WO2010146719A1 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

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WO2010146719A1
WO2010146719A1 PCT/JP2009/061254 JP2009061254W WO2010146719A1 WO 2010146719 A1 WO2010146719 A1 WO 2010146719A1 JP 2009061254 W JP2009061254 W JP 2009061254W WO 2010146719 A1 WO2010146719 A1 WO 2010146719A1
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valve
intake
closing timing
combustion chamber
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PCT/JP2009/061254
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秋久大輔
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トヨタ自動車株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a spark ignition internal combustion engine.
  • variable compression ratio mechanism that can change the mechanical compression ratio
  • a variable valve timing mechanism that can control the closing timing of the intake valve
  • the intake air amount supplied to the combustion chamber is mainly closed by the intake valve Controlled by changing the timing
  • the mechanical compression ratio increases toward the maximum mechanical compression ratio as the amount of intake air supplied to the combustion chamber decreases
  • the closing timing of the intake valve is away from the intake bottom dead center
  • the intake air amount supplied to the combustion chamber is reduced, and when the intake valve closing timing reaches the limit valve closing timing, the supply intake air amount to the combustion chamber is variable.
  • the control limit intake air amount which is the control limit by the mechanism, becomes the control limit, and when the supply intake air amount to the combustion chamber further decreases below the control limit intake air amount, the throttle valve controls the supply intake air amount to the combustion chamber.
  • spark ignition internal combustion engine the closing timing of the intake valve is held at the limit closing timing is known (see Patent Document 1).
  • the throttle valve is first opened fully open regardless of the degree of acceleration, and then the intake air amount supplied to the combustion chamber is increased when the throttle valve is fully opened. The movement of the closing timing of the intake valve in a direction approaching the intake bottom dead center from the limit closing timing is started.
  • An object of the present invention is to provide a spark ignition type internal combustion engine capable of obtaining good acceleration when rapid acceleration is required.
  • variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio and the variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve are provided, and the amount of intake air supplied to the combustion chamber is mainly used.
  • the mechanical compression ratio is increased toward the maximum mechanical compression ratio as the amount of intake air supplied to the combustion chamber decreases, and the closing timing of the intake valve is increased.
  • the amount of intake air supplied to the combustion chamber is reduced as it is moved away from the bottom dead center toward the limit valve closing timing, and when the intake valve closing timing reaches the limit valve closing timing, supply to the combustion chamber is performed.
  • the intake air amount becomes the control limit intake air amount, which is the control limit by the variable valve mechanism, and when the intake air amount supplied to the combustion chamber further decreases below the control limit intake air amount, the closing timing of the intake valve is the limit valve closing timing.
  • an acceleration operation is performed when the intake air amount supplied to the combustion chamber is less than the control limit intake air amount, and is required when the required acceleration is higher than a predetermined degree. Movement of the closing timing of the intake valve from the limit closing timing toward the intake bottom dead center when the amount of intake air supplied to the combustion chamber is smaller than when the acceleration is lower than a predetermined degree
  • a spark ignition internal combustion engine is provided.
  • the intake valve closes at the earlier timing. It is changed toward the point to start increasing the amount of intake air supplied to the combustion chamber. As a result, the rise of the engine output torque is quickened, and thus good acceleration commensurate with the demand can be obtained.
  • FIG. 1 is an overall view of a spark ignition type internal combustion engine
  • FIG. 2 is an exploded perspective view of a variable compression ratio mechanism
  • FIGS. 3A and 3B are schematic side sectional views of the internal combustion engine
  • FIG. 5 is a diagram showing the variable valve timing mechanism
  • FIG. 5 is a diagram showing the lift amount of the intake valve and the exhaust valve
  • FIGS. 6 (A), 6 (B) and 6 (C) show the mechanical compression ratio, actual compression ratio and expansion ratio.
  • FIG. 7 is a diagram for explaining the relationship between theoretical thermal efficiency and expansion ratio
  • FIGS. 8A and 8B are diagrams for explaining a normal cycle and an ultra-high expansion ratio cycle
  • FIG. Is a diagram showing changes in the mechanical compression ratio etc. according to the engine load
  • FIG. 10 is a diagram showing changes in the mechanical compression ratio etc. according to the target value GAt of the supply intake air amount to the combustion chamber
  • FIG. FIG. 12 is a diagram showing a map of the required value of the supplied intake air amount GAO
  • FIG. 12 shows the required value G of the supplied intake air amount to the combustion chamber O
  • GAT shows a 2
  • FIG. 14 is the operation control 13 indicating the temporal change, such as the mechanical compression ratio at the time of acceleration
  • Figure 15 is modified It is a flowchart for calculating the value KGA.
  • FIG. 1 shows a side sectional view of a spark ignition type internal combustion engine.
  • 1 is a crankcase
  • 2 is a cylinder block
  • 3 is a cylinder head
  • 4 is a piston
  • 5 is a combustion chamber
  • 6 is a spark plug disposed at the center of the top surface of the combustion chamber 5
  • 7 is intake air.
  • 8 is an intake port
  • 9 is an exhaust valve
  • 10 is an exhaust port.
  • the intake port 8 is connected to a surge tank 12 via an intake branch pipe 11, and a fuel injection valve 13 for injecting fuel into the corresponding intake port 8 is arranged in each intake branch pipe 11.
  • the fuel injection valve 13 may be arranged in each combustion chamber 5 instead of being attached to each intake branch pipe 11.
  • the surge tank 12 is connected to an air cleaner 15 via an intake duct 14, and a throttle valve 17 driven by an actuator 16 and an intake air amount detector 18 using, for example, heat rays are arranged in the intake duct 14.
  • the exhaust port 10 is connected to a catalytic converter 20 containing, for example, a three-way catalyst via an exhaust manifold 19, and an air-fuel ratio sensor 21 is disposed in the exhaust manifold 19.
  • the piston 4 is positioned at the compression top dead center by changing the relative position of the crankcase 1 and the cylinder block 2 in the cylinder axial direction at the connecting portion between the crankcase 1 and the cylinder block 2.
  • variable compression ratio mechanism A capable of changing the volume of the combustion chamber 5 at the time
  • actual compression action start timing changing mechanism B capable of changing the actual start time of the compression action.
  • the actual compression action start timing changing mechanism B is composed of a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve 7.
  • the electronic control unit 30 is composed of a digital computer, and is connected to each other by a bidirectional bus 31.
  • the output signal of the intake air amount detector 18 and the output signal of the air-fuel ratio sensor 21 are input to the input port 35 via corresponding AD converters 37, respectively.
  • a load sensor 41 that generates an output voltage proportional to the depression amount L of the accelerator pedal 40 is connected to the accelerator pedal 40, and the output voltage of the load sensor 41 is input to the input port 35 via the corresponding AD converter 37. Is done.
  • a crank angle sensor 42 that generates an output pulse every time the crankshaft rotates, for example, 30 ° is connected to the input port 35.
  • the output port 36 is connected to the spark plug 6, the fuel injection valve 13, the throttle valve driving actuator 16, the variable compression ratio mechanism A, and the variable valve timing mechanism B through corresponding drive circuits 38.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A shown in FIG. 1, and FIG. 3 is a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown.
  • a plurality of protrusions 50 spaced from each other are formed below both side walls of the cylinder block 2, and cam insertion holes 51 each having a circular cross section are formed in each protrusion 50.
  • cam insertion holes 51 each having a circular cross section are formed in each protrusion 50.
  • a plurality of protrusions 52 are formed on the upper wall surface of the crankcase 1 so as to be fitted between the corresponding protrusions 50 spaced apart from each other.
  • Cam insertion holes 53 each having a circular cross section are formed. As shown in FIG.
  • a pair of camshafts 54 and 55 are provided, and on each camshaft 54 and 55, a circular cam 56 is rotatably inserted into each cam insertion hole 51. It is fixed. These circular cams 56 are coaxial with the rotational axes of the camshafts 54 and 55.
  • an eccentric shaft 57 arranged eccentrically with respect to the rotation axis of each camshaft 54, 55 extends between the circular cams 56 as shown by hatching in FIG.
  • a cam 58 is eccentrically mounted for rotation. As shown in FIG. 2, the circular cams 58 are disposed between the circular cams 56, and the circular cams 58 are rotatably inserted into the corresponding cam insertion holes 53.
  • the cylinder block 2 moves away from the crankcase 1 as the distance between the center and the center of the circular cam 58 increases.
  • the volume of the combustion chamber 5 increases when the piston 4 is positioned at the compression top dead center. Therefore, by rotating the camshafts 54 and 55, the piston 4 is compressed at the top dead center.
  • the volume of the combustion chamber 5 when it is located at can be changed.
  • a pair of worm gears 61 and 62 having opposite spiral directions are attached to the rotation shaft of the drive motor 59, respectively.
  • FIGS. 1 to 3 shows an example, and any type of variable compression ratio mechanism can be used.
  • FIG. 4 shows the variable valve timing mechanism B attached to the end of the camshaft 70 for driving the intake valve 7 in FIG. Referring to FIG.
  • variable valve timing mechanism B includes a timing pulley 71 that is rotated in the direction of an arrow by a crankshaft of an engine via a timing belt, a cylindrical housing 72 that rotates together with the timing pulley 71, an intake valve A rotating shaft 73 that rotates together with the driving camshaft 70 and is rotatable relative to the cylindrical housing 72, and a plurality of partition walls 74 that extend from the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 to the outer peripheral surface of the rotating shaft 73. And a vane 75 extending from the outer peripheral surface of the rotating shaft 73 to the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 between the partition walls 74, and an advance hydraulic chamber 76 on each side of each vane 75. A retarding hydraulic chamber 77 is formed.
  • the hydraulic oil supply control to the hydraulic chambers 76 and 77 is performed by a hydraulic oil supply control valve 78.
  • the hydraulic oil supply control valve 78 includes hydraulic ports 79 and 80 connected to the hydraulic chambers 76 and 77, a hydraulic oil supply port 82 discharged from the hydraulic pump 81, a pair of drain ports 83 and 84, And a spool valve 85 for controlling communication between the ports 79, 80, 82, 83, and 84.
  • the hydraulic oil in the retard hydraulic chamber 77 is discharged from the drain port 84 while being supplied to the hydraulic chamber 76. At this time, the rotary shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the direction of the arrow.
  • the spool valve 85 is moved to the left in FIG. 4, and the hydraulic oil supplied from the supply port 82 causes the hydraulic port 80 to move.
  • the hydraulic oil in the advance hydraulic chamber 76 is discharged from the drain port 83 while being supplied to the retard hydraulic chamber 77. At this time, the rotating shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the direction opposite to the arrow. If the spool valve 85 is returned to the neutral position shown in FIG.
  • variable valve timing mechanism B can advance and retard the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 by a desired amount.
  • the solid line shows the time when the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 is advanced the most by the variable valve timing mechanism B
  • the broken line shows the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 being the most advanced. It shows when it is retarded. Therefore, the valve opening period of the intake valve 7 can be arbitrarily set between the range indicated by the solid line and the range indicated by the broken line in FIG.
  • variable valve timing mechanism B shown in FIG. 1 and FIG. 4 shows an example.
  • variable valve timing that can change only the closing timing of the intake valve while keeping the opening timing of the intake valve constant.
  • Various types of variable valve timing mechanisms, such as mechanisms, can be used.
  • FIGS. 6 (A) to 6 (C) show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for the sake of explanation.
  • FIG. 6A explains the mechanical compression ratio.
  • FIG. 6B describes 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 the normal cycle and the ultra-high expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention. A comparison is shown.
  • FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio
  • FIGS. 8A and 8B show the normal cycle and the ultra-high expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention. A comparison is shown.
  • FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio
  • FIGS. 8A and 8B show the normal cycle and the ultra-high expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention. A comparison is shown
  • FIG. 8A shows a normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action by the piston is started from the vicinity of the intake bottom dead center.
  • the combustion chamber volume is set to 50 ml
  • the stroke volume of the piston is set to 500 ml, similarly to the example shown in FIGS. 6A, 6B, and 6C.
  • the actual compression ratio is almost 11
  • the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, and the expansion ratio are substantially equal.
  • 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, it is only necessary to increase the actual compression ratio.
  • the actual compression ratio can only be increased to a maximum of about 12 due to the restriction of the occurrence of knocking at the time of engine high load operation, and thus the theoretical thermal efficiency cannot be sufficiently increased in a normal cycle.
  • the present inventor has studied to increase the theoretical thermal efficiency by strictly dividing the mechanical compression ratio and the actual compression ratio, and as a result, the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio, and the theoretical thermal efficiency
  • the actual compression ratio has been found to have little effect. That is, if the actual compression ratio is increased, the explosive force is increased, but a large amount of energy is required for compression. Thus, even if the actual compression ratio is increased, the theoretical thermal efficiency is hardly increased.
  • the expansion ratio is increased, the period during which the pressing force acts on the piston during the expansion stroke becomes longer, and thus the period during which the piston applies the rotational force to the crankshaft becomes longer. Therefore, the larger the expansion ratio, the higher the theoretical thermal efficiency.
  • the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased while the actual compression ratio is maintained at a low value and the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio is increased with the expansion ratio as shown by the solid line in FIG. It can be seen that there is no significant difference from the amount of increase.
  • knocking does not occur. Therefore, if the expansion ratio is increased while the actual compression ratio is maintained at a low value, the theoretical thermal efficiency is reduced while preventing the occurrence of knocking. Can be greatly increased.
  • 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 expansion ratio cycle can only be adopted when the engine load is relatively low. Therefore, in the present invention, when the engine load is relatively low, the super high expansion ratio cycle shown in FIG. 8B is used, and during the high engine load operation, the normal cycle shown in FIG. 8A is used. Next, the overall operation control will be described with reference to FIG. FIG. 9 shows changes in the mechanical compression ratio, expansion ratio, closing timing of the intake valve 7, actual compression ratio, intake air amount, throttle valve opening, and pumping loss according to the engine load at a certain engine speed. It is shown.
  • the average air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the output signal of the air-fuel ratio sensor 21 so that unburned HC, CO and NO x in the exhaust gas can be simultaneously reduced by the three-way catalyst in the catalytic converter 20.
  • the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is executed during engine high load operation. Accordingly, as shown in FIG. 9, the expansion ratio is low because the mechanical compression ratio is lowered at this time, and the valve closing timing of the intake valve 7 is advanced as shown by the solid line in FIG. ing. At this time, the amount of intake air supplied to the combustion chamber 5 is large.
  • the opening degree of the throttle valve 17 is kept fully open or almost fully open, so that the pumping loss is zero.
  • the closing timing of the intake valve 7 is delayed and the amount of intake air supplied to the combustion chamber 5 is reduced.
  • the mechanical compression ratio is increased as the engine load is lowered so that the actual compression ratio is kept substantially constant. Therefore, the expansion ratio is also increased as the engine load is lowered.
  • the throttle valve 17 is kept fully open or almost fully open. Therefore, the amount of intake air supplied to the combustion chamber 5 is changed by changing the closing timing of the intake valve 7 without depending on the throttle valve 17. It is controlled.
  • the pumping loss becomes zero.
  • the mechanical compression ratio is increased as the intake air amount supplied to the combustion chamber 5 is decreased under the condition that the actual compression ratio is substantially constant. That is, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is decreased in proportion to the decrease in the amount of intake air supplied to the combustion chamber 5. Therefore, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center changes in proportion to the amount of intake air supplied to the combustion chamber 5.
  • the air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the stoichiometric air-fuel ratio, so the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is proportional to the fuel amount. Will change.
  • the mechanical compression ratio is further increased, and when the engine load is lowered to the medium load L 2 slightly close to the low load, the mechanical compression ratio reaches the maximum mechanical compression ratio that becomes the structural limit of the combustion chamber 5.
  • the mechanical compression ratio reaches the maximum mechanical compression ratio, in the region of a load lower than the engine load L 2 when the mechanical compression ratio reaches the maximum mechanical compression ratio, the mechanical compression ratio is held at the maximum mechanical compression ratio.
  • the mechanical compression ratio is maximized and the expansion ratio is maximized at the time of low engine load operation and low engine load operation, that is, at the engine low load operation side.
  • the mechanical compression ratio is maximized so that the maximum expansion ratio is obtained on the engine low load operation side.
  • the closing timing of the intake valve 7 as the engine load in the embodiment shown in FIG. 9 is shown in solid lines also in FIG. 9 is lower than L 2 is delayed as the engine load becomes lower, the engine load closing timing of the intake valve 7 and drops to L 1 becomes the limit closing timing enabling control of the supply amount of intake air to the combustion chamber 5.
  • the amount of intake air can no longer be controlled by changing the closing timing of the intake valve 7.
  • the amount of intake air is controlled.
  • the pumping loss increases as shown in FIG.
  • the engine load as shown in Figure 9 is the actual compression ratio at high engine high load operation side of the L 2 is maintained at an actual compression ratio substantially the same for the same engine speed.
  • the actual compression ratio is determined by the closing timing of the intake valve 7, and the engine load is L 1 and L the actual compression ratio and the closing timing is delayed intake valve 7 as between 2 decreases, the closing timing is the limit closing of the intake valve 7 as the engine load is in the lower operating range than L 1 If it is held at the time, the actual compression ratio is kept constant.
  • the expansion ratio is 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG.
  • variable compression ratio mechanism A is formed so that the expansion ratio is 20 or more.
  • the amount of intake air supplied to the combustion chamber 5 can be controlled without using the throttle valve 17 by advancing the closing timing of the intake valve 7 as the engine load decreases. . Accordingly, when expressing the case shown in FIG.
  • the valve closing timing of the intake valve 7 becomes smaller as the engine load becomes lower. so that is moved in a direction away from intake bottom dead center BDC until the limit closing timing L 1 capable of controlling the supply amount of intake air to the combustion chamber 5.
  • the mechanical compression ratio intake valve 7 is closed so that the amount of intake air supplied to the combustion chamber 5 becomes a target value (hereinafter referred to as target intake air amount) GAt corresponding to the operating state of the engine.
  • target intake air amount hereinafter referred to as target intake air amount
  • FIG. 10 shows the mechanical compression ratio with respect to the target intake air amount GAt when the supply intake air amount supplied to the combustion chamber 5 becomes the target intake air amount QAt, the valve closing timing of the intake valve 7 and the opening degree of the throttle valve 17. It shows a change. Note that GL 1 and GL 2 on the horizontal axis in FIG. 10 correspond to L 1 and L 2 on the horizontal axis in FIG. In the example shown in FIG. 10, the closing timing of the intake valve 7 is advanced as the target intake air amount GAt increases, that is, moved closer to the intake bottom dead center BDC. The relationship shown in FIG. 10 is stored in the ROM 32 in advance, and the mechanical compression ratio, the closing timing of the intake valve 7 and the opening of the throttle valve 17 are usually shown in FIG.
  • the amount of intake air supplied to the combustion chamber 5 is controlled mainly by changing the valve closing timing of the intake valve 7, and the supply intake air to the combustion chamber 5 is controlled.
  • the mechanical compression ratio increases toward the maximum mechanical compression ratio, and combustion occurs as the closing timing of the intake valve 7 is moved toward the limit closing timing GL 1 in a direction away from the intake bottom dead center.
  • the supply intake air amount to the chamber 5 is reduced and the closing timing of the intake valve 7 reaches the limit closing timing, the supply intake air amount to the combustion chamber 5 is the control limit intake by the variable valve mechanism B.
  • the closing timing of the intake valve 7 is held at the limit closing timing. Furthermore, the opening degree of the throttle valve 17 is reduced as the supply amount of intake air is supplied intake air amount is reduced and becomes smaller than the control limitation intake air amount GL 1 to the combustion chamber 5 to the combustion chamber 5 in the embodiment according to the present invention I'm damned. That is, when the supply intake air amount to the combustion chamber 5 is smaller than the control limit intake air amount GL 1 , the supply intake air amount to the combustion chamber 5 is controlled by the throttle valve 17. As can be seen from FIG.
  • a required value (hereinafter referred to as a required intake air amount) GAO of the supply intake air amount to the combustion chamber 5 during vehicle operation is a map as shown in FIG. 11 as a function of the depression amount Acc of the accelerator pedal 40 and the engine speed N.
  • the required intake air amount GAO is normally set as the target intake air amount GAt. Therefore, normally, the valve closing timing of the intake valve 7 is changed as shown in FIG. 10 in accordance with the required intake air amount GAO.
  • a chain line GAtmax indicates the maximum allowable change speed of the target intake air amount GAt that can change the mechanical compression ratio, the closing timing of the intake valve 7 and the opening degree of the throttle valve 17.
  • the target intake air-fuel ratio when the change rate of the required intake air amount GAO as indicated by the broken line GAO 2 is lower than the maximum allowable change rate GAtmax GAT is caused to change following the change in the required intake air amount GAO, as shown by the solid line GAT 2.
  • the acceleration degree is high, that is, the target intake air quantity GAT as indicated by the solid line GAT 1 when the change rate of the required intake air amount GAO as indicated by a broken line GAO 1 is greater than the maximum allowable change rate AGtmax Is changed with the maximum allowable change speed AGtmax.
  • the mechanical compression ratio, the closing timing of the intake valve 7 and the opening of the throttle valve 17 are controlled based on a change in the target intake air amount GAt.
  • the maximum allowable change speed AGtmax is a constant value, but the AGtmax can be changed according to the depression amount Acc of the accelerator pedal 40 and the engine speed N.
  • the mechanical compression ratio, the closing timing of the intake valve 7 and the opening degree of the throttle valve 17 are controlled according to the target intake air amount GAt according to the relationship shown in FIG. 10, the highest thermal efficiency is obtained, and therefore the best fuel consumption is obtained. It is done. Therefore, in the embodiment according to the present invention, the mechanical compression ratio, the closing timing of the intake valve 7 and the opening of the throttle valve 17 are usually controlled according to the relationship shown in FIG. 10 according to the change in the target intake air amount GAt. Is first, the throttle valve 17 is caused to open valve towards fully open the case, therefore the acceleration operation when for example the target intake air amount GAt As can be seen from FIG.
  • FIG. 13 shows a case where a rapid acceleration operation is performed and the target intake air amount GAt changes as shown by GAt 1 in FIG. 12, the mechanical compression ratio, the closing timing of the intake valve 7, the opening of the throttle valve 17, And the time change of the intake air quantity actually supplied in the combustion chamber 5 is shown.
  • the solid line shows the mechanical compression ratio, the closing timing of the intake valve 7 and the opening of the throttle valve 17 according to changes in the target intake air amount GAt, as in the case where the requested acceleration is low.
  • the actual intake air amount supplied into the combustion chamber 5 gradually increases as shown in FIG.
  • the advance action of the closing timing of the intake valve 7 is started immediately.
  • the advance operation of the closing timing of the intake valve 7 is started immediately when acceleration is started in this way, the amount of intake air actually supplied into the combustion chamber 5 is indicated by a solid line as shown by a broken line. It rises at a faster speed.
  • the engine output torque rapidly increases, and as a result, a good acceleration operation can be obtained. That is, in general terms, in the embodiment according to the present invention, when acceleration operation is performed when the amount of intake air supplied to the combustion chamber 5 is smaller than the control limit intake air amount GL 1 , the required acceleration degree is predetermined.
  • the movement of the valve closing timing of the intake valve 7 immediately starts from the limit valve closing timing in a direction approaching the intake bottom dead center, and when the required acceleration degree is lower than the predetermined degree, the combustion chamber
  • the closing timing of the intake valve 7 is held at the limit closing timing until the supply intake air amount into the control limit intake air amount GL 1 is reached, and the supply intake air amount to the combustion chamber 5 is the control limit intake air movement of the valve closing timing of the intake valve 7 in the direction approaching the intake bottom dead center from the limit closing timing is started after reaching the amount GL 1.
  • the advance action of the closing timing of the intake valve 7 is preferably performed immediately when acceleration is started as described above, but the start timing of the advance action of the closing timing of the intake valve 7 is set to the start time of acceleration. Can be slightly delayed. Accordingly, when the present invention is comprehensively expressed including such a case, in the present invention, the acceleration operation is performed when the intake air amount supplied to the combustion chamber 5 is smaller than the control limit intake air amount GL 1. When the requested acceleration is higher than a predetermined degree, the intake air is reduced from the limit closing timing when the amount of intake air supplied to the combustion chamber 5 is smaller than when the required acceleration is lower than the predetermined degree. The movement of the closing timing of the intake valve 7 in the direction approaching the dead center is started.
  • the opening action of the throttle valve 17 is started immediately.
  • the apparent target intake air amount GAt at the start of the acceleration operation is GL 0
  • the apparent target intake air amount GAt is increased from GL 1 at this time, and the graph is based on the apparent target intake air amount GAt.
  • the closing timing and the mechanical compression ratio of the intake valve 7 are obtained from the relationship shown in FIG. 10, the advance operation of the closing timing of the intake valve 7 can be started immediately after the acceleration operation is started. Therefore, in the embodiment according to the present invention, the apparent target intake air amount GAt used for obtaining the mechanical compression ratio and the closing timing of the intake valve 7 based on FIG. 10 is accelerated to the target intake air amount GAt at that time.
  • FIG. 14 shows an operation control routine for controlling the operation of the engine
  • FIG. 15 shows a correction value KGA which is the difference between the target intake air amount GL 0 and the control limit intake air amount GL 1 at the start of acceleration described above. Shows a routine for obtaining. These routines are executed by interruption at regular intervals. Referring to FIG. 14, first, at step 90, the required intake air amount GAO is calculated from the map shown in FIG.
  • step 91 it is judged if the required intake air amount GAO is larger than the current target intake air amount GAt by a predetermined small value ⁇ or larger. If GAO-GAt> ⁇ , the routine proceeds to step 92, where a predetermined constant value ⁇ GA is added to the target intake air amount GAt, and then the routine proceeds to step 95. Therefore, for example, when the required intake air amount GAO is rapidly increased as shown by GAO 1 in FIG. 12, the target intake air amount GAt is set at a certain time as shown by GAt 1 as long as GAO ⁇ GAt> ⁇ . Each time it is increased by a constant value ⁇ GA.
  • step 91 when it is determined at step 91 that GAO ⁇ GAt ⁇ ⁇ , the routine proceeds to step 93 where it is determined whether or not the required intake air amount GAO is smaller than the current target intake air amount GAt by a certain value ⁇ or more.
  • step 94 the constant value ⁇ GA is subtracted from the target air-fuel ratio GAt, and then the routine proceeds to step 95.
  • step 93 when it is determined in step 93 that GAt ⁇ GAO ⁇ ⁇ , that is, when GAt ⁇ ⁇ GAO ⁇ GAt + ⁇ , the process proceeds to step 95 without changing the target intake air amount GAt. That is, when the acceleration is low as indicated by GAO 2 in FIG.
  • step 95 the opening degree of the throttle valve 17 is controlled based on the target intake air amount GAt from the relationship shown in FIG.
  • the correction value KGA calculated in the routine shown in FIG. 15 is read, and then at step 97, this correction value KGA is added to the target intake air amount GAt.
  • the correction value KGA except when the target intake air amount GAt rapid acceleration operation has been performed when lower than the control limit intake air amount GL 1, is zero.
  • step 98 the mechanical compression ratio is controlled based on the target intake air amount GAt calculated at step 97 from the relationship shown in FIG. 10, and then at step 99, the target calculated at step 97 from the relationship shown in FIG.
  • the closing timing of the intake valve 7 is controlled based on the intake air amount GAt.
  • the correction value KGA calculation routine shown in FIG. 15 will be described. Referring to FIG. 15, first, at step 100, the required intake air amount GAO is calculated from the map shown in FIG. Next, at step 101, it is judged if a sudden acceleration flag that is set at the time of sudden acceleration is set. When the rapid acceleration flag is not set, the routine proceeds to step 102 where it is determined whether or not rapid acceleration is in progress.
  • the required acceleration when the required acceleration is higher than a predetermined degree, it is determined that the vehicle is suddenly accelerating.
  • an amount representative of acceleration for example, an increase amount or change rate of the required intake air amount GAO can be used.
  • the increase amount of the required intake air amount GAO is equal to or greater than a set amount and is required.
  • the change speed of the intake air amount GAO is equal to or higher than the set speed, it is determined that the vehicle is suddenly accelerating.
  • the routine proceeds to step 108 where the correction value KGA is made zero.
  • the routine proceeds to step 103 where the current target intake air amount GAt calculated in the routine shown in FIG.
  • step 14 is greater than the control limit intake air amount GL 1. It is determined whether or not it is low. When GAt ⁇ GL 1, the routine proceeds to step 108, where the correction value KGA is made zero. On the other hand, when it is determined at step 103 that GAt ⁇ GL 1 , the routine proceeds to step 104 where the value (GL 1 -GAt) obtained by subtracting the current target intake air amount GAt from the control limit intake air amount GL 1 is corrected. The value is KGA. Next, the routine proceeds to step 105, where the rapid acceleration flag is set.
  • step 101 the routine proceeds from step 101 to step 106, and whether or not the difference (GAO-GAt) between the required intake air amount GAO and the target intake air amount GAt has become a certain value ⁇ or less. Is determined.
  • GAO ⁇ GAt ⁇ ⁇ the routine proceeds to step 107, where the rapid acceleration flag is reset, and then proceeds to step 108, where the correction value KGA is made zero. That is, if sudden acceleration is performed when GAt ⁇ GL 1, the correction value KGA is calculated, and this calculated correction value is maintained until the target intake air amount GAt approaches the required intake air amount GAO.

Abstract

　内燃機関において、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構（Ａ）と、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）とを具備する。燃焼室（５）への供給吸入空気量が少ないときには吸気弁（７）の閉弁時期は限界閉弁時期に保持されており、通常は燃焼室（５）への供給吸入空 気量が或る程度増大したときに吸気弁（７）の閉弁時期の進角作用が開始される。これに対し、燃焼室 （５）への供給吸入空気量が少ないときに急加速運転が行われたときには吸気弁（７）の閉弁時期の進角作用がただちに開始される。

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ており、燃焼室への供給吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、燃焼室への供給吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が最大機械圧縮比に向けて増大せしめられ、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に限界閉弁時期に向けて移動せしめられるにつれて燃焼室への供給吸入空気量が減少せしめられると共に吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると燃焼室への供給吸入空気量は可変バルブ機構による制御限界である制御限界吸入空気量となり、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも更に減少したときにはスロットル弁により燃焼室への供給吸入空気量が制御され、このとき吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される火花点火式内燃機関が公知である（特許文献１を参照）。
　この内燃機関では、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに、即ち燃焼室への供給吸入空気量がスロットル弁によって制御されているときに加速運転が行われると、最良の燃費が得られるよう、加速の度合にかかわらずにまず初めにスロットル弁が全開に向けて開弁せしめられ、次いでスロットル弁が全開になると燃焼室への供給吸入空気量を増大すべく限界閉弁時期から吸気下死点に近ずく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される。
特開２００７−３０３４２３号公報
　しかしながら急速な加速が要求されているときに最良の燃費が得られるよう、まず初めにスロットル弁を全開するまで開弁せしめ、次いで吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に向けて移動されるようにすると燃焼室への供給吸入空気量が増大するのに時間を要し、即ち機関の出力トルクが増大するのに時間を要し、急速な加速が要求されているにもかかわらずに良好な加速が得られないという問題がある。
　本発明の目的は、急速な加速が要求されたときに良好な加速が得られるようにした火花点火式内燃機関を提供することにある。
　本発明によれば、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、燃焼室への供給吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、燃焼室への供給吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が最大機械圧縮比に向けて増大せしめられ、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に限界閉弁時期に向けて移動せしめられるにつれて燃焼室への供給吸入空気量が減少せしめられると共に吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると燃焼室への供給吸入空気量は可変バルブ機構による制御限界である制御限界吸入空気量となり、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも更に減少したときには吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される火花点火式内燃機関において、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときには要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときに比べて燃焼室への供給吸入空気量が少ないときに限界閉弁時期から吸気下死点に近ずく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される火花点火式内燃機関が提供される。
　要求加速度合が高いときには要求加速度合が低いときに比べて、燃焼室への供給吸入空気量が少ないときに、即ち加速要求があった後、早い時期に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に向け変化させて燃焼室への供給吸入空気量の増量作用を開始させる。その結果、機関出力トルクの立上がりが早くなり、斯くして要求に見合った良好な加速を得ることができる。
　図１は火花点火式内燃機関の全体図、図２は可変圧縮比機構の分解斜視図、図３（Ａ）および３（Ｂ）は図解的に表した内燃機関の側面断面図、図４は可変バルブタイミング機構を示す図、図５は吸気弁および排気弁のリフト量を示す図、図６（Ａ）、６（Ｂ）および６（Ｃ）は機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示す図、図８（Ａ）および８（Ｂ）は通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図、図９は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図、図１０は燃焼室への供給吸入空気量の目標値ＧＡｔに応じた機械圧縮比等の変化を示す図、図１１は燃焼室への供給吸入空気量ＧＡＯの要求値のマップを示す図、図１２は燃焼室への供給吸入空気量の要求値ＧＡＯ，ＧＡＯ２と目標値ＧＡｔ１，ＧＡｔ２とを示す図、図１３は加速時における機械圧縮比等の時間的変化を示す図、図１４は運転制御を行うためのフローチャート、図１５は修正値ＫＧＡを算出するためのフローチャートである。
　図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
　図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１には夫々対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
　サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。
　一方、図１に示される実施例ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施例ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。
　電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８の出力信号および空燃比センサ２１の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火栓６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。
　図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
　図２に示されるように一対のカムシャフト５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入される円形カム５６が固定されている。これらの円形カム５６は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５６間には図３においてハッチングで示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５８が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５８は各円形カム５６間に配置されており、これら円形カム５８は対応する各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入されている。
　図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５上に固定された円形カム５６を図３（Ａ）において実線の矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が下方中央に向けて移動するために円形カム５８がカム挿入孔５３内において図３（Ａ）の破線の矢印に示すように円形カム５６とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７が下方中央まで移動すると円形カム５８の中心が偏心軸５７の下方へ移動する。
　図３（Ａ）と図３（Ｂ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離によって定まり、円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。
　図２に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォームギア６１，６２が取付けられており、これらウォームギア６１，６２と噛合する歯車６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。なお、図１から図３に示される可変圧縮比機構Ａは一例を示すものであっていかなる形式の可変圧縮比機構でも用いることができる。
　一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
　各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
　吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。
　これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。
　回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。
　図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
　図１および図４に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。
　次に図６（Ａ）から図６（Ｃ）を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。
　図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
　図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
　図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
　次に図７および図８を参照しつつ本発明において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８（Ａ）および８（Ｂ）は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。
　図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
　図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
　一方、このような状況下で本発明者は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し、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことを見い出したのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
　これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線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の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
　このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。
　図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０ｍｌから２０ｍｌまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００ｍｌから２００ｍｌになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６となる。図８（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。
　一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。
　次に図９を参照しつつ運転制御全般について説明する。
　図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた機械圧縮比、膨張比、吸気弁７の閉弁時期、実圧縮比、吸入空気量、スロットル弁１７の開度およびポンピング損失の各変化が示されている。なお、図９は、触媒コンバータ２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯｘを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。
　さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには燃焼室５への供給吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開又はほぼ全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。
　一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなると吸気弁７の閉弁時期が遅くされて燃焼室５への供給吸入空気量が減少せしめられる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開又はほぼ全開状態に保持されており、従って燃焼室５への供給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燃焼室５への供給吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、燃焼室５への供給吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。従ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃焼室５への供給吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
　機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ２まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる最大機械圧縮比に達する。機械圧縮比が最大機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が最大機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が最大機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。
　一方、図９に示される実施例では機関負荷がＬ２より低くなっても図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は機関負荷が低くなるにつれて遅らされ、機関負荷がＬ１まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５への供給吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
　吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷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への供給吸入空気量が制御される。ただし、スロットル弁１７による燃焼室５への供給吸入空気量の制御が行われると図９に示されるようにポンピング損失が増大する。
　一方、図９に示されるように機関負荷がＬ２より高い機関高負荷運転側では実圧縮比は同一の機関回転数に対してはほぼ同一の実圧縮比に維持される。これに対し、機関負荷がＬ２よりも低いとき、即ち機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されているときには実圧縮比は吸気弁７の閉弁時期によって決まり、機関負荷がＬ１とＬ２の間におけるように吸気弁７の閉弁時期が遅らされると実圧縮比は低下し、機関負荷がＬ１よりも低い運転領域におけるように吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると実圧縮比は一定に維持される。
　ところで前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。従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。
　一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに燃焼室５への供給吸入空気量を制御することができる。従って、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室５への供給吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌ１まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。
　さて、本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が機関の運転状態に応じた目標値（以下、目標吸入空気量）ＧＡｔとなるように機械圧縮比吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御される。図１０はこのように燃焼室５への供給吸入空気量が目標吸入空気量ＱＡｔとなるときの目標吸入空気量ＧＡｔに対する機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の変化を示している。なお、図１０の横軸におけるＧＬ１，ＧＬ２は図９の横軸におけるＬ１，Ｌ２に対応している。また、図１０に示される例では吸気弁７の閉弁時期は目標吸入空気量ＧＡｔが増大するにつれて進角せしめられる、即ち吸気下死点ＢＤＣに近ずく方向に移動せしめられる。図１０に示す関係は予めＲＯＭ３２内に記憶されており、機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は目標吸入空気量ＧＡｔの変化に応じて通常は図１０に示す関係に従って制御される。
　即ち、図１０からわかるように本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が主に吸気弁７の閉弁時期を変化させることによって制御され、燃焼室５への供給吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が最大機械圧縮比に向けて増大せしめられ、吸気弁７の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に限界閉弁時期ＧＬ１に向けて移動せしめられるにつれて燃焼室５への供給吸入空気量が減少せしめられると共に吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると燃焼室５への供給吸入空気量は可変バルブ機構Ｂによる制御限界である制御限界吸入空気量ＧＬ１となり、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも更に減少したときには吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
　更に、本発明による実施例では燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少なくなると燃焼室５への供給吸入空気量が少なくなるにつれてスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。即ち、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないときには燃焼室５への供給吸入空気量はスロットル弁１７によって制御される。また、図１０からわかるように燃焼室５への供給吸入空気量が減少してＧＬ２に達すると機械圧縮比は最大となり、燃焼室５への供給吸入空気量がＧＬ２よりも少なくなると機械圧縮比は最大機械圧縮比に維持される。
　車両運転時における燃焼室５への供給吸入空気量の要求値（以下、要求吸入空気量と称す）ＧＡＯはアクセルペダル４０の踏込み量Ａｃｃおよび機関回転数Ｎの関数として図１１に示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、通常はこの要求吸入空気量ＧＡＯが目標吸入空気量ＧＡｔとされる。従って通常、吸気弁７の閉弁時期等は要求吸入空気量ＧＡＯに応じて図１０に示されるように変化せしめられる。
　しかしながら機械圧縮比の変更、吸気弁７の閉弁時期の変更およびスロットル弁１７の開度の変更には時間を要し、従って機械圧縮比の変更、吸気弁７の閉弁時期の変更およびスロットル弁１７の開度の変更を行う速度、即ち目標吸入空気量ＧＡｔを変更しうる速度には限度がある。そこで本発明による実施例では要求吸入空気量ＧＡＯが急激に変化した場合には機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更しうる速度でもって目標吸入空気量ＧＡｔを変化させるようにしている。次にこのことについて図１２を参照しつつ説明する。
　図１２は加速運転が行われた場合の要求吸入空気量ＧＡＯと目標吸入空気量ＧＡｔの時間的変化を示している。なお、図１２において鎖線ＧＡｔｍａｘは機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更しうる目標吸入空気量ＧＡｔの最大許容変化速度を示している。図１２に示されるように本発明による実施例では加速度合が低いとき、即ち破線ＧＡＯ２で示されるように要求吸入空気量ＧＡＯの変化速度が最大許容変化速度ＧＡｔｍａｘよりも低いときには目標吸入空燃比ＧＡｔは実線ＧＡｔ２で示されるように要求吸入空気量ＧＡＯの変化に追従して変化せしめられる。
　これに対し、加速度合が高いとき、即ち破線ＧＡＯ１で示されるように要求吸入空気量ＧＡＯの変化速度が最大許容変化速度ＡＧｔｍａｘよりも大きいときには実線ＧＡｔ１で示されるように目標吸入空気量ＧＡｔは最大許容変化速度ＡＧｔｍａｘでもって変化せしめられる。このとき機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は目標吸入空気量ＧＡｔの変化に基いて制御される。なお、本発明による実施例ではこの最大許容変化速度ＡＧｔｍａｘは一定値とされているが、このＡＧｔｍａｘはアクセルペダル４０の踏込み量Ａｃｃおよび機関回転数Ｎに応じて変化させることもできる。
　さて、図１０に示される関係に従って目標吸入空気量ＧＡｔに応じ機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を制御すると最も熱効率が高くなり、従って最も良好な燃費が得られる。従って本発明による実施例では通常、機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は目標吸入空気量ＧＡｔの変化に応じ図１０に示す関係に従って制御される。
　従って図１０からわかるように例えば目標吸入空気量ＧＡｔが制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないときに加速運転が行われた場合にはまず初めにスロットル弁１７が全開に向けて開弁せしめられ、次いでスロットル弁１７が全開になると吸気弁７の閉弁時期の進角作用が開始される。要求されている加速度合が低い場合には図１０に示す関係に従って機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を制御しても何ら問題が生じない。
　しかしながら急速な加速が要求されているときに最良の燃費が得られるよう、図１０に示す関係に従ってまず初めにスロットル弁１７を全開するまで開弁せしめ、次いで吸気弁７の閉弁時期の進角作用を開始すると燃焼室５への供給吸入空気量が増大するのに時間を要し、即ち機関の出力トルクが増大するのに時間を要し、急速な加速が要求されているにもかかわらずに良好な加速が得られないという問題を生ずる。
　そこで本発明では急速な加速が要求されたときに良好な加速が得られるように、目標吸入空気量ＧＡｔが制御限界吸入空気量ＧＬ１まで上昇する前に吸気弁７の閉弁時期の進角作用を開始させるようにしている。次にこのことについて図１３を参照しつつ説明する。
　図１３は急速な加速運転が行われ、目標吸入空気量ＧＡｔが図１２においてＧＡｔ１で示されるように変化したときの機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期、スロットル弁１７の開度、および燃焼室５内に実際に供給される吸入空気量の時間的変化を示している。なお、図１３において実線は要求された加速度合が低いときのように、機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が目標吸入空気量ＧＡｔの変化に応じ図１０に示す関係に従って制御された場合を示しており、この場合には燃焼室５内に供給される実際の吸入空気量は図１３に示されるように徐々に増大する。
　これに対し、本発明による実施例では図１３において破線で示されるように加速が開始されると吸気弁７の閉弁時期の進角作用がただちに開始される。このように加速が開始されたときに吸気弁７の閉弁時期の進角作用をただちに開始させると燃焼室５内に実際に供給される吸入空気量は破線で示すように実線で示す場合に比べ速い速度で上昇する。斯くして機関出力トルクが急速に上昇し、その結果良好な加速運転が得られることになる。
　即ち、一般的に表現すると本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときにはただちに限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始され、要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときには燃焼室５内への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１に達するまで吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると共に燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１に達した後に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始される。
　なお、このように吸気弁７の閉弁時期の進角作用は加速が開始されたときにただちに行うことが好ましいが、吸気弁７の閉弁時期の進角作用の開始時期を加速開始時に対して若干遅らせることもできる。従ってこのような場合も含めて本発明を包括的に表現すると、本発明では、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときには要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときに比べて燃焼室５への供給吸入空気量が少ないときに限界閉弁時期から吸気下死点に近ずく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始される。
　なお、本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いか低いかにかかわらず、スロットル弁１７の開度の増大作用はただちに開始される。
　このスロットル弁１７の動作も含めると、本発明による実施例では、燃焼室５への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときにはただちにスロットル開度の増大作用が開始されると共に、限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始され、要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときにはただちにスロットル開度の増大作用が開始されると共にスロットル弁開度が最大となった後に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁７の閉弁時期の移動が開始される。
　また、加速が開始されたときにただちに吸気弁７の閉弁時期の進角作用を開始するようにした場合であっても図１０に示される吸気弁７の閉弁時期と機械圧縮比との関係はそのまま維持される。従って図１３において破線で示されるように吸気弁７の閉弁時期の進角作用の開始時期が早まると機械圧縮比が最大機械圧縮比から低下を開始する時期も早まることになる。
　一方、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期の進角作用の開始時期が早められたときの吸気弁７の閉弁時期と機械圧縮比は図１０に示される関係から求められる。即ち、加速運転開始時における目標吸入空気量ＧＡｔがＧＬ０であったとすると、このときみかけ上の目標吸入空気量ＧＡｔをＧＬ１から増大させ、このみかけ上の目標吸入空気量ＧＡｔに基づいて図１０に示す関係から吸気弁７の閉弁時期および機械圧縮比を求めると加速運転開始時にただちに吸気弁７の閉弁時期の進角作用を開始させることができる。従って本発明による実施例では、図１０に基づいて機械圧縮比および吸気弁７の閉弁時期を求めるために用いられるみかけ上の目標吸入空気量ＧＡｔとして、そのときの目標吸入空気量ＧＡｔに加速開始時の目標吸入空気量ＧＬ０と制御限界吸入空気量ＧＬ１との差である修正値ＫＧＡを加算した値が用いられる。
　これに対し、スロットル弁１７の開度は図１０に示す関係からそのときの目標吸入空気量ＧＡｔそのものに基づいて制御される。
　図１４は機関の運転を制御するための運転制御ルーチンを示しており、図１５は上述した加速開始時の目標吸入空気量ＧＬ０と制御限界吸入空気量ＧＬ１との差である修正値ＫＧＡを求めるためのルーチンを示している。これらのルーチンは一定時間毎の割込みによって実行される。
　図１４を参照すると、まず初めにステップ９０において図１１に示すマップから要求吸入空気量ＧＡＯが算出される。次いでステップ９１では要求吸入空気量ＧＡＯが現在の目標吸入空気量ＧＡｔよりも予め定められた小さな一定値α以上、大きいか否かが判別される。ＧＡＯ−ＧＡｔ＞αである場合にはステップ９２に進んで目標吸入空気量ＧＡｔに予め定められた一定値ΔＧＡが加算され、次いでステップ９５に進む。従って例えば図１２においてＧＡＯ１で示されるように要求吸入空気量ＧＡＯが急激に増大せしめられた場合、ＧＡＯ−ＧＡｔ＞αである限り、ＧＡｔ１で示されるように目標吸入空気量ＧＡｔは一定時間毎に一定値ΔＧＡずつ増大せしめられる。
　一方、ステップ９１においてＧＡＯ−ＧＡｔ≦αであると判別されたときにはステップ９３に進んで要求吸入空気量ＧＡＯが現在の目標吸入空気量ＧＡｔよりも一定値α以上、小さいか否かが判別される。ＧＡｔ−ＧＡＯ＞αのときにはステップ９４に進んで目標空燃比ＧＡｔから一定値ΔＧＡが減算され、次いでステップ９５に進む。これに対し、ステップ９３においてＧＡｔ−ＧＡＯ≦αであると判別されたとき、即ちＧＡｔ−α≦ＧＡＯ≦ＧＡｔ＋αのときには目標吸入空気量ＧＡｔが変更されることなくステップ９５に進む。即ち、図１２においてＧＡＯ２で示されるように加速度合が低いときにはステップ９１においてＧＡＯ−ＧＡｔ＞αであると判別されても数回の処理サイクルの間にステップ９１においてＧＡＯ−ＧＡｔ≦αであると判断されるので目標吸入空気量ＧＡｔは要求吸入空気量ＧＡｔに追従して変化することになる。
　ステップ９５では図１０に示す関係から目標吸入空気量ＧＡｔに基づいてスロットル弁１７の開度が制御される。次いでステップ９６では図１５に示すルーチンにおいて算出されている修正値ＫＧＡが読込まれ、次いでステップ９７ではこの修正値ＫＧＡが目標吸入空気量ＧＡｔに加算される。この修正値ＫＧＡは、目標吸入空気量ＧＡｔが制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも低いときに急加速運転が行われたとき以外は、零とされる。次いでステップ９８では図１０に示す関係から、ステップ９７で算出された目標吸入空気量ＧＡｔに基づいて機械圧縮比が制御され、次いでステップ９９では図１０に示す関係から、ステップ９７で算出された目標吸入空気量ＧＡｔに基づいて吸気弁７の閉弁時期が制御される。
　次に図１５に示される修正値ＫＧＡの算出ルーチンについて説明する。
　図１５を参照すると、まず初めにステップ１００において図１１に示すマップから要求吸入空気量ＧＡＯが算出される。次いでステップ１０１では急加速時にセットされる急加速フラグがセットされているか否かが判別される。急加速フラグがセットされていないときにはステップ１０２に進んで急加速時であるか否かが判別される。
　この場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときには急加速時であると判別される。なお、この場合、加速度合を代表する量としては、例えば要求吸入空気量ＧＡＯの増大量や変化速度を用いることができ、例えば要求吸入空気量ＧＡＯの増大量が設定量以上であってかつ要求吸入空気量ＧＡＯの変化速度が設定速度以上のときに急加速時であると判別される。急加速時でないときにはステップ１０８に進んで修正値ＫＧＡが零とされる。
　これに対し、ステップ１０２において急加速時であると判別されたときにはステップ１０３に進み、図１４に示されるルーチンにおいて算出されている現在の目標吸入空気量ＧＡｔが制御限界吸入空気量ＧＬ１よりも少ないか否かが判別される。ＧＡｔ≧ＧＬ１のときにはステップ１０８に進んで修正値ＫＧＡが零とされる。これに対し、ステップ１０３においてＧＡｔ＜ＧＬ１であると判別されたときにはステップ１０４に進んで制御限界吸入空気量ＧＬ１から現在の目標吸入空気量ＧＡｔを減算した値（ＧＬ１−ＧＡｔ）が修正値ＫＧＡとされる。次いでステップ１０５に進んで急加速フラグがセットされる。
　急加速フラグがセットされると次の処理サイクルではステップ１０１からステップ１０６に進んで要求吸入空気量ＧＡＯと目標吸入空気量ＧＡｔとの差（ＧＡＯ−ＧＡｔ）が一定値α以下になったか否かが判別される。ＧＡＯ−ＧＡｔ≦αになるとステップ１０７に進んで急加速フラグがリセットされ、次いでステップ１０８に進んで修正値ＫＧＡが零とされる。即ち、ＧＡｔ＜ＧＬ１のときに急加速が行われると修正値ＫＧＡが算出され、目標吸入空気量ＧＡｔが要求吸入空気量ＧＡＯに近ずくまでこの算出された修正値が維持される。
　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
　１７　　スロットル弁
　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

Claims (4)

  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を具備しており、燃焼室への供給吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変化させることによって制御され、燃焼室への供給吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が最大機械圧縮比に向けて増大せしめられ、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に限界閉弁時期に向けて移動せしめられるにつれて燃焼室への供給吸入空気量が減少せしめられると共に吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると燃焼室への供給吸入空気量は可変バルブ機構による制御限界である制御限界吸入空気量となり、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも更に減少したときには吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される火花点火式内燃機関において、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときには要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときに比べて燃焼室への供給吸入空気量が少ないときに限界閉弁時期から吸気下死点に近ずく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される火花点火式内燃機関。
  2. 　燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときにはただちに限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始され、要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときには燃焼室内への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量に達するまで吸気弁の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると共に燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量に達した後に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
  3. 　機関吸気通路内にスロットル弁が配置されており、燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときには燃焼室への供給吸入空気量はスロットル弁によって制御される請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
  4. 　燃焼室への供給吸入空気量が制御限界吸入空気量よりも少ないときに加速運転が行われた場合、要求加速度合が予め定められた度合よりも高いときにはただちにスロットル開度の増大作用が開始されると共に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始され、要求加速度合が予め定められた度合よりも低いときにはただちにスロットル開度の増大作用が開始されると共にスロットル弁開度が最大となった後に限界閉弁時期から吸気下死点に近づく方向への吸気弁の閉弁時期の移動が開始される請求項３に記載の火花点火式内燃機関。
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