamber 5 (that is, when the EGR rate is extremely low).
  • unburned hydrocarbons unburned HC
  • carbon monoxide CO
  • nitrogen oxides NO
  • the average air-fuel ratio in the normal combustion chamber 5 is feedback-controlled to the stoichiometric air-fuel ratio based on the output signal of the air-fuel ratio sensor 27 so that it can be simultaneously reduced.
  • operation control indicated by a broken line in FIG. 9 when EGR gas is not supplied into the combustion chamber 5 that is, when the EGR rate is extremely low
  • the normal cycle shown in FIG. 8A is executed during engine high load operation. Therefore, as indicated by a broken line in FIG.
  • the throttle valve 27 is held in a fully open state or almost fully open state, and therefore the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 changes the valve closing timing of the intake valve 7 regardless of the throttle valve 17. Is controlled by that.
  • 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 reduced in proportion to the reduction in the intake air amount. Accordingly, 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 volume of the combustion chamber 5 when the piston reaches the compression top dead center changes in proportion to the fuel amount. Become.
  • the closing timing of the intake valve 7 is further delayed and the engine load is reduced to L 1
  • the closing timing of the intake valve 7 becomes the retarded limit closing timing.
  • the retard side limit valve closing timing controls the amount of intake gas supplied into the combustion chamber 5 by changing the valve closing timing of the intake valve 7 when the valve closing timing of the intake valve 7 is further delayed. It is said that it is time to close the valve.
  • Engine load L when the closing timing of the intake valve 7 reaches the retarded limit closing timing 1 In a region where the load is lower than that, the mechanical compression ratio is maintained at the specific mechanical compression ratio.
  • This specific mechanical compression ratio is the engine load L when the closing timing of the intake valve 7 reaches the retarded limit closing timing. 1
  • the actual compression ratio in the region where the load is lower than the engine load L when the closing timing of the intake valve 7 reaches the retarded limit closing timing. 1 It is set so as to be substantially the same as the actual compression ratio in the region where the load is higher.
  • engine load L 1 The actual compression ratio in the region where the load is lower than the engine load L 1
  • the actual compression ratio in the region where the load is higher is in the range of approximately ⁇ 10%, and preferably in the range of ⁇ 5%.
  • the closing timing of the intake valve 7 is held at the retard side limit closing timing, the amount of intake air can no longer be controlled by the change in 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. 1
  • the intake air amount supplied into the combustion chamber 5 is controlled by the throttle valve 17.
  • the actual compression ratio at the time of engine low load operation is set within a range of about ⁇ 10%, preferably within the range of ⁇ 5% with respect to the actual compression ratio at the time of engine medium / high load operation.
  • the actual compression ratio increases as the engine speed increases.
  • the expansion ratio is 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. A higher expansion ratio is preferable.
  • a compression ratio mechanism A is formed.
  • the mechanical compression ratio is continuously changed according to the engine load.
  • the mechanical compression ratio can be changed stepwise according to the engine load.
  • the closing timing of the intake valve 7 is set to a timing more advanced than the intake bottom dead center, the intake air amount can be controlled by increasing the closing timing of the intake valve 7 as the engine load becomes lower. it can.
  • the closing timing of the intake valve 7 is a limit closing timing that can control the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 as the engine load decreases. It will be moved in the direction away from the compression bottom dead center.
  • the operation control when EGR gas is supplied into the combustion chamber 5 shown by the solid line in FIG. 9 (that is, when the EGR rate is high) will be described.
  • the solid line in FIG. 9 even when the EGR gas is supplied into the combustion chamber 5, the normal cycle shown in FIG. 8A is executed during the engine high load operation. Therefore, as shown by the solid line in FIG. 9, when the engine load is the highest, the mechanical compression ratio is lowered, so the expansion ratio is low.
  • the closing timing of the intake valve 7 is advanced to an advance side limit closing timing (for example, intake bottom dead center) where the closing timing cannot be advanced any further due to the mechanism of the variable valve timing mechanism B. ing.
  • an advance side limit closing timing for example, intake bottom dead center
  • the opening degree of the throttle valve 17 is fully opened or substantially fully opened.
  • the opening of the throttle valve 17 is reduced accordingly to reduce the intake air amount.
  • EGR rate EGR gas occupied therein
  • set EGR rate EGR rate
  • the EGR rate is increased as the opening of the throttle valve 17 is decreased, the pressure in the intake pipe is maintained at the maximum pressure (that is, approximately atmospheric pressure). Therefore, the pumping loss associated with reducing the opening of the throttle valve 17 is substantially zero. Further, the engine load L when the EGR rate reaches the set EGR rate 2 In the high-load operation region where the load is higher than that, the closing timing of the intake valve 7 is held substantially at the advance side limit closing timing. Therefore, in this region, the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 is controlled only by changing the opening of the throttle valve 17.
  • the engine load L when the EGR rate reaches the set EGR rate 2 The EGR rate is maintained at the set EGR rate in the middle and high load operation region where the load is lower. Further, since the EGR rate is kept constant, the actual compression ratio is also kept constant so that knocking does not occur. Further, the engine load L when the EGR rate reaches the set EGR rate 2 In the middle and high load operation region where the load is lower than the EGR rate, the EGR rate is held at the set EGR rate. For this reason, even if the opening degree of the throttle valve 17 is further reduced, the pressure in the intake pipe cannot be maintained at the atmospheric pressure by increasing the supply amount of the EGR gas, resulting in a pumping loss. .
  • the opening degree and the EGR rate of the throttle valve 17 are kept constant. Regardless of this, it is controlled by changing the closing timing of the intake valve 7. Furthermore, the engine load L when the EGR rate reaches the set EGR rate 2 In the middle and high load operation region where the load is lower than that, the mechanical compression ratio is increased as the engine load is lowered, that is, as the closing timing of the intake valve 7 is delayed, so that the actual compression ratio becomes substantially constant.
  • the intake valve 7 is closed when the engine load L 2
  • the engine load L is accelerated as the engine load increases in the middle and high load operation region where the load is lower than 2 Since the advance side limit valve closing timing is reached at 2 Can also be referred to as the engine load when the closing timing of the intake valve 7 has reached the advance side limit closing timing.
  • the closing timing of the intake valve 7 is further delayed and the engine load is reduced to L 3
  • the closing timing of the intake valve 7 becomes the retarded limit closing timing.
  • the engine load L at which the closing timing of the intake valve 7 reaches the retarded limit closing timing when EGR gas is supplied into the combustion chamber 5 (solid line in the figure).
  • the engine load at which the closing timing of the intake valve 7 reaches the retard side limit timing is that EGR gas is supplied into the combustion chamber 5 when EGR gas is supplied into the combustion chamber 5. Lower than if not.
  • the engine load L when the closing timing of the intake valve 7 reaches the retarded limit closing timing. 3 In the low / medium load operation region where the load is higher than that, the pressure in the intake pipe is maintained at substantially atmospheric pressure, and therefore the pumping loss is substantially zero in this region.
  • the region where the pumping loss does not occur is wider when the EGR gas is supplied, and thus the fuel consumption can be improved.
  • the closing timing of the intake valve 7 reaches the retarded limit closing timing, the engine load L at this time 3 In the low load operation region where the load is lower than that, the closing timing of the intake valve 7 is held at the retarded limit closing timing.
  • the mechanical compression ratio is increased as the engine load decreases from the engine high load operation state, and the engine load is reduced to L. 3 The mechanical compression ratio reaches the maximum mechanical compression ratio.
  • Engine load L when the mechanical compression ratio reaches the maximum mechanical compression ratio 3 The mechanical compression ratio is maintained at the maximum mechanical compression ratio in the low load operation region where the load is lower. This maximum mechanical compression ratio is determined by the engine load L when the closing timing of the intake valve 7 reaches the retarded limit closing timing. 3
  • the actual compression ratio in the low load operation region where the load is lower than the engine load L 3 It is set to be substantially the same as the actual compression ratio in the low / medium load operation region where the load is higher.
  • engine load L 3 The actual compression ratio in the low load operation region where the load is lower than the engine load L 3
  • the actual compression ratio in the low-medium load operation region where the load is higher than the actual compression ratio is within a range of approximately ⁇ 10%, and preferably within a range of ⁇ 5%.
  • the closing timing of the intake valve 7 is held at the retard side limit closing timing, the amount of intake air can no longer be controlled by the change in 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 retard side limit closing timing.
  • the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 is controlled by the throttle valve 17.
  • the throttle valve 17 when the intake air amount is controlled by the throttle valve 17, the pumping loss increases as shown by the solid line in FIG.
  • the EGR rate is maintained substantially constant, and the EGR rate that is maintained is determined by the engine load L 3 It is almost the same as the EGR rate in the low and medium load operation region where the load is higher.
  • engine load L 3 The EGR rate in the low load operation region where the load is lower than the engine load L 3
  • the EGR rate in the low-medium load operation region where the load is higher than that is approximately in the range of ⁇ 10%, and preferably in the range of ⁇ 5%.
  • the closing timing of the intake valve 7 cannot be delayed any further.
  • the thermal efficiency can also be increased by increasing the actual compression ratio, but the thermal efficiency can also be increased by increasing the mechanical compression ratio (that is, the expansion ratio).
  • the mechanical compression ratio that is, the expansion ratio
  • the thermal efficiency can be made extremely high.
  • the intake valve 7 is closed as compared with the case where the EGR gas is not supplied into the combustion chamber 5 (broken line in FIG. 9).
  • the actual compression ratio is increased by advancing the valve timing and increasing the mechanical compression ratio.
  • the mechanical compression ratio is increased, so that the thermal efficiency can be increased.
  • the engine load L when the closing timing of the intake valve 7 reaches the advance side limit closing timing is shown. 2 In the middle and high load operation region where the load is lower than that, the EGR rate is kept substantially constant.
  • FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the EGR rate and the actual compression ratio. As shown in FIG. 10, the actual compression ratio increases as the EGR rate increases.
  • the set EGR rate is set within a certain EGR rate X or less that is determined based on the engine load, the engine speed, and the like.
  • the dashed-dotted line in FIG. 9 represents the change of each parameter when the set EGR rate is relatively low. As can be seen from the figure, when the set EGR rate is relatively low, the actual compression ratio is made lower than when the set EGR rate is high (solid line in the figure).
  • the engine load at which the EGR rate reaches the set EGR rate when the set EGR rate is low is the engine load L at which the EGR rate reaches the set EGR rate when the set EGR rate is high. 2
  • FIG. 11 shows changes in the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, the closing timing of the intake valve 7, the pressure in the intake pipe, the opening degree of the throttle valve 17, and the EGR rate according to the engine load at a certain engine speed.
  • FIG. 10 is a view similar to FIG. 9.
  • the mechanical compression ratio is similarly controlled according to the engine load both when EGR gas is supplied into the combustion chamber 5 (solid line in the figure) and when it is not supplied (broken line in the figure). That is, in the example shown by the solid line in FIG. 11, the mechanical compression ratio is controlled based only on the engine load.
  • the engine load is L 1 To L 2
  • the EGR gas is supplied into the combustion chamber 5 (solid line in FIG.
  • FIG. 12 is a flowchart showing a control routine for operation control of the spark ignition internal combustion engine according to the embodiment of the present invention. Referring to FIG. 12, first, at step 11, the engine load L is detected based on the output of the load sensor 41. Next, at step S12, the engine load L detected at step S11 is the load L at which the closing timing of the intake valve 7 reaches the retarded limit closing timing. 3 It is determined whether or not: In step S12, the engine load L is changed to the load L.
  • step S13 the target EGR rate is calculated based on the operating parameters of the internal combustion engine (engine speed, engine coolant temperature, etc.). The engine load may be used as an operation parameter when calculating the target EGR rate.
  • step S14 a target actual compression ratio is calculated using a map as shown in FIG. 10 based on the target EGR rate calculated in step S13.
  • step S15 the target valve closing timing of the intake valve 7 is set to the retard side limit valve closing timing.
  • step S16 the target mechanical compression ratio is calculated so that the actual compression ratio becomes the target actual compression ratio calculated in step S14 when the closing timing of the intake valve 7 is at the retard side limit closing timing.
  • step S17 the target throttle opening is calculated so that the intake air amount supplied into the combustion chamber 5 becomes the intake air amount corresponding to the engine load.
  • the engine load L is the load L at which the closing timing of the intake valve 7 reaches the retarded limit closing timing. 3 If it is determined that it is higher, the process proceeds to step S18.
  • step S18 the target EGR rate is calculated as in step S13.
  • step S19 the target actual compression ratio is calculated using the map shown in FIG. 10 based on the target EGR rate calculated in step S18.
  • step S20 based on the engine load and the target EGR rate, the target of the intake valve 7 is set so that the intake air amount (fresh air amount) supplied into the combustion chamber 5 becomes the intake air amount corresponding to the engine load.
  • the valve closing timing is calculated.
  • step S21 when the closing timing of the intake valve 7 is at the target closing timing of the intake valve 7 calculated in step S20, the target compression ratio becomes the target actual compression ratio calculated in step S19.
  • a mechanical compression ratio is calculated.
  • step S22 the target throttle valve opening is calculated based on the target EGR rate calculated in step S18 so that the pressure in the intake pipe becomes atmospheric pressure.
  • step S23 the variable compression ratio mechanism A is controlled so that the mechanical compression ratio becomes the target mechanical compression ratio calculated in step S16 or S21, and the closing timing of the intake valve 7 is the target calculated in step S15 or S20.
  • the variable valve timing mechanism is controlled so that the valve closing timing is reached.
  • the throttle valve 17 is controlled so that the opening degree of the throttle valve 17 becomes the target throttle opening degree calculated in step S17 or S22, and the EGR rate becomes the target EGR rate calculated in step S13 or S18.
  • the EGR control valve 24 is controlled, and the control routine is terminated.

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Abstract

　本発明の火花点火式内燃機関は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構（Ａ）と、吸気弁の閉弁時 期を制御可能な可変バルブタイミング機構（Ｂ）と、ＥＧＲ通路を介して排気ガスの一部をＥＧＲガス として再び燃焼室内に供給するＥＧＲ機構（２３、２４、２５）とを具備する。火花点火式内燃機関で は、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と共に、ＥＧＲ率が高く なるほど実圧縮比が高められる。

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。
　機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、燃焼室内に供給される吸入空気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、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火花点火式内燃機関が知られている（例えば、特許文献１）。
　特に、理論熱効率には実圧縮比よりも膨張比の方が熱効率に与える影響が大きいことから、特許文献１に記載された火花点火式内燃機関では、機関低負荷運転時において実圧縮比を低く維持しつつ、機械圧縮比を例えば２０以上の高い値としている。これにより、特許文献１に記載された火花点火式内燃機関では、理論熱効率が極めて高いものとされ、これに伴って燃費が大きく改善されている。
特開２００７−３０３４２３号公報
　ところで、特許文献１に記載された火花点火式内燃機関には、ＥＧＲ通路を介して排気ガスの一部をＥＧＲガスとして再び燃焼室内に供給するＥＧＲ機構が設けられていない。したがって、特許文献１の記載からは、機関低負荷運転時において実圧縮比を低く維持しつつ機械圧縮比を高めるようにした火花点火式内燃機関にＥＧＲ機構を用いた場合に理論熱効率を高められるか否かは不明である。
　そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、可変圧縮比機構と可変バルブタイミング機構とを具備し、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が高くされる火花点火式内燃機関において、ＥＧＲ機構、可変圧縮比機構及び可変バルブタイミング機構を適切に制御することで理論熱効率を高め、燃費を改善することにある。
　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内燃機関の制御装置を提供する。
　本発明の１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と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、ＥＧＲ通路を介して排気ガスの一部をＥＧＲガスとして再び燃焼室内に供給するＥＧＲ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が高くされる、火花点火式内燃機関において、ＥＧＲ率が高くなるほど実圧縮比を高めるようにした。
　一般に、ＥＧＲ率が高くなるほどノック耐性（ノッキングしにくさ）が高くなる。このため、ＥＧＲ率が高い場合には実圧縮比を高くしてもノッキングが発生しにくい。１番目の態様によれば、ＥＧＲ率が高くなるほど実圧縮比が高められており、これにより理論熱効率が高められる。
　本発明の２番目の態様では、機関低負荷運転時には機械圧縮比を高めることによって実圧縮比が高められる。
　本発明の３番目の態様では、機関中負荷運転時には吸気弁の閉弁時期を進角させることによって実圧縮比が高められる。
　本発明の４番目の態様では、機関中負荷運転時には吸気弁の閉弁時期を進角させることに加えて機械圧縮比を高めることによって実圧縮比が高められる。
　本発明の５番目の態様では、機関低中負荷運転時には上記ＥＧＲ機構によりＥＧＲガスが燃焼室内に供給せしめられる。
　本発明の６番目の態様では、機関中高負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期は、機関負荷が高くなるにつれて、進角側限界閉弁時期まで進角せしめられる。
　本発明の７番目の態様では、機関中高負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では燃焼室内に供給される吸入空気量が吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される。
　本発明の８番目の態様では、機関中高負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では、機関負荷が高くなるほどＥＧＲ率が高くせしめられる。
　本発明の９番目の態様では、機関中高負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では、機関負荷が高くなるほどスロットル弁の開度が小さくせしめられる。
　本発明の１０番目の態様では、機関中高負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの危難負荷よりも負荷の低い領域では、機関負荷にかかわらずにＥＧＲ率がほぼ一定に保持される。
　本発明の１１番目の態様では、機関中高負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機関負荷にかかわらずにスロットル弁の開度が全開よりも閉じられたほぼ一定の開度に保持される。
　本発明の１２番目の態様では、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に保持される。
　本発明の１３番目の態様では、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では、機関負荷が高くなるにつれてスロットル弁の開度が大きくされる。
　本発明の１４番目の態様では、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では、燃焼室内に供給される吸入空気量がスロットル弁の開度を変えることによって制御される。
　本発明の１５番目の態様では、機関低負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期は、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遅角側限界閉弁時期まで遅角せしめられる。
　本発明の１６番目の態様では、吸気弁の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では、燃焼室内に供給される吸入空気量がスロットル弁の開度を変えることによって制御される。
　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。
　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１０は、ＥＧＲ率と実圧縮比との関係を示す図である。
　図１１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１２は、火花点火式内燃機関の運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
　以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。
　図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
　図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１にはそれぞれ対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
　サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器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。なお、以下の説明では、スロットル弁１７下流の吸気ダクト１４、サージタンク１２、吸気枝管１１、吸気ポート８をまとめて吸気管と称する。
　排気マニホルド１９と吸気枝管１１（または、サージタンク１２、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、ＥＧＲ通路２３、ＥＧＲ制御弁２４、ＥＧＲ冷却装置２５をまとめてＥＧＲ機構と称する。
　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１０°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、本発明の実施形態では、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て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、実圧縮比、吸気弁７の閉弁時期、吸気管内の圧力、スロットル弁１７の開度、ＥＧＲ率の各変化を示している。特に、図９中の実線は、ＥＧＲ機構によってＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給した場合（すなわち、ＥＧＲ率が高い場合）における各パラメータの変化を示しており、図９中の破線は、ＥＧＲ機構によってＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給しない場合（すなわち、ＥＧＲ率が極めて低い場合）における各パラメータの変化を示している。
　なお、図示した例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炭化水素（未燃ＨＣ）、一酸化炭素（ＣＯ）及び窒素酸化物（ＮＯＸ）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２７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。
　まず、図９中に破線で示した、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給しない場合（すなわち、ＥＧＲ率が極めて低い場合）の運転制御について説明する。
　本発明の実施形態では、上述したように機関高負荷運転時には図８Ａに示した通常のサイクルが実行される。したがって、図９に破線で示したように、このときには機械圧縮比は低くされるため、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２０の開度は全開又はほぼ全開に保持されている。
　一方、図９に破線で示したように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。また、このときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に破線で示した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機械圧縮比が増大される。なお、このときにもスロットル弁２７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、吸気弁７の閉弁時期はさらに遅らされ、機関負荷がＬ１まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期となる。この遅角側限界閉弁時期は、それ以上吸気弁７の閉弁時期を遅らせると吸気弁７の閉弁時期を変化させることによっては燃焼室５内に供給される吸気ガス量を制御することができなくなる閉弁時期とされる。吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達すると、吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に保持される。
　また、図９に破線で示した例では、機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大せしめられ、吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ１まで機関負荷が低下すると、機械圧縮比は或る特定の機械圧縮比（以下、「特定機械圧縮比」という）に達する。吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が特定機械圧縮比に保持される。この特定機械圧縮比は、吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域における実圧縮比が、吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の高い領域における実圧縮比とほぼ同一となるように設定される。例えば、機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域における実圧縮比は、機関負荷Ｌ１よりも負荷の高い領域における実圧縮比に対してほぼ±１０パーセントの範囲内とされ、好ましくは±５パーセントの範囲内とされる。
　一方、吸気弁７の閉弁時期が遅角側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に破線で示した例ではこのとき、すなわち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域では、スロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御される。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に破線で示したようにポンピング損失が増大する。
　なお、スロットル弁１７による吸入空気量の制御が行われるとポンピング損失が増大することから、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Ｌ１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、図９に破線で示したように、実圧縮比は機関負荷にかかわらずにほぼ一定に保持される。具体的には、機関低負荷運転時の実圧縮比は機関中高負荷運転時の実圧縮比に対してほぼ±１０パーセントの範囲内とされ、好ましくは±５パーセントの範囲内とされる。ただし、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、ノッキングが発生しにくくなることから、本発明の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。
　さらに、上述したように図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。しかしながら、実用上使用可能な実圧縮比の範囲（ε＝５程度~１３程度）において最大理論熱効率が得られる膨張比は２０以上であるため、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。
　さらに、図９に破線で示した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。
　また、吸気弁７の閉弁時期を吸気下死点よりも進角側の時期とした場合、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吸入空気量を制御することができる。したがって、吸気弁７の閉弁時期についてまとめて表現すると、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まで圧縮下死点から離れる方向に移動せしめられることになる。
　次に、図９中に実線で示した、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給した場合（すなわち、ＥＧＲ率が高い場合）の運転制御について説明する。
　図９に実線で示したように、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給した場合においても、機関高負荷運転時には図８Ａに示した通常のサイクルが実行される。したがって、図９に実線で示したように、機関負荷が最も高いときには、機械圧縮比は低くされるため、膨張比は低い。また、吸気弁７の閉弁時期は、可変バルブタイミング機構Ｂの機構上それ以上閉弁時期を進角することができない進角側限界閉弁時期（例えば、吸気下死点）にまで早められている。また、機関負荷が最も高いときには、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とされる。
　一方、図９に実線で示したように、機関負荷が最も高いときから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スロットル弁１７の開度が小さくされる。また、機関負荷が最も高いときから機関負荷が低くなると、スロットル弁１７の開度が小さくなるのに伴って、ＥＧＲ制御弁２４の開度が大きくされ、燃焼室５内に供給される混合気中にＥＧＲガスの占める割合（以下、「ＥＧＲ率」という）が或る特定のＥＧＲ率（以下、「設定ＥＧＲ率」という）ＸＥＧＲになるまで高くされる。見方を変えると、ＥＧＲガスを燃焼室５内（すなわち吸気管内）に供給するためには吸気管内に負圧を発生する必要があることから、スロットル弁１７の開度はこの負圧を発生させるために小さくされるといえる。
　このように、スロットル弁１７の開度が小さくなるのに伴ってＥＧＲ率が高くされることから、吸気管内の圧力は最大圧力（すなわち、ほぼ大気圧）のまま維持される。したがって、スロットル弁１７の開度を小さくすることに伴うポンピング損失はほぼゼロとされる。
　また、ＥＧＲ率が設定ＥＧＲ率に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の高い高負荷運転領域では、吸気弁７の閉弁時期がほぼ進角側限界閉弁時期に保持される。したがって、この領域では、スロットル弁１７の開度を変化させることのみによって燃焼室５内へ供給される吸入空気量が制御させることになる。
　さらに、ＥＧＲ率が設定ＥＧＲ率に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の高い高負荷運転領域では、機関負荷が低くなるのに伴って、すなわちＥＧＲ率が高くなるのに伴って実圧縮比が高くされる。これは、ＥＧＲ率が高くなることによりノック耐性（ノッキングしにくさ）が高くなるため、実圧縮比を高めてもノッキングが発生しないことによるものである。ここで、ＥＧＲ率が設定ＥＧＲ率に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の高い高負荷運転領域では、吸気弁７の閉弁時期がほぼ進角側限界閉弁時期に保持されることから、実圧縮比は機械圧縮比を高めることによって高められる。したがって、機械圧縮比は、図９に実線で示したように、機関負荷が低くなるにつれて高くされる。
　一方、ＥＧＲ率が設定ＥＧＲ率に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い中高負荷運転領域では、ＥＧＲ率は設定ＥＧＲ率に保持される。また、ＥＧＲ率が一定に保持されることから、ノッキングが発生しないように、実圧縮比も一定に保持される。
　また、ＥＧＲ率が設定ＥＧＲ率に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い中高負荷運転領域では、ＥＧＲ率が設定ＥＧＲ率に保持される。このため、それ以上スロットル弁１７の開度を小さくしてもＥＧＲガスの供給量を増やすことで吸気管内の圧力を大気圧に保持することはできず、その結果、ポンピング損失が発生してしまう。そこで、ＥＧＲ率が設定ＥＧＲ率に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い中高負荷運転領域では、スロットル弁１７の開度が全開よりも閉じられたほぼ一定の開度に保持される。これにより、この領域においても、吸気管内の圧力はほぼ大気圧に保持され、ポンピング損失はほぼゼロとされる。
　一方、ＥＧＲ率が設定ＥＧＲ率に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い中高負荷運転領域では、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。上述したように、ＥＧＲ率が設定ＥＧＲ率に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い中高負荷運転領域では、スロットル弁１７の開度及びＥＧＲ率が一定に維持されることから、燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７及びＥＧＲ制御弁２４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。
　さらに、ＥＧＲ率が設定ＥＧＲ率に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い中高負荷運転領域では、実圧縮比がほぼ一定となるように、機関負荷が低くなるにつれて、すなわち吸気弁７の閉弁時期が遅くなるにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。
　なお、吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い中高負荷運転領域において機関負荷が高くなるにつれて早められ、機関負荷Ｌ２において進角側限界閉弁時期に達することから、機関負荷Ｌ２は、吸気弁７の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷ということもできる。
　機関負荷がさらに低くなると、吸気弁７の閉弁時期はさらに遅らされ、機関負荷がＬ３まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期となる。ここで、ＥＧＲガスを燃焼室５内に供給している場合（図中の実線）における吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達する機関負荷Ｌ３は、ＥＧＲガスを燃焼室５内に供給していない場合（図中の破線）における吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達する機関負荷Ｌ２よりも低い。この理由は以下の通りである。
　ＥＧＲガス導入の有無にかかわらず吸気弁７の閉弁時期によって制御可能な吸気ガス（空気とＥＧＲガスの両者を含むガス）の総量の限界値は一定である。ＥＧＲガスを導入していない場合には、吸気ガスは全て空気（新気）であるため、吸気弁７の閉弁時期によって制御可能な空気は総吸気ガス量の限界値に一致する。一方、ＥＧＲガスを導入している場合には吸気ガスの一部はＥＧＲガスであるため、吸気弁７の閉弁時期によって制御可能な空気（新気）は総吸気ガス量の限界値よりも少ない量となる。このため、吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界時期に達する機関負荷は、ＥＧＲガスを燃焼室５内に供給している場合の方が、ＥＧＲガスを燃焼室５内に供給していない場合よりも低くなる。
　図９の実線から分かるように、吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ３よりも負荷の高い低中負荷運転領域では、吸気管内の圧力はほぼ大気圧に維持されていることから、斯かる領域ではポンピング損失がほぼゼロとされる。したがって、ＥＧＲガスを燃焼室５内に供給していない場合に比べて、供給している場合の方がポンピング損失の発生しない領域が広く、よって燃費を改善することができる。
　吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達すると、このときの機関負荷Ｌ３よりも負荷の低い低負荷運転領域では、吸気弁７の閉弁時期は遅角側限界閉弁時期に保持される。
　また、図９に実線で示した例では、機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大せしめられ、機関負荷がＬ３まで低下すると、機械圧縮比は最大機械圧縮比に達する。機械圧縮比が最大機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ３よりも負荷の低い低負荷運転領域では機械圧縮比が最大機械圧縮比に保持される。この最大機械圧縮比は、吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ３よりも負荷の低い低負荷運転領域における実圧縮比が、機関負荷Ｌ３よりも負荷の高い低中負荷運転領域における実圧縮比とほぼ同一となるように設定される。例えば、機関負荷Ｌ３よりも負荷の低い低負荷運転領域における実圧縮比は、機関負荷Ｌ３よりも負荷の高い低中負荷運転領域における実圧縮比に対してほぼ±１０パーセントの範囲内とされ、好ましくは±５パーセントの範囲内とされる。
　一方、吸気弁７の閉弁時期が遅角側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に実線で示した例では、このとき、すなわち吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ３よりも負荷の低い低負荷運転領域では、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に実線で示したようにポンピング損失が増大する。
　また、本発明の実施形態では、吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ３よりも負荷の低い低負荷運転領域においてもＥＧＲ率がほぼ一定に保持されると共に、保持されるＥＧＲ率は機関負荷Ｌ３よりも負荷の高い低中負荷運転領域におけるＥＧＲ率とほぼ同一とされる。例えば、機関負荷Ｌ３よりも負荷の低い低負荷運転領域におけるＥＧＲ率は、機関負荷Ｌ３よりも負荷の高い低中負荷運転領域におけるＥＧＲ率に対してほぼ±１０パーセントの範囲内とされ、好ましくは±５パーセントの範囲内とされる。
　以上で説明したように、本発明の実施形態では、ほぼ全ての機関負荷領域に亘って、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給した場合（図９中の実線）に、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給しない場合（図９中の破線）に比べて、実圧縮比が高められ、この結果、理論熱効率が高められる。
　すなわち、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給すると、燃焼室５内の混合気が自着火しにくくなるため、ノッキングの発生が抑制される（ノック耐性が高くなる）。このため、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給した場合には、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給しない場合に比べて、実圧縮比を高めてもノッキングが発生しない。そこで、本発明の実施形態では、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給した場合には、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給しない場合に比べて実圧縮比を高めるようにしている。また、図７から分かるように、実圧縮比を高めると、理論熱効率が高められることになる。
　特に、吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ３よりも負荷の低い低負荷運転領域では、それ以上吸気弁７の閉弁時期を遅くすることができない。このため、本発明の実施形態では、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給したときには、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給しない場合に比べて、機械圧縮比を高めることによって実圧縮比を高めるようにしている。
　ここで、図７から分かるように、実圧縮比を高めることによっても熱効率を高めることができるが、機械圧縮比（すなわち膨張比）を高めることによっても熱効率を高めることができる。したがって、本発明の実施形態によれば、吸気弁７の閉弁時期が遅角側閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ３よりも負荷の低い低負荷運転領域では、実圧縮比を高めることに加えて、機械圧縮比（すなわち膨張比）を高めているため、熱効率を極めて高いものとすることができる。
　また、吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ３よりも負荷が高く且つ吸気弁７の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷が低い領域（Ｌ３~Ｌ２）では、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給した場合（図９中の実線）に、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給しない場合（図９中の破線）に比べて、吸気弁７の閉弁時期を進角すること及び機械圧縮比を高めることによって実圧縮比を高めるようにしている。これにより、斯かる領域においても、実圧縮比を高めることに加えて、機械圧縮比を高めているため、熱効率を高いものとすることができる。
　なお、図９に実線で示した例では、吸気弁７の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷が低い中高負荷運転領域において、ＥＧＲ率をほぼ一定に保持している。しかしながら、吸気弁７の閉弁時期を早くすると、燃焼室５内に発生する気流が大きくなることから、燃焼室５内の混合気が燃焼し易くなる。このため、燃焼室５内に供給されるＥＧＲガスの量が多くなっても、トルク変動が増大してしまうことが抑制される。このため、吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ３よりも負荷が高く且つ吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷が低い領域（Ｌ３~Ｌ２）では、すなわち機関負荷が大きくなるにつれて吸気弁７の閉弁時期が早められる領域では、機関負荷の増大に伴って（すなわち、吸気弁７の閉弁時期の進角に伴って）ＥＧＲ率を高めるようにしてもよい。この場合、実圧縮比は、ＥＧＲ率が高くなるのに伴って高くされる。
　また、設定ＥＧＲ率は、機関負荷以外の運転パラメータに応じて変化せしめられる。換言すると、機関負荷が同一であっても機関負荷以外の運転パラメータに応じて設定ＥＧＲ率は変化せしめられる。例えば、機関回転数が高いときには吸気ガスの流速が早く、燃焼室５内の混合気に乱れが生じやすく、燃焼し易いことから設定ＥＧＲ率は高くせしめられる。また、機関冷却水が低いとき、すなわち内燃機関の冷間始動時には混合気が燃焼しにくく、ＥＧＲ率が高いと失火を招くことから、設定ＥＧＲ率は低くせしめられる。
　このように、機関負荷以外のパラメータに応じて設定ＥＧＲ率が変化した場合には、設定ＥＧＲ率の変化に応じて実圧縮比も変化せしめられる。
　図１０は、ＥＧＲ率と実圧縮比との関係を示す図である。図１０に示したように、実圧縮比は、ＥＧＲ率が高くなるほど実圧縮比が高められる。これは、ＥＧＲ率が高くなるほど、実圧縮比を高めてもノッキングが発生しなくなるためである。ただし、ＥＧＲ率が高くなり過ぎると燃焼室５内での混合気の燃焼が不安定になり、トルク変動等を招いてしまう。このため、設定ＥＧＲ率は、機関負荷や機関回転数等に基づいて定まる或る一定のＥＧＲ率Ｘ以下の範囲内で設定される。
　なお、図９中の一点鎖線は、設定ＥＧＲ率が比較的低い場合における各パラメータの変化を表している。図から分かるように、設定ＥＧＲ率が比較的低い場合には、設定ＥＧＲ率が高い場合（図中の実線）に比べて、実圧縮比が低くされる。また、設定ＥＧＲ率が低い場合にＥＧＲ率が設定ＥＧＲ率に達する機関負荷は、設定ＥＧＲ率が高い場合にＥＧＲ率が設定ＥＧＲ率に達する機関負荷Ｌ２よりも高く、また、設定ＥＧＲ率が低い場合に吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達する機関負荷は、設定ＥＧＲ率が高い場合に吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達する機関負荷Ｌ３よりも高い。
　さらに、図９で示した例では、吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ３よりも負荷が高く且つＥＧＲ率が設定ＥＧＲ率に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷が低い領域（Ｌ３~Ｌ２）において、機関運転状態に基づいてＥＧＲ率を設定し、この設定ＥＧＲ率に基づいて実圧縮比を算出し、この実圧縮比となるように機械圧縮比が制御されている。すなわち、図９に示した例では、機械圧縮比は機関運転状態に応じて変化せしめられる。
　これに対して、斯かる領域において、機械圧縮比を機関負荷のみに基づいて制御するようにしてもよい。この様子を図１１に示す。
　図１１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、実圧縮比、吸気弁７の閉弁時期、吸気管内の圧力、スロットル弁１７の開度、ＥＧＲ率の各変化を示す、図９と同様な図である。図１１に実線で示した例では、機関負荷がＬ１からＬ２の領域において、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給した場合（図中の実線）にも供給しない場合（図中の破線）にも機関負荷に応じて機械圧縮比が同様に制御される。すなわち、図１１に実線で示した例では、機械圧縮比が機関負荷のみに基づいて制御されている。機械圧縮比をこのように制御することによって、図９に示した場合に比べて機械圧縮比の制御を容易なものとすることができる。
　なお、この場合、機関負荷がＬ１からＬ２の領域において、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給した場合（図１１中の実線）には、ＥＧＲガスを燃焼室５内へ供給しない場合（図１１中の破線）に比べて、機械圧縮比を高めることによらずに吸気弁７の閉弁時期を進角することのみによって実圧縮比が高められる。
　図１２は、本発明の実施形態の火花点火式内燃機関の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１２を参照すると、まず、ステップ１１において負荷センサ４１の出力に基づいて機関負荷Ｌが検出される。次いで、ステップＳ１２において、ステップＳ１１で検出された機関負荷Ｌが吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達する負荷Ｌ３以下であるか否かが判定される。
　ステップＳ１２において、機関負荷Ｌが負荷Ｌ３以下であ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、内燃機関の運転パラメータ（機関回転数、機関冷却水温等）に基づいて目標ＥＧＲ率が算出される。目標ＥＧＲ率を算出する際の運転パラメータとして機関負荷を用いてもよい。
　次いで、ステップＳ１４では、ステップＳ１３で算出された目標ＥＧＲ率に基づいて図１０に示したようなマップを用いて目標実圧縮比が算出される。次いで、ステップＳ１５では、吸気弁７の目標閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に設定される。ステップＳ１６では、吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期にあるときに実圧縮比がステップＳ１４で算出された目標実圧縮比となるように目標機械圧縮比が算出される。次いで、ステップＳ１７では、燃焼室５内へ供給される吸入空気量が機関負荷に応じた吸入空気量となるように目標スロットル開度が算出される。
　一方、ステップＳ１２において、機関負荷Ｌが吸気弁７の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達する負荷Ｌ３よりも高いと判定された場合には、ステップＳ１８へと進む。ステップＳ１８では、ステップＳ１３と同様に目標ＥＧＲ率が算出される。次いで、ステップＳ１９では、ステップＳ１８で算出された目標ＥＧＲ率に基づいて図１０に示したようなマップを用いて目標実圧縮比が算出される。次いで、ステップＳ２０では、機関負荷、目標ＥＧＲ率に基づいて、燃焼室５内へ供給される吸入空気量（新気量）が機関負荷に応じた吸入空気量となるように吸気弁７の目標閉弁時期が算出される。ステップＳ２１では、吸気弁７の閉弁時期がステップＳ２０で算出された吸気弁７の目標閉弁時期にあるときに、実圧縮比がステップＳ１９で算出された目標実圧縮比となるように目標機械圧縮比が算出される。次いで、ステップＳ２２では、ステップＳ１８で算出された目標ＥＧＲ率に基づいて、吸気管内の圧力が大気圧となるように目標スロットル弁開度が算出される。
　ステップＳ２３では、機械圧縮比がステップＳ１６又はＳ２１で算出された目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構Ａが制御され、吸気弁７の閉弁時期がステップＳ１５又はＳ２０で算出された目標閉弁時期となるように可変バルブタイミング機構が制御される。また、スロットル弁１７の開度がステップＳ１７又はＳ２２で算出された目標スロットル開度となるようにスロットル弁１７が制御され、ＥＧＲ率がステップＳ１３又はＳ１８で算出された目標ＥＧＲ率となるようにＥＧＲ制御弁２４が制御され、制御ルーチンが終了せしめられる。
　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。
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
２３…ＥＧＲ通路
２４…ＥＧＲ制御弁
２５…ＥＧＲ冷却装置
Ａ…可変圧縮比機構
Ｂ…可変バルブタイミング機構

Claims (18)

  1. 　機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、ＥＧＲ通路を介して排気ガスの一部をＥＧＲガスとして再び燃焼室内に供給するＥＧＲ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が高くされる、火花点火式内燃機関において、
    　ＥＧＲ率が高くなるほど実圧縮比を高めるようにした、火花点火式内燃機関。
  2. 　機関低負荷運転時には機械圧縮比を高めることによって実圧縮比が高められる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
  3. 　機関中負荷運転時には吸気弁の閉弁時期を進角させることによって実圧縮比が高められる、請求項１又は２に記載の火花点火式内燃機関。
  4. 　機関中負荷運転時には吸気弁の閉弁時期を進角させることに加えて機械圧縮比を高めることによって実圧縮比が高められる、請求項３に記載の火花点火式内燃機関。
  5. 　機関低中負荷運転時には上記ＥＧＲ機構によりＥＧＲガスが燃焼室内に供給せしめられる、請求項１~４のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
  6. 　機関中高負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期は、機関負荷が高くなるにつれて、進角側限界閉弁時期まで進角せしめられる、請求項１~５のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
  7. 　機関中高負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では燃焼室内に供給される吸入空気量が吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御される、請求項６に記載の火花点火式内燃機関。
  8. 　機関中高負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では、機関負荷が高くなるほどＥＧＲ率が高くせしめられる、請求項６又は７に記載の火花点火式内燃機関。
  9. 　機関中高負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では、機関負荷が高くなるほどスロットル弁の開度が小さくせしめられる、請求項８に記載の火花点火式内燃機関。
  10. 　機関中高負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの危難負荷よりも負荷の低い領域では、機関負荷にかかわらずにＥＧＲ率がほぼ一定に保持される、請求項６又は７に記載の火花点火式内燃機関。
  11. 　機関中高負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では機関負荷にかかわらずにスロットル弁の開度が全開よりも閉じられたほぼ一定の開度に保持される、請求項１０に記載の火花点火式内燃機関。
  12. 　吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では、吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に保持される、請求項６~１１のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
  13. 　吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では、機関負荷が高くなるにつれてスロットル弁の開度が大きくされる、請求項１２に記載の火花点火式内燃機関。
  14. 　吸気弁の閉弁時期が進角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の高い領域では、燃焼室内に供給される吸入空気量がスロットル弁の開度を変えることによって制御される、請求項１０に記載の火花点火式内燃機関。
  15. 　機関低負荷運転時において、吸気弁の閉弁時期は、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遅角側限界閉弁時期まで遅角せしめられる、請求項１~１４のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
  16. 　吸気弁の閉弁時期が遅角側限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では、燃焼室内に供給される吸入空気量がスロットル弁の開度を変えることによって制御される、請求項１５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１~１６のいずれか１項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１~１７のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
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