WO2011092867A1 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

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WO2011092867A1
WO2011092867A1 PCT/JP2010/051543 JP2010051543W WO2011092867A1 WO 2011092867 A1 WO2011092867 A1 WO 2011092867A1 JP 2010051543 W JP2010051543 W JP 2010051543W WO 2011092867 A1 WO2011092867 A1 WO 2011092867A1
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intake air
air amount
operating point
compression ratio
closing timing
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PCT/JP2010/051543
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English (en)
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Inventor
中坂幸博
坂柳佳宏
田中宏幸
Original Assignee
トヨタ自動車株式会社
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Priority to BR112012008991-9A priority patent/BR112012008991B1/pt
Priority to JP2011551657A priority patent/JP5141833B2/ja
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F02D15/04—Varying compression ratio by alteration of volume of compression space without changing piston stroke
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a spark ignition internal combustion engine.
  • Ignition type internal combustion engines are known (see, for example, Patent Document 1).
  • the valve closing timing of the intake valve is advanced so as to approach the intake bottom dead center, and at this time, the actual compression ratio is maintained substantially constant. Therefore, the mechanical compression ratio is lowered as the required intake air amount increases.
  • the speed at which the intake valve closing timing and the mechanical compression ratio can usually be changed In general, it takes more time to change the mechanical compression ratio than to change the closing timing of the intake valve. Therefore, for example, when the required intake air amount is decreased, the retarded speed of the intake valve closing timing is faster than the increase rate of the mechanical compression ratio. Therefore, the intake air amount is increased before the mechanical compression ratio becomes high. Will be reduced. As a result, the compression end pressure in the combustion chamber is lowered, thus causing a problem that good combustion cannot be obtained.
  • an intrusion prohibition region where the compression end pressure becomes lower with respect to the combination of the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the intake air amount is provided. It is necessary to set and prohibit the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the intake air amount from entering the intrusion prohibited region. By the way, in this case, when the above operating point reaches the intrusion prohibited area, the moving direction of the operating point is changed to a direction not to enter the intrusion prohibited area, thereby preventing the operating point from entering the intrusion prohibited area.
  • An object of the present invention is to provide a spark ignition type internal combustion engine capable of ensuring good combustion when the required intake air amount is reduced.
  • the 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 mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are
  • An intrusion prohibited area is set for the combination with the intake air amount, and the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and intake air amount enters the intrusion prohibited area regardless of the engine operating state.
  • the intrusion prohibition area has the widest area at the minimum intake air amount and gradually decreases as the intake air amount increases, and extends along the periphery of the intrusion prohibition area at the minimum intake air amount.
  • an intrusion prohibition layer is set that extends from the intrusion prohibition region toward the intake air amount increasing side while surrounding the intrusion prohibition region, so that the required intake air amount is reduced. Spark ignition that prevents the operating point from entering the intrusion prohibition layer when the operating point moves toward the intrusion prohibition area, thereby preventing the operating point from entering the intrusion prohibition area.
  • the movement of the operating point toward the intrusion prohibition area is blocked by the intrusion prohibition layer before the operation point approaches the intrusion prohibition area. As a result, it is possible to reliably avoid the operating point from entering the intrusion prohibited area, and thus it is possible to obtain good combustion.
  • 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.
  • FIG. 3 is a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown.
  • FIG. 4 is a view showing a variable valve timing mechanism.
  • FIG. 5 is a diagram showing lift amounts of the intake valve and the exhaust valve.
  • FIG. 6 is a diagram for explaining the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, and the expansion ratio.
  • FIG. 7 is a graph showing the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio.
  • FIG. 8 is a diagram for explaining a normal cycle and an ultra-high expansion ratio cycle.
  • FIG. 9 is a diagram showing changes in the mechanical compression ratio 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 an intrusion prohibited area and a target operation line.
  • FIG. 11 is a diagram showing an intrusion prohibited area and a target operation line.
  • FIG. 12 shows an intrusion prohibited area.
  • FIG. 13 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 14 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 15 is a diagram showing changes in the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening.
  • FIG. 16 is a diagram showing a changeable amount of the mechanical compression ratio in a fixed time.
  • FIG. 17 is a diagram showing a changeable amount of the mechanical compression ratio in a fixed time.
  • FIG. 18 is a diagram showing changes in the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening.
  • FIG. 19 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 20 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 21 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 22 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 23 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 24 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 25 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 26 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 27 is a time chart showing changes in mechanical compression ratio, intake valve closing timing, throttle opening, and the like.
  • FIG. 28 is a time chart showing changes in the amount of intake air actually supplied into the combustion chamber 5.
  • Figure 29 is a diagram showing the forbidden entry area X 2 and the target operating line W.
  • Figure 30 is a diagram showing the forbidden entry area X 2 and the target operating line W.
  • FIG. 31 is a time chart showing changes in the actual intake air amount and the like.
  • FIG. 32 is a time chart showing changes in the actual intake air amount and the like.
  • FIG. 33 is a diagram showing an intrusion prohibition layer.
  • FIG. 34 is a diagram showing an intrusion prohibition layer.
  • FIG. 35 is a diagram showing the filling efficiency.
  • FIG. 36 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 37 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 38 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 39 is a time chart showing changes in the mechanical compression ratio, intake valve closing timing, throttle opening, and the like.
  • FIG. 40 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 41 is a time chart showing changes in mechanical compression ratio, intake valve closing timing, throttle opening, and the like.
  • FIG. 42 is a diagram showing the target operating point and the operating point.
  • FIG. 43 is a time chart showing changes in mechanical compression ratio, intake valve closing timing, throttle opening, and the like.
  • FIG. 44 is a flowchart for calculating the target value.
  • FIG. 45 is a flowchart for calculating the target value.
  • FIG. 46 is a flowchart for calculating the target value.
  • FIG. 47 is a flowchart for calculating the target value.
  • FIG. 48 is a flowchart for performing drive control of the variable compression ratio mechanism and the like.
  • 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.
  • a relative position sensor 22 for detecting a relative positional relationship between the crankcase 1 and the cylinder block 2 is attached to the crankcase 1 and the cylinder block 2.
  • An output signal indicating a change in the interval between the crankcase 1 and the cylinder block 2 is output.
  • the variable valve timing mechanism B is provided with a valve timing sensor 23 for generating an output signal indicating the closing timing of the intake valve 7, and an output signal indicating the throttle valve opening is provided to the actuator 16 for driving the throttle valve.
  • a throttle opening sensor 24 is attached.
  • the electronic control unit 30 is composed of a digital computer, and is connected to each other by a bidirectional bus 31.
  • a pressure sensor 25 for detecting the pressure in the surge tank 12 is attached to the surge tank 12, and an intake air amount detector 18, an air-fuel ratio sensor 21, a relative position sensor 22, a valve timing sensor 23, a throttle opening degree.
  • the output signals of the sensor 24 and the pressure sensor 25 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.
  • 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 58 is rotatably inserted into each cam insertion hole 53. It is fixed. These circular cams 58 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. 56 is mounted eccentrically and rotatable. As shown in FIG. 2, these circular cams 56 are arranged on both sides of each circular cam 58, and these circular cams 56 are rotatably inserted into the corresponding cam insertion holes 51. As shown in FIG.
  • a cam rotation angle sensor 25 that generates an output signal representing the rotation angle of the camshaft 55 is attached to the camshaft 55.
  • the eccentric shafts 57 are separated from each other.
  • the circular cam 56 rotates in the opposite direction to the circular cam 58 in the cam insertion hole 51, and as shown in FIG. 3B, the position of the eccentric shaft 57 is changed from the high position to the intermediate height position. It becomes.
  • the eccentric shaft 57 is at the lowest position as shown in FIG.
  • 3A, 3B, and 3C show the positional relationship among the center a of the circular cam 58, the center b of the eccentric shaft 57, and the center c of the circular cam 56 in each state. It is shown. 3A to 3C, the relative positions of the crankcase 1 and the cylinder block 2 are determined by the distance between the center a of the circular cam 58 and the center c of the circular cam 56. As the distance between the center a of 58 and the center c of the circular cam 56 increases, the cylinder block 2 moves away from the crankcase 1. That is, the variable compression ratio mechanism A changes the relative position between the crankcase 1 and the cylinder block 2 by a crank mechanism using a rotating cam.
  • 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.
  • variable valve timing mechanism B includes a timing pulley 71 that is rotated in the direction of an arrow by a crankshaft of an engine via a timing belt, a cylindrical housing 72 that rotates together with the timing pulley 71, an intake valve A rotating shaft 73 that rotates together with the driving camshaft 70 and is rotatable relative to the cylindrical housing 72, and a plurality of partition walls 74 that extend from the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 to the outer peripheral surface of the rotating shaft 73. And a vane 75 extending from the outer peripheral surface of the rotating shaft 73 to the inner peripheral surface of the cylindrical housing 72 between the partition walls 74, and an advance hydraulic chamber 76 on each side of each vane 75. A retarding hydraulic chamber 77 is formed.
  • the hydraulic oil supply control to the hydraulic chambers 76 and 77 is performed by a hydraulic oil supply control valve 78.
  • the hydraulic oil supply control valve 78 includes hydraulic ports 79 and 80 connected to the hydraulic chambers 76 and 77, a hydraulic oil supply port 82 discharged from the hydraulic pump 81, a pair of drain ports 83 and 84, And a spool valve 85 for controlling communication between the ports 79, 80, 82, 83, and 84.
  • the hydraulic oil in the retard hydraulic chamber 77 is discharged from the drain port 84 while being supplied to the hydraulic chamber 76. At this time, the rotary shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the direction of the arrow.
  • the spool valve 85 is moved to the left in FIG. 4, and the hydraulic oil supplied from the supply port 82 causes the hydraulic port 80 to move.
  • the hydraulic oil in the advance hydraulic chamber 76 is discharged from the drain port 83 while being supplied to the retard hydraulic chamber 77. At this time, the rotating shaft 73 is rotated relative to the cylindrical housing 72 in the direction opposite to the arrow. If the spool valve 85 is returned to the neutral position shown in FIG.
  • variable valve timing mechanism B can advance and retard the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 by a desired amount.
  • the solid line shows the time when the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 is advanced the most by the variable valve timing mechanism B
  • the broken line shows the cam phase of the intake valve driving camshaft 70 being the most advanced. It shows when it is retarded. Therefore, the valve opening period of the intake valve 7 can be arbitrarily set between the range indicated by the solid line and the range indicated by the broken line in FIG.
  • variable valve timing mechanism B shown in FIG. 1 and FIG. 4 shows an example.
  • variable valve timing that can change only the closing timing of the intake valve while keeping the opening timing of the intake valve constant.
  • variable valve timing mechanisms such as mechanisms, can be used.
  • FIG. 6 (A), (B), and (C) show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for the sake of explanation.
  • (B), (C) the combustion chamber volume represents the volume of the combustion chamber when the piston is located at the compression top dead center.
  • FIG. 6B describes the actual compression ratio. This actual compression ratio is a value determined from the actual piston stroke volume and the combustion chamber volume from when the compression action is actually started until the piston reaches top dead center, and this actual compression ratio is (combustion chamber volume + actual (Stroke volume) / combustion chamber volume. That is, as shown in FIG.
  • FIG. 6B illustrates the actual compression ratio.
  • FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio
  • FIG. 8 shows a comparison between a normal cycle and an ultrahigh expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention.
  • FIG. 8A shows a normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action by the piston is started from the vicinity of the intake bottom dead center.
  • the combustion chamber volume is set to 50 ml
  • the stroke volume of the piston is set to 500 ml, similarly to the example shown in FIGS. 6A, 6B, and 6C.
  • the solid line in FIG. 7 shows the change in the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio and the expansion ratio are substantially equal, that is, in a normal cycle. In this case, it can be seen that the theoretical thermal efficiency increases as the expansion ratio increases, that is, as the actual compression ratio increases. Therefore, in order to increase the theoretical thermal efficiency in a normal cycle, it is only necessary to increase the actual compression ratio.
  • the actual compression ratio can only be increased to a maximum of about 12 due to the restriction of the occurrence of knocking at the time of engine high load operation, and thus the theoretical thermal efficiency cannot be sufficiently increased in a normal cycle.
  • it is considered to increase the theoretical thermal efficiency while strictly dividing the mechanical compression ratio and the actual compression ratio.
  • the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio, and the actual compression ratio is compared to the theoretical thermal efficiency.
  • the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio, and the actual compression ratio is compared to the theoretical thermal efficiency.
  • FIG. 8B shows an example where the variable compression ratio mechanism A and variable valve timing mechanism B are used to increase the expansion ratio while maintaining the actual compression ratio at a low value.
  • the variable compression ratio mechanism A reduces the combustion chamber volume from 50 ml to 20 ml.
  • the variable valve timing mechanism B delays the closing timing of the intake valve until the actual piston stroke volume is reduced from 500 ml to 200 ml.
  • the actual compression ratio is almost 11 and the expansion ratio is 11, as described above.
  • FIG. 8B shows that it has been increased to 26. This is why it is called an ultra-high expansion ratio cycle.
  • the thermal efficiency during engine operation that is, to improve fuel efficiency, it is necessary to improve the thermal efficiency when the engine load is low. Necessary.
  • FIG. 8B shows changes in the intake air amount, the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, the expansion ratio, the actual compression ratio, and the opening degree of the throttle valve 17 according to the engine load at a certain engine speed. .
  • FIG. 9 shows changes in the intake air amount, the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, the expansion ratio, the actual compression ratio, and the opening degree of the throttle valve 17 according to the engine load at a certain engine speed. .
  • the average air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is feedback-controlled to the stoichiometric air-fuel ratio based on the output signal of the air-fuel ratio sensor 21 so that can be simultaneously reduced.
  • the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is executed during engine high load operation. Accordingly, as shown in FIG. 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.
  • the opening degree of the throttle valve 17 is kept fully open, so that the pumping loss is zero.
  • the closing timing of the intake valve 7 is delayed in order to reduce the intake air amount.
  • 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, and therefore the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 is controlled by changing the closing timing of the intake valve 7 regardless of the throttle valve 17. Has been.
  • the mechanical compression ratio is increased as the intake air amount is decreased while the actual compression ratio is substantially constant. That is, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is decreased in proportion to the decrease in the intake air amount. Therefore, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center changes in proportion to the intake air amount.
  • the air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the stoichiometric air-fuel ratio, so the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is proportional to the fuel amount. Will change.
  • the mechanical compression ratio When the engine load is further reduced, the mechanical compression ratio is further increased, and the engine load is a medium load L slightly closer to the low load. 1
  • the mechanical compression ratio reaches a limit mechanical compression ratio that is the limit of the structure of the combustion chamber 5 when the pressure is reduced to the maximum.
  • the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio
  • the engine load L when the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio. 1
  • the mechanical compression ratio is maintained at the limit mechanical compression ratio. Accordingly, 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. In other words, 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 becomes the limit closing timing at which the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 can be controlled.
  • the closing timing of the intake valve 7 reaches the limit closing timing
  • the engine load L when the closing timing of the intake valve 7 reaches the limit closing timing 1 In a region where the load is lower than that, the closing timing of the intake valve 7 is held at the limit closing timing.
  • the closing timing of the intake valve 7 is held at the limit closing timing, the amount of intake air can no longer be controlled by changing the closing timing of the intake valve 7.
  • the engine load L at this time that is, when the closing timing of the intake valve 7 reaches the limit closing timing.
  • the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5 is controlled by the throttle valve 17, and the opening of the throttle valve 17 is made smaller as the engine load becomes lower.
  • the intake air amount can be controlled without depending on the throttle valve 17 by advancing the closing timing of the intake valve 7 as the engine load becomes lower. Accordingly, when expressing the case shown in FIG. 9 so as to include both the case indicated by the solid line and the case indicated by the broken line, in the embodiment according to the present invention, the valve closing timing of the intake valve 7 becomes smaller as the engine load becomes lower.
  • Limit valve closing timing L that can control the amount of intake air supplied into the combustion chamber 1 Is moved away from the intake bottom dead center BDC.
  • the intake air amount can be controlled by changing the closing timing of the intake valve 7 as shown by the solid line in FIG. 9 or by changing it as shown by the broken line.
  • the present invention will be described by taking as an example a case where the closing timing of the intake valve 7 is changed as shown by a solid line in FIG.
  • the expansion ratio is 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. The higher the expansion ratio, the better.
  • FIG. 10 shows the intake air amount necessary to obtain the required engine load, that is, the required intake air amount, the mechanical compression ratio, and the intake valve closing timing.
  • the required intake air amount increases as the distance from the origin 0 increases, and the mechanical compression ratio increases as the distance from the origin 0 increases.
  • the intake valve closing timing is represented by the crank angle after the intake bottom dead center (ABDC). Therefore, the intake valve closing timing is retarded as the distance from the origin 0 is increased.
  • ABDC intake bottom dead center
  • FIG. 10 shows a top view of FIG. 10, and FIG. 12 (A) shows the left side surface S in FIG. 1
  • FIG. 12B shows the right side surface S in FIG.
  • the hatched area indicates an intrusion prohibited area.
  • the intrusion prohibition area is three-dimensionally expanded.
  • the intrusion prohibition area is an area X on the high load side. 1 And low load area X 2 It can be seen that it consists of two areas.
  • the high load side intrusion prohibited region X 1 Is formed on the side where the intake valve closing timing is advanced and the mechanical compression ratio is higher, and the low load side intrusion prohibited region X 2 The required intake air amount is small, the intake valve closing timing is retarded, and the mechanical compression ratio is low.
  • FIG. 9 shows the relationship between the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, and the throttle opening, at which the minimum fuel consumption can be obtained with respect to the required intake air amount.
  • this line W is the same intake air quantity surface Q. 3 On the side with more intake air than the throttle fully open Q 6
  • This same intake air quantity surface Q 3 Is the load L in FIG. 1 It corresponds to. That is, in FIG. 1 In the region where the engine load is higher than that, the intake valve closing timing is advanced while the throttle valve 17 is held fully open as the engine load increases, that is, as the required intake air amount increases.
  • the actual compression ratio is lowered so as to be constant.
  • the relationship between the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing at this time is shown in FIG. 6 It is represented by the line W above. That is, as shown in FIG. 3 When the intake air amount is larger than the intake air amount, the intake valve closing timing is advanced while the throttle valve 17 is held fully open as the required intake air amount increases. At this time, the actual compression ratio is constant as the mechanical compression ratio. As the required intake air amount increases, it is lowered. On the other hand, in FIG.
  • the line that the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing follow when the required intake air amount changes is referred to as an operation line, and in particular, the line W shown in FIG. 10 is referred to as a reference operation line. ing.
  • this reference operation line indicates the minimum fuel consumption operation line with which the minimum fuel consumption can be obtained.
  • the actual compression ratio is constant on the reference operation line W.
  • the actual compression ratio is independent of the opening degree of the throttle valve 17 and is determined only by the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing. Become. In this case, the actual compression ratio becomes higher on the side where the mechanical compression ratio is higher than the curved surface, and the actual compression ratio becomes lower on the side where the mechanical compression ratio is lower than the curved surface.
  • the high load side intrusion prohibited area X 1 Is located in a region where the actual compression ratio is higher than the actual compression ratio on the reference operation line W
  • the low load side entry prohibition region X 2 Is located in a region where the actual compression ratio is lower than the actual compression ratio on the reference operation line W. If the actual compression ratio is increased to improve fuel consumption, knocking occurs. If the ignition timing is retarded to prevent knocking, combustion becomes unstable and torque fluctuation occurs. High load side entry prohibition area X 1 Is an operating region in which such torque fluctuation occurs, and therefore it is necessary to prevent the engine operating state from entering the operating region in which such torque fluctuation occurs during engine operation.
  • this minimum combustion operation line is the reference operation line W, and basically shows a combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing in accordance with the required intake air amount.
  • the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are controlled so that the operating point moves on the basic operation line W.
  • the current operating point is always detected by the relative position sensor 22, the valve timing sensor 23, and the throttle opening sensor 24.
  • the required intake air amount is calculated every predetermined time, and the operating point on the reference operation line W satisfying the required intake air amount calculated every predetermined time.
  • An example of an operating point that satisfies this required intake air amount, that is, an example of the required operating point is a in FIG. 1 , A 2 , A 3 , A 4 , A 5 , A 6 It is shown in That is, in this example, the required operating point that satisfies the required intake air amount detected first after the required intake air amount is increased is a.
  • the required operating point that satisfies the detected required intake air amount is a 2
  • the required operating point that satisfies the detected required intake air amount is a 3 It is.
  • the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing changes toward a new required operating point. That is, in the example shown in FIG. 13, the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is the required operating point a 1 And a from m point 1
  • the point of action changes to a 2
  • the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is a 2 Change towards.
  • the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is from m point to a 1 Immediately move to the point.
  • the requested operating point is a 2
  • the mechanical compression ratio is slightly lowered and the throttle valve 17 is fully opened while the intake valve closing timing is slightly advanced.
  • the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are the following required operating points a 3
  • the required operating point a 2 To reach near The operating point b in FIG. 14 shows the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing reached at this time as viewed from above in FIG. 2 It is shown in Required operating point a 3 Is calculated, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are the operating point b. 2 To the required operating point a 3 Start moving towards.
  • the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are moved toward the required operating point by feedback control, the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is changed to the intrusion prohibited region X. 1 Therefore, it takes time for the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing to reach the required operating point. As a result, good engine responsiveness cannot be obtained with respect to changes in the required intake air amount. Therefore, in the present invention, when the required intake air amount changes, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing change from the current operating point toward the required operating point that satisfies the required intake air amount. 1 , X 2 A target operating point that can be reached after a certain time without entering the inside is calculated, and the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are changed toward the target operating point.
  • FIG. 14 shows that the required operating point is a. 3
  • the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is b 2
  • the case is shown.
  • the mechanical compression ratio is the required operating point a 3 Represents the amount that can be reached in a predetermined time toward the arrow S 2
  • the intake valve closing timing is the required operating point a 3 Represents the amount that can be reached in a predetermined time.
  • c 2 Is the current operating point b 2 Required operating point a to satisfy the required intake air amount 3 No entry area X toward 1
  • the target operating point that can be reached after a certain time without intruding is shown.
  • the required intake air amount is increased and the operating point b is increased.
  • the required operating point a 3 Is the throttle fully open Q 6
  • this target operating point c 2 Is located on the reference operation line W, and in the example shown in FIG. That is, in the example shown in FIG. 14, when the throttle valve 17 is maintained in the fully open state, the target operating point is the intrusion prohibited region X.
  • No entry area X outside 1 It moves on the minimum fuel consumption operation line W extending along the outer edge.
  • the required operating point is a. 6
  • the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is b i
  • the target operating point is the point c on the reference operating line W. i It is said.
  • the arrow R i Represents the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time
  • the arrow S i Represents the amount that the intake valve closing timing can be reached after a certain time.
  • the target operating point c 2 Is calculated
  • the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing after a certain time is the target operating point c. 2 To reach.
  • the current operating point c 2 No entry area X toward the required operating point that satisfies the required intake air volume from 1
  • the next new target operating point that can be reached after a certain time without entering the inside is calculated, and the operating point reaches this new target operating point after a certain time.
  • the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are made to reach the target operating point by PID (proportional integral derivative) control.
  • PID proportional integral derivative
  • the target operating point c 2 , C i The current operating point b corresponding to 2 , B i It is preferable to separate from as much as possible.
  • the target operating point c 2 , C i Is the corresponding current operating point b 2 , B i No entry area X toward the required operating point that satisfies the required intake air volume from 1 Among the operating points that can be reached after a certain time without intruding into the current operating point b 2 , B i It is considered as the operating point farthest from. That is, the current operating point is b 2 In the case of the operating point b 2
  • the reaching limit of the mechanical compression ratio from the target is the target operating point c 2
  • this target operating point c 2 Is the operating point b 2 It is before the reaching limit of the intake valve closing timing from.
  • the mechanical compression ratio is lowered at the maximum possible speed, and the intake valve closing timing is advanced at a speed slower than the maximum possible speed.
  • the current operating point is b i In the case of the operating point b i Is the target operating point c. i And the target operating point c for the mechanical compression ratio. i Is the operating point b i It is before the reaching limit of the intake valve closing timing from. Accordingly, at this time, the intake valve closing timing is advanced at the maximum possible speed, and the mechanical compression ratio is decreased at a speed slower than the maximum possible speed.
  • the maximum possible change rate of the intake valve closing timing i.e., the value that can be reached after a certain period of time, is hardly affected by the operating state of the engine.
  • FIG. 16 shows the relationship between the engine load and the variable amount of the mechanical compression ratio in a certain time, that is, the difference in compression ratio between the current mechanical compression ratio and the mechanical compression ratio that can be reached after a certain time.
  • FIG. 16 shows the compression ratio changeable amount when the mechanical compression ratio is a certain mechanical compression ratio. In FIG. 0 Indicates the amount by which the compression ratio can be changed when the engine is stopped. In FIG.
  • the torque applied to the variable compression ratio mechanism A by the combustion pressure is indicated by a broken line.
  • This torque acts in the direction of pulling the cylinder block 2 away from the crankcase 1, that is, in the direction of reducing the compression ratio.
  • this torque increases as the combustion pressure increases, that is, as the engine load increases.
  • this torque acts on the variable compression ratio mechanism A in the direction of lowering the compression ratio. Therefore, when the mechanical compression ratio is lowered, the mechanical compression ratio is easily lowered, and in this case, the compression ratio is changed. The possible amount increases.
  • a solid line F 1 Indicates the changeable amount of the compression ratio in this case, and the changeable amount of the compression ratio in this case increases as the engine load increases.
  • a solid line F 2 Indicates the compression ratio changeable amount when the mechanical compression ratio is increased, and the compression ratio changeable amount in this case becomes smaller as the engine load becomes higher.
  • the reference compression ratio changeable amount as shown in FIG. 16 is stored in advance, and this reference compression ratio changeable amount is shown in FIG. 1 And F 2
  • the amount of compression ratio changeable in accordance with the engine load is calculated by correcting with the relationship shown in FIG.
  • FIG. 17 shows the relationship between the changeable amount of the mechanical compression ratio and the rotation angle of the camshafts 54 and 55, that is, the rotation angle of the circular cam 58 in a certain time.
  • the left end of the horizontal axis shows the state when the mechanical compression ratio is the lowest shown in FIG. 3A, and the right end of the horizontal axis in FIG. 17 shows the mechanical compression shown in FIG. It shows the state with the highest ratio.
  • FIG. 17 shows the relationship between the changeable amount of the mechanical compression ratio and the rotation angle of the camshafts 54 and 55, that is, the rotation angle of the circular cam 58 in a certain time.
  • the left end of the horizontal axis shows the state when the mechanical compression ratio is the lowest shown in FIG. 3A
  • the right end of the horizontal axis in FIG. 17 shows the mechanical compression shown in FIG. It shows the state with the highest ratio.
  • FIG. 17 shows the compression ratio changeable amount when the engine load is a certain load
  • the broken line in FIG. 17 shows the torque applied to the variable compression ratio mechanism A by the combustion pressure.
  • the worms 61 and 62 are not rotated by the worm wheels 63 and 64 as worm gears, that is, the worms 61 and 62 have a function of preventing the worm wheels 63 and 64 from rotating in reverse.
  • Worm gear is used, and the one-dot chain line G in FIG. 0 Indicates the amount by which the compression ratio can be changed when the operation of the engine is stopped when such a worm gear is used. As can be seen from FIGS.
  • the compression ratio changeable amount G when the mechanical compression ratio is lowered as shown in FIG. 1 Is the compression ratio changeable amount G when increasing the mechanical compression ratio 2 Bigger than. Further, since the torque based on the combustion pressure becomes the highest when the mechanical compression ratio is intermediate, at this time, the compression ratio changeable amount G 1
  • the compression ratio can be changed G 2 Will decline.
  • FIG. 0 The reference compression ratio changeable amount as shown in FIG. 17 is stored in advance, and this reference compression ratio changeable amount is shown in FIG. 1 And G 2
  • the compression ratio changeable amount corresponding to the rotation angle of the camshafts 54 and 55 is calculated by correcting the relationship shown in FIG. Further, the compression ratio changeable amount is shown in FIG.
  • FIGS. 18 and 19 show a case where the required intake air amount is sharply reduced.
  • 18 to 35 show a case where the action of reducing the required intake air amount is started when the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is n point on the reference operating line W. ing.
  • FIG. 19 shows the throttle full open surface Q similar to FIG. 6 Is shown.
  • FIG. 19 shows the relationship between the current operating point and the required operating point in this case. That is, in FIG. 19, the current operating point is e.
  • the required operating point is d i
  • the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time is R i
  • the amount that the intake valve closing timing can reach after a certain time is S i
  • the current operating point is e. j
  • the required operating point is d j
  • the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time is R j
  • the amount that the intake valve closing timing can reach after a certain time is S j
  • the required operating point d i Is before the limit of reaching the mechanical compression ratio and before the limit of reaching the intake valve closing timing.
  • i Is the target operating point.
  • the required operating point d j Is before the limit of reaching the mechanical compression ratio and before the limit of reaching the intake valve closing timing, so the required operating point d j Is the target operating point. Accordingly, in this case, the operating point moves along the reference operating line W. That is, when the required intake air amount decreases slowly, the intake valve closing timing is gradually retarded while the throttle valve 17 is kept fully open, and the mechanical compression ratio is gradually increased so that the actual compression ratio becomes constant. Will be increased. Next, the case where the required intake air amount is decreased relatively quickly will be described with reference to FIGS.
  • the required intake air amount is calculated every predetermined time, and the required operation point on the reference operation line W that satisfies the sequentially calculated required intake air amount is shown in FIG.
  • d 1 , D 2 , D 3 , D 4 , D 5 It is shown in In order to easily understand the control according to the present invention, FIG. 1 Required intake air volume is Q 5 And the required operating point d 2 Required intake air volume is Q 5 And Q 4 Is the intermediate value of the required operating point d 3 Required intake air volume is Q 4 And the required operating point d 4 Required intake air volume is Q 4 And Q 3 And the required operating point d 5 Required intake air volume is Q 3 This is the case.
  • FIG. 21 shows the throttle fully open surface Q. 6
  • FIG. 22 shows that the intake air amount is Q. 5
  • FIG. 23 shows the same intake air amount surface of FIG. 5 And Q 4
  • FIG. 24 shows the same intake air amount surface with an intermediate value of FIG. 4
  • the same intake air amount surface is shown in FIG. 4 And Q 3
  • the intake air amount is equal to Q. 3
  • the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are held at the operating point n shown in FIG.
  • the required operating point is d 1 First, as shown in FIG. 21, the throttle fully opened surface Q 6 Target operating point e above 1 Is calculated. This target operating point e 1 The calculation method is the same as the calculation method described so far, and the intrusion prohibited region X is calculated from the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time and the amount that the intake valve closing timing can reach the certain time. 1 Requested operating point d without intruding 1 Target operating point e closest to 1 Is calculated. In the example shown in FIG. 21, this target operating point e 1 Is located on the reference operation line W. By the way, this target operating point e 1 Intake air volume at Q 6 And Q 5 Required intake air quantity Q 5 Is in a larger state.
  • the intake air amount matches the required intake air amount as much as possible.
  • the intake air amount can be adjusted by changing the opening of the throttle valve 17. Therefore, the target operating point e 1 Is the required intake air amount Q 5 If the intake air amount is larger than the target intake air amount Q, the target values for the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are not changed. 5
  • the throttle valve 17 is closed to a target opening required for That is, in FIG. 20, the throttle fully open surface Q shown in FIG. 6
  • Upper target operating point e 1 The same intake air quantity surface Q located directly below 5 The upper point is the final target operating point e 1 It is said.
  • This target operating point e 2 The calculation method is the same as the calculation method described so far, and the intrusion prohibition region X is determined from the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time and the amount that the intake valve closing timing can reach the certain time.
  • 1 Requested operating point d without intruding 2 Target operating point e closest to 2 Is calculated.
  • this target operating point e 2 Is the same intake air flow rate Q 5 It is located on the reference operation line W.
  • the target operating point e 2 The intake air amount at is larger than the required intake air amount. Therefore, also in this case, in FIG. 20, the same intake air amount surface Q shown in FIG.
  • the same intake air amount surface Q 4 Final target operating point e above 3 Is calculated, and the required intake air amount is Q 4 And Q 3
  • the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are sequentially set to the final target operating point e. 3 , E 4 , E 5 While being changed toward, the mechanical compression ratio is increased, the intake valve closing timing is retarded, and the opening degree of the throttle valve 17 is reduced.
  • Requested intake air volume is Q 3
  • the same intake air amount surface Q 3 In order, the final target operating point e 6 , E 7 , E 8 , E 9 , E 10 Is calculated, and the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are sequentially set to these final target operating points e. 6 , E 7 , E 8 , E 9 , E 10 Through the required operating point d 5 Will be changed.
  • the mechanical compression ratio is increased, and the intake valve closing timing is e 8
  • the throttle valve 17 is gradually increased in opening until it reaches the angle e. 8 When it reaches, it is fully opened.
  • FIG. 27 shows that the target intake air amount is Q as shown in FIG.
  • the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are three-dimensional intrusion prohibited region X from the current operating point toward the operating point that satisfies the required intake air amount. 1 , X 2
  • a target operating point that can be reached after a certain time without entering the inside is calculated, and the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are changed toward the calculated target operating point.
  • the throttle opening is changed to the three-dimensional intrusion prohibited region X. 1 , X 2 It is changed according to the demanded intake air amount so as not to enter.
  • the target operating point is the required intake air amount from the current operating point so that the mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening reach the required operating point that satisfies the required intake air amount as soon as possible.
  • 3D intrusion prohibited area X toward the operating point that satisfies 1 , X 2 Among the operating points that can be reached after a certain time without intruding, the operating point farthest from the current operating point is set. Further, in this case, in the embodiment according to the present invention, when the required intake air amount decreases, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are changed from the current operating point toward the operating point that satisfies the required intake air amount.
  • Invasion prohibition area X for intake air volume 1 , X 2 A target operating point that can be reached after a certain time without entering the inside is calculated, and the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are changed toward the calculated target operating point.
  • the throttle opening a target opening satisfying the required intake air amount is calculated at the calculated target operating point, and the target opening is within the three-dimensional entry prohibition region X. 1 , X 2 Unless otherwise, the throttle opening is changed to the target opening.
  • the required intake air amount is decreased slowly as shown in FIGS. 18 and 19, and when the required intake air amount is decreased relatively quickly as shown in FIGS. The amount of intake air actually supplied into the chamber 5 is almost equal to the required intake air amount at all times.
  • the intake air amount actually supplied into the combustion chamber 5 and the required intake air amount substantially coincide with each other, the method described with reference to FIGS. 18 and 19 or FIGS.
  • the engine load can be controlled to the required engine load by the method described with reference.
  • the intake air amount actually supplied into the combustion chamber 5 decreases following the rapid decrease in the required intake air amount. I can't. Therefore, in this case, the intake air amount supplied into the combustion chamber 5 does not match the required intake air amount, and therefore the method described with reference to FIGS. 20 to 27 cannot be used in this case. That is, in this case, it is necessary to use another method.
  • the throttle valve 17 when the required intake air amount is reduced to the minimum intake air amount, the throttle valve 17 is closed to an opening degree that satisfies the required intake air amount that is the minimum intake air amount. .
  • the throttle opening satisfying the required intake air amount, which is the minimum intake air amount is a relatively large opening. Therefore, at this time, the throttle valve 17 is closed only to a relatively large opening.
  • the required intake air amount is reduced to the minimum intake air amount in this way, if the throttle valve 17 is closed only to a relatively large opening, the intake air amount actually supplied into the combustion chamber 5 is reduced. The speed is quite slow, and as a result, a good vehicle deceleration cannot be obtained.
  • FIG. 28 shows the amount of intake air actually supplied into the combustion chamber 5 when the throttle valve 17 is fully closed immediately when the required intake air amount is reduced to the minimum intake air amount (hereinafter simply referred to as the actual intake air amount).
  • the change in the intake air amount is shown together with the change in the intake valve closing timing and the pressure in the surge tank 12.
  • a shows the case where the intake valve closing timing is retarded by the fastest retarding speed.
  • an internal combustion engine usually has a large volume portion such as a surge tank downstream of the throttle valve. If such a large volume portion exists, the air in the large volume portion is consumed even if the throttle valve is fully closed. Until the actual intake air volume does not decrease immediately.
  • the throttle valve 17 is immediately fully closed, and the actual intake air amount is rapidly reduced by retarding the intake valve closing timing at the fastest speed.
  • the actual intake air amount does not readily decrease as indicated by a in FIG. That is, if the intake valve closing timing is retarded, the volume of the combustion chamber 5 at the start of the actual compression action is reduced accordingly, so the actual intake air amount is reduced.
  • the retarding speed of the intake valve closing timing is increased, the amount of air sent from the surge tank 12 into the combustion chamber 5 while the retarding action is being performed decreases. Therefore, as shown in FIG.
  • FIG. 29 shows a view similar to FIG. 10, and FIG. 30 shows a view similar to FIG.
  • the vertical axis in FIG. 29 is not the required intake air amount but the actual intake air amount.
  • the vertical axis in FIG. 10 and the like represents the actual intake air amount, but in the examples shown in FIGS. 10 to 27, the required intake air amount and the actual intake air amount.
  • the vertical axis in FIG. 10 or the like is displayed as the required intake air amount.
  • FIGS. 29 and 30 the high load side intrusion prohibited area X is shown.
  • FIG. 29 show that the operating point is the throttle fully open surface Q. 6
  • the state of movement of the operating point when the required intake air amount is reduced to the minimum intake air amount at the upper n point is shown. 29 and 30, a and c correspond to a and c in FIG. 28, respectively.
  • the operating point is n points as shown by a in FIGS. From right side S 2 Go to the upper point d and then the right side S 2 Head up. As a result, the operating point is the right side S 2 Intrusion prohibited area X above 2 Will invade. That is, at this time, as shown in FIG. 31, after the intake valve closing timing reaches the maximum retarded position, the operating point moves in the intrusion prohibition region X while the actual intake air amount decreases. 2 Will invade.
  • the operating point starts from the n point and the intrusion prohibited area X 2 Heading to point e and prohibiting entry X 2 Will invade. That is, at this time, as shown in FIG. 32, the operating point is in the intrusion prohibition region X while the actual intake air amount is decreasing while the retarding action of the intake valve closing timing is being performed. 2 Will invade. As can be seen from FIG. 31 and FIG. 32, the operating point is the intrusion prohibition region X while the actual intake air amount is decreasing.
  • the operating point is intrusion prohibited area X 2
  • the operating point is the intrusion prohibited area X 2 Therefore, it is only necessary to temporarily stop the actual reduction of the intake air amount until the mechanical compression ratio sufficiently increases.
  • the intake valve closing timing is advanced so that the actual intake air amount increases as indicated by the broken line in FIGS.
  • FIG. 34A shows a view taken along an arrow A in FIG. 33
  • FIG. 34B shows a cross-sectional view taken along a BB cross section in FIG.
  • FIG. 3 is a right side S viewed along arrow C in FIG. 2 Is shown.
  • the intrusion prohibited region X is shown in FIG. 1 It is shown.
  • the intrusion prohibited area X 2 Has the widest region at the minimum intake air amount and gradually decreases as the intake air amount increases.
  • this intrusion prohibited area X 2 Intrusion prohibition layer Y is set.
  • the invasion prohibition layer Y has an intrusion prohibition region X when the minimum intake air amount is reached.
  • the intrusion prohibited region X extends along the periphery of the 2 Invasion prohibited area X 2 Extending toward the intake air volume increasing side.
  • the intrusion prohibition layer Y is an intrusion prohibition area X. 2
  • the throttle is fully open from the top of the Q 6 It extends to.
  • the operating point is prohibited from entering the intrusion prohibiting layer Y. That is, in the present invention, the required intake air amount is reduced and the operating point is set to the intrusion prohibited region X. 2 The operating point is prohibited from entering the intrusion prevention layer Y when moving toward the intrusion prohibiting layer X. 2 I try to prevent it from entering inside.
  • the operating point becomes the intake air amount along the outer peripheral surface YZ of the intrusion prohibiting layer Y. It can be moved in the decreasing direction. That is, in the embodiment according to the present invention, the outer peripheral surface YZ of the intrusion prohibiting layer Y forms a movement guide surface of the operating point.
  • the outer peripheral surface of the intrusion prohibition layer Y that is, the movement guide surface YZ is the throttle fully open surface Q 6 To minimum intake air volume Q 1
  • the moving guide surface YZ has an inclination angle that is determined from the actual decrease speed of the intake air amount and the increase speed of the mechanical compression ratio.
  • the inclination angle of the moving guide surface YZ is the maximum increase amount of the mechanical compression ratio per unit time in FIG.
  • the inclination angle ⁇ K is determined from the CRK and the maximum reduction amount GAK of the actual intake air amount per unit time, or an inclination angle equal to or larger than the inclination angle ⁇ K.
  • the actual reduction amount of the intake air amount per unit time as shown in FIG. 28C is the maximum reduction amount GAK, and this maximum reduction amount GAK and the maximum increase amount CRK of the mechanical compression ratio. From the inclination angle ⁇ K of the movement guide surface YZ. Here, the method of obtaining the actual intake air amount will be briefly described. In the internal combustion engine shown in FIG.
  • the charging efficiency is determined when the pressure in the surge tank 12, the intake valve closing timing, and the engine speed are determined.
  • the actual intake air amount is calculated from the charging efficiency.
  • FIG. 35 shows an equal charging efficiency line at a certain engine speed. In the example shown in FIG. 1 To ⁇ i It will be getting higher gradually.
  • the relationship shown in FIG. 35 is stored for various rotational speeds, the charging efficiency is calculated from these relationships, and the actual intake air amount is calculated from the calculated charging efficiency. .
  • the method for obtaining the actual intake air amount described above is an example, and the actual intake air amount can be obtained by other methods. For example, the actual intake air amount can be obtained using a model for the intake air flow.
  • the operating point in this case is a point determined from the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the actual intake air amount as described above.
  • the throttle valve 17 is immediately fully closed as described above, and the intrusion prohibition layer Y is set.
  • the invasion prohibiting layer Y is not set except when the required intake air amount is suddenly decreased. Therefore, when the required intake air amount increases or the required intake air amount decreases slowly.
  • the operating point can enter the intrusion prohibiting layer Y.
  • the required intake air amount becomes the minimum intake air amount when the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are held at the operating point n shown in FIG. 36, and as a result, the required operating point becomes d
  • the mechanical compression ratio is increased at the maximum speed until the operating point reaches the movement guide surface YZ of the invasion prohibition layer Y
  • the intake valve closing timing is the speed indicated by the solid line C in FIG. Is reduced to a minimum intake air amount
  • the actual intake air is retarded at a predetermined speed that can be reduced to the minimum intake air amount in the shortest time. That is, if it is expressed so as to include the case indicated by the broken line in FIG.
  • the speed at which the intake valve closing timing is moved away from the intake bottom dead center at this time is the actual intake air when the required intake air amount is reduced to the minimum intake air amount. Is set to a predetermined speed that can be reduced to the minimum intake air amount in the shortest time. While the mechanical compression ratio is increased at the maximum speed and the intake valve closing timing is retarded at the speed indicated by the solid line C in FIG.
  • the actual intake air amount is calculated based on the intake valve closing timing and the engine speed, and the operating point is moved based on the calculated actual intake air amount, the mechanical compression ratio, and the intake valve closing timing. It is determined whether or not YZ has been reached. 36 to 38, the position of the operating point when reaching the movement guide surface YZ is e. 1 It is shown in In the embodiment shown in FIGS. 36 to 38, when the operating point reaches the movement guide surface YZ, the retarding action of the intake valve closing timing is stopped. On the other hand, the mechanical compression ratio continues to increase at the maximum speed regardless of whether or not the operating point has reached the moving guide surface YZ.
  • the operating point when the operating point reaches the moving guide surface YZ, the operating point becomes e. 1 Therefore, the moving direction is changed in the increasing direction of the mechanical compression ratio.
  • the operating point is e 1 If the actual reduction amount of the intake air amount is the maximum reduction amount GAK when moving in the increasing direction of the mechanical compression ratio, the operating point is e 1 To the minimum intake air amount surface Q along the movement guide surface YZ 1 Will be reached. The position of the operating point at this time is e 2 It is shown in The operating point is e 2 Then, as shown in FIG. 38, the minimum intake air amount surface Q is calculated from the amount R that the mechanical compression ratio can reach after a certain time and the amount S that the intake valve closing timing can reach in a certain time.
  • FIG. 39 shows changes in the actual intake air amount, throttle opening, intake valve closing timing, mechanical compression ratio, and actual compression ratio when the operating point is moved as shown in FIGS. Yes.
  • the opening operation of the throttle valve 17 is started after the actual intake air amount reaches the minimum intake air amount.
  • the opening operation of the throttle valve 17 is performed while the retarding action of the intake valve closing timing is performed after the intake air amount reaches the minimum intake air amount.
  • the mechanical compression ratio continues to increase while the throttle valve 17 is being opened.
  • the operating point is e. 1 If the actual reduction amount of the intake air amount is the maximum reduction amount GAK while moving in the increasing direction of the mechanical compression ratio, the operating point is e 1 To the minimum intake air amount surface Q along the movement guide surface YZ 1 E above 2 Reach the point.
  • the actual reduction amount of the intake air amount is smaller than the maximum reduction amount GAK, the operating point gradually moves away from the moving guide surface YZ as the mechanical compression ratio increases, and the intrusion prohibiting layer Y To high mechanical compression ratio side, minimum intake air quantity surface Q 1 To reach.
  • Operating point is minimum intake air volume surface Q 1
  • the operating points are sequentially calculated in the same manner as shown in FIG.
  • the actual intake air amount, throttle valve opening, intake valve closing timing, and mechanical compression ratio change as shown in FIG.
  • e 1 And e 2 E is shown in FIG. 1 And e 2 It becomes longer than the interval.
  • 40 and 41 as shown in FIG. 40, after the operating point reaches the moving guide surface YZ, the intake valve moves while the operating point moves along the moving guide surface YZ in the increasing direction of the mechanical compression ratio.
  • the case where the valve closing timing is slightly advanced is shown. At this time, if the actual intake air amount increases, the driver feels strange, but as shown in FIG.
  • the intake valve closing timing can be advanced.
  • E 1 And e 2 The intake valve closing timing can be advanced, that is, moved closer to the intake bottom dead center within a range where the actual intake air amount does not change or decreases. 42 and 43, as shown in FIG. 42, after the operating point reaches the moving guide surface YZ, the intake valve moves while the operating point moves along the moving guide surface YZ in the increasing direction of the mechanical compression ratio. The case where the valve closing timing is slightly delayed is shown. If the intake valve closing timing is retarded in this manner, e in FIG.
  • the actual intake air amount decreases quickly, and thus a good vehicle deceleration feeling can be obtained.
  • the intake valve closing timing can be retarded within a range in which the operating point does not enter the intrusion prohibition layer Y, that is, can be moved away from the intake bottom dead center.
  • the intake valve closing timing when the required intake air amount is decreased, the operation of increasing the mechanical compression ratio and the operation of moving the intake valve closing timing away from the intake bottom dead center are started, and the operating point is While reaching the outer peripheral surface YZ of the intrusion prohibition layer Y and being moved along the outer peripheral surface YZ of the intrusion prohibition layer Y, the intake valve closing timing is delayed by a speed slower than the speed before reaching the outer peripheral surface YZ. The retarding and advancing action of the intake valve closing timing is stopped, while the mechanical compression ratio is increased at the maximum speed.
  • the control method during the deceleration operation described with reference to FIGS. 28 to 43 is executed when the required intake air amount rapidly decreases.
  • the required intake air amount has sharply decreased when the required intake air amount has been reduced at a predetermined decrease rate or more.
  • the deceleration described with reference to FIGS. Operation control is executed. That is, in the embodiment according to the present invention, the throttle valve 17 for controlling the intake air amount is fully closed when the required intake air amount is decreased at a predetermined decrease speed or more, and at this time, the intrusion prohibition layer Y is Is set. Further, in another embodiment according to the present invention, the required intake air amount is rapidly decreased when the required intake air amount is reduced at a predetermined decrease rate or more and the required intake air amount becomes equal to or less than a reference amount.
  • 44 to 47 show a routine for calculating a target value when such a determination criterion is used.
  • this routine except for the initial control when the required intake air amount is suddenly decreased, the target operating point that can be reached after a predetermined time is calculated at every predetermined time. The Therefore, the routines shown in FIGS. 44 to 47 are executed by this predetermined interruption every hour.
  • the predetermined time can be arbitrarily determined, but in the embodiment according to the present invention, the predetermined time is 8 msec. Therefore, in the embodiment according to the present invention, the target value calculation routine shown in FIGS.
  • 44 to 47 is executed every 8 msec, and the target operating point that can be reached after 8 msec from the current operating point is calculated every 8 msec. 44 to 47, first, at step 100, the required intake air amount GX is calculated.
  • the required intake air amount GX is stored in advance in the ROM 32 as a function of, for example, the depression amount of the accelerator pedal 40 and the engine speed.
  • a required operating point on the reference operating line W corresponding to the required intake air amount GX is calculated.
  • step 102 it is judged if a sudden deceleration flag that is set at the time of sudden deceleration is set. When the rapid deceleration flag is not set, the routine proceeds to step 103.
  • step 103 the required intake air amount GX at the time of the previous interruption 1 And the current required intake air amount GX (GX 1 It is determined whether or not ( ⁇ GX) is larger than a predetermined set value M, that is, whether or not the required intake air amount GX has been decreased at a predetermined decrease rate or more.
  • ⁇ GX the required intake air amount GX is equal to or less than a predetermined decrease rate
  • the process proceeds to step 106 in FIG.
  • step 104 it is determined whether or not the required intake air amount GX is smaller than a predetermined reference amount N.
  • step 106 the routine proceeds to step 106.
  • step 105 the rapid deceleration flag is set. That is, the routine proceeds to step 105, where the rapid deceleration flag is set when the required intake air amount GX is decreased at a predetermined reduction speed or more and the required intake air amount GX becomes equal to or less than the reference amount N.
  • the process proceeds to step 106 in FIG.
  • step 106 it is determined whether or not the current operating point is the requested operating point. When the current operating point is the requested operating point, the processing cycle is completed.
  • step 107 the routine proceeds to step 107, where it is judged if the required intake air amount GX is larger than the intake air amount GA at the current operating point.
  • GX> GA that is, when the intake air amount is to be increased
  • the routine proceeds to step 108, where the target operating point is determined as described with reference to FIGS. That is, at step 108, the intake valve closing timing that can be reached after a certain time is calculated, and then at step 109, the mechanical compression ratio that can be reached after a certain time is calculated. At this time, the mechanical compression ratio that can be reached after a certain time is calculated in consideration of the changeable amount of the mechanical compression ratio described with reference to FIGS.
  • a target throttle opening corresponding to the required intake air amount GX is calculated.
  • This target throttle opening requires the required operating point to be the throttle fully open surface Q 6 When it is located above, it is normally fully open.
  • the target operating point is determined by the method described with reference to FIG.
  • the target value of the mechanical compression ratio and the target value of the intake valve closing timing are calculated from the determined target operating point.
  • the target value of the throttle opening has already been calculated as the target throttle opening in step 110.
  • the routine proceeds to step 113 and is based on FIGS.
  • the target operating point is determined as described above. That is, at step 131, the intake valve closing timing that can be reached after a certain time is calculated, and then at step 114, the mechanical compression ratio that can be reached after a certain time is calculated. Also at this time, the mechanical compression ratio that can be reached after a predetermined time is calculated in consideration of the changeable amount of the mechanical compression ratio described with reference to FIGS. 16 and 17. Next, at step 115, the target operating point is calculated, and then at step 116, the target throttle opening degree that satisfies the required intake air amount is calculated. On the other hand, when the rapid deceleration flag is set in step 105 in FIG. 44, the routine proceeds to step 117 in FIG.
  • step 117 the target opening degree of the throttle valve 17 is calculated.
  • the target opening of the throttle valve 17 is set to a predetermined minimum target opening, that is, fully closed.
  • the target opening degree of the throttle valve 17 is gradually increased after a while after being fully closed.
  • step 118 the actual intake air amount GAX is calculated based on the pressure in the surge tank 12, the intake valve closing timing, and the engine speed.
  • step 119 e in FIG. 39, FIG. 41 and FIG.
  • step 120 it is determined whether or not a target value calculation flag for calculating a target value after the point is set.
  • the routine proceeds to step 120, where the current operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the actual intake air amount GAX is calculated.
  • step 121 it is determined whether or not the operating point has reached the outer peripheral surface YZ of the invasion prohibiting layer Y.
  • the routine proceeds to step 122, where the intake valve closing timing and the target value of the mechanical compression ratio are calculated.
  • the target value of the intake valve closing timing is the intake valve closing timing that reaches after a certain time when retarded at the speed indicated by the solid line C in FIG. 28, and the target value of the mechanical compression ratio is shown in FIG.
  • the mechanical compression ratio that can be reached after a certain time taking into account the changeable amount of the mechanical compression ratio described with reference to FIG. Therefore, at this time, the intake valve closing timing is retarded at the speed indicated by the solid line C in FIG. 28, and the mechanical compression ratio is increased at the maximum possible speed. The processing cycle is then completed.
  • step 121 when it is determined in step 121 that the operating point has reached the outer peripheral surface YZ of the intrusion prohibition layer Y, the routine proceeds to step 123, where it is determined whether or not the actual intake air amount GAX has become equal to or less than the required intake air amount GX.
  • GAX> GA that is, when the actual intake air amount GAX is larger than the required intake air amount GA
  • the routine proceeds to step 124, where the target values of the intake valve closing timing and the mechanical compression ratio are calculated.
  • the target value of the mechanical compression ratio is set to a mechanical compression ratio that can be reached after a predetermined time taking into account the changeable amount of the mechanical compression ratio described with reference to FIGS. 16 and 17.
  • the mechanical compression ratio is increased at the maximum possible speed.
  • the target value of the intake valve closing timing at this time is left as it is at the current intake valve closing timing, or is slightly advanced, or is slightly delayed. Therefore, at this time, the intake valve closing timing is temporarily fixed, slightly advanced, or slightly delayed.
  • the processing cycle is then completed.
  • the operating point moves along the outer peripheral surface of the invasion prohibiting layer Y, that is, along the movement guide surface YZ.
  • the routine proceeds to step 125, where the target calculation flag is set, and then the step of FIG. Proceed to 126.
  • step 126 the intake valve closing timing that can be reached after a certain time is calculated, and then in step 127, the mechanical compression ratio that can be reached after a certain time is calculated. Also at this time, the mechanical compression ratio that can be reached after a predetermined time is calculated in consideration of the changeable amount of the mechanical compression ratio described with reference to FIGS. 16 and 17.
  • step 128 the target operating point is determined by the method described with reference to FIG.
  • step 129 the target value of the mechanical compression ratio and the target value of the intake valve closing timing are calculated from the determined target operating point.
  • step 130 it is determined whether or not the current operating point is the required operating point d.
  • the routine proceeds to step 132 where the rapid deceleration flag is reset.
  • the routine proceeds to step 133, where the target value calculation flag is reset, and then the processing cycle is completed.
  • the routine proceeds to step 131, where it is determined whether or not the required intake air amount GX is higher than the actual intake air amount GAX. When GX ⁇ GAX, the processing cycle is completed.
  • FIG. 48 shows the variable compression ratio mechanism A, the variable valve timing so that the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening are set to the target values calculated in the routines shown in FIGS.
  • ⁇ IT is integrated with an integral constant K. i1 Multiplied by the multiplication result (K i1 ⁇ Integral term E of drive voltage for variable valve timing mechanism B by integrating ⁇ IT) i1 Is calculated and ⁇ CR is integrated into the integral constant K i2 Multiplied by the multiplication result (K i2 ⁇ Integral term E of drive voltage for variable compression ratio mechanism A by integrating ⁇ CR) i2 Is calculated, and ⁇ is integrated with the integral constant K i3 Multiplied by the multiplication result (K i3 ⁇ Integral term E of the drive voltage for the throttle valve 17 by integrating ⁇ ) i3 Is calculated.
  • step 203 the current ⁇ IT and the previously calculated ⁇ IT 1 ( ⁇ IT ⁇ IT 1 ) And the differential constant K d1
  • the differential term E of the drive voltage for the variable valve timing mechanism B by multiplying by d1 Is calculated, and the current ⁇ CR and the previously calculated ⁇ CR 1 ( ⁇ CR- ⁇ CR 1 ) And the differential constant K d2
  • the differential term E of the drive voltage for the variable compression ratio mechanism A by multiplying by d2 Is calculated, and the current ⁇ and the previously calculated ⁇ 1 ( ⁇ 1 )
  • the differential constant K d3 Is multiplied by the differential term E of the drive voltage for the throttle valve 17.
  • the proportional term E p1 And the integral term E i1 And differential term E d1 Is added to the drive voltage E for the variable valve timing mechanism B. 1 Is calculated and the proportional term E p2 And the integral term E i2 And differential term E d2 To the drive voltage E for the variable compression ratio mechanism A 2 Is calculated and the proportional term E p3 And the integral term E i3 And differential term E d3 Is added to the drive voltage E for the throttle valve 17. 3 Is calculated.
  • crankcase 2 cylinder block 3: cylinder head 4 ... piston 5 ... combustion chamber 7 ... intake valve 17 ... Throttle valve 70 ... intake valve drive cam shaft A ... variable compression ratio mechanism B ; variable valve timing mechanism X 1, X 2 ... Invasion prohibition area Y ... Invasion prohibition layer YZ ... Movement guide surface

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Abstract

　内燃機関において、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構（Ａ）と、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。機械圧縮比と吸気弁閉弁時期と吸入空気量との組合せに対し侵入禁止領域（Ｘ1，Ｘ2）が設定されている。更に、侵入禁止領域（Ｘ2）を包囲するように侵入禁止層（Ｙ）が設定されている。要求吸入空気量が減少せしめられて動作点が侵入禁止領域（Ｘ2）に向けて移動したときに動作点が侵入禁止層（Ｙ）内に侵入するのを禁止し、それによって動作点が侵入禁止領域（Ｘ2）内に侵入するのを阻止する。

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、機関負荷にかかわらずに実圧縮比をほぼ一定に維持するようにした火花点火式内燃機関が公知である（例えば特許文献１を参照）。この内燃機関では機関負荷が高くなるにつれて、即ち要求吸入空気量が多くなるにつれて吸気弁の閉弁時期が吸気下死点に近づくように進角され、このとき実圧縮比をほぼ一定に維持するために要求吸入空気量が多くなるにつれて機械圧縮比が低下せしめられる。
特開２００７−３０３４２３号公報
　ところでこのように要求吸入空気量の変化に応じて吸気弁の閉弁時期と機械圧縮比とを変化させる場合、吸気弁の閉弁時期と機械圧縮比とでは通常それらを変化させることのできる速度が異なり、一般的に言って機械圧縮比を変化させる場合の方が吸気弁の閉弁時期を変化させるよりも時間を要する。従って、例えば要求吸入空気量が減少せしめられたときには機械圧縮比の増大速度に比べて吸気弁閉弁時期の遅角速度の方が速くなり、斯くして機械圧縮比が高くならないうちに吸入空気量が減少せしめられることになる。その結果燃焼室内における圧縮端圧力が低くなり、斯くして良好な燃焼が得られなくなるという問題を生ずる。
　従って可変圧縮比機構と可変バルブタイミング機構とを備えた火花点火式内燃機関では、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期と吸入空気量との組合せに対して圧縮端圧力が低くなる侵入禁止領域を設定し、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期と吸入空気量との組合せを示す動作点がこの侵入禁止領域内に侵入するのを禁止する必要がある。
　ところでこの場合、上述の動作点が侵入禁止領域に到達したときに動作点の移動方向を侵入禁止領域内へ侵入しない方向に変更し、それにより動作点が侵入禁止領域内に侵入しないようにすることもできる。しかしながらこのように動作点が侵入禁止領域に到達したときに動作点の移動方向を変更させるようにしても実際には動作点が侵入禁止領域内に侵入してしまう場合があり、斯くして良好な燃焼が得られなくなる危険性があるという問題がある。
　本発明の目的は、要求吸入空気量が減少せしめられたときに良好な燃焼を確保することのできる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、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期と吸入空気量との組合せに対し侵入禁止領域を設定して機関の運転状態にかかわらずに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期と吸入空気量との組合せを示す動作点が侵入禁止領域内に侵入するのを禁止し、侵入禁止領域は最小吸入空気量のときに最も広い領域を有すると共に吸入空気量が増大するにつれて次第に小さくなり、最小吸入空気量のときには侵入禁止領域の周縁に沿って延びておりかつ吸入空気量が最小吸入空気量から増大するにつれて侵入禁止領域を包囲しつつ侵入禁止領域から吸入空気量増大側に向けて延びる侵入禁止層を設定し、要求吸入空気量が減少せしめられて動作点が侵入禁止領域に向けて移動したときに動作点が侵入禁止層内に侵入するのを禁止し、それによって動作点が侵入禁止領域内に侵入するのを阻止するようにした火花点火式内燃機関が提供される。
　侵入禁止領域に向かう動作点の移動は動作点が侵入禁止領域に近づく前に侵入禁止層により阻まれる。その結果、動作点が侵入禁止領域内に侵入するのを確実に回避することができ、斯くして良好な燃焼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である。
　図２は可変圧縮比機構の分解斜視図である。
　図３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５は吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
　図６は機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
　図７は理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
　図８は通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。
　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は侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。
　図１１は侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。
　図１２は侵入禁止領域を示す図である。
　図１３は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図１４は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図１５は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。
　図１６は一定時間における機械圧縮比の変更可能量を示す図である。
　図１７は一定時間における機械圧縮比の変更可能量を示す図である。
　図１８は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。
　図１９は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図２０は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図２１は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図２２は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図２３は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図２４は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図２５は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図２６は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図２７は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。
　図２８は燃焼室５内に実際に供給される吸入空気量の変化を示すタイムチャートである。
　図２９は侵入禁止領域Ｘ２と目標動作線Ｗとを示す図である。
　図３０は侵入禁止領域Ｘ２と目標動作線Ｗとを示す図である。
　図３１は実際の吸入空気量等の変化を示すタイムチャートである。
　図３２は実際の吸入空気量等の変化を示すタイムチャートである。
　図３３は侵入禁止層を示す図である。
　図３４は侵入禁止層を示す図である。
　図３５は充填効率を示す図である。
　図３６は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図３７は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図３８は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図３９は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。
　図４０は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図４１は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。
　図４２は目標動作点と動作点とを示す図である。
　図４３は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。
　図４４は目標値を算出するためのフローチャートである。
　図４５は目標値を算出するためのフローチャートである。
　図４６は目標値を算出するためのフローチャートである。
　図４７は目標値を算出するためのフローチャートである。
　図４８は可変圧縮比機構等の駆動制御を行う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。
　図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。
　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。サージタンク１２にはサージタンク１２内の圧力を検出するための圧力センサ２５が取付けられており、吸入空気量検出器１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３、スロットル開度センサ２４および圧力センサ２５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５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８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５８の両側には図３に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５６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５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。
　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５８を図３（Ａ）において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が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８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の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心軸５７は最も低い位置となる。
　なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。
　図３（Ａ）から図３（Ｃ）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５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃ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。即ち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。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６１，６２が取付けられており、これらウォーム６１，６２と噛合するウォームホイール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。
　一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
　各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
　吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。
　これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。
　回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。
　図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
　図１および図４に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。
　次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。
　図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
　図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
　図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
　次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。
　図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
　図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
　一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
　これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線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ε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概略的に説明する。
　図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒コンバータ２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯｘを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。
　さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。
　一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。
　このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。従ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
　機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ１まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。
　一方、図９に示される実施例では機関負荷がＬ１まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷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内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。
　一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期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。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができるが、以下本発明について吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させた場合を例にとって説明する。
　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。
　次に図１０から図１２を参照しつつ侵入禁止領域と、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する基準動作線について説明する。
　図１０は要求されている機関負荷を得るのに必要な吸入空気量、即ち要求吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とを示している。なお、図１０において要求吸入空気量は原点０から離れるに従って増大し、機械圧縮比は原点０から離れるに従って増大する。また、図１０において吸気弁閉弁時期は吸気下死点後（ＡＢＤＣ）のクランク角で表されており、従って吸気弁閉弁時期は原点０から離れるに従って遅角される。
　一方、図１０においてＱ１，Ｑ２，Ｑ３，Ｑ４，Ｑ５は夫々同一吸入空気量面を表しており、Ｑ６はスロットル弁１７が全開しているスロットル全開面を表している。図１０からわかるようにこのスロットル全開面Ｑ６は上に凸の湾曲面からなる。このスロットル全開面Ｑ６の下方の領域では下方にいくほどスロットル開度が小さくなる。
　図１０においてハッチングで示される領域は各同一吸入空気量面Ｑ１，Ｑ２，Ｑ３，Ｑ４，Ｑ５内における侵入禁止領域を示している。一方、図１１は図１０の上からみたところを示しており、図１２（Ａ）は図１０における左側面Ｓ１を矢印方向からみたところを示しており、図１２（Ｂ）は図１０における右側面Ｓ２を矢印方向からみたところを示しており、これら図１１および図１２（Ａ），（Ｂ）においてもハッチングで示される領域は侵入禁止領域を示している。
　図１０、図１１、図１２（Ａ），（Ｂ）から侵入禁止領域は３次元的に広がっており、更にこの侵入禁止領域は高負荷側の領域Ｘ１と低負荷側の領域Ｘ２との２つの領域からなることがわかる。なお、図１０、図１１、図１２（Ａ），（Ｂ）からわかるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ１は要求吸入空気量が多く、吸気弁閉弁時期が進角側で機械圧縮比が高い側に形成され、低負荷側侵入禁止領域Ｘ２は要求吸入空気量が少なく、吸気弁閉弁時期が遅角側で機械圧縮比が低い側に形成される。
　さて、図９は要求吸入空気量に対して最小燃費の得られる、吸気弁閉弁時期と機械圧縮比と実圧縮比とスロットル開度の関係を示しており、これらの関係を満たす線が図１０および図１１において実線Ｗで示されている。図１０からわかるようにこの線Ｗは同一吸入空気量面Ｑ３よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面Ｑ６上を延びており、同一吸入空気量面Ｑ３よりも吸入空気量が少ない側では右側面Ｓ２上を延びている。この同一吸入空気量面Ｑ３は図９の負荷Ｌ１に対応している。
　即ち、図９においてＬ１よりも機関負荷が高い領域では機関負荷が高くなるほど、即ち要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０のスロットル全開面Ｑ６上における線Ｗで表されている。即ち、図１０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ３よりも吸入空気量が多い側では要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。
　一方、図９においてＬ１よりも機関負荷が低い領域では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、即ち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０の右側面Ｓ２上における線Ｗで表されている。即ち、図１０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ３よりも吸入空気量が少ない側では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、即ち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。
　本願明細書では、要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とが辿る線を動作線と称しており、特に図１０に示される線Ｗは基準動作線と称されている。なお、前述したようにこの基準動作線は最小燃費の得られる最小燃費動作線を示している。
　前述したようにこの基準動作線Ｗ上では実圧縮比が一定とされている。実圧縮比はスロットル弁１７の開度とは無関係であって機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のみによって定まるので図１０において基準動作線Ｗを通り垂直方向に延びる曲面上では同一実圧縮比となる。この場合、この曲面よりも機械圧縮比の高い側では実圧縮比が高くなり、この曲面よりも機械圧縮比の低い側では実圧縮比が低くなる。即ち、大雑把に言うと、高負荷側侵入禁止領域Ｘ１は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の高い領域に位置しており、低負荷側侵入禁止領域Ｘ２は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の低い領域に位置している。
　さて、燃費を向上するために実圧縮比を高くするとノッキングが発生し、ノッキングの発生を阻止するために点火時期を遅角させると燃焼が不安定となってトルク変動を生ずる。高負荷側侵入禁止領域Ｘ１はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、従って機関運転時には機関の運転状態がこのようなトルク変動を生ずる運転領域内に入らないようにする必要がある。一方、吸入空気量が少なく実圧縮比が低くなると燃焼しずらくなり、スロットル弁１７の開度が小さくなって圧縮端圧力が低くなると燃焼が悪化してトルク変動を生ずる。低負荷側侵入禁止領域Ｘ２はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、従って機関運転時にはこの運転領域にも機関の運転状態が入らないようにする必要がある。
　一方、実圧縮比が高くなるほど燃費が向上し、従ってノッキングやトルク変動を生ずることなく最小の燃費が得られる最小燃費動作線は図１０および図１１においてＷで示されるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ１の外部において高負荷側侵入禁止領域Ｘ１の外縁に沿いつつ延びている。前述したように本発明による実施例ではこの最小燃焼動作線が基準動作線Ｗとされており、基本的には要求吸入空気量に応じて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの基本動作線Ｗ上を移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御される。なお、現在の動作点は相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４により常時検出されている。
　次に本発明による機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の制御の仕方について基本的な制御の仕方から説明する。この基本的な制御の仕方が図１３から図１５に示されている。
　即ち、図１３は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上のｍ点における値に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられた場合を示している。ところで本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、この予め定められた時間毎に算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点が順次算出される。この要求吸入空気量を満たす動作点、即ち要求動作点の一例が図１３においてａ１，ａ２，ａ３，ａ４，ａ５，ａ６で示されている。即ち、この例では要求吸入空気量が増大せしめられた後に最初に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ１であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ２であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ３である。
　要求動作点が変化すると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は新たな要求動作点に向けて変化する。即ち、図１３に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は要求動作点がａ１とされるとｍ点からａ１点に向けて変化し、要求動作点がａ２とされると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はａ２に向けて変化する。この場合、要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達すれば機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は何の問題もなく要求動作点の変化に追従して変化する。しかしながら要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達しない場合には問題を生ずる場合がある。
　即ち、図１３において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点ｍにあるときに要求動作点ａ１となったときには機械圧縮比および吸気弁時期は変化せず、このとき要求吸入空気量を満たすべくスロットル弁１７の開度が増大せしめられる。アクチュエータ１６によるスロットル弁１７の開度変化の応答性は極めて早く、従って要求動作点がａ１になると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はｍ点からａ１点にただちに移る。
　次いで要求動作点がａ２になると機械圧縮比がわずかばかり低下せしめられかつ吸気弁閉弁時期がわずかばかり進角されつつスロットル弁１７が全開せしめられる。このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は次の要求動作点ａ３が算出される頃には要求動作点ａ２の近くまで到達する。このとき到達する機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図１３の上方からみたところを示す図１４において動作点ｂ２で示されている。
　要求動作点ａ３が算出されると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は動作点ｂ２から要求動作点ａ３に向けて移動を開始する。即ち、スロットル弁１７が全開の状態で機械圧縮比は低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は進角せしめられる。ところが可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性および可変バルブタイミング機構Ｂによる吸気弁７の閉弁時期変化の応答性はそれほど早くなく、特に可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性はかなり遅い。従って要求吸入空気量の増大速度が速い場合には要求動作点と機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点とが次第に離れていくことになる。例えば図１４において要求動作点がａ６まで移動したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点が依然としてｂ２付近に位置するような状態が生ずる。
　しかしながらこのような場合、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。即ち、この場合、吸気弁閉弁時期を進角させることにより動作点が侵入禁止領域Ｘ１内に侵入しそうになったときには吸気弁閉弁時期の進角作用が停止され、次いで機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられる。機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられると吸気弁閉弁時期が再び進角され、動作点が侵入禁止領域Ｘ１内に侵入しそうになると吸気弁閉弁時期の進角作用が停止される。以下、これが繰返される。
　即ち、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が侵入禁止領域Ｘ１の外縁に沿ってジグザグ状に移動することになり、斯くして機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性が得られないことになる。
　そこで本発明では要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が現在の動作点から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期をこの目標動作点に向けて変化させるようにしている。
　次にこの本発明を具体化した一実施例についてスロットル全開面Ｑ６を示す図１４を参照しつつ説明する。前述したように図１４は要求動作点がａ３になったときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂ２である場合を示している。この場合において矢印Ｒ２は機械圧縮比が要求動作点ａ３に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表しており、矢印Ｓ２は吸気弁閉弁時期が要求動作点ａ３に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表している。また、図１４においてｃ２は現在の動作点ｂ２から要求吸入空気量を満たす要求動作点ａ３に向けて侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を示している。
　図１４に示されるように要求吸入空気量が増大せしめられかつ動作点ｂ２および要求動作点ａ３がスロットル全開面Ｑ６上にあるときにはこの目標動作点ｃ２は基準動作線Ｗ上に、図１４に示される例では最小燃費動作線Ｗ上に位置する。即ち、図１４に示される例では、スロットル弁１７が全開状態に維持されているときには目標動作点は侵入禁止領域Ｘ１の外部であって侵入禁止領域Ｘ１の外縁に沿って延びる最小燃費動作線Ｗ上を移動せしめられる。
　また、図１４において要求動作点がａ６であるときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂｉであったとするとこの場合にも目標動作点は基準動作線Ｗ上の点ｃｉとされる。なお、図１４において矢印Ｒｉは同様に機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量を表しており、矢印Ｓｉは吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量を表している。
　このように図１４に示される例では動作点がｂ２であるときに目標動作点ｃ２が算出されると一定時間後に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は目標動作点ｃ２に到達する。このとき現在の動作点ｃ２から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく一定時間後に到達可能な次の新たな目標動作点が算出され、動作点は一定時間後にこの新たな目標動作点に到達する。この場合、本発明による実施例では機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はＰＩＤ（比例積分微分）制御によって目標動作点に到達せしめられる。
　このように図１４に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに移動する。即ち、図１３において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期がｍ点に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は図１５において矢印で示されるように基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに変化せしめられる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性を確保することができることになる。
　この場合、要求吸入空気量に対する機関の応答性を更に向上するためには目標動作点ｃ２，ｃｉを夫々対応する現在の動作点ｂ２，ｂｉからできる限り離すことが好ましい。従って本発明による実施例では目標動作点ｃ２，ｃｉは対応する現在の動作点ｂ２，ｂｉから要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点ｂ２，ｂｉから最も離れた動作点とされている。
　即ち、現在の動作点がｂ２の場合には動作点ｂ２からの機械圧縮比の到達限界が目標動作点ｃ２とされ、吸気弁閉弁時期についてはこの目標動作点ｃ２は動作点ｂ２からの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。従ってこのときには機械圧縮比は可能な最大速度でもって低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で進角される。これに対し、現在の動作点がｂｉの場合には動作点ｂｉからの吸気弁閉弁時期の到達限界が目標動作点ｃｉとされ、機械圧縮比についてはこの目標動作点ｃｉは動作点ｂｉからの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。従ってこのときには吸気弁閉弁時期は可能な最大速度でもって進角され、機械圧縮比は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で減少せしめられる。
　吸気弁閉弁時期の可能な最大変化速度、即ち一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態の影響をほとんど受けず、従って吸気弁閉弁時期の一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態にかかわらず一定となる。これに対し、機械圧縮比の可能な最大変化速度、即ち一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態等の影響を強く受ける。次にこのことについて図１６および図１７を参照しつつ説明する。
　図１６は一定時間における機械圧縮比の変更可能量、即ち現在の機械圧縮比と一定時間後に到達可能な機械圧縮比との圧縮比差と、機関負荷との関係を示している。なお、図１６は機械圧縮比が或る機械圧縮比とされているときの圧縮比変更可能量を示しており、図１６において一点鎖線Ｆ０は機関が停止しているときの圧縮比変更可能量を示している。また、図１６には燃焼圧によって可変圧縮比機構Ａに加わるトルクが破線で示されている。このトルクはシリンダブロック２をクランクケース１から引き離す方向に、即ち圧縮比を低下させる方向に作用する。このトルクは破線で示されるように燃焼圧が高くなるほど、即ち機関負荷が高くなるほど大きくなる。
　このようにこのトルクは可変圧縮比機構Ａに対して圧縮比を低下させる方向に作用するので機械圧縮比を低下させる場合には機械圧縮比は容易に低下し、従ってこの場合には圧縮比変更可能量は大きくなる。図１６において実線Ｆ１はこの場合の圧縮比変更可能量を示しており、この場合の圧縮比変更可能量は機関負荷が高くなるほど大きくなる。これに対し、このトルクは機械圧縮比の増大に対して抵抗するので機械圧縮比を増大させる場合には機械圧縮比を低下させる場合に比べて圧縮比変更可能量は小さくなる。図１６において実線Ｆ２は機械圧縮比を増大させる場合の圧縮比変更可能量を示しており、この場合の圧縮比変更可能量は機関負荷が高くなるほど小さくなる。
　本発明による一実施例では図１６においてＦ０で示すような基準となる圧縮比変更可能量が予め記憶されており、この基準圧縮比変更可能量を図１６においてＦ１およびＦ２で示す関係により補正することによって機関負荷に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。即ち、この実施例では要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値を機関負荷に応じて変えるようにしている。
　図１７は一定時間における機械圧縮比の変更可能量とカムシャフト５４，５５の回転角度、即ち円形カム５８の回転角度との関係を示している。なお、図１７において横軸の左端は図３（Ａ）に示される機械圧縮比の最も低い状態のときを示しており、図１７において横軸の右端は図３（Ｃ）に示される機械圧縮比の最も高い状態のときを示している。また、図１７は機関負荷が或る負荷とされているときの圧縮比変更可能量を示しており、図１７において破線は燃焼圧によって可変圧縮比機構Ａに加わるトルクを示している。
　図２に示される実施例ではウォームギアとしてウォームホイール６３，６４によりウォーム６１，６２が回転せしめられることのない型式の、即ちウォーム６１，６２がウォームホイール６３，６４の逆転止め作用をなしている型式のウォームギアが用いられており、図１７の一点鎖線Ｇ０はこのようなウォームギアが用いられている場合において機関の運転が停止されているときの圧縮比変更可能量を示している。図３（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）からわかるように機械圧縮比が中間のとき、即ち図３（Ｂ）に示されるときにカムシャフト５４，５５の単位回転角度当りの圧縮比変化量が最も大きくなり、従って図１７の一点鎖線Ｇ０で示されるように機械圧縮比が中間のときに圧縮比変更可能量は最も大きくなる。
　また、図１７において破線で示されるように燃焼圧によって可変圧縮比機構Ａに加わるトルクは図３（Ｂ）に示されるとき、即ち機械圧縮比が中間のときに最も高くなる。一方、図１７において実線Ｇ１は機械圧縮比を低下させる場合を示しており、実線Ｇ２は機械圧縮比を増大させる場合を示している。図１７に示されるように機械圧縮比を低下させるときの圧縮比変更可能量Ｇ１は機械圧縮比を増大させるときの圧縮比変更可能量Ｇ２よりも大きくなる。また、機械圧縮比が中間のときに燃焼圧に基づくトルクが最も高くなるのでこのとき圧縮比変更可能量Ｇ１は高くなり、圧縮比変更可能量Ｇ２は低下する。
　本発明による一実施例では図１７においてＧ０で示すような基準となる圧縮比変更可能量が予め記憶されており、この基準圧縮比変更可能量を図１７においてＧ１およびＧ２で示す関係により補正することによってカムシャフト５４，５５の回転角度に応じた圧縮比変更可能量が算出される。更にこの圧縮比変更可能量を図１６においてＦ１およびＦ２で示す関係により補正することによってカムシャフト５４，５５の回転角度および機関負荷に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。
　即ち、この実施例では要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が回転するカム５８の回転角度および機関負荷に応じて変化せしめられる。
　次に図１８から図３５を参照しつつ要求吸入空気量が減少せしめられた場合について説明する。なお、図１８から図３５のうちで図１８および図１９は要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合を示しており、図２０から図２７は要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合を示しており、図２８から図３５は要求吸入空気量が急激に減少せしめられた場合を示している。なお、図１８から図３５は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が基準動作線Ｗ上のｎ点にあるときに要求吸入空気量の減少作用が開始された場合を示している。
　まず初めに図１８および図１９を参照しつつ要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合について説明する。なお、図１９は図１４と同様なスロットル全開面Ｑ６を示している。
　図１９はこの場合における現在の動作点と要求動作点との関係を示している。即ち、図１９には現在の動作点がｅｉであるときの要求動作点がｄｉで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲｉで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＳｉで示されている。更に図１９には現在の動作点がｅｊであるときの要求動作点がｄｊで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲｊで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＳｊで示されている。
　この場合には要求動作点ｄｉは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点ｄｉが目標動作点となる。同様に要求動作点ｄｊは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点ｄｊが目標動作点となる。従ってこの場合には動作点は基準動作線Ｗに沿って移動する。即ち、要求吸入空気量がゆっくりと減少するときにはスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が徐々に遅角され、実圧縮比が一定となるように機械圧縮比が徐々に増大される。
　次に図２０から図２７を参照しつつ要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の要求動作点が図２２においてｄ１，ｄ２，ｄ３，ｄ４，ｄ５で示されている。
　なお、本発明による制御を容易に理解しうるように図２０は要求動作点ｄ１における要求吸入空気量がＱ５であり、要求動作点ｄ２における要求吸入空気量がＱ５とＱ４の中間値であり、要求動作点ｄ３における要求吸入空気量がＱ４であり、要求動作点ｄ４における要求吸入空気量がＱ４とＱ３との中間値であり、要求動作点ｄ５における要求吸入空気量がＱ３であった場合を示している。即ち、順次算出された要求吸入空気量がＱ６（ｎ点）から、Ｑ５、Ｑ５とＱ４の中間値、Ｑ４、Ｑ４とＱ３の中間値、Ｑ３に変化した場合を示している。
　また図２１はスロットル全開面Ｑ６を示しており、図２２は吸入空気量がＱ５の同一吸入空気量面を示しており、図２３は吸入空気量がＱ５とＱ４の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２４は吸入空気量がＱ４の同一吸入空気量面を示しており、図２５は吸入空気量がＱ４とＱ３の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２６は吸入空気量がＱ３の同一吸入空気量面を示している。
　さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図２０に示される動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量がＱ６からＱ５に変化し、その結果要求動作点がｄ１になったとすると、まず初めに図２１に示されるようにスロットル全開面Ｑ６上において目標動作点ｅ１が算出される。この目標動作点ｅ１の算出方法はこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく要求動作点ｄ１に最も近い目標動作点ｅ１が算出される。図２１に示される例ではこの目標動作点ｅ１は基準動作線Ｗ上に位置している。
　ところでこの目標動作点ｅ１における吸入空気量はＱ６とＱ５の中間値であって要求吸入空気量Ｑ５よりも大きい状態にある。しかしながら吸入空気量はできる限り要求吸入空気量に一致させることが好ましい。ところが要求吸入空気量が減少せしめられる場合にはスロットル弁１７の開度を変化させることによって吸入空気量を調整することができる。そこで目標動作点ｅ１における吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ５よりも大きい状態にある場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ５とするのに必要な目標開度までスロットル弁１７を閉弁させるようにしている。
　即ち、図２０において、図２１に示されるスロットル全開面Ｑ６上の目標動作点ｅ１の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ５上の点が最終的な目標動作点ｅ１とされる。この同一吸入空気量面Ｑ５上の最終的な目標動作点ｅ１が図２０および図２２に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ１に向けて変化せしめられることになる。即ち、このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。
　次いで要求吸入空気量がＱ５とＱ４の中間値になって要求動作点がｄ２になると、今度は図２２に示されるように現在の吸入空気量Ｑ５における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ２が算出される。この目標動作点ｅ２の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく要求動作点ｄ２に最も近い目標動作点ｅ２が算出される。図２２に示される例ではこの目標動作点ｅ２は同一吸入空気量面Ｑ５内における基準動作線Ｗ上に位置している。
　ところでこの場合にも目標動作点ｅ２における吸入空気量は要求吸入空気量よりも大きい状態にある。従ってこの場合にも、図２０において、図２２に示される同一吸入空気量面Ｑ５上の目標動作点ｅ２の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ５とＱ４の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ２とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ５とＱ４の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ２が図２０および図２３に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ２に向けて変化せしめられることになる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。
　次いで要求吸入空気量がＱ４となり、次いでＱ４とＱ３の中間値となり、次いでＱ３になると同様なことが順次繰返される。即ち、要求吸入空気量がＱ４になると図２４に示されるように同一吸入空気量面Ｑ４上における最終的な目標動作点ｅ３が算出され、要求吸入空気量がＱ４とＱ３の中間値になると図２５に示されるように同一吸入空気量面（Ｑ４とＱ３との中間値）上における最終的な目標動作点ｅ４が算出され、次いで要求吸入空気量がＱ３になると図２６に示されるように同一吸入空気量面Ｑ３上における最終的な目標動作点ｅ５が算出される。
　この間、即ち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が順次最終的な目標動作点ｅ３，ｅ４，ｅ５に向けて変化せしめられている間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は小さくされる。
　要求吸入空気量がＱ３になると図２６に示されるように同一吸入空気量面Ｑ３上において順次最終的な目標動作点ｅ６，ｅ７，ｅ８，ｅ９，ｅ１０が算出され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は順次これら最終的な目標動作点ｅ６，ｅ７，ｅ８，ｅ９，ｅ１０を経て要求動作点ｄ５まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はｅ８に達するまで遅角され、スロットル弁１７の開度は徐々に大きくされてｅ８に達すると全開せしめられる。
　図２７は図２０に示されるように目標吸入空気量がＱ６（ｎ点）からＱ３（目標動作点ｄ５）まで比較的速く減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図２７からこの場合には要求吸入空気量が目標値となった後（動作点ｅ４）、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し（動作点ｅ８）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ５）ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｄ８）徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Ｑ３上の動作点ｅ５となるまで全開状態から徐々に低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ８）まで全開状態まで徐々に開弁せしめられる。
　図２０から図２７に示されるように要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられたときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の制御に加えてスロットル開度も制御される。本発明ではこのときには機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対し３次元的侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２が設定されており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点がこの３次元的侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２内に侵入するのが禁止される。
　なお、この場合にも要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元的侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。更にこの場合、要求吸入空気量が変化したときにスロットル開度は３次元的侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２に侵入しないように要求吸入空気量に応じて変化せしめられる。
　なお、この場合でも機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度ができる限り早く要求吸入空気量を満たす要求動作点に達するように、目標動作点は、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元的侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点から最も離れた動作点とされる。
　またこの場合、本発明による実施例では、要求吸入空気量が減少したときに、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて現在の吸入空気量における侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。一方、この場合、スロットル開度については算出された目標動作点において要求吸入空気量を満たす目標開度が算出されると共に目標開度が３次元的侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２でない限りはスロットル開度が目標開度まで変化せしめられる。
　さて、図１８および図１９に示されるように要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられる場合、および図２０から図２７に示されるように要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられる場合には燃焼室５内に実際に供給される吸入空気量は常時要求吸入空気量にほぼ一致している。このように燃焼室５内に実際に供給される吸入空気量と要求吸入空気量がほぼ一致している場合には図１８および図１９を参照しつつ説明した方法、或いは図２０から図２７を参照しつつ説明した方法によって機関負荷を要求されている機関負荷に制御することができる。
　しかしながら要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量まで減少せしめられたような場合には燃焼室５内に実際に供給される吸入空気量は要求吸入空気量の急激な減少に追従して減少することができない。従ってこの場合には燃焼室５内に供給される吸入空気量は要求吸入空気量に一致せず、従ってこの場合には図２０から図２７を参照しつつ説明した方法を用いることができない。即ち、この場合には別の方法を用いる必要がある。
　また、図２０から図２７に示される方法では要求吸入空気量が最小吸入空気量まで減少せしめられたときスロットル弁１７は最小吸入空気量である要求吸入空気量を満たす開度まで閉弁せしめられる。この場合、この最小吸入空気量である要求吸入空気量を満たすスロットル開度は比較的大きな開度であり、従ってこのときスロットル弁１７は比較的大きな開度までしか閉弁されないことになる。しかしながらこのように要求吸入空気量が最小吸入空気量まで減少せしめられたときにスロットル弁１７が比較的大きな開度までしか閉弁されないと燃焼室５内に実際に供給される吸入空気量の減少速度はかなり遅く、その結果良好な車両減速感が得られない。
　そこで本発明では要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量まで減少せしめられたときにはスロットル弁１７をただちに全閉するようにしている。このようにスロットル弁１７をただちに全閉せしめると燃焼室５内に実際に供給される吸入空気量の減少速度を速めることができる。次にこのことについて図２８を参照しつつ説明する。
　図２８は要求吸入空気量が最小吸入空気量まで減少せしめられたときにスロットル弁１７がただちに全閉せしめられたときの燃焼室５内に実際に供給される吸入空気量（以下、単に実際の吸入空気量という）の変化を、吸気弁閉弁時期の変化およびサージタンク１２内の圧力の変化と共に示している。なお、図２８には吸気弁閉弁時期の遅角速度がａ，ｂ，ｃで示される異なる遅角速度とされた場合のサージタンク１２内の圧力および実際の吸入空気量の対応する変化が夫々ａ，ｂ，ｃで示されている。因みにａは吸気弁閉弁時期が最速の遅角速度でもって遅角された場合を示している。
　さて、内燃機関は通常スロットル弁の下流にサージタンクのような大容積部を備えており、このような大容積部が存在するとスロットル弁が全閉せしめられても大容積部内の空気が消費されるまで実際の吸入空気量はすぐには減少しない。例えば要求吸入空気量が最小吸入空気量となったときにスロットル弁１７をただちに全閉とし、吸気弁閉弁時期を最も早い速度で遅角させれば実際の吸入空気量が急速に減少せしめられるようにみえる。しかしながらこの場合、図２８においてａで示されるように実際の吸入空気量はなかなか減少しない。
　即ち、吸気弁閉弁時期を遅角させるとそれに伴なって実際の圧縮作用開始時における燃焼室５の容積が減少するので実際の吸入空気量は減少する。しかしながら吸気弁閉弁時期の遅角速度を速くすると遅角作用が行われている間にサージタンク１２内から燃焼室５内に送り出される空気量は少なくなる。従って図２８のａで示されるように吸気弁閉弁時期の遅角速度が早められるとサージタンク１２内の圧力はなかなか低下せず、実際の吸入空気量は吸気弁閉弁時期の遅角作用中は急速に低下するが遅角作用完了後はだらだらと減少することになる。
　これに対し、図２８においてｂ或いはｃに示されるように吸気弁閉弁時期の遅角速度を少し低下させると単位時間当りにサージタンク１２内から燃焼室５内に送り込まれる空気量が増大する。従って吸気弁閉弁時期の遅角速度が低下せしめられるとサージタンク１２内の圧力の低下速度が次第に速くなり、実際の吸入空気量が最小吸入空気量となるまでの時間が次第に短かくなっていく。このように図２８に示される如く要求吸入空気量が最小吸入空気量まで急激に減少せしめられたときにはスロットル弁１７をただちに全閉しても実際の吸入空気量は要求吸入空気量の減少に追従して減少しない。
　図２９は図１０と同様な図を示しており、図３０は図１１と同様な図を示している。ただし、図２９の縦軸は要求吸入空気量ではなくて、実際の吸入空気量である。なお、図１０から図２７に示される例でも図１０等の縦軸は実際の吸入空気量を表しているがこれら図１０から図２７に示される例では要求吸入空気量と実際の吸入空気量とがほぼ一致しているので説明の便宜上、図１０等の縦軸は要求吸入空気量と表示されている。また、図２９および図３０では高負荷側侵入禁止領域Ｘ１は省略されており、低負荷側侵入禁止領域Ｘ２のみが示されている。更に図２９では低負荷側侵入禁止領域Ｘ２が３次元的に描かれている。
　さて、要求吸入空気量が最小吸入空気量まで減少せしめられると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期および実際の吸入空気量の組合せを示す動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ２内に侵入する可能性が生じてくる。このことについて図２９および図３０を参照しつつ説明する。
　図２９および図３０は動作点がスロットル全開面Ｑ６上のｎ点にあるときに要求吸入空気量が最小吸入空気量まで減少せしめられた場合の動作点の移動の様子を示している。なお、図２９および図３０においてａおよびｃは図２８におけるａおよびｃに夫々対応している。即ち、要求吸入空気量が最小吸入空気量まで減少せしめられたときに吸気弁閉弁時期が最も速い速度で遅角されたときには図２９および図３０においてａで示されるように動作点はｎ点から右側面Ｓ２上の点ｄに向かい、次いで右側面Ｓ２上を真下に向う。その結果動作点が右側面Ｓ２上において侵入禁止領域Ｘ２内に侵入することになる。即ち、このときには図３１に示されるように吸気弁閉弁時期が最大遅角位置に到達した後、実際の吸入空気量が減少する途中で動作点が侵入禁止領域Ｘ２内に侵入することになる。
　これに対し、要求吸入空気量が最小吸入空気量まで減少せしめられたときに吸気弁閉弁時期が最も速い速度よりも少し遅い速度でもって遅角されたときには図２９および図３０においてｃで示されるように動作点はｎ点から侵入禁止領域Ｘ２に向かい、点ｅにおいて侵入禁止領域Ｘ２内に侵入することになる。即ち、このときには図３２に示されるように吸気弁閉弁時期の遅角作用が行われている間に実際の吸入空気量が減少している途中で動作点が侵入禁止領域Ｘ２内に侵入することになる。
　図３１および図３２からわかるように動作点は実際の吸入空気量が減少する途中で侵入禁止領域Ｘ２内に侵入するのでこの場合、動作点が侵入禁止領域Ｘ２内に侵入するのを阻止するためには動作点が侵入禁止領域Ｘ２に近づいたときに機械圧縮比が十分に増大するまで一時的に実際の吸入空気量の減少作用を停止させればよいことになる。実際の吸入空気量の減少作用を停止させるには吸気弁閉弁時期の遅角作用を停止させる必要があるがこの場合停止位置が少しでもずれると動作点が侵入禁止領域Ｘ２内に侵入してしまう。従って実際問題として実際の吸入空気量の減少作用が停止するように吸気弁閉弁時期を正確に制御することは困難である。
　そこで実際には動作点が侵入禁止領域Ｘ２に近づいたときには図３１および図３２において破線で示すように実際の吸入空気量が増大するように吸気弁閉弁時期を進角することになる。しかしながら要求吸入空気量が急激に減少せしめられたとき、即ち急激な減速運転時において実際の吸入空気量が減少しているときに実際の吸入空気量が一時的に増大せしめられると車両の運転者に対して異和感を与えることになる。
　そこで本発明では要求吸入空気量が減少したときに動作点が侵入禁止領域Ｘ２内に侵入することなく良好な減速感が得られるように侵入禁止領域Ｘ２に対して侵入禁止領域Ｘ２を覆うように侵入禁止層を設定するようにしている。次にこの侵入禁止層について図３３および図３４を参照しつつ説明する。なお、図３４（Ａ）は図３３において矢印Ａに沿ってみた図を示しており、図３４（Ｂ）は図３３においてＢ−Ｂ断面に沿ってみた断面図を示しており、図３４（Ｃ）は図３３において矢印Ｃに沿ってみた右側面Ｓ２を示している。なお、これらの図において図３４（Ｂ）のみに高負荷側侵入禁止領域Ｘ１が示されている。
　図３３および図３４（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示されるように侵入禁止領域Ｘ２は最小吸入空気量のときに最も広い領域を有すると共に吸入空気量が増大するにつれて次第に小さくなる。本発明では要求吸入空気量が減少したときにこの侵入禁止領域Ｘ２に対して侵入禁止層Ｙが設定される。図３３および図３４（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）からわかるようにこの侵入禁止層Ｙは最小吸入空気量のときには侵入禁止領域Ｘ２の周縁に沿って延びておりかつ吸入空気量が最小吸入空気量から増大するにつれて侵入禁止領域Ｘ２を包囲しつつ侵入禁止領域Ｘ２から吸入空気量増大側に向けて延びている。具体的に言うとこの侵入禁止層Ｙは侵入禁止領域Ｘ２の上面からスロットル全開面Ｑ６まで延びている。
　本発明では動作点が侵入禁止層Ｙ内に侵入するのが禁止されている。即ち、本発明では要求吸入空気量が減少せしめられて動作点が侵入禁止領域Ｘ２に向けて移動したときに動作点が侵入禁止層Ｙ内に侵入するのを禁止し、それによって動作点が侵入禁止領域Ｘ２内に侵入するのを阻止するようにしている。
　ところで本発明による実施例では要求吸入空気量が減少せしめられて動作点が侵入禁止層Ｙの外周面ＹＺに到達した後は動作点は侵入禁止層Ｙの外周面ＹＺに沿って吸入空気量の減少方向に移動せしめられる。即ち、本発明による実施例では侵入禁止層Ｙの外周面ＹＺは動作点の移動案内面を形成している。侵入禁止層Ｙの外周面、即ち移動案内面ＹＺはスロットル全開面Ｑ６から最小吸入空気量面Ｑ１に近づくに従って次第に高機械圧縮比側となる傾斜平面からなり、この移動案内面ＹＺの傾斜角度は実際の吸入空気量の低下速度と機械圧縮比の増大速度から定まる。
　即ち、要求吸入空気量が減少せしめられたときには機械圧縮比は最大速度で増大せしめられており、移動案内面ＹＺの傾斜角は図３４（Ｃ）において単位時間当りの機械圧縮比の最大増大量ＣＲＫと単位時間当りの実際の吸入空気量の最大低下量ＧＡＫとから定まる傾斜角θＫ又はそれ以上の傾斜角とされる。移動案内面ＹＺの傾斜角がこのような傾斜角θＫ又はそれ以上にされていると、移動案内面ＹＺに沿って案内される動作点は侵入禁止層Ｙ内に侵入することはなく、従って動作点が侵入禁止領域Ｘ２内に侵入するのが阻止される。
　なお、図２８において実際の吸入空気量が最小吸入空気量となるまでの時間が最も短かいときに実際の吸入空気量の単位時間当りの低下量が最大になるものと考えられる。一方、図２８のＣは実際の吸入空気量が最小吸入空気量となるまでの時間が最も短かいときを示している。従って本発明による実施例では図２８のＣで示されるときの単位時間当りの実際の吸入空気量の低下量が最大低下量ＧＡＫとされ、この最大低下量ＧＡＫと機械圧縮比の最大増大量ＣＲＫから移動案内面ＹＺの傾斜角θＫが定められる。
　ここで実際の吸入空気量の求め方について簡単に説明すると、図１に示される内燃機関ではサージタンク１２内の圧力と吸気弁閉弁時期と機関回転数が定まれると充填効率が定まり、本発明による実施例ではこの充填効率から実際の吸入空気量が算出される。図３５は或る機関回転数のときの等充填効率線を示しており、図３５に示される例では充填効率ηはη１からηｉに向けて次第に高くなる。本発明による実施例では図３５に示すような関係が種々の回転数に対して記憶されており、これら関係から充填効率が算出され、算出された充填効率から実際の吸入空気量が算出される。
　上述した実際の吸入空気量の求め方は一例であって実際の吸入空気量は他の方法によっても求めることができる。例えば吸入空気流に対するモデルを用いて実際の吸入空気量を求めることもできる。
　次に図３６から図３８を参照しつつ要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量まで減少せしめられた場合の動作点の移動経路について説明する。この場合の動作点は前述したように機械圧縮比および吸気弁閉弁時期および実際の吸入空気量から定まる点である。なお、要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量まで減少せしめられたときには前述したようにスロットル弁１７がただちに全閉せしめられ、侵入禁止層Ｙが設定される。
　本発明による実施例ではこの侵入禁止層Ｙは要求吸入空気量が急激に減少せしめられたとき以外は設定されておらず、従って要求吸入空気量が増大するときや要求吸入空気量がゆっくりと減少するときには動作点は侵入禁止層Ｙ内に侵入可能である。
　さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図３６に示される動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量が最小吸入空気量となり、その結果要求動作点がｄになったとすると、このときには動作点が侵入禁止層Ｙの移動案内面ＹＺに到達するまで機械圧縮比は最大速度で増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は図２８において実線Ｃで示される速度、即ち要求吸入空気量が最小吸入空気量まで減少せしめられたときに実際の吸入空気を最も短かい時間で最小吸入空気量まで減少させることのできる予め定められた速度で遅角される。即ち、図９において破線で示される場合も包含しうるように表現すると、要求吸入空気量が減少せしめられたときに機械圧縮比の増大作用と吸気弁閉弁時期を吸気下死点から離れる方向へ移動させる作用とが開始され、このとき吸気弁閉弁時期を吸気下死点から離れる方向へ移動させる速度は、要求吸入空気量が最小吸入空気量まで減少せしめられたときに実際の吸入空気を最も短かい時間で最小吸入空気量まで減少させることのできる予め定められた速度とされる。
　なお、機械圧縮比が最大速度で増大せしめられ、吸気弁閉弁時期が図２８において実線Ｃで示される速度で遅角されている間、圧力センサ２５により検出されたサージタンク１２内の圧力、吸気弁閉弁時期および機関回転数に基づいて実際の吸入空気量が算出されており、算出された実際の吸入空気量、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に基づいて動作点が移動案内面ＹＺに到達したか否かが判断されている。
　図３６から図３８において移動案内面ＹＺ上に到達したときの動作点の位置がｅ１で示されている。図３６から図３８に示される実施例では動作点が移動案内面ＹＺ上に到達すると吸気弁閉弁時期の遅角作用が停止される。これに対し、機械圧縮比は動作点が移動案内面ＹＺに到達したか否かにかかわらずに最大速度で増大され続けており、従って動作点が移動案内面ＹＺ上に到達すると動作点はｅ１から機械圧縮比の増大方向へ移動方向を変えることになる。
　動作点がｅ１から機械圧縮比の増大方向へ移動しているときに実際の吸入空気量の低下量が最大低下量ＧＡＫであったとすると動作点はｅ１から移動案内面ＹＺに沿って最小吸入空気量面Ｑ１に到達することになる。このときの動作点の位置がｅ２で示されている。
　動作点がｅ２になると図３８に示されるように機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量Ｒと吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量Ｓから最小吸入空気量面Ｑ１上において侵入禁止層Ｙ内に侵入することなく要求動作点ｄに最も近い目標動作点ｅ３が算出される。同様にして最小吸入空気量面Ｑ１上において機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から要求動作点ｄに最も近い各目標動作点ｅ４，ｅ５，ｅ６，ｅ７，ｅ８，ｅ９，ｅ１０が順次算出され、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は最小吸入空気量面Ｑ１上において順次最終的な目標動作点ｅ４，ｅ５，ｅ６，ｅ７，ｅ８，ｅ９，ｅ１０を経て要求動作点ｄまで変化せしめられる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はｅ７に達するまで遅角される。
　図３９は図３６から図３８に示されるように動作点が移動せしめられた場合の実際の吸入空気量、スロットル開度、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比および実圧縮比の変化を示している。図３９からわかるように要求吸入空気量が急激に減少せしめられた後、実際の吸入空気量は比較的速く減少し続け、従って良好な車両減速感を得ることができる。
　一方、この実施例では実際の吸入空気量が最小吸入空気量に達した後にスロットル弁１７の開弁動作が開始される。このスロットル弁１７の開弁動作は、吸入空気量が最小吸入空気量に達した後吸気弁閉弁時期の遅角作用が行われている間、行われる。また、スロットル弁１７の開弁動作が行われている間、機械圧縮比が増大され続けている。
　一方、前述したように動作点が移動案内面ＹＺに到達した後、動作点がｅ１から機械圧縮比の増大方向に移動しているときに実際の吸入空気量の低下量が最大低下量ＧＡＫであった場合には動作点はｅ１から移動案内面ＹＺに沿って最小吸入空気量面Ｑ１上のｅ２点に到達する。これに対し、実際の吸入空気量の低下量が最大低下量ＧＡＫよりも小さい場合には動作点は機械圧縮比が増大するにつれて移動案内面ＹＺから外方に向けて次第に離れ、侵入禁止層Ｙから高機械圧縮比側で最小吸入空気量面Ｑ１に到達する。動作点が最小吸入空気量面Ｑ１に到達すると図３８に示す方法と同様にして順次動作点が算出される。
　この場合にも実際の吸入空気量、スロットル弁開度、吸気弁閉弁時期および機械圧縮比は図３９に示されるように変化する。ただし、この場合にはｅ１とｅ２との間隔が図３９に示されるｅ１とｅ２との間隔よりも長くなる。
　図４０および図４１は図４０に示されるように動作点が移動案内面ＹＺに到達した後、動作点が機械圧縮比の増大方向に向けて移動案内面ＹＺに沿って移動する間、吸気弁閉弁時期を少しばかり進角させるようにした場合を示している。このとき実際の吸入空気量が増大すると運転者に異和感を与えるが図４１に示されるようにｅ１とｅ２との間で実際の吸入空気量が増大しない場合には運転者に異和感を与えることがない。従ってこのような場合には吸気弁閉弁時期を進角させることができる。即ち、ｅ１とｅ２との間では実際の吸入空気量が変化しないか或いは減少する範囲内で吸気弁閉弁時期を進角させる、即ち吸気下死点に近づく方向に移動させることができる。
　図４２および図４３は図４２に示されるように動作点が移動案内面ＹＺに到達した後、動作点が機械圧縮比の増大方向に向けて移動案内面ＹＺに沿って移動する間、吸気弁閉弁時期を少しばかり遅角させるようにした場合を示している。このように吸気弁閉弁時期を遅角させると図４３においてｅ１とｅ２との間で示されるように実際の吸入空気量が早く減少するようになり、斯くして良好な車両減速感が得られる。しかしながら吸気弁閉弁時期を遅角させると動作点が侵入禁止層Ｙ内に侵入する危険性が生ずる。従って吸気弁閉弁時期は動作点が侵入禁止層Ｙ内に侵入することのない範囲内で遅角する、即ち吸気下死点から離れる方向に移動させることができる。
　即ち、本発明による実施例では、要求吸入空気量が減少せしめられると機械圧縮比の増大作用と吸気弁閉弁時期を吸気下死点から離れる方向へ移動させる作用とが開始され、動作点が侵入禁止層Ｙの外周面ＹＺに到達した後侵入禁止層Ｙの外周面ＹＺに沿って移動せしめられる間、吸気弁閉弁時期は外周面ＹＺへの到達前の速度よりも遅い速度でもって遅角又は進角されるか或いは吸気弁閉弁時期の遅角および進角作用が停止され、この間機械圧縮比は最大速度でもって増大せしめられる。
　図２８から図４３において説明した減速運転時における制御方法は要求吸入空気量が急激に減少したときに実行される。本発明による一実施例では要求吸入空気量が予め定められた減少速度以上で減少せしめられたときに要求吸入空気量が急激に減少したと判断され、このとき図２８から図４３において説明した減速運転制御が実行される。即ち、本発明による実施例では要求吸入空気量が予め定められた減少速度以上で減少せしめられたときには吸入空気量を制御するためのスロットル弁１７が全閉せしめられ、このとき侵入禁止層Ｙが設定される。
　また、本発明による他の実施例では要求吸入空気量が予め定められた減少速度以上で減少せしめられかつ要求吸入空気量が基準量以下となったときに要求吸入空気量が急激に減少したと判断され、このときスロットル弁１７が全閉せしめられると共に侵入禁止層Ｙが設定される。図４４から図４７はこのような判断基準を用いた場合の目標値の算出ルーチンを示している。
　なお、このルーチンでは要求吸入空気量が急激に減少せしめられた場合の初期の制御を除いて、予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点がこの予め定められた一定時間毎に算出される。従って図４４から４７に示されるルーチンはこの予め定められた時間毎の割込みによって実行される。この予め定められた時間は任意に定めることができるが本発明による実施例ではこの予め定められた一定時間は８ｍｓｅｃとされている。従って本発明による実施例では図４４から４７に示される目標値の算出ルーチンは８ｍｓｅｃ毎に実行され、現在の動作点から８ｍｓｅｃ後に到達可能な目標動作点が８ｍｓｅｃ毎に算出されることになる。
　図４４から４７を参照するとまず初めにステップ１００において要求吸入空気量ＧＸが算出される。この要求吸入空気量ＧＸは例えばアクセルペダル４０の踏込み量および機関回転数の関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されている。次いでステップ１０１では要求吸入空気量ＧＸに応じた基準動作線Ｗ上の要求動作点が算出される。次いでステップ１０２では急減速時にセットされる急減速フラグがセットされているか否かが判別される。急減速フラグがセットされていないときにはステップ１０３に進む。
　ステップ１０３では前回の割込み時における要求吸入空気量ＧＸ１と現在の要求吸入空気量ＧＸとの差（ＧＸ１−ＧＸ）が予め定められた設定値Ｍよりも大きいか否か、即ち要求吸入空気量ＧＸが予め定められた減少速度以上で減少せしめられたか否かが判別される。要求吸入空気量ＧＸの減少速度が予め定められた減少速度以下の場合には図４５のステップ１０６に進む。これに対して要求吸入空気量ＧＸの減少速度が予め定められた減少速度以上のときにはステップ１０４に進む。
　ステップ１０４では要求吸入空気量ＧＸが予め定められた基準量Ｎよりも小さくなったか否かが判別される。ＧＸ≧Ｎのときにはステップ１０６に進む。これに対し、ＧＸ＜Ｎのときにはステップ１０５に進んで急減速フラグがセットされる。即ち、ステップ１０５に進んで急減速フラグがセットされるのは要求吸入空気量ＧＸが予め定められた減少速度以上で減少せしめられかつ要求吸入空気量ＧＸが基準量Ｎ以下となったときであり、その他のときには図４５のステップ１０６に進む。
　ステップ１０６では現在の動作点が要求動作点であるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点であるときには処理サイクルを完了する。これに対し、現在の動作点が要求動作点でないときにはステップ１０７に進んで要求吸入空気量ＧＸが現在の動作点における吸入空気量ＧＡよりも大きいか否かが判別される。
　ＧＸ＞ＧＡのとき、即ち吸入空気量を増大すべきときにはステップ１０８に進み、図１３から図１５に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。即ち、ステップ１０８では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ１０９では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。このとき図１６および図１７を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れて一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。次いでステップ１１０では要求吸入空気量ＧＸに応じた目標スロットル開度が算出される。この目標スロットル開度は要求動作点がスロットル全開面Ｑ６上に位置すると通常は全開となる。
　次いでステップ１１１では図１４に基づき説明した方法でもって目標動作点が決定される。次いでステップ１１２では決定した目標動作点から機械圧縮比の目標値および吸気弁閉弁時期の目標値が算出される。スロットル開度の目標値はステップ１１０において既に目標スロットル開度として算出されている。
　一方、ステップ１０７においてＧＸ≦ＧＡであると判別されたとき、即ち吸入空気量を減少すべきか又は吸入空気量が要求吸入空気量となっているときにはステップ１１３に進み、図１８から図２７に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。即ち、ステップ１３１では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ１１４では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。このときにも図１６および図１７を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れて一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。次いでステップ１１５では目標動作点が算出され、次いでステップ１１６では要求吸入空気量を満たす目標スロットル開度が算出される。
　一方、図４４のステップ１０５において急減速フラグがセットされると図４６のステップ１１７に進む。なお、一旦急減速フラグがセットされるとその後は図４４のステップ１０２から図４６のステップ１１７にジャンプする。ステップ１１７ではスロットル弁１７の目標開度が算出される。急減速フラグがセットされた後、初めてステップ１１７に進んだときにはスロットル弁１７の目標開度は予め定められている最小目標開度、即ち全閉とされる。なお、図３９、図４１および図４３を参照しつつ説明したようにスロットル弁１７の目標開度は全閉とされた後、暫らくすると徐々に増大せしめられる。
　次いでステップ１１８ではサージタンク１２内の圧力、吸気弁閉弁時期および機関回転数に基づいて実際の吸入空気量ＧＡＸが算出される。次いでステップ１１９では図３９、図４１および図４３においてｅ２点後における目標値を算出するための目標値算出フラグがセットされているか否かが判別される。目標値算出フラグがセットされていないときにはステップ１２０に進んで機械圧縮比および吸気弁閉弁時期および実際の吸入空気量ＧＡＸの組合せを示す現在の動作点が算出される。
　次いでステップ１２１では動作点が侵入禁止層Ｙの外周面ＹＺに到達したか否かが判別される。動作点が侵入禁止層Ｙの外周面ＹＺに到達していないときにはステップ１２２に進んで吸気弁閉弁時期および機械圧縮比の目標値が算出される。このとき吸気弁閉弁時期の目標値は図２８において実線Ｃで示される速度で遅角されるときに一定時間後に到達する吸気弁閉弁時期とされ、機械圧縮比の目標値は図１６および図１７を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れた一定時間後に到達可能な機械圧縮比とされる。従ってこのとき吸気弁閉弁時期は図２８において実線Ｃで示される速度でもって遅角され、機械圧縮比は可能な最大速度でもって増大せしめられる。次いで処理サイクルを完了する。
　一方、ステップ１２１において動作点が侵入禁止層Ｙの外周面ＹＺに到達したと判断されたときにはステップ１２３に進んで実際の吸入空気量ＧＡＸが要求吸入空気量ＧＸ以下になったか否かが判別される。ＧＡＸ＞ＧＡのとき、即ち実際の吸入空気量ＧＡＸが要求吸入空気量ＧＡよりも多いときにはステップ１２４に進んで吸気弁閉弁時期および機械圧縮比の目標値が算出される。このとき機械圧縮比の目標値は図１６および図１７を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れた一定時間後に到達可能な機械圧縮比とされる。従ってこのとき機械圧縮比は可能な最大速度でもって増大せしめられる。
　一方、このとき吸気弁閉弁時期の目標値は、現在の吸気弁閉弁時期のままとされるか、或いは若干進角した時期とされるか、或いは若干遅角した時期とされる。従ってこのとき吸気弁閉弁時期は一時的に固定されるか、或いは若干進角されるか、或いは若干遅角される。次いで処理サイクルを完了する。このとき動作点は侵入禁止層Ｙの外周面、即ち移動案内面ＹＺに沿って移動する。
　次いで、ステップ１２３においてＧＡＸ≦ＧＸであると判断されると、即ち、実際の吸入空気量ＧＡＸが要求吸入空気量ＧＸまで低下するとステップ１２５に進んで目標算出フラグがセットされ、次いで図４７のステップ１２６に進む。なお、一旦目標算出フラグがセットされるとその後は図４６のステップ１１９から図４７のステップ１２６にジャンプする。ステップ１２６では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ１２７では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。このときにも図１６および図１７を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れて一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。
　次いでステップ１２８では図３８に基づき説明した方法でもって目標動作点が決定される。次いでステップ１２９では決定した目標動作点から機械圧縮比の目標値および吸気弁閉弁時期の目標値が算出される。次いでステップ１３０では現在の動作点が要求動作点ｄであるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点ｄであるときにはステップ１３２に進んで急減速フラグがリセットされる。次いでステップ１３３に進んで目標値算出フラグがリセットされ、次いで処理サイクルを完了する。
　一方、ステップ１３０において現在の動作点が要求動作点ｄでないと判別されたときにはステップ１３１に進んで要求吸入空気量ＧＸが実際の吸入空気量ＧＡＸよりも高くなったか否かが判別される。ＧＸ≦ＧＡＸのときには処理サイクルを完了する。これに対し、ＧＸ＞ＧＡＸになったとき、例えば減速中に加速運転が行われた場合にはステップ１３１からステップ１３２に進み、通常の制御に戻る。
　図４８はＰＩＤ制御を用いて機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度が図４４から図４７に示されるルーチンにおいて算出された目標値になるように可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂおよびスロットル弁１７を駆動するための駆動ルーチンを示している。このルーチンは機関の運転が開始されると繰返し実行される。
　図４８を参照するとステップ２００では吸気弁閉弁時期の目標値ＩＴ０と現在の吸気弁閉弁時期ＩＴとの差ΔＩＴ（＝ＩＴ０−ＩＴ）が算出され、機械圧縮比の目標値ＣＲ０と現在の機械圧縮比ＣＲとの差ΔＣＲ（＝ＣＲ０−ＣＲ）が算出され、スロットル開度の目標値θ０と現在のスロットル開度θとの差Δθ（θ０−θ）が算出される。
　次いでステップ２０１ではΔＩＴに比例定数Ｋｐ１を乗算することによって可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の比例項Ｅｐ１が算出され、ΔＣＲに比例定数Ｋｐ２を乗算することによって可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の比例項Ｅｐ２が算出され、Δθに比例定数Ｋｐ３を乗算することによってスロットル弁１７に対する駆動電圧の比例項Ｅｐ３が算出される。
　次いでステップ２０２ではΔＩＴに積分定数Ｋｉ１を乗算してこの乗算結果（Ｋｉ１・ΔＩＴ）を積算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の積分項Ｅｉ１が算出され、ΔＣＲに積分定数Ｋｉ２を乗算してこの乗算結果（Ｋｉ２・ΔＣＲ）を積算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の積分項Ｅｉ２が算出され、Δθに積分定数Ｋｉ３を乗算してこの乗算結果（Ｋｉ３・Δθ）を積算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧の積分項Ｅｉ３が算出される。
　次いでステップ２０３では現在のΔＩＴと前回算出されたΔＩＴ１との差（ΔＩＴ−ΔＩＴ１）に微分定数Ｋｄ１を乗算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の微分項Ｅｄ１が算出され、現在のΔＣＲと前回算出されたΔＣＲ１との差（ΔＣＲ−ΔＣＲ１）に微分定数Ｋｄ２を乗算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の微分項Ｅｄ２が算出され、現在のΔθと前回算出されたΔθ１との差（Δθ−Δθ１）に微分定数Ｋｄ３を乗算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧の微分項Ｅｄ３が算出される。
　次いでステップ２０４では比例項Ｅｐ１と積分項Ｅｉ１と微分項Ｅｄ１とを加算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧Ｅ１が算出され、比例項Ｅｐ２と積分項Ｅｉ２と微分項Ｅｄ２とを加算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧Ｅ２が算出され、比例項Ｅｐ３と積分項Ｅｉ３と微分項Ｅｄ３とを加算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧Ｅ３が算出される。
　これら駆動電圧Ｅ１，Ｅ２，Ｅ３に従って夫々可変バルブタイミング機構Ｂ、可変圧縮比機構Ａおよびスロットル弁１７が駆動されると吸気弁閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル開度は夫々順次変化する目標値に向けて変化することになる。
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
Ｘ１，Ｘ２…侵入禁止領域
Ｙ…侵入禁止層
ＹＺ…移動案内面

Claims (7)

  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、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期と吸入空気量との組合せに対し侵入禁止領域を設定して機関の運転状態にかかわらずに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期と吸入空気量との組合せを示す動作点が該侵入禁止領域内に侵入するのを禁止し、該侵入禁止領域は最小吸入空気量のときに最も広い領域を有すると共に吸入空気量が増大するにつれて次第に小さくなり、最小吸入空気量のときには該侵入禁止領域の周縁に沿って延びておりかつ吸入空気量が最小吸入空気量から増大するにつれて該侵入禁止領域を包囲しつつ該侵入禁止領域から吸入空気量増大側に向けて延びる侵入禁止層を設定し、要求吸入空気量が減少せしめられて上記動作点が侵入禁止領域に向けて移動したときに該動作点が該侵入禁止層内に侵入するのを禁止し、それによって該動作点が侵入禁止領域内に侵入するのを阻止するようにした火花点火式内燃機関。
  2. 　要求吸入空気量が減少せしめられて上記動作点が上記侵入禁止層の外周面に到達した後は該動作点は該侵入禁止層の外周面に沿って移動せしめられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
  3. 　要求吸入空気量が減少せしめられると機械圧縮比の増大作用と吸気弁閉弁時期を吸気下死点から離れる方向へ移動させる作用とが開始され、上記動作点が上記侵入禁止層の外周面に到達した後該侵入禁止層の外周面に沿って移動せしめられる間、吸気弁閉弁時期は上記到達前の速度よりも遅い速度でもって遅角又は進角されるか或いは吸気弁閉弁時期の遅角および進角作用が停止され、この間機械圧縮比は最大速度でもって増大せしめられる請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
  4. 　要求吸入空気量が減少せしめられると機械圧縮比の増大作用と吸気弁閉弁時期を吸気下死点から離れる方向へ移動させる作用とが開始され、このとき吸気弁閉弁時期を吸気下死点から離れる方向へ移動させる速度は、要求吸入空気量が最小吸入空気量まで減少せしめられたときに実際の吸入空気を最も短かい時間で最小吸入空気量まで減少させることのできる予め定められた速度とされる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
  5. 　要求吸入空気量が予め定められた減少速度以上で減少せしめられたときには吸入空気量を制御するためのスロットル弁が全閉せしめられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
  6. 　要求吸入空気量が予め定められた減少速度以下で減少せしめられたときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて該侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出すると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられ、このときスロットル開度は該侵入禁止領域に侵入しないように要求吸入空気量に応じて変化せしめられる請求項５に記載の火花点火式内燃機関。
  7. 　上記目標動作点は、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて上記侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点から最も離れた動作点とされる請求項６に記載の火花点火式内燃機関。
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