WO2013179465A1 - 可変圧縮比機構を備える内燃機関 - Google Patents

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Definitions

  • the present invention relates to an internal combustion engine provided with a variable compression ratio mechanism.
  • An internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism that makes a mechanical compression ratio variable by moving a cylinder block relative to a crankcase along a cylinder axis is known.
  • each target mechanical compression ratio is set for the current engine operating state, and the variable compression ratio mechanism is realized so that the current target mechanical compression ratio is realized. Is controlled.
  • the current target mechanical compression ratio may not be realized, and if the target mechanical compression ratio is not realized, the current desired expansion ratio is not realized.
  • the current actual compression ratio can be estimated based on the intake valve closing timing. However, if the fuel cut is not performed in the operation of the current mechanical compression ratio, the current actual compression ratio cannot be estimated, and thus the current actual mechanical compression ratio cannot be estimated.
  • an object of the present invention is to provide an internal combustion engine including a variable compression ratio mechanism that can estimate the current actual mechanical compression ratio when the fuel cut is not performed.
  • An internal combustion engine comprising the variable compression ratio mechanism according to claim 1 of the present invention measures an exhaust temperature or an exhaust pressure that changes according to an actual expansion ratio, or according to at least one of the exhaust temperature and the exhaust pressure. It is characterized by measuring a changing physical quantity and estimating a current mechanical compression ratio based on the measured value.
  • An internal combustion engine comprising the variable compression ratio mechanism according to claim 2 according to the present invention is the internal combustion engine comprising the variable compression ratio mechanism according to claim 1, wherein the measured value is a boost pressure on the downstream side of the compressor of the turbocharger. It is characterized by being.
  • An internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism is the internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to the first or second aspect, wherein the operation amount of the actuator of the variable compression ratio mechanism is directly set.
  • the actuator is controlled so that the operation amount detected by the detection device becomes an operation amount corresponding to a target mechanical compression ratio, and is detected by the detection device.
  • the operating amount is corrected by a deviation between the operating amount corresponding to the mechanical compression ratio estimated based on the measured value in the specific engine operating state and the operating amount corresponding to the target mechanical compression ratio in the specific engine operating state.
  • An internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to claim 4 according to the present invention is the internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to claim 3, wherein the target mechanical compression ratio is set to a mechanical compression setting in the specific engine operating state. The engine operating state is less than the ratio.
  • An internal combustion engine provided with the variable compression ratio mechanism according to claim 5 according to the present invention is provided with a waste gate passage that bypasses the turbine of the turbocharger in the internal combustion engine provided with the variable compression ratio mechanism according to claim 1,
  • the wastegate passage is provided with a wastegate valve that controls the amount of exhaust gas passing through the wastegate passage, and the turbocharging pressure downstream of the compressor of the turbocharger measured with the wastegate valve as a first opening. And a difference between the turbocharger compressor supercharging pressure measured with the wastegate valve as the second opening, is used as the measured value.
  • An internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to claim 6 according to the present invention is the internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to claim 2 or 5, wherein a supercharger is disposed upstream of the compressor of the turbocharger. When the compressor is arranged, the supercharging pressure is a differential pressure across the compressor of the turbocharger.
  • An internal combustion engine comprising the variable compression ratio mechanism according to claim 7 according to the present invention is an internal combustion engine comprising the variable compression ratio mechanism according to any one of claims 1 to 6, wherein the current actual compression ratio is estimated.
  • the present invention is characterized in that the current valve closing timing of the intake valve is estimated based on the estimated current actual compression ratio and the estimated current mechanical compression ratio.
  • the exhaust temperature or the exhaust pressure that changes according to the actual expansion ratio is measured, or at least one of the exhaust temperature and the exhaust pressure is measured.
  • the physical quantity which changes according to this is measured, and the present mechanical compression ratio is estimated based on the measured value. Thereby, when the fuel cut is not performed, the current actual mechanical compression ratio can be estimated.
  • the measured value is the supercharging on the downstream side of the compressor of the turbocharger. It is a pressure and the measured value for estimating a mechanical compression ratio can be measured using the boost pressure sensor generally provided.
  • the operation amount of the actuator of the variable compression ratio mechanism is directly set.
  • the actuator is controlled so that the operation amount detected by the detection device becomes an operation amount corresponding to the target mechanical compression ratio, and the operation amount detected by the detection device is provided. Is corrected by the deviation between the operating amount corresponding to the mechanical compression ratio estimated based on the measured value in the specific engine operating state and the operating amount corresponding to the target mechanical compression ratio in the specific engine operating state. Accordingly, the target mechanical compression ratio can be realized even in engine operation other than the specific engine operation state by controlling the actuator based on the corrected operation amount.
  • the target machine compression ratio is set to a machine in which the specific engine operating state is set.
  • the engine operating state is less than the compression ratio, and the exhaust temperature or exhaust pressure changes relatively greatly with respect to a slight deviation in the mechanical compression ratio when the target mechanical compression ratio is not realized.
  • a shift in the compression ratio can be reliably detected, and the operation amount detected by the detection device can be accurately corrected.
  • the internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to claim 1 is provided with a waste gate passage that bypasses the turbine of the turbocharger.
  • the wastegate passage is provided with a wastegate valve that controls the amount of exhaust gas passing through the wastegate passage, and the turbocharger's downstream boost pressure and wastegate are measured with the wastegate valve as the first opening.
  • the difference between the turbocharger and the boost pressure on the downstream side of the compressor measured with the valve at the second opening is taken as the measured value. It is possible to eliminate the deviation amount of the supply pressure, and it is possible to estimate the mechanical compression ratio more accurately.
  • the supercharger is disposed upstream of the compressor of the turbocharger.
  • the supercharging pressure is the differential pressure across the turbocharger compressor.
  • the current actual compression ratio is determined. Based on the estimated current actual compression ratio and the estimated current mechanical compression ratio, the current intake valve closing timing is estimated. Estimation is possible.
  • 1 is an overall view of an internal combustion engine. It is a disassembled perspective view of a variable compression ratio mechanism.
  • 1 is a schematic side sectional view of an internal combustion engine. It is a figure which shows a variable valve timing mechanism. It is a figure which shows the lift amount of an intake valve and an exhaust valve. It is a figure for demonstrating a mechanical compression ratio, an actual compression ratio, and an expansion ratio. It is a figure which shows the relationship between theoretical thermal efficiency and an expansion ratio. It is a figure for demonstrating a normal cycle and a super-high expansion ratio cycle. It is a figure which shows changes, such as a mechanical compression ratio according to an engine load. It is a 1st flowchart for estimating an actual mechanical compression ratio.
  • 1 is a schematic overall view of an internal combustion engine when a turbocharger is arranged. It is a 3rd flowchart for estimating an actual mechanical compression ratio. It is a map for setting the correction amount of the mechanical compression ratio used in the third flowchart. It is a 4th flowchart for setting a supercharging pressure true value. It is a graph which shows the relationship between the opening degree of a waste gate valve, and a supercharging pressure.
  • FIG. 1 shows a side sectional view of an internal combustion engine equipped with a variable compression ratio mechanism according to the present invention.
  • 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 via an exhaust manifold 19 to, for example, a catalyst device 20 containing a three-way catalyst, and an air-fuel ratio sensor 21 is disposed in the exhaust manifold 19.
  • a temperature sensor 28 for measuring the exhaust temperature and a pressure sensor 29 for measuring the exhaust pressure are arranged.
  • the piston 4 is positioned at the compression top dead center by changing the relative position of the crankcase 1 and the cylinder block 2 in the cylinder axial direction at the connecting portion between the crankcase 1 and the cylinder block 2.
  • a variable compression ratio mechanism A capable of changing the volume of the combustion chamber 5 at the time
  • an 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.
  • the output signals of the intake air amount detector 18, the air-fuel ratio sensor 21, the relative position sensor 22, the valve timing sensor 23, the throttle opening sensor 24, the cam rotation angle sensor 25, the temperature sensor 28, and the pressure sensor 29 described later are respectively shown.
  • the signal is input to the input port 35 via the corresponding AD converter 37.
  • 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. Further, a crank angle sensor 42 that generates an output pulse every time the crankshaft rotates, for example, 30 ° is connected to the input port 35.
  • the output port 36 is connected to the spark plug 6, the fuel injection valve 13, the throttle valve driving actuator 16, the variable compression ratio mechanism A, and the variable valve timing mechanism B through corresponding drive circuits 38.
  • FIG. 2 shows an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A shown in FIG. 1, and FIG. 3 shows a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown.
  • a plurality of protrusions 50 spaced apart from each other, that is, cylinder block side supports, are formed below both side walls of the cylinder block 2, and each protrusion 50 has a circular cross section.
  • the cam insertion hole 51 is formed.
  • a cam insertion hole 53 having a circular cross section is also formed in each protrusion 52.
  • a pair of camshafts 54, 55 are provided, and on each camshaft 54, 55, a concentric portion 58 is rotatably inserted into each cam insertion hole 53. positioned.
  • Each concentric portion 58 is coaxial with the rotational axis of each camshaft 54, 55.
  • eccentric portions 57 that are eccentrically arranged with respect to the rotation axes of the camshafts 54 and 55 are positioned on both sides of each concentric portion 58.
  • a cam 56 is eccentrically mounted for rotation. That is, the eccentric portion 57 is fitted into an eccentric hole formed in the circular cam 56, and the circular cam 56 rotates around the eccentric portion 57 around the eccentric hole.
  • the circular cams 56 are disposed on both sides of each concentric portion 58, and the circular cams 56 are rotatably inserted into the corresponding cam insertion holes 51.
  • 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.
  • 3A, 3B, and 3C show the positional relationship between the center a of the concentric portion 58, the center b of the eccentric portion 57, and the center c of the circular cam 56 in each state. It is shown.
  • the relative position of the crankcase 1 and the cylinder block 2 is determined by the distance between the center a of the concentric part 58 and the center c of the circular cam 56, and the concentric part.
  • 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.
  • the volume of the combustion chamber 5 increases when the piston 4 is positioned at the compression top dead center. Therefore, by rotating the camshafts 54 and 55, the piston 4 is compressed at the top dead center.
  • the volume of the combustion chamber 5 when it is located at can be changed.
  • a pair of worms 61 and 62 having opposite spiral directions are attached to the rotation shaft of the drive motor 59, respectively.
  • Worm wheels 63 and 64 that mesh with the worms 61 and 62 are fixed to the ends of the camshafts 54 and 55, respectively.
  • the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 is located at the compression top dead center can be changed over a wide range.
  • 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.
  • the 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 the 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.
  • 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. 5, and therefore the closing timing of the intake valve 7 is also the range indicated by the arrow C in FIG. Any crank angle can be set.
  • variable valve timing mechanism B shown in FIG. 1 and FIG. 4 shows an example.
  • variable valve timing that can change only the closing timing of the intake valve while keeping the opening timing of the intake valve constant.
  • Various types of variable valve timing mechanisms, such as mechanisms, can be used.
  • 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.
  • the combustion chamber volume represents the volume of the combustion chamber when the piston is located at the compression top dead center.
  • FIG. 6A explains the mechanical compression ratio.
  • FIG. 6B illustrates the actual compression ratio.
  • FIG. 6C explains the expansion 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. 8 (A) shows a normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action by the piston is started from the vicinity of the intake bottom dead center.
  • the combustion chamber volume is set to 50 ml
  • the stroke volume of the piston is set to 500 ml, similarly to the example shown in FIGS. 6A, 6B, and 6C.
  • the actual compression ratio is almost 11
  • the solid line in FIG. 7 shows the change in the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio and the expansion ratio are substantially equal, that is, in a normal cycle.
  • the theoretical thermal efficiency increases as the expansion ratio increases, that is, as the actual compression ratio increases. Therefore, in order to increase the theoretical thermal efficiency in a normal cycle, it is only necessary to increase the actual compression ratio.
  • the actual compression ratio can only be increased to a maximum of about 12 due to the restriction of the occurrence of knocking at the time of engine high load operation, and thus the theoretical thermal efficiency cannot be sufficiently increased in a normal cycle.
  • 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.
  • variable compression ratio mechanism A reduces the combustion chamber volume from 50 ml to 20 ml.
  • variable valve timing mechanism B delays the closing timing of the intake valve until the actual piston stroke volume is reduced from 500 ml to 200 ml.
  • the actual compression ratio is almost 11 and the expansion ratio is 11, as described above.
  • FIG. 8B Only the expansion ratio is shown in FIG. 8B. It can be seen that it has been increased to 26. This is why it is called an ultra-high expansion ratio cycle.
  • 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.
  • . 9 shows that the average air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the output signal of the air-fuel ratio sensor 21 so that unburned HC, CO and NO x in the exhaust gas can be simultaneously reduced by the three-way catalyst in the catalyst device 20. This shows a case where feedback control is performed to the theoretical air-fuel ratio based on the above.
  • the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is executed during engine high load operation. Accordingly, as shown in FIG. 9, the expansion ratio is low because the mechanical compression ratio is lowered at this time, and the valve closing timing of the intake valve 7 is advanced as shown by the solid line in FIG. ing. At this time, the amount of intake air is large, and at this time, the opening degree of the throttle valve 17 is kept fully open, so that the pumping loss is zero.
  • the mechanical compression ratio is increased as the intake air amount is decreased while the actual compression ratio is substantially constant. That is, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is decreased in proportion to the decrease in the intake air amount. Therefore, the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center changes in proportion to the intake air amount.
  • the air-fuel ratio in the combustion chamber 5 is the stoichiometric air-fuel ratio, so the volume of the combustion chamber 5 when the piston 4 reaches the compression top dead center is proportional to the fuel amount. Will change.
  • the mechanical compression ratio When the engine load is further reduced, the mechanical compression ratio is further increased, and when the engine load is lowered to the medium load L1 slightly close to the low load, the mechanical compression ratio becomes a limit mechanical compression ratio (upper limit mechanical compression) that becomes the structural limit of the combustion chamber 5. Ratio).
  • the mechanical compression ratio reaches the limit mechanical compression ratio, the mechanical compression ratio is held at the limit mechanical compression ratio in a region where the load is lower than the engine load L1 when the mechanical compression ratio reaches 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 that can control the amount of intake air supplied into the combustion chamber 5.
  • the closing timing of the intake valve 7 reaches the limit closing timing, the closing timing of the intake valve 7 is reduced in a region where the load is lower than the engine load L1 when the closing timing of the intake valve 7 reaches the closing timing. It is held at the limit closing timing.
  • the intake air amount can no longer be controlled by the change in the closing timing of the intake valve 7.
  • the intake valve 7 is supplied into the combustion chamber 5 by the throttle valve 17.
  • the amount of intake air to be controlled is controlled, and the opening degree 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 as shown by the broken line in FIG. 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. It is moved in a direction away from the intake bottom dead center BDC until the limit valve closing timing L1 at which the intake air amount supplied into the combustion chamber can be controlled.
  • 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 expansion ratio is 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG.
  • the internal combustion engine of the present embodiment has a target mechanical compression ratio determined with respect to the current engine load, and the actuator of the variable compression ratio mechanism A, that is, the drive motor 59,
  • the operation amount is controlled to be an operation amount corresponding to the current target machine compression ratio.
  • the operation amount of the drive motor 59 (the number of rotations including the decimal point) may be directly detected by a specific sensor (not shown), but the crankcase 1 detected by the relative position sensor 22 described above. Alternatively, it may be detected indirectly based on the relative position between the cylinder block 2 and the rotation angle of the camshaft 55 detected by the cam rotation angle sensor 25 described above.
  • the actuator of the variable compression ratio mechanism A is controlled in this way, the current target mechanical compression ratio may not actually be realized. If the target mechanical compression ratio is not realized, the current desired expansion ratio is not realized, and the thermal efficiency cannot be sufficiently increased.
  • the internal combustion engine equipped with the variable compression ratio mechanism of the present embodiment is configured to estimate the current mechanical compression ratio in the specific engine operating state according to the first flowchart shown in FIG.
  • step 101 the current steady state in which the engine load and the engine speed have not changed based on the current engine load detected by the load sensor 41 and the current engine speed detected by the crank angle sensor 42. It is determined whether the engine operating state is a specific engine operating state. When this determination is negative, the process is terminated as it is, but when the engine is in a specific engine operating state, the determination at step 101 is affirmed, and at step 102, the current exhaust gas that changes according to the actual expansion ratio by the temperature sensor 28. A temperature T is detected.
  • step 103 a temperature deviation ⁇ T between the current exhaust gas temperature T and the ideal exhaust gas temperature T ′ when the target mechanical compression ratio is realized in the specific engine operating state is calculated.
  • step 104 a mechanical compression ratio correction amount ⁇ E for the temperature deviation ⁇ T is set based on the map shown in FIG. In the map of FIG. 11, if the temperature deviation ⁇ T is 0, that is, if the current exhaust gas temperature T is the ideal exhaust gas temperature T ′, the target mechanical compression ratio is realized and the desired expansion ratio is also realized. Therefore, the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E becomes zero.
  • the temperature deviation ⁇ T is greater than 0, since the current exhaust gas temperature T is higher than the ideal exhaust gas temperature T ′, the current mechanical compression ratio is lower than the target mechanical compression ratio, and the expansion ratio is also lower than the desired value.
  • the temperature deviation ⁇ T is smaller than 0, the current exhaust gas temperature T is lower than the ideal exhaust gas temperature T ′, so the current mechanical compression ratio is higher than the target mechanical compression ratio.
  • the expansion ratio is higher than the desired value, and the thermal efficiency is improved more than necessary. Further, at this time, the actual compression ratio becomes higher than the constant value shown in FIG. 9, and knocking is likely to occur.
  • the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E is set to be smaller as the temperature deviation ⁇ T is larger.
  • the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E is negative.
  • the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E is a positive value.
  • step 105 the current actual mechanical compression ratio Er is calculated by adding the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E set in step 104 to the current target mechanical compression ratio Et.
  • the actual mechanical pressure ratio Er in the specific engine operating state can be estimated.
  • step 106 the operation amount Ar of the actuator of the variable compression ratio mechanism A corresponding to the estimated current actual mechanical compression ratio Er is calculated.
  • step 107 the target operation amount At and the deviation of the actuator corresponding to the operation amount Ar calculated at step 106 and the current (specific engine operating state) target mechanical compression ratio Et are calculated as the operation amount correction amount ⁇ A. .
  • the operation amount correction amount ⁇ A thus calculated is a deviation amount between the actual operation amount of the actuator and the operation amount of the actuator calculated based on the output of the detection device such as the relative position sensor 22 or the cam rotation angle sensor 25.
  • the current actual operation amount can be calculated by adding and correcting the operation amount calculated based on the output of the detection device.
  • the actuator of the variable compression ratio mechanism A is controlled so that the corrected operation amount becomes an operation amount corresponding to the target mechanical compression ratio in each engine operation state, each target in each engine operation state is obtained.
  • a mechanical compression ratio can be realized.
  • the internal combustion engine equipped with the variable compression ratio mechanism of the present embodiment can also estimate the current mechanical compression ratio in the specific engine operating state by the second flowchart shown in FIG.
  • step 201 based on the current engine load detected by the load sensor 41 and the current engine speed detected by the crank angle sensor 42, is the current steady engine operating state a specific engine operating state? It is determined whether or not. If this determination is negative, the process ends as it is, but if the engine is in a specific engine operating state, the determination in step 201 is affirmed, and in step 202, the current exhaust gas that is changed by the pressure sensor 29 according to the actual expansion ratio. Pressure PE is detected.
  • step 203 a pressure deviation ⁇ PE between the current exhaust gas pressure PE and the ideal exhaust gas pressure PE 'when the target mechanical compression ratio is realized in the specific engine operation state is calculated.
  • step 204 a mechanical compression ratio correction amount ⁇ E for the pressure deviation ⁇ PE is set based on the map shown in FIG. In the map of FIG. 13, if the pressure deviation ⁇ PE is 0, that is, if the current exhaust gas pressure PE is the ideal exhaust gas pressure PE ′, the target mechanical compression ratio is realized and the desired expansion ratio is also realized. Therefore, the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E becomes zero.
  • the current exhaust gas pressure PE is higher than the ideal exhaust gas pressure PE ′, so the current mechanical compression ratio is lower than the target mechanical compression ratio, and the expansion ratio is also lower than the desired value. Therefore, when the pressure deviation ⁇ PE is smaller than 0, the current exhaust gas pressure PE is lower than the ideal exhaust gas pressure PE ′, so the current mechanical compression ratio is higher than the target mechanical compression ratio. The expansion ratio is higher than the desired value, and the thermal efficiency is improved more than necessary. Further, at this time, the actual compression ratio becomes higher than the constant value shown in FIG. 9, and knocking is likely to occur.
  • the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E is negative.
  • the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E is a positive value.
  • step 205 the current actual mechanical compression ratio Er is calculated by adding the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E set in step 204 to the current target mechanical compression ratio Et.
  • the actual mechanical pressure ratio Er in the specific engine operating state can be estimated.
  • step 206 the operating amount Ar of the actuator of the variable compression ratio mechanism A corresponding to the estimated actual actual mechanical compression ratio Er is calculated.
  • step 207 the target operation amount At and the deviation of the actuator corresponding to the operation amount Ar calculated at step 206 and the current (specific engine operating state) target mechanical compression ratio Et are calculated as the operation amount correction amount ⁇ A. .
  • the operation amount correction amount ⁇ A thus calculated is a deviation amount between the actual operation amount of the actuator and the operation amount of the actuator calculated based on the output of the detection device such as the relative position sensor 22 or the cam rotation angle sensor 25.
  • the current actual operation amount can be calculated by adding and correcting the operation amount calculated based on the output of the detection device.
  • the actuator of the variable compression ratio mechanism A is controlled so that the corrected operation amount becomes an operation amount corresponding to the target mechanical compression ratio in each engine operation state, each target in each engine operation state is obtained.
  • a mechanical compression ratio can be realized.
  • FIG. 14 is a schematic overall view when a turbocharger is arranged in an internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism.
  • the members described in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals and the description thereof is omitted.
  • a turbocharger compressor 90 is disposed in the intake duct 14 ′ between the surge tank 12 and the air cleaner 15, and a supercharger compressor 91 is disposed upstream of the turbocharger compressor 90. Has been placed.
  • the turbocharger compressor 90 cannot sufficiently increase the supercharging pressure when the exhaust pressure is low as in the case of low engine rotation, and the supercharger compressor 90 assists the turbocharging of the turbocharger during low engine rotation. 91 is provided.
  • the compressor 91 of the supercharger is an engine drive type, is connected to the engine drive shaft via an electromagnetic clutch (not shown), and can be stopped by being separated from the engine drive shaft by the electromagnetic clutch.
  • the compressor 91 of the supercharger is driven efficiently by the engine drive shaft at the time of low engine speed, there is a possibility of damage due to excessive rotation at the time of high engine speed.
  • the compressor 91 of the supercharger is separated from the engine drive shaft by an electromagnetic clutch.
  • Reference numeral 92 is a supercharging pressure sensor for measuring the intake pressure downstream of the turbocharger compressor 90 in the intake duct 14 'as a supercharging pressure
  • 93 is the turbocharger compressor 90 and supercharger in the intake duct 14'. This is an intake pressure sensor for measuring the intake pressure with the compressor 91.
  • An intercooler 94 cools the intake air supercharged by the compressor 90 of the turbocharger.
  • a turbocharger turbine 96 is disposed on the upstream side of the catalyst device 20.
  • Reference numeral 97 denotes a waste gate passage that bypasses the turbine 96, and a waste gate valve 98 that controls the amount of exhaust gas that passes through the waste gate passage 97 is disposed in the waste gate passage 97.
  • the internal combustion engine provided with the variable compression ratio mechanism of the present embodiment is configured to estimate the current mechanical compression ratio in the specific engine operating state according to the third flowchart shown in FIG.
  • step 301 based on the current engine load detected by the load sensor 41 and the current engine speed detected by the crank angle sensor 42, is the current steady engine operating state a specific engine operating state? It is determined whether or not. When this determination is denied, the process is terminated as it is, but when the engine is in a specific engine operating state, the determination at step 301 is affirmed, and at step 302, the current value that changes according to the exhaust gas temperature and the exhaust pressure by the supercharging pressure sensor 92 is determined. The turbocharger PI is detected.
  • the current supercharging pressure PI detected by the supercharging pressure sensor 92 is the actual supercharging pressure PI.
  • the turbocharger is used as the supercharging pressure PI. A differential pressure between the pressure detected by the supercharging pressure sensor 92 and the pressure detected by the intake pressure sensor 93 is detected.
  • a supercharging pressure deviation ⁇ PI between the current supercharging pressure PI and the ideal supercharging pressure PI ′ when the target mechanical compression ratio is realized in the specific engine operating state is calculated.
  • the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E for the supercharging pressure deviation ⁇ PI is set based on the map shown in FIG. In the map of FIG. 16, if the supercharging pressure deviation ⁇ PI is 0, that is, if the current supercharging pressure PI is the ideal supercharging pressure PI ′, the target mechanical compression ratio is realized and the desired expansion ratio is also realized. Thus, the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E becomes zero.
  • the current supercharging pressure PI is higher than the ideal supercharging pressure PI ′, so the current mechanical compression ratio is lower than the target mechanical compression ratio, and the expansion ratio is also less than the desired value.
  • the current supercharging pressure deviation ⁇ PI is smaller than 0, the current supercharging pressure PI is lower than the ideal supercharging pressure PI ′, so that the current mechanical compression ratio is the target. It is higher than the mechanical compression ratio and the expansion ratio is higher than the desired value, and the thermal efficiency is improved more than necessary. Further, at this time, the actual compression ratio becomes higher than the constant value shown in FIG. 9, and knocking is likely to occur.
  • the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E is set to be smaller as the boost pressure deviation ⁇ PI is larger as a whole.
  • the mechanical compression ratio correction is performed.
  • the amount ⁇ E is a negative value, and when the supercharging pressure deviation ⁇ PI is smaller than 0, the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E is a positive value.
  • the current actual mechanical compression ratio Er is calculated by adding the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E set at step 304 to the current target mechanical compression ratio Et.
  • the actual mechanical pressure ratio Er in the specific engine operating state can be estimated.
  • the ideal supercharging pressure PI ′ when the target mechanical compression ratio is realized in each engine operating state is preset in a map or the like, the supercharging pressure deviation from the current supercharging pressure PI ⁇ PI can be calculated.
  • the map of the mechanical compression ratio correction amount ⁇ E with respect to the supercharging pressure deviation ⁇ PI as shown in FIG. 16 is set in each engine operating state, the current actual mechanical compression ratio is determined in each engine operating state. It is also possible to estimate.
  • step 306 the operation amount Ar of the actuator of the variable compression ratio mechanism A corresponding to the estimated actual actual mechanical compression ratio Er is calculated.
  • step 307 the target operation amount At and the deviation of the actuator corresponding to the operation amount Ar calculated at step 306 and the current (specific engine operation state) target mechanical compression ratio Et are calculated as the operation amount correction amount ⁇ A. .
  • the operation amount correction amount ⁇ A thus calculated is a deviation amount between the actual operation amount of the actuator and the operation amount of the actuator calculated based on the output of the detection device such as the relative position sensor 22 or the cam rotation angle sensor 25.
  • the current actual operation amount can be calculated by adding and correcting the operation amount calculated based on the output of the detection device.
  • the actuator of the variable compression ratio mechanism A is controlled so that the corrected operation amount becomes an operation amount corresponding to the target mechanical compression ratio in each engine operation state, each target in each engine operation state is obtained.
  • a mechanical compression ratio can be realized.
  • the turbocharger supercharging pressure is measured as a physical quantity that changes in accordance with at least one of the exhaust temperature and the exhaust pressure that changes in accordance with the actual expansion ratio, and the current value based on the measured supercharging pressure is measured.
  • the mechanical compression ratio is estimated.
  • the supercharging pressure on the downstream side of the turbocharger compressor 90 can be measured using a generally provided supercharging pressure sensor 92, and there is no need to newly provide a sensor for measuring a physical quantity.
  • the turbocharger Turbine speed etc. can also be measured.
  • the specific engine operating state is preferably an engine operating state in which the target mechanical compression ratio is equal to or less than the set mechanical compression ratio. If the target mechanical compression ratio is reduced in this way, the exhaust temperature or the exhaust pressure changes relatively greatly with respect to a slight shift in the mechanical compression ratio when the target mechanical compression ratio is not realized. A slight shift in the mechanical compression ratio can be reliably detected, and the operation amount A of the actuator of the variable compression ratio mechanism A detected by the detection device can be accurately corrected.
  • the turbocharger supercharging pressure PI (when the supercharger is provided, the differential pressure across the turbocharger compressor 90) measured in the specific engine operating state, and the specific engine operating state
  • the actual mechanical compression ratio in the specific engine operating state is estimated based on the supercharging pressure deviation ⁇ PI with respect to the ideal supercharging pressure PI ′ of the turbocharger when the desired expansion ratio is realized.
  • the mechanical pressure ratio is accurately estimated by calculating the supercharging pressure deviation ⁇ PI using the supercharging pressure true value PIr in which the deviation amount is eliminated instead of the measured value PI in step 303 of the third flowchart. can do.
  • step 401 as in step 301 of the third flowchart, it is determined whether or not the engine is in a specific engine operating state. If this determination is negative, the process is terminated as it is, but if the determination in step 401 is affirmative, in step 402, the opening of the waste gate valve 98 is set to the first opening that is a desired opening when the specific engine is operating.
  • the first supercharging pressure PI1 of the turbocharger when the degree is TA1 (for example, the fully closed opening) is measured.
  • Step 403 the opening degree of the waste gate valve 98 is set to a second opening degree TA2 (for example, a half-opening degree degree) larger than the first opening degree TA1, and in Step 404, the opening degree of the waste gate valve 98 is set in a specific engine operating state.
  • the second supercharging pressure PI2 of the turbocharger is measured with the second opening TA2.
  • step 405 a difference dPI between the first boost pressure PI1 and the second boost pressure PI2 is calculated.
  • the second opening TA2 of the wastegate valve 98 Since the same deviation amount is included in the measured value PI2 of the supercharging pressure, the deviation amount due to machine difference is offset.
  • the supercharging pressure true value PIr is set based on the difference dPI.
  • FIG. 18 shows a change in the design supercharging pressure with respect to the opening degree of the waste gate valve 98 in the specific engine operating state, and a plurality of solid lines indicate differences in the expansion ratio.
  • the waste gate valve 98 in the specific engine operation state, is set to the second opening degree TA2 as the supercharging pressure PI when the waste gate valve 98 is the first opening degree TA1 is higher.
  • the amount of decrease in supercharging pressure, that is, the aforementioned difference dPI increases.
  • the supercharging pressure true value PIr when the waste gate valve 98 is at the first opening TA1 can be uniquely set for the difference dPI in advance. That is, as illustrated in FIG. 18, the supercharging pressure true value PIr when the difference dPI is dPI 1 (according to the machine difference when the waste gate valve 98 is at the first opening TA1 in the specific engine operation state). supercharging pressure) PIR 1 becomes free of shift amount, the supercharging ⁇ value PIR is PIR 2 next time difference dpi is dpi 2, the supercharging ⁇ value PIR when the difference dpi is dpi 3 the PIr 3. Thus, the corresponding boost pressure true value can be set in advance for other values of the difference dPI. Thus, in step 406, the supercharging pressure true value PIr can be set based on the difference dPI.
  • the second opening degree TA2 of the waste gate valve 98 is larger than the first opening degree TA1, but the desired first opening degree TA1 of the waste gate valve 98 in the specific engine operating state is not the fully closed opening degree.
  • the second opening degree TA2 may be smaller than the first opening degree TA1.
  • an accurate mechanical compression ratio Er at the time of the specific engine operation state is estimated, by estimating the actual compression ratio at the time of the specific engine operation state, Based on the estimated mechanical compression ratio and actual compression ratio, it is possible to estimate the exact closing timing of the intake valve in the specific engine operating state, and the closing timing of the intake valve detected by the valve timing sensor 23 It is also possible to calculate the correction amount.
  • the actual compression ratio in the specific engine operating state can be estimated by any method. For example, the actual compression ratio is estimated based on the fact that the higher the combustion pressure or the more likely knocking occurs, the higher the actual compression ratio becomes. can do.

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Abstract

　本発明による可変圧縮比機構を備える内燃機関は、実際の膨張比に応じて変化する排気温度又は排気圧力を測定し、又は、排気温度及び排気圧力の少なくとも一方に応じて変化する物理量を測定し（ステップ１０２）、測定された測定値に基づき現在の機械圧縮比を推定する（ステップ１０３～１０５）。

Description

可変圧縮比機構を備える内燃機関
　本発明は、可変圧縮比機構を備える内燃機関に関する。
　シリンダブロックを気筒軸線に沿わせてクランクケースに対して相対移動させることにより機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関が公知である。一般的に、機関負荷が低いほど熱効率が低くなるために、このような可変圧縮比機構を備える内燃機関では、機関負荷が低いほど機械圧縮比を高くすることにより膨張比を高くして熱効率を高めている。
　このように、可変圧縮比機構を備える内燃機関において、現在の機関運転状態に対してそれぞれの目標機械圧縮比が設定されており、現在の目標機械圧縮比が実現されるように可変圧縮比機構が制御される。しかしながら、実際には、現在の目標機械圧縮比が実現されていないこともあり、目標機械圧縮比が実現されていなければ、現在の所望の膨張比も実現されていないこととなる。
　こうして、現在の実際の機械圧縮比を推定することが望まれる。例えば、燃焼時の筒内圧力は供給燃料量により影響されるために、フューエルカット中の上死点の筒内圧力に基づき現在の実圧縮比を推定することが提案されている（特許文献１参照）。
特開２０１０－１７４７５７ 特開２００６－０４６１９３ 国際公開ＷＯ２０１０／０７３４１１ 国際公開ＷＯ２０１０／１２５６９４ 特開２０１０－０２４９７７
　前述のようにして現在の実圧縮比が推定されれば、吸気弁閉弁時期に基づき現在の実際の機械圧縮比を推定することができる。しかしながら、現在の機械圧縮比の運転においてフューエルカットが実施されなければ現在の実圧縮比を推定することができず、それにより、現在の実際の機械圧縮比を推定することもできない。
　従って、本発明の目的は、フューエルカットが実施されていないときに、現在の実際の機械圧縮比を推定することができる可変圧縮比機構を備える内燃機関を提供することである。
　本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、実際の膨張比に応じて変化する排気温度又は排気圧力を測定し、又は、排気温度及び排気圧力の少なくとも一方に応じて変化する物理量を測定し、測定された測定値に基づき現在の機械圧縮比を推定することを特徴とする。
　本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記測定値はターボチャージャのコンプレッサの下流側の過給圧であることを特徴とする。
　本発明による請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１又２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記可変圧縮比機構のアクチュエータの作動量を直接的に又は間接的に検出する検出装置を具備し、前記アクチュエータは、前記検出装置により検出される作動量が目標機械圧縮比に対応する作動量となるように制御され、前記検出装置により検出される作動量は、特定機関運転状態において前記測定値に基づき推定された機械圧縮比に対応する作動量と前記特定機関運転状態の目標機械圧縮比に対応する作動量との偏差により補正されることを特徴とする。
　本発明による請求項４に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記特定機関運転状態は、目標機械圧縮比が設定機械圧縮比以下となる機関運転状態であることを特徴とする。
　本発明による請求項５に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記ターボチャージャのタービンをバイパスするウェイストゲート通路が設けられ、前記ウェイストゲート通路には前記ウェイストゲート通路を通過する排気量を制御するウェイストゲートバルブが配置され、前記ウェイストゲートバルブを第一開度として測定された前記ターボチャージャのコンプレッサの下流側の過給圧と前記ウェイストゲートバルブを第二開度として測定された前記ターボチャージャのコンプレッサの過給圧との差を前記測定値とすることを特徴とする。
　本発明による請求項６に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項２又は５に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記ターボチャージャの前記コンプレッサの上流側にスーパーチャージャのコンプレッサが配置されるときには、前記過給圧は前記ターボチャージャの前記コンプレッサの前後差圧とすることを特徴とする。
　本発明による請求項７に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１から６のいずれか一項に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、現在の実圧縮比を推定し、推定された現在の実圧縮比と推定された現在の機械圧縮比とに基づき、現在の吸気弁の閉弁時期を推定することを特徴とする。
　本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、実際の膨張比に応じて変化する排気温度又は排気圧力を測定し、又は、排気温度及び排気圧力の少なくとも一方に応じて変化する物理量を測定し、測定された測定値に基づき現在の機械圧縮比を推定するようになっている。それにより、フューエルカットが実施されていないときに、現在の実際の機械圧縮比を推定することができる。
　本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、測定値はターボチャージャのコンプレッサの下流側の過給圧であり、一般的に設けられている過給圧センサを使用して機械圧縮比を推定するための測定値を測定することができる。
　本発明による請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１又２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、可変圧縮比機構のアクチュエータの作動量を直接的に又は間接的に検出する検出装置を具備し、アクチュエータは、検出装置により検出される作動量が目標機械圧縮比に対応する作動量となるように制御され、検出装置により検出される作動量は、特定機関運転状態において測定値に基づき推定された機械圧縮比に対応する作動量と特定機関運転状態の目標機械圧縮比に対応する作動量との偏差により補正されるようになっている。それにより、こうして補正された作動量に基づくアクチュエータの制御により、特定機関運転状態以外の機関運転においても目標機械圧縮比を実現することができる。
　本発明による請求項４に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、特定機関運転状態は、目標機械圧縮比が設定機械圧縮比以下となる機関運転状態であり、目標機械圧縮比が実現されていないときの僅かな機械圧縮比のずれに対して、排気温度又は排気圧力が比較的大きく変化するために、僅かな機械圧縮比のずれを確実に検出することができ、検出装置により検出される作動量を正確に補正することができる。
　本発明による請求項５に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、ターボチャージャのタービンをバイパスするウェイストゲート通路が設けられ、ウェイストゲート通路にはウェイストゲート通路を通過する排気量を制御するウェイストゲートバルブが配置され、ウェイストゲートバルブを第一開度として測定されたターボチャージャのコンプレッサの下流側の過給圧とウェイストゲートバルブを第二開度として測定されたターボチャージャのコンプレッサの下流側の過給圧との差を測定値とするようになっており、それにより、測定値からターボチャージャの機差により発生する過給圧のずれ量を無くすることができ、より正確な機械圧縮比の推定が可能となる。
　本発明による請求項６に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項２又は５に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、ターボチャージャのコンプレッサの上流側にスーパーチャージャのコンプレッサが配置されるときには、過給圧はターボチャージャのコンプレッサの前後差圧とするようになっている。それにより、スーパーチャージャのコンプレッサによる過給の影響を無くすことができ、より正確な機械圧縮比の推定が可能となる。
　本発明による請求項７に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１から６のいずれか一項に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、現在の実圧縮比を推定し、推定された現在の実圧縮比と推定された現在の機械圧縮比とに基づき、現在の吸気弁の閉弁時期を推定するようになっており、正確な吸気弁の閉弁時期の推定が可能となる。
内燃機関の全体図である。 可変圧縮比機構の分解斜視図である。 図解的に表した内燃機関の側面断面図である。 可変バルブタイミング機構を示す図である。 吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。 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。 理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。 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。 機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。 実際の機械圧縮比を推定するための第一フローチャートである。 第一フローチャートで使用される機械圧縮比の補正量を設定するためのマップである。 実際の機械圧縮比を推定するための第二フローチャートである。 第二フローチャートで使用される機械圧縮比の補正量を設定するためのマップである。 ターボチャージャが配置された場合の内燃機関の概略全体図である。 実際の機械圧縮比を推定するための第三フローチャートである。 第三フローチャートで使用される機械圧縮比の補正量を設定するためのマップである。 過給圧真値を設定するための第四フローチャートである。 ウェイストゲートバルブの開度と過給圧との関係を示すグラフである。
　図１は本発明による可変圧縮比機構を備える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。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装置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。また、排気マニホルド１９内は、排気温度を測定するための温度センサ２８と、排気圧力を測定するための圧力センサ２９とが配置されている。
　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。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、後述されるカム回転角度センサ２５、温度センサ２８、及び圧力センサ２９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、すなわち、シリンダブロック側サポートが形成されており、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、すなわち、クランクケース側サポートが形成されており、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同心部分５８が位置している。各同心部分５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各同心部分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部５７が位置しており、この偏心部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。すなわち、偏心部５７は円形カム５６に形成された偏心孔に嵌合し、円形カム５６は偏心孔を中心として偏心部５７回りに回動するようになっている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各同心部分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の同心部分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部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内において同心部分５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心部５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に同心部分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部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同心部分５８の中心ａと偏心部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の相対位置は同心部分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、同心部分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、触媒装置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の出力信号に基づ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（上限機械圧縮比）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。
　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。従って本実施例では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
　本実施例の内燃機関は、図９に示すように、現在の機関負荷に対して、目標とする機械圧縮比が定められており、可変圧縮比機構Ａのアクチュエータ、すなわち、駆動モータ５９は、現在の目標機械圧縮比を実現するために、その作動量が現在の目標機械圧縮比に対応する作動量となるように制御される。駆動モータ５９の作動量（小数点以下も有する回転回数）は、特定のセンサ（図示せず）により直接的に検出するようにしても良いが、前述の相対位置センサ２２により検出されるクランクケース１とシリンダブロック２との間の相対位置又は前述のカム回転角度センサ２５により検出されるカムシャフト５５の回転角度に基づき間接的に検出するようにしても良い。
　しかしながら、こうして可変圧縮比機構Ａのアクチュエータが制御されても、実際には現在の目標機械圧縮比が実現されていないことがある。目標機械圧縮比が実現されていなければ、現在の所望の膨張比も実現されていないこととなり、熱効率を十分に高めることができていないこととなる。
　本実施形態の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、図１０に示す第一フローチャートによって、特定機関運転状態における現在の機械圧縮比を推定するようになっている。先ず、ステップ１０１において、負荷センサ４１により検出される現在の機関負荷と、クランク角度センサ４２により検出される現在の機関回転数とに基づき、機関負荷及び機関回転数が変化していない現在の定常機関運転状態が特定機関運転状態であるか否かが判断される。この判断が否定されるときには、そのまま終了するが、特定機関運転状態であるときには、ステップ１０１の判断は肯定され、ステップ１０２において、温度センサ２８により実際の膨張比に応じて変化する現在の排気ガス温度Ｔが検出される。
　次いで、ステップ１０３では、現在の排気ガス温度Ｔと、特定機関運転状態において目標機械圧縮比が実現されているときの理想排気ガス温度Ｔ’との温度偏差ΔＴが算出される。次いで、ステップ１０４において、図１１に示すマップに基づき、温度偏差ΔＴに対する機械圧縮比補正量ΔＥが設定される。図１１のマップにおいて、温度偏差ΔＴが０であれば、すなわち、現在の排気ガス温度Ｔが理想排気ガス温度Ｔ’であれば、目標機械圧縮比が実現され、所望の膨張比も実現されていることとなり、機械圧縮比補正量ΔＥは０となる。しかしながら、温度偏差ΔＴが０より大きいときには、現在の排気ガス温度Ｔは理想排気ガス温度Ｔ’より高いために、現在の機械圧縮比は目標機械圧縮比より低く、膨張比も所望値より低くなって熱効率が悪化していることとなり、また、温度偏差ΔＴが０より小さいときには、現在の排気ガス温度Ｔは理想排気ガス温度Ｔ’より低いために、現在の機械圧縮比は目標機械圧縮比より高く、膨張比も所望値より高くなって熱効率が必要以上に改善されていることとなる。また、このときには、実圧縮比が図９に示す一定値より高くなってノッキングが発生し易くなっている。
　図１１に示すマップにおいて、全体的に、温度偏差ΔＴが大きいほど機械圧縮比補正量ΔＥは小さくされるように設定されており、温度偏差ΔＴが０より大きいときには機械圧縮比補正量ΔＥはマイナス値とされ、温度偏差ΔＴが０より小さいときには機械圧縮比補正量ΔＥはプラス値とされる。
　次いで、ステップ１０５において、現在の実際の機械圧縮比Ｅｒは、現在の目標機械圧縮比Ｅｔに、ステップ１０４において設定された機械圧縮比補正量ΔＥを加えて算出される。こうして、特定機関運転状態のときの実際の機械圧宿比Ｅｒを推定することができる。
　もちろん、各機関運転状態において、それぞれの目標機械圧縮比が実現されているときの理想排気ガス温度Ｔ’がマップ等に予め設定されていれば、現在の排気ガス温度Ｔとの温度偏差ΔＴを算出することができる。その結果、各機関運転状態において、図１１に示すような温度偏差ΔＴに対する機械圧縮比補正量ΔＥのマップが設定されていれば、各機関運転状態において、現在の実際の機械圧縮比を推定することも可能である。
　ステップ１０６では、推定された現在の実際の機械圧縮比Ｅｒに対応する可変圧縮比機構Ａのアクチュエータの作動量Ａｒが算出される。次いで、ステップ１０７では、ステップ１０６において算出された作動量Ａｒと現在（特定機関運転状態）の目標機械圧縮比Ｅｔに対応するアクチュエータの目標作動量Ａｔと偏差が作動量補正量ΔＡとして算出される。
　こうして算出された作動量補正量ΔＡは、アクチュエータの実際の作動量と相対位置センサ２２又はカム回転角度センサ２５のような検出装置の出力に基づき算出されるアクチュエータの作動量との間のずれ量であり、検出装置の出力に基づき算出される作動量に加算補正することにより、現在の実際の作動量を算出することができる。それにより、こうして補正された作動量が、各機関運転状態の目標機械圧縮比に対応する作動量となるように、可変圧縮比機構Ａのアクチュエータを制御すれば、各機関運転状態においてそれぞれの目標機械圧縮比を実現することができる。
　また、本実施形態の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、図１２に示す第二フローチャートによって、特定機関運転状態における現在の機械圧縮比を推定することも可能である。先ず、ステップ２０１において、負荷センサ４１により検出される現在の機関負荷と、クランク角度センサ４２により検出される現在の機関回転数とに基づき、現在の定常機関運転状態が特定機関運転状態であるか否かが判断される。この判断が否定されるときには、そのまま終了するが、特定機関運転状態であるときには、ステップ２０１の判断は肯定され、ステップ２０２において、圧力センサ２９により実際の膨張比に応じて変化する現在の排気ガス圧力ＰＥが検出される。
　次いで、ステップ２０３では、現在の排気ガス圧力ＰＥと、特定機関運転状態において目標機械圧縮比が実現されているときの理想排気ガス圧力ＰＥ’との圧力偏差ΔＰＥが算出される。次いで、ステップ２０４において、図１３に示すマップに基づき、圧力偏差ΔＰＥに対する機械圧縮比補正量ΔＥが設定される。図１３のマップにおいて、圧力偏差ΔＰＥが０であれば、すなわち、現在の排気ガス圧力ＰＥが理想排気ガス圧力ＰＥ’であれば、目標機械圧縮比が実現され、所望の膨張比も実現されていることとなり、機械圧縮比補正量ΔＥは０となる。しかしながら、圧力偏差ΔＰＥが０より大きいときには、現在の排気ガス圧力ＰＥは理想排気ガス圧力ＰＥ’より高いために、現在の機械圧縮比は目標機械圧縮比より低く、膨張比も所望値より低くなって熱効率が悪化していることとなり、また、圧力偏差ΔＰＥが０より小さいときには、現在の排気ガス圧力ＰＥは理想排気ガス圧力ＰＥ’より低いために、現在の機械圧縮比は目標機械圧縮比より高く、膨張比も所望値より高くなって熱効率が必要以上に改善されていることとなる。また、このときには、実圧縮比が図９に示す一定値より高くなってノッキングが発生し易くなっている。
　図１３に示すマップにおいて、全体的に、圧力偏差ΔＰＥが大きいほど機械圧縮比補正量ΔＥは小さくされるように設定されており、圧力偏差ΔＰＥが０より大きいときには機械圧縮比補正量ΔＥはマイナス値とされ、圧力偏差ΔＰＥが０より小さいときには機械圧縮比補正量ΔＥはプラス値とされる。
　次いで、ステップ２０５において、現在の実際の機械圧縮比Ｅｒは、現在の目標機械圧縮比Ｅｔに、ステップ２０４において設定された機械圧縮比補正量ΔＥを加えて算出される。こうして、特定機関運転状態のときの実際の機械圧宿比Ｅｒを推定することができる。
　もちろん、各機関運転状態において、それぞれの目標機械圧縮比が実現されているときの理想排気ガス圧力ＰＥ’がマップ等に予め設定されていれば、現在の排気ガス圧力ＰＥとの圧力偏差ΔＰＥを算出することができる。その結果、各機関運転状態において、図１３に示すような圧力偏差ΔＰＥに対する機械圧縮比補正量ΔＥのマップが設定されていれば、各機関運転状態において、現在の実際の機械圧縮比を推定することも可能である。
　ステップ２０６では、推定された現在の実際の機械圧縮比Ｅｒに対応する可変圧縮比機構Ａのアクチュエータの作動量Ａｒが算出される。次いで、ステップ２０７では、ステップ２０６において算出された作動量Ａｒと現在（特定機関運転状態）の目標機械圧縮比Ｅｔに対応するアクチュエータの目標作動量Ａｔと偏差が作動量補正量ΔＡとして算出される。
　こうして算出された作動量補正量ΔＡは、アクチュエータの実際の作動量と相対位置センサ２２又はカム回転角度センサ２５のような検出装置の出力に基づき算出されるアクチュエータの作動量との間のずれ量であり、検出装置の出力に基づき算出される作動量に加算補正することにより、現在の実際の作動量を算出することができる。それにより、こうして補正された作動量が、各機関運転状態の目標機械圧縮比に対応する作動量となるように、可変圧縮比機構Ａのアクチュエータを制御すれば、各機関運転状態においてそれぞれの目標機械圧縮比を実現することができる。
　図１４は、可変圧縮比機構を備える内燃機関にターボチャージャが配置された場合の概略全体図である。同図において、図１において説明した部材は同一の参照番号を付して説明を省略する。本実施形態において、サージタンク１２とエアクリーナ１５との間の吸気ダクト１４’には、ターボチャージャのコンプレッサ９０が配置されており、ターボチャージャのコンプレッサ９０の上流側には、スーパーチャージャのコンプレッサ９１が配置されている。
　ターボチャージャのコンプレッサ９０は、機関低回転時のように排気圧力が低いときには十分に過給圧を高めることができず、機関低回転時においてターボチャージャの過給をアシストするためにスーパーチャージャのコンプレッサ９１が設けられている。
　スーパーチャージャのコンプレッサ９１は、機関駆動式であり、機関駆動軸に電磁クラッチ（図示せず）を介して接続されており、電磁クラッチにより機関駆動軸から切り離すことにより停止可能となっている。
　スーパーチャージャのコンプレッサ９１は、機関低回転時において機関駆動軸により効率的に駆動されるようにすると、機関高回転時においては過回転により破損の可能性があるために、機関回転数が設定回転数以上となると、スーパーチャージャのコンプレッサ９１は、電磁クラッチにより機関駆動軸から切り離されるようになっている。
　９２は吸気ダクト１４’のターボチャージャのコンプレッサ９０の下流側の吸気圧を過給圧として測定するための過給圧センサであり、９３は吸気ダクト１４’のターボチャージャのコンプレッサ９０とスーパーチャージャのコンプレッサ９１との間の吸気圧を測定するための吸気圧センサである。９４はターボチャージャのコンプレッサ９０により過給された吸気を冷却するためのインタークーラである。
　一方、排気マニホルド１９の下流側の排気ダクト９５において、触媒装置２０の上流側には、ターボチャージャのタービン９６が配置されている。９７はタービン９６をバイパスするウェイストゲート通路であり、ウェイストゲート通路９７にはウェイストゲート通路９７を通過する排気量を制御するウェイストゲートバルブ９８が配置されている。
　本実施形態の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、図１５に示す第三フローチャートによって、特定機関運転状態における現在の機械圧縮比を推定するようになっている。先ず、ステップ３０１において、負荷センサ４１により検出される現在の機関負荷と、クランク角度センサ４２により検出される現在の機関回転数とに基づき、現在の定常機関運転状態が特定機関運転状態であるか否かが判断される。この判断が否定されるときには、そのまま終了するが、特定機関運転状態であるときには、ステップ３０１の判断は肯定され、ステップ３０２において、過給圧センサ９２により排気温度及び排気圧力に応じて変化する現在のターボチャージャの過給圧ＰＩが検出される。
　スーパーチャージャのコンプレッサ９１が設けられていない場合や、特定機関運転状態において、スーパーチャージャのコンプレッサ９１が作動していなければ、過給圧センサ９２により検出される現在の過給圧ＰＩは、実際の膨張比に応じて変化する物理量となるが、スーパーチャージャのコンプレッサ９１により過給が実施されている場合には、その影響を無くす必要があり、具体的には、過給圧ＰＩとして、ターボチャージャのコンプレッサ９０の前後差圧、すなわち、過給圧センサ９２により検出される圧力と吸気圧センサ９３により検出される圧力との差圧が検出される。
　次いで、ステップ３０３では、現在の過給圧ＰＩと、特定機関運転状態において目標機械圧縮比が実現されているときの理想過給圧ＰＩ’との過給圧偏差ΔＰＩが算出される。次いで、ステップ３０４において、図１６に示すマップに基づき、過給圧偏差ΔＰＩに対する機械圧縮比補正量ΔＥが設定される。図１６のマップにおいて、過給圧偏差ΔＰＩが０であれば、すなわち、現在の過給圧ＰＩが理想過給圧ＰＩ’であれば、目標機械圧縮比が実現され、所望の膨張比も実現されていることとなり、機械圧縮比補正量ΔＥは０となる。しかしながら、過給圧偏差ΔＰＩが０より大きいときには、現在の過給圧ＰＩは理想過給圧ＰＩ’より高いために、現在の機械圧縮比は目標機械圧縮比より低く、膨張比も所望値より低くなって熱効率が悪化していることとなり、また、過給圧偏差ΔＰＩが０より小さいときには、現在の過給圧ＰＩは理想過給圧ＰＩ’より低いために、現在の機械圧縮比は目標機械圧縮比より高く、膨張比も所望値より高くなって熱効率が必要以上に改善されていることとなる。また、このときには、実圧縮比が図９に示す一定値より高くなってノッキングが発生し易くなっている。
　図１６に示すマップにおいて、全体的に、過給圧偏差ΔＰＩが大きいほど機械圧縮比補正量ΔＥは小さくされるように設定されており、過給圧偏差ΔＰＩが０より大きいときには機械圧縮比補正量ΔＥはマイナス値とされ、過給圧偏差ΔＰＩが０より小さいときには機械圧縮比補正量ΔＥはプラス値とされる。
　次いで、ステップ３０５において、現在の実際の機械圧縮比Ｅｒは、現在の目標機械圧縮比Ｅｔに、ステップ３０４において設定された機械圧縮比補正量ΔＥを加えて算出される。こうして、特定機関運転状態のときの実際の機械圧宿比Ｅｒを推定することができる。
　もちろん、各機関運転状態において、それぞれの目標機械圧縮比が実現されているときの理想過給圧ＰＩ’がマップ等に予め設定されていれば、現在の過給圧ＰＩとの過給圧偏差ΔＰＩを算出することができる。その結果、各機関運転状態において、図１６に示すような過給圧偏差ΔＰＩに対する機械圧縮比補正量ΔＥのマップが設定されていれば、各機関運転状態において、現在の実際の機械圧縮比を推定することも可能である。
　ステップ３０６では、推定された現在の実際の機械圧縮比Ｅｒに対応する可変圧縮比機構Ａのアクチュエータの作動量Ａｒが算出される。次いで、ステップ３０７では、ステップ３０６において算出された作動量Ａｒと現在（特定機関運転状態）の目標機械圧縮比Ｅｔに対応するアクチュエータの目標作動量Ａｔと偏差が作動量補正量ΔＡとして算出される。
　こうして算出された作動量補正量ΔＡは、アクチュエータの実際の作動量と相対位置センサ２２又はカム回転角度センサ２５のような検出装置の出力に基づき算出されるアクチュエータの作動量との間のずれ量であり、検出装置の出力に基づき算出される作動量に加算補正することにより、現在の実際の作動量を算出することができる。それにより、こうして補正された作動量が、各機関運転状態の目標機械圧縮比に対応する作動量となるように、可変圧縮比機構Ａのアクチュエータを制御すれば、各機関運転状態においてそれぞれの目標機械圧縮比を実現することができる。
　本実施形態では、実際の膨張比に応じて変化する排気温度及び排気圧力の少なくとも一方に応じて変化する物理量として、ターボチャージャの過給圧を測定し、測定された過給圧に基づき現在の機械圧縮比を推定するようになっている。ターボチャージャのコンプレッサ９０の下流側の過給圧は、一般的に設けられている過給圧センサ９２を使用して測定することができ、物理量測定のためのセンサを新たに設ける必要はない。
　また、現在の機械圧縮比を推定するための実際の膨張比に応じて変化する排気温度及び排気圧力の少なくとも一方に応じて変化する物理量として、ターボチャージャの過給圧以外にも、ターボチャージャのタービン回転数等も測定可能である。
　第一、第二、及び第三フローチャートにおいて、特定機関運転状態は、目標機械圧縮比が設定機械圧縮比以下となる機関運転状態とすることが好ましい。このように目標機械圧縮比が小さくされていれば、目標機械圧縮比が実現されていないときの僅かな機械圧縮比のずれに対して、排気温度又は排気圧力が比較的大きく変化するために、僅かな機械圧縮比のずれを確実に検出することができ、検出装置により検出される可変圧縮比機構Ａのアクチュエータの作動量Ａを正確に補正することができる。
　第三フローチャートにおいては、特定機関運転状態のときに測定されるターボチャージャの過給圧ＰＩ（スーパーチャージャが設けられている場合にはターボチャージャのコンプッサ９０の前後差圧）と、特定機関運転状態の所望の膨張比が実現されたときのターボチャージャの理想過給圧ＰＩ’との間の過給圧偏差ΔＰＩに基づき特定機関運転状態の実際の機械圧縮比を推定している。
　しかしながら、厳密には、機差によってターボチャージャ毎に特定機関運転状態の過給圧の測定値ＰＩにずれが発生することがある。それにより、このずれ量を無くした過給圧真値ＰＩｒを第三フローチャートのステップ３０３において測定値ＰＩの代わりに使用して過給圧偏差ΔＰＩを算出することにより、正確に機械圧縮比を推定することができる。
　図１４に示すように、可変圧縮比機構を備える内燃機関の排気ダクト９５に、ターボチャージャのタービン９６をバイパスするウェイストゲート通路９７が設けられている場合には、図１７に示す第四フローチャートにより、過給圧真値ＰＩｒを設定することができる。
　先ず、ステップ４０１において、第三フローチャートのステップ３０１と同様に、特定機関運転状態であるか否かが判断される。この判断が否定されるときには、そのまま終了するが、ステップ４０１の判断が肯定されるときには、ステップ４０２において、ウェイストゲートバルブ９８の開度を特定機関運転状態のときの所望開度である第一開度ＴＡ１（例えば全閉開度）としているときのターボチャージャの第一過給圧ＰＩ１を測定する。
　次いで、ステップ４０３では、ウェイストゲートバルブ９８の開度を第一開度ＴＡ１より大きな第二開度ＴＡ２（例えば半開開度）とし、ステップ４０４において、特定機関運転状態においてウェイストゲートバルブ９８の開度を第二開度ＴＡ２としたときのターボチャージャの第二過給圧ＰＩ２を測定する。次いで、ステップ４０５において、第一過給圧ＰＩ１と第二過給圧ＰＩ２との差ｄＰＩを算出する。
　この差ｄＰＩにおいて、ウェイストゲートバルブ９８の第一開度ＴＡ１の過給圧の測定値ＰＩ１にターボチャージャの機差によるずれ量が含まれていても、ウェイストゲートバルブ９８の第二開度ＴＡ２の過給圧の測定値ＰＩ２にも同じずれ量が含まれているために、機差によるずれ量が相殺されている。こうして、ステップ４０６において、差ｄＰＩに基づき過給圧真値ＰＩｒを設定する。
　ウェイストゲートバルブ９８の開度ＴＡが大きいほど、ウェイストゲート通路９７を通過してターボチャージャのタービン９６を通過しない排気ガス量が多くなり、過給圧は低くなる。図１８は、特定機関運転状態において、ウェイストゲートバルブ９８の開度に対する設計上の過給圧の変化を示しており、複数の実線は膨張比の違いである。ここで、図１８に示すように、特定機関運転状態において、ウェイストゲートバルブ９８が第一開度ＴＡ１であるときの過給圧ＰＩが高いほど、ウェイストゲートバルブ９８を第二開度ＴＡ２としたときの過給圧の低下量、すなわち、前述の差ｄＰＩが大きくなる。
　こうして、差ｄＰＩに対して、ウェイストゲートバルブ９８が第一開度ＴＡ１であるときの過給圧真値ＰＩｒを一義的に予め設定しておくことできる。すなわち、図１８に例示するように、差ｄＰＩがｄＰＩ1であるときの過給圧真値ＰＩｒ（特定機関運転状態においてウェイストゲートバルブ９８が第一開度ＴＡ１とされているときの機差によるずれ量を含まない過給圧）はＰＩｒ1となり、差ｄＰＩがｄＰＩ2であるときの過給圧真値ＰＩｒはＰＩｒ2となり、差ｄＰＩがｄＰＩ3であるときの過給圧真値ＰＩｒはＰＩｒ3となる。このように、差ｄＰＩの他の値に対しても、対応する過給圧真値を予め設定しておくことができる。こうして、ステップ４０６において、差ｄＰＩに基づき過給圧真値ＰＩｒを設定することができる。
　ウェイストゲートバルブ９８の第二開度ＴＡ２は、第一開度ＴＡ１より大きな開度としたが、特定機関運転状態におけるウェイストゲートバルブ９８の所望の第一開度ＴＡ１が全閉開度でなければ、第二開度ＴＡ２は第一開度ＴＡ１より小さくしても良い。
　第一、第二、及び第三フローチャートのようにして、特定機関運転状態のときの正確な機械圧縮比Ｅｒが推定されれば、特定機関運転状態のときの実圧縮比を推定することにより、推定された機械圧縮比と実圧縮比とに基づき、特定機関運転状態のときの正確な吸気弁の閉弁時期を推定することができ、バルブタイミングセンサ２３により検出される吸気弁の閉弁時期の補正量を算出することも可能である。任意の方法により特定機関運転状態の実圧縮比を推定することができ、例えば、燃焼圧が高いほど、又は、ノッキングが発生し易いほど、実圧縮比が高くなることに基づき実圧縮比を推定することができる。
　２８　　温度センサ
　２９　　圧力センサ
　９０　　ターボチャージャのコンプレッサ
　９２　　過給圧センサ
　９６　　ターボチャージャのタービン
　９７　　ウェイストゲート通路
　９８　　ウェイストゲートバルブ
　Ａ　　可変圧縮比機構
　Ｂ　　可変バルブタイミング機構

Claims (7)

  1. 　実際の膨張比に応じて変化する排気温度又は排気圧力を測定し、又は、排気温度及び排気圧力の少なくとも一方に応じて変化する物理量を測定し、測定された測定値に基づき現在の機械圧縮比を推定することを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。
  2. 　前記測定値はターボチャージャのコンプレッサの下流側の過給圧であることを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
  3. 　前記可変圧縮比機構のアクチュエータの作動量を直接的に又は間接的に検出する検出装置を具備し、前記アクチュエータは、前記検出装置により検出される作動量が目標機械圧縮比に対応する作動量となるように制御され、前記検出装置により検出される作動量は、特定機関運転状態において前記測定値に基づき推定された機械圧縮比に対応する作動量と前記特定機関運転状態の目標機械圧縮比に対応する作動量との偏差により補正されることを特徴とする請求項１又２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
  4. 　前記特定機関運転状態は、目標機械圧縮比が設定機械圧縮比以下となる機関運転状態であることを特徴とする請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
  5. 　前記ターボチャージャのタービンをバイパスするウェイストゲート通路が設けられ、前記ウェイストゲート通路には前記ウェイストゲート通路を通過する排気量を制御するウェイストゲートバルブが配置され、前記ウェイストゲートバルブを第一開度として測定された前記ターボチャージャのコンプレッサの下流側の過給圧と前記ウェイストゲートバルブを第二開度として測定された前記ターボチャージャのコンプレッサの過給圧との差を前記測定値とすることを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
  6. 　前記ターボチャージャの前記コンプレッサの上流側にスーパーチャージャのコンプレッサが配置されるときには、前記過給圧は前記ターボチャージャの前記コンプレッサの前後差圧とすることを特徴とする請求項２又は５に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
  7. 　現在の実圧縮比を推定し、推定された現在の実圧縮比と推定された現在の機械圧縮比とに基づき、現在の吸気弁の閉弁時期を推定することを特徴とする請求項１から６のいずれか一項に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
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