WO2019049577A1 - 内燃機関の可変動作システム及びその制御装置 - Google Patents

内燃機関の可変動作システム及びその制御装置 Download PDF

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WO2019049577A1
WO2019049577A1 PCT/JP2018/029326 JP2018029326W WO2019049577A1 WO 2019049577 A1 WO2019049577 A1 WO 2019049577A1 JP 2018029326 W JP2018029326 W JP 2018029326W WO 2019049577 A1 WO2019049577 A1 WO 2019049577A1
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valve
exhaust
intake
timing
internal combustion
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中村　信
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日立オートモティブシステムズ株式会社
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    • 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
    • F02D21/00—Controlling engines characterised by their being supplied with non-airborne oxygen or other non-fuel gas
    • F02D21/06—Controlling engines characterised by their being supplied with non-airborne oxygen or other non-fuel gas peculiar to engines having other non-fuel gas added to combustion air
    • F02D21/08—Controlling engines characterised by their being supplied with non-airborne oxygen or other non-fuel gas peculiar to engines having other non-fuel gas added to combustion air the other gas being the exhaust gas of engine
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/01—Internal exhaust gas recirculation, i.e. wherein the residual exhaust gases are trapped in the cylinder or pushed back from the intake or the exhaust manifold into the combustion chamber without the use of additional passages
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    • 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 variable operation system of an internal combustion engine, and more particularly to a variable operation system of an internal combustion engine including a variable valve mechanism that controls at least an external EGR system, and exhaust valve and intake valve timing, and a control device thereof.
  • the compression ratio of the internal combustion engine tends to be increased.
  • the possibility that abnormal combustion such as knocking occurs may increase under operating conditions where the output of the internal combustion engine is relatively large.
  • the internal combustion engine is provided with an external EGR system, and the fuel consumption performance is improved by advancing the ignition timing to an appropriate value while suppressing abnormal combustion while re-introducing the exhaust gas from the exhaust pipe to the intake pipe. I have to.
  • the exhaust gas to be reintroduced is hereinafter referred to as "external EGR gas".
  • Non-Patent Document 1 An internal combustion engine equipped with such an external EGR system is described in "Honda R & D Technical Review, Vol. 27, No. 2, p. 1-10" (Non-Patent Document 1).
  • the high EGR operation area (the operation area with a high external EGR rate) by the external EGR system is set to a medium load to high load area with a relatively large load, and this medium load to high load
  • a technology has been disclosed that improves the fuel efficiency by increasing the thermal efficiency by reintroducing a large amount of external EGR gas in the region and advancing the ignition timing.
  • the cooling loss is reduced by lowering the combustion temperature of the mixture by the external EGR gas (cooling effect), and knocking is further reduced by this cooling effect.
  • the ignition timing can be positively advanced. As a result, the thermal efficiency can be enhanced, and as a result, the fuel efficiency can be improved.
  • combustion of the air-fuel mixture may become unstable due to the cooling effect of the external EGR gas described above, or in the cylinder due to the shape of the intake pipe.
  • the external EGR gas flow rate taken in varies among the cylinders, resulting in unstable combustion, which in turn causes a problem of deterioration in fuel consumption performance.
  • An object of the present invention is to provide a novel variable operation system of an internal combustion engine and its control device capable of improving fuel efficiency by suppressing combustion instability due to reintroduction of external EGR gas in a low load region. It is.
  • At least an external EGR system at least an external EGR system, an intake-side variable valve mechanism that controls the phase of opening and closing timing of the intake valve, and an exhaust-side variable valve mechanism that controls the phase of opening and closing timing of the exhaust valve
  • the flow rate of the external EGR gas is reduced by the external EGR system
  • the exhaust valve closing timing (EVC) is reduced to the exhaust top dead center (TDC) by the exhaust variable valve mechanism.
  • EVC exhaust valve closing timing
  • TDC exhaust top dead center
  • a “negative valve overlap section” in which the closing timing (EVC) of the exhaust valve and the opening timing (IVO) of the intake valve do not overlap.
  • the temperature can be raised by containing high temperature combustion gas (high temperature internal EGR gas) from the last stage to the beginning of the intake stroke in the combustion chamber and pressurizing the combustion gas with a piston.
  • FIG. 1 is an overall schematic view of a variable operation system of an internal combustion engine according to the present invention. It is a perspective view which shows the external appearance structure of an intake side variable valve mechanism and an exhaust side variable valve mechanism. It is an explanatory view explaining valve characteristics of an intake valve and an exhaust valve which have "negative valve overlap” in a case of a low load region. It is an explanatory view explaining valve characteristics of an intake valve and an exhaust valve which have "zero valve overlap” in a case of a medium / high load region. It is an explanatory view explaining valve characteristics of an intake valve and an exhaust valve which have a "positive valve overlap" in the case of a maximum load area.
  • FIG. 3 is an explanatory view for explaining a change state of a gas temperature in a cylinder from an idle state to a high load region and an EGR rate in the cylinder in the variable operation system of the internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention. It is a valve-timing characteristic view in the low load area
  • FIG. 5 is a first conventional valve timing characteristic diagram and its PV diagram for comparison with the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a second conventional valve timing characteristic diagram and its PV diagram for comparison with the first embodiment of the present invention. It is a flow chart which performs control at the time of a stop of a variable operation system of an internal-combustion engine which becomes a 1st embodiment of the present invention. In the variable operation system of an internal combustion engine which becomes the 1st embodiment of the present invention, it is a flow chart which shows the first half of the control flow which performs control from the time of starting to the high load region. It is a flow chart which shows the second half of the control flow which performs control from the time of starting to the high load field with the variable operation system of the internal-combustion engine which becomes the 1st embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 shows the entire configuration of a variable operation system of an internal combustion engine to which the present invention is applied.
  • FIG. 1 A piston 01 slidably provided in the cylinder bore formed in the cylinder block SB in the vertical direction by combustion pressure or the like
  • the piston 01 is connected to the crankshaft via a connecting rod 02, and forms a combustion chamber 04 between the crown surface 03 and the lower surface of the cylinder head SH.
  • An ignition plug 05 is provided substantially at the center of the cylinder head SH.
  • the intake port IP is connected to the air cleaner 50, and intake air is supplied via the electronically controlled throttle valve 51.
  • the exhaust port EP discharges exhaust gas to the atmosphere from the tail pipe via the exhaust gas purification catalyst 53.
  • the downstream side of the exhaust gas purification catalyst 53 and the upstream side of the electronically controlled throttle valve 51 are connected by an exhaust gas recirculation passage (hereinafter referred to as an external EGR passage) 54.
  • An EGR cooler 55 for cooling the EGR gas and an external EGR valve 56 for controlling the flow rate of the external EGR gas disposed downstream thereof are provided.
  • the external EGR valve 56 is an electronically controlled valve driven by an electric motor, and adjusts the external EGR gas flow rate by a control signal from the controller 52.
  • the external EGR valve 56 is a butterfly valve or the like, and can be controlled from the minimum opening position where the flow rate of the external EGR gas is reduced to substantially "0" to the large opening position where a large amount of external EGR gas flows There is.
  • the large opening degree position may be an opening degree position at which the maximum flow rate can be obtained, but the opening degree may be set according to the required flow rate without being limited thereto.
  • the external EGR valve 56 is provided with a fail-safe function in which the drive signal is shut off to mechanically set the position to the minimum opening position when an abnormality or failure occurs.
  • LP-EGR system rope mesher EGR system
  • the EGR cooler 55 is provided on the upstream side of the external EGR valve 56, so that the temperature of the external EGR gas is lowered to resist I try to improve the knockability.
  • the internal combustion engine is provided with an intake-side variable valve mechanism that controls the valve opening characteristics of the intake valve 4 and the exhaust valve 5, and an exhaust-side variable valve mechanism. That is, on the intake side, an intake-side variable valve mechanism (hereinafter referred to as an intake-side VTC mechanism) 1A, which is a "phase angle variable mechanism” that controls the central phase angle of the valve lift of the intake valve 4, Further, on the exhaust side, an exhaust-side variable valve mechanism (hereinafter referred to as an exhaust-side VTC mechanism) 1B that is a “phase angle variable mechanism” that controls the central phase angle of the valve lift of the exhaust valve 5 is provided. There is.
  • an intake-side variable valve mechanism hereinafter referred to as an intake-side VTC mechanism 1A
  • an exhaust-side variable valve mechanism 1B that is a “phase angle variable mechanism” that controls the central phase angle of the valve lift of the exhaust valve 5 is provided.
  • the intake VTC mechanism 1A and the exhaust VTC mechanism 1B are provided with phase control hydraulic actuators 2A and 2B, and are configured to control the open / close timing of the intake valve 4 and the exhaust valve 5 by hydraulic pressure.
  • the hydraulic pressure supply to the phase control hydraulic actuators 2A and 2B is controlled by a hydraulic control unit (not shown) based on a control signal from the controller 52.
  • a hydraulic control unit not shown
  • the central phase of the lift characteristic is controlled to the retard side or the advance side.
  • the exhaust cam shaft 10 is provided with two exhaust cams 11 per cylinder. Each exhaust cam 11 opens and closes each exhaust valve 5. Further, at one end of the exhaust camshaft 10, a sprocket mechanism 13 and an exhaust VTC mechanism 1B fixed thereto are attached, and the exhaust camshaft 10 is rotated relative to the sprocket mechanism 13 (phase conversion) Thus, the relative rotational position of the exhaust cam 11 is controlled.
  • the sprocket mechanism 13 includes a timing sprocket 15, and is rotated by a crankshaft by a timing belt (not shown). Further, in the exhaust side VTC mechanism 1B, vanes driven by oil pressure are built in a space formed by the housing 16 and the front cover 17 and the rear cover 18 fixed to both ends of the housing 16. The timing sprocket 15 and the rear cover 18 are fixed to each other, and the vanes are fixed to the exhaust camshaft 10.
  • the exhaust camshaft 10 adjusts the open / close phase of the exhaust valve correspondingly.
  • the hydraulic pressure in the housing 16 is controlled by the exhaust electromagnetic switching valve 29, and the exhaust electromagnetic switching valve 29 is driven by the controller 52.
  • the intake camshaft 20 is provided with two intake cams 21 per cylinder.
  • the intake cam 21 opens and closes the intake valve 4.
  • a sprocket mechanism 23 and an intake side VTC mechanism 1A fixed thereto are attached, and the intake camshaft 20 is rotated relative to the sprocket mechanism 23 (phase conversion)
  • the relative rotational position of the intake cam 21 is controlled.
  • the sprocket mechanism 23 includes a timing sprocket 25 and is rotated by a crankshaft by a timing belt (not shown). Further, in the intake side VTC mechanism 1A, a hydraulically driven vane is incorporated in a space formed by a housing 26, a front cover 27 fixed to both ends of the housing 26, and a rear cover 28. The timing sprocket 25 and the rear cover 28 are fixed to each other, and the vanes are fixed to the intake camshaft 20.
  • the intake camshaft 20 adjusts the open / close phase of the intake valve correspondingly.
  • the hydraulic pressure in the housing 26 is controlled by the intake electromagnetic switching valve 30, and the intake electromagnetic switching valve 30 is driven by the controller 52.
  • the default position “the most retarded position, which is the default position both when there is oil pressure supply from the oil pressure pump and when the control signal is shut off and there is no oil pressure supply. It is configured to be controlled in the vicinity.
  • the default position is a position that is mechanically stable.
  • a bias spring is used which biases the vane to the most retarded side, and when no hydraulic pressure is applied to the vane, it is stable near this "most retarded position”. It is supposed to Then, when the rotational speed decreases in this phase state, the oil pressure decreases and pin lock is performed at a phase near the “maximum retarded position”.
  • this "maximum retarded position" is the opening timing (IVOl) of the intake valve 4 set in the low load region described later.
  • the control is performed near the "most advanced position," which is the default position, both when there is oil pressure supply from the oil pressure pump and when the control signal is shut off and there is no oil pressure supply.
  • the structure is In the phase control hydraulic actuator 2B, a bias spring is used to bias the vane to the advance side, and when no hydraulic pressure is applied to the vane, it stabilizes in the vicinity of the "most advanced position". It is supposed to be. Then, when the rotational speed decreases in this phase state, the oil pressure decreases and pin lock is performed at a phase near the “most advanced position”.
  • this “most advanced position” is the closing timing (EVCl) of the exhaust valve 5 set in the low load region described later.
  • control means 52 outputs an output signal from a crank angle sensor that detects the current rotational speed Ne (rpm) of the internal combustion engine from the crank angle, the intake air amount from the air flow meter (load).
  • the present engine from various information signals such as output signals from a), an accelerator opening sensor, a vehicle speed sensor, a gear position sensor, an engine cooling water temperature sensor 31 for detecting the temperature of the engine body, and further an atmospheric humidity sensor. Detecting a condition.
  • the controller 52 outputs an intake VTC control signal to at least the intake VTC mechanism 1A, outputs an exhaust VTC control signal to the exhaust VTC mechanism 1B, and further outputs an external EGR gas to the external EGR valve 56. It outputs a control signal.
  • the flow rate of the external EGR gas is reduced by the external EGR system, and the exhaust valve variable valve mechanism Advance EVC) to a predetermined position before exhaust top dead center (TDC), and open the intake valve opening timing (IVO) to a predetermined position after exhaust top dead center (TDC) by the intake variable valve mechanism. It is something to delay.
  • it is possible to stabilize the combustion of the air-fuel mixture by performing the internal EGR by trapping the combustion gas in the cylinder by blocking the re-introduction of the external EGR gas that causes the instability of the air-fuel mixture combustion. Become.
  • FIG. 3A shows valve timing characteristics in a predetermined low load region
  • FIG. 3B shows valve timing characteristics in a predetermined middle load region and a predetermined high load region
  • FIG. 3C shows valve timing characteristics in a predetermined maximum load region. It shows the characteristics.
  • the lower part of FIG. 5 shows the EGR rate in each load region, including the distribution of the internal EGR and the external EGR.
  • the upper part of FIG. 5 shows the in-cylinder gas temperature, for example, the in-cylinder gas temperature at the intake bottom dead center.
  • the opening timing (IVO) of the intake valve 4 is retarded by a predetermined angle (IT) after the exhaust top dead center (TDC) to obtain the opening timing (IVOl).
  • the closing timing (EVC) of 5 is advanced by a predetermined angle (ET) before the exhaust top dead center (TDC) to make the closing timing (EVCl).
  • the exhaust top dead center (TDC) is synonymous with the suction top dead center (TDC) of the next stroke.
  • the closing timing (IVC) of the intake valve 4 is also the closing timing near the middle position between the intake bottom dead center (BDC) and the compression top dead center (TDC) It is shifted to the retard side toward (IVCl). Furthermore, with the advancing angle of the closing timing (EVC) of the exhaust valve 5, the opening timing (EVO) of the exhaust valve 5 is also shifted to the advancing side largely from the expansion bottom dead center (BDC).
  • the predetermined angle (IT) and the predetermined angle (ET) are set to substantially the same angle.
  • substantially the same angle is a concept including mechanical errors and design tolerances after assembly of the exhaust side VTC mechanism 1B and the intake side VTC mechanism 1A, and the same angle is necessarily meant to be completely the same. Absent.
  • high temperature combustion gas (internal EGR gas) is contained in the cylinder from the end of the exhaust stroke to the beginning of the intake stroke, and the piston is pressurized by the piston.
  • the EGR can further increase the temperature of the in-cylinder gas remaining at the exhaust top dead center (TDC).
  • TDC exhaust top dead center
  • FIG. 5 shows the EGR rate in the cylinder and the gas temperature in the cylinder (for example, the temperature at the intake bottom dead center) with respect to changes in the load state.
  • the formation of the NVO section enables “confined internal EGR” to confine the high temperature combustion gas (internal EGR gas) in the cylinder,
  • the EGR rate (Ri to Rl) in the cylinder can be maintained at, for example, about 20% and the gas temperature can be maintained high by pressurizing with the piston.
  • the NVO section is formed to execute “containment internal EGR”, the EGR gas temperature is not lowered by the re-intake, and the temperature is maintained at a high temperature. Furthermore, since the internal EGR rate is determined by the valve timing (EVCl, IVOl) because of the enclosed internal EGR, inter-cylinder variation in the amount of EGR gas due to the intake system does not occur in principle. That is, it is possible to theoretically avoid inter-cylinder variation in the amount of EGR gas generated in the internal EGR due to the PVO section, to stabilize the combustion and the engine rotation, and to improve the fuel consumption performance.
  • the external EGR valve 56 is controlled to the minimum opening degree ( ⁇ sml), in this case, a substantially fully closed state, the low temperature external EGR gas by the external EGR system is The effect of the above-mentioned "Containment internal EGR" can be sufficiently obtained because only a small amount of flow rate or less is reintroduced or desirably reintroduced.
  • the closing timing (IVC) of the intake valve 4 is also the closing timing near the middle position between the intake bottom dead center (BDC) and the compression top dead center (TDC) Since it is retarded to (IVCl), the fuel efficiency can be further improved by the Atkinson cycle effect.
  • the opening timing (EVOl) of the exhaust valve 5 is set to the advance side, the exhaust valve 5 is opened before the pressure in the cylinder becomes negative. For this reason, the above-described braking action can be suppressed, whereby the deterioration of the fuel efficiency can be reduced.
  • the predetermined angle (IT) to the retard side of the intake valve 4 and the predetermined angle (ET) to the advance side of the exhaust valve 5 are substantially the same. It is set to become. According to this, it is possible to reduce the pump loss generated in the NVO section. The reason will be described with reference to the PV diagrams shown in FIGS. 6A to 6C.
  • FIG. 6A shows a PV diagram of the valve timing characteristic shown in FIG. 3A
  • FIG. 6B shows a PV diagram in reference example 1 (ET ⁇ 0 ⁇ IT) as a comparison target
  • FIG. 6C similarly compares The PV diagram in the reference example 2 (ET> IT ⁇ 0) as object is shown.
  • the closing timing (EVCl) of the exhaust valve 5 is set to the exhaust top dead center (TDC). Then, in the process from the exhaust top dead center (TDC) to the lowering of the piston, in-cylinder negative pressure develops in the section (IT) to the opening timing (IVOl) of the intake valve. And since this in-cylinder negative pressure acts to suppress the downward movement of the piston, as shown in the PV diagram, a pump loss (a downward triangular region) at the initial stage of suction occurs.
  • the opening timing (IVOl) of the intake valve 5 is set to the exhaust top dead center (TDC). Then, in a process in which the piston rises from the closing timing (EVCl) before the exhaust top dead center (TDC) closes to the exhaust top dead center (TDC) from the closing timing (EVCl), the section up to the exhaust top dead center (TDC) In (ET), positive pressure develops in the cylinder.
  • the positive pressure in the cylinder acts to suppress the upward movement of the piston.
  • the intake valve opens when the exhaust top dead center (TDC) is exceeded, the positive pressure gas in the cylinder flows back to the intake side, and can be recovered as energy for promoting the downward movement of the piston. Can not.
  • pump loss upward triangular region
  • the closing timing (EVCl) of the exhaust valve is before the exhaust top dead center (TDC)
  • the high temperature combustion gas (high temperature EGR gas) is predetermined from the closing timing (EVCl) of the exhaust valve to the exhaust top dead center (TDC) It is compressed by an angle (ET) and at that time acts to inhibit the upward movement of the piston.
  • the valve timing characteristic in the low load state of the present embodiment shown in FIG. 6A can further improve the fuel efficiency from the viewpoint of suppressing the pump loss before and after the exhaust top dead center (TDC).
  • the opening and closing timing (EVOs) and (EVCs) of the exhaust valve in the stopped state and the opening and closing timing (IVOs), (IVCs) of the intake valve Exhaust valve opening / closing timing (EVoc), (EVCc) and intake valve opening / closing timing (IVOc) at cranking, (IVCc) idle valve opening / closing timing (EVOi), (EVCi), intake valve opening / closing
  • IVOi idle valve opening / closing timing
  • EVOi idle valve opening / closing timing
  • EVOi idle valve opening / closing timing
  • EVOl intake valve opening / closing
  • the timing (IVOi), (IVCi), and the opening / closing timing (EVOl) of the exhaust valve at low load L (EVCl), and the opening / closing timing of the intake valve (IVOl), (IVCl) are also set identically.
  • the opening degree of the external EGR valve 56 is the opening degree ( ⁇ s) in the stopped state, the opening degree in the cranking ( ⁇ c), the opening degree in the idle ( ⁇ i), and the opening degree in the low load L (The same minimum opening ( ⁇ sml) as ⁇ l) is set so that the low temperature external EGR gas from the external EGR system is not reintroduced.
  • the intake VTC mechanism 1A The control of the exhaust side VTC mechanism 1B and the external EGR valve 56 can be simplified. Furthermore, in the present embodiment, when the electrical control system of the intake VTC mechanism 1A, the exhaust VTC mechanism 1B, and the external EGR valve 56 fails, it becomes stable at each default position, and the failsafe control is also simplified. Become so.
  • Transition load area (A) In the case of a transition load area where the load state changes and exceeds load L (low load area) and does not exceed load M (medium load area), it corresponds to the detected load.
  • the opening degree of the external EGR valve 56 is set in the range of the opening degree ( ⁇ l) to the opening degree ( ⁇ m), and the external EGR gas flow rate is set to increase as the load increases.
  • the NVO section is also set in the range of NVO section (NVOl) to “0” VO timing corresponding to the detected load, and the NVO section decreases toward “0” VO timing as the load further increases. Is set as.
  • the “0” VO timing indicates “zero valve overlap”, which means that the opening timing (IVO) of the intake valve 4 and the closing timing (EVC) of the exhaust valve 5 are the same. This will be described later.
  • the gas temperature in the cylinder is suppressed from being rapidly reduced by the external EGR gas, and the gas temperature in the cylinder is gradually reduced. As a result, the combustion state can be stabilized including transient performance.
  • the EGR gas is returned from the external EGR passage 54 to the intake system via the external EGR valve 56, so that the nonuniformity of the mixing of the EGR gas in the intake system volume is particularly noticeable at the time of transition. Become. Therefore, in each cylinder, inter-cylinder variation of the EGR gas flow rate introduced into the cylinder via the intake valve 4 tends to occur, and the transient performance tends to be unstable.
  • the NVO section decreases as the load increases, it is set to be maintained to some extent, so the combustion gas (internal EGR gas) by the above-mentioned “confined internal EGR” also remains to some extent Since the remaining combustion gas is not returned to the intake system, inter-cylinder variation in the EGR gas flow rate is suppressed accordingly.
  • the gas temperature in the cylinder gradually decreases since transition from the state of the containment internal EGR in the low load region to the state of the external EGR can be gradual, and transient Since the variation in EGR gas flow rate among the cylinders can be suppressed, it is possible to suppress the destabilization of the transient performance which is likely to occur in the process from the low load area to the medium load.
  • the in-cylinder EGR rate (Ri to Rm) in FIG. 5 indicates the sum of “containment internal EGR” and “external EGR”, this value is maintained equivalent to about 20%, It is possible to stabilize the transient performance at the time of load increase transition to the medium load area.
  • the opening timing (IVO) of the intake valve 4 is exhausted to exhaust
  • the timing advances to the point (TDC) to make the opening timing (IVOm)
  • the closing timing (EVC) of the exhaust valve 5 is retarded to the exhaust top dead center (TDC) to be the closing timing (EVCm).
  • the closing timing (IVC) of the intake valve 4 is also lower than the intake from near the middle position between the intake bottom dead center (BDC) and the compression top dead center (TDC).
  • the closing timing (EVCm) of the exhaust valve and the opening timing (IVOm) of the intake valve are set close to each other near the exhaust top dead center (TDC).
  • a zero valve overlap valve timing (hereinafter referred to as “0” VO valve timing) is formed in which there is almost no section and no PVO section.
  • the internal EGR caused by the PVO section should be referred to as "re-introduction internal EGR", and after the combustion gas is returned to the intake system in the PVO section, it is cooled and then introduced again into the cylinder.
  • re-introduction internal EGR the internal EGR caused by the PVO section
  • the temperature of the combustion gas returned to the intake system is low, the temperature is higher than the external EGR gas, so even internal EGR caused by the PVO section may cause abnormal combustion with an increase in load. In order to avoid abnormal combustion, it is sufficient to retard the ignition timing, but there is a new problem that the combustion efficiency is lowered to deteriorate the fuel efficiency.
  • the external EGR valve 56 is largely opened to the maximum opening degree ( ⁇ lrg), so a predetermined large amount of external EGR gas is introduced into the cylinder. Become so.
  • the temperature of the external EGR gas is lower than that of both internal EGR gases, and the temperature is further lowered by the EGR cooler 55.
  • the gas temperature in the cylinder into which the external EGR gas is introduced is lowered, and combined with the low temperature combustion effect based on the EGR gas, abnormal combustion such as knocking becomes difficult to occur. Therefore, since the ignition timing can be advanced, the combustion efficiency can be enhanced, and the fuel consumption performance in the middle / high load region can be improved.
  • the opening timing (IVO) of the intake valve 4 is shifted to the advanced side significantly before the exhaust top dead center (TDC) to set it as the opening timing (IVOmax), and the closing timing of the exhaust valve 5 (EVC) Exhaust top dead center (TD) ) It has been migrated to the retard side later than has been the closing timing (EVCmax).
  • the closing timing (IVC) of the intake valve 4 is advanced to near the intake bottom dead center (BDC) and shifted to the closing timing (IVCmax) There is. Furthermore, with the retardation of the closing timing (EVC) of the exhaust valve 5, the opening timing (EVO) of the exhaust valve 5 is also retarded to near the expansion bottom dead center (BDC) and shifted to the opening timing (EVOmax) There is.
  • valve timing characteristics as described above it is possible to sufficiently increase the engine torque toward the maximum load MAX. That is, since the opening timing (EVO) of the exhaust valve 5 is retarded to near the intake bottom dead center (BDC), the timing at which the negative pressure wave of the exhaust pulsation comes to the exhaust valve is delayed to near the PVO section .
  • the center of the PVO section is advanced from the exhaust top dead center (TDC)
  • the negative pressure wave of the exhaust pulsation easily synchronizes with the PVO section, and the scavenging effect can be increased. That is, the timing at which the negative pressure wave of exhaust pulsation arrives at the exhaust valve 5 can be made closer to the center of the PVO section.
  • the in-cylinder EGR rate can be reduced to almost "0" at the transition load region (B), particularly at the maximum load MAX, with the piston crown surface at the exhaust top dead center (TDC)
  • TDC exhaust top dead center
  • the new air gas having a low temperature is introduced, and since the new air gas is at a lower temperature than the external EGR gas, the in-cylinder gas temperature Tmax is equal to the new air temperature as shown in FIG. Can be lowered to enhance knock resistance. Moreover, the introduction of this fresh air gas means that the filling efficiency is high, and the engine torque can be also increased.
  • the subscript max at the in-cylinder gas temperature Tmax does not mean the maximum temperature but means the temperature at the maximum load.
  • the opening degree of the external EGR valve 56 is set to substantially “0”, and is set to the maximum PVOmax. Then, by gradually changing the opening degree of the external EGR valve 56 and the PVO section between the load H and the maximum load MAX, a transient state change can be avoided. Furthermore, as shown by the broken line in FIG. 4, the opening degree of the external EGR valve 56 can be set to substantially “0” and set to the maximum PVOmax at a load P slightly lower than the maximum load MAX. According to this, even when the maximum load changes (varies) due to a change in the outside air temperature, the above-described effect can be obtained.
  • FIG. 7 shows a control flow for mechanically stabilizing the exhaust side VTC mechanism 1B and the intake side VTC mechanism 1A at the default position where the negative valve overlap (NVOs) section occurs at the time of stop transition for stopping the internal combustion engine. There is.
  • NVOs negative valve overlap
  • Step S10 engine stop information for stopping the internal combustion engine and operating condition information of the internal combustion engine are read.
  • the engine stop information for stopping the internal combustion engine typically has a key-off signal, and there are many signals indicating the operating condition information of the internal combustion engine, but in the present embodiment, the rotational speed information of the internal combustion engine, intake air There are amount information, water temperature information, required load information (accelerator opening degree), etc., and further, actual position information of the intake VTC mechanism 1A and the exhaust VTC mechanism 1B, etc.
  • the process proceeds to step S11.
  • Step S11 it is determined whether or not the engine stop transition condition is satisfied. For this determination, for example, the key-off signal may be monitored, and if the key-off signal is not input, the process returns to return and waits for the next activation timing. On the other hand, when the key-off signal is input, it is determined that the engine stop transition condition is set, and the process proceeds to step S12.
  • the closing timing (EVC) of the exhaust valve is set to the closing timing (EVCs) of the exhaust valve in the low load region in FIG. 3A
  • the intake valve open timing (IVO) is the open timing (IVOs) of the intake valve. Is set to As a result, as shown in FIG. 4, a negative valve overlap NVOs section is set.
  • Step S13 based on the actual position information of the intake VTC mechanism 1A and the exhaust VTC mechanism 1B, whether the exhaust VTC mechanism 1B and the intake VTC mechanism 1A are shifted to the default positions, that is, It is determined whether the closing timing (EVCs) is set and the opening timing (IVOs) of the intake valve is set. When it is determined that the exhaust valve closing timing (EVCs) and the intake valve opening timing (IVOs) are not set, the process returns to step S12 again, and the exhaust valve closing timing (EVCs) and the intake valve opening If it is determined that the time (IVOs) is set, the process proceeds to step S14.
  • EVCs closing timing
  • IVOs opening timing
  • Step S14 the output control signal to the fuel injection valve or the ignition device is stopped to stop the internal combustion engine.
  • the rotational speed Ne of the internal combustion engine is reduced, and the hydraulic pressure of the hydraulic fluid of the hydraulic pump is reduced accordingly.
  • the exhaust VTC mechanism 1B and the intake VTC mechanism 1A execute the following operation based on the mechanism. This operation is not a control step in the flowchart, but will be described as a control step for the sake of convenience.
  • Step S15 to Step S17 Because the discharge pressure of the hydraulic fluid from the hydraulic pump also decreases with the decrease of the rotational speed Ne of the internal combustion engine, it is held in the vanes of the exhaust VTC mechanism 1B and the intake VTC mechanism 1A. The fastening pin is moved toward the rear cover by the return spring. On the other hand, the advancing and retarding chambers of the exhaust VTC mechanism 1B and the intake VTC mechanism 1A are filled with hydraulic oil, and the vane position is maintained as it is even if the rotational speed Ne is lowered.
  • the fastening pin is further moved in the direction of the rear cover by the return spring and fastened to the fastening hole, whereby the vane is fixed to the housing (rear cover) and the exhaust valve closing timing (EVCs) and the intake valve open. It is finally set to the default position of time (IVOs).
  • IVOs the default position of time
  • the tip of the fastening pin is formed into a taper shape, and the fastening pin can be engaged with the fastening hole even if the phase of the vane is slightly shifted. Then, the internal combustion engine turns to 0 and the engine stops.
  • the exhaust VTC mechanism 1B and the intake VTC mechanism 1A and the NVOs section which is a negative valve overlap, are obtained at the transition to stop the internal combustion engine, and the exhaust valve closing timing (EVCs) and intake It is possible to mechanically stabilize the valve open timing (IVOs) at the default position.
  • Step S20 the engine start information for starting the internal combustion engine and the operating condition information of the internal combustion engine are read.
  • engine start information for starting an internal combustion engine there is typically a key-on signal or a starter start signal, and there are many signals indicating the operating condition information of the internal combustion engine.
  • Step S21 it is determined whether or not the engine start condition is satisfied. For this determination, for example, a starter start signal may be monitored, and if the starter start signal is not input, the process will return to wait for the next start timing. On the other hand, when the starter start signal is input, it is determined that the engine start condition is set, and the process proceeds to step S22.
  • a starter start signal may be monitored, and if the starter start signal is not input, the process will return to wait for the next start timing.
  • the starter start signal is input, it is determined that the engine start condition is set, and the process proceeds to step S22.
  • Step S22 In step S22, in response to the starter activation signal, cranking of the internal combustion engine by the starter motor is started. Then, as soon as cranking is started, the process proceeds to step S23.
  • Step S23 conversion control signals for the exhaust valve closing timing (EVCc) and the intake valve opening timing (IVOc) so that the exhaust VTC mechanism 1B and the intake VTC mechanism 1A are shifted to the default positions. Are outputted to the exhaust electromagnetic switching valve 29 of the exhaust VTC mechanism 1B and the intake electromagnetic switching valve 30 of the intake VTC mechanism 1A.
  • EVCc exhaust valve closing timing
  • IVOc intake valve opening timing
  • an NVOc section is formed as an NVO section.
  • the NVO section (NVOs) in the stopped state, the NVO section (NVOc) in the cranking, the NVO section (NVOi) in the idle state, and the NVO section (NVOl) in the low load L are It is formed in the same NVO section.
  • step S24 when the conversion control signal is output to the exhaust electromagnetic switching valve 29 of the exhaust VTC mechanism 1B and the intake electromagnetic switching valve 30 of the intake VTC mechanism 1A, the process proceeds to step S24.
  • Step S24 based on the actual position information of the exhaust VTC mechanism 1B and the intake VTC mechanism 1A, whether the exhaust VTC mechanism 1B and the intake VTC mechanism 1A are shifted to the default positions, that is, It is determined whether the closing timing (EVCc) is set and the opening timing (IVOc) of the intake valve is set. If it is determined that the exhaust valve closing timing (EVCc) and the intake valve opening timing (IVOc) are not set, the process returns to step S23 again, and the exhaust valve closing timing (EVCc) and the intake valve If it is determined that the opening time (IVOc) has been set, the process proceeds to step S25.
  • Step S25 an output control signal is supplied to the fuel injection valve and the ignition device to start the internal combustion engine in accordance with the rotation of the starter motor. As a result, the rotational speed Ne of the internal combustion engine is increased, and the hydraulic pressure of the hydraulic fluid of the hydraulic pump is increased accordingly.
  • the output control signal is supplied to the fuel injection valve or the ignition device, the process proceeds to step S26.
  • Step S26 the engine temperature (cooling water temperature) of the internal combustion engine is detected to determine whether it has exceeded a predetermined temperature T0. If it does not exceed the predetermined temperature T0, it is determined that the machine is in the cold state, the process returns to return, and waits for the next activation timing or executes another control flow. On the other hand, if the temperature exceeds the predetermined temperature T0, it is determined that the warm-up is completed from the cold state, and the operation condition information is read again, and the process proceeds to step S27. Note that steps after step 27 are shown in FIG. 8B.
  • Step S27 the current load condition is detected from the opening of the throttle valve or the opening of the accelerator pedal, and the current load is a low load equal to or less than the load L shown in FIG. Determine if it is an area. If it is determined to be in the low load region, the process proceeds to step S28, where the opening degree of the external EGR valve 56 is controlled to be converted to the minimum opening degree ( ⁇ sml).
  • step S29 the exhaust VTC mechanism 1B and the intake VTC mechanism 1A are driven to control the closing timing (EVCl) of the exhaust valve in the low load region and the opening timing (IVOl) of the intake valve.
  • EVCl closing timing
  • IVOl opening timing
  • step S29 When the process of step S29 is completed, the process returns to return and waits for the next controller activation timing. On the other hand, when it is determined in step S27 that the low load region is not present, the process proceeds to step S30.
  • Step S30 the current load state is detected from the opening degree of the throttle valve or the opening degree of the accelerator pedal, and the current load is the load L to load M shown in FIG. Determine if it is in the range of transition load area (A). If it is determined that the transition load region (A), the process proceeds to step S31, the conversion control of the opening degree of the external EGR valve 56 in the range of opening degree ( ⁇ l) to ( ⁇ m) corresponding to the detected load Do.
  • step S32 the exhaust valve close timing (EVC) and the intake valve open timing (IVO) corresponding to the load detected by the exhaust VTC mechanism 1B and the intake VTC mechanism 1A. Control. In this case, as the load increases, the NVO section is controlled to be smaller.
  • step S32 When the process of step S32 is completed, the process returns to return and waits for the next activation timing. On the other hand, when it is determined in step S30 that the region is not the transition load region (A), the process proceeds to step S33.
  • Step S33 the current load state is detected from the opening of the throttle valve or the opening of the accelerator pedal, and the current load is among loads M to H shown in FIG. / Determine whether it is a high load area. If it is determined to be in the middle / high load region, the process proceeds to step S34, where the opening degree of the external EGR valve 56 is controlled to be converted to the maximum opening degree ( ⁇ lrg).
  • step S35 the exhaust VTC mechanism 1B and the intake VTC mechanism 1A are driven to close the exhaust valve closing timing (EVCm) in the middle / high load region and the intake valve opening timing (IVOm). Control to form a “0” VO timing that is a zero valve overlap.
  • EVCm exhaust valve closing timing
  • IVOm intake valve opening timing
  • step S35 When the process of step S35 is completed, the process returns to return and waits for the next activation timing. On the other hand, if it is determined in step S33 that the medium / high load region is not in place, the process proceeds to step S36.
  • Step S36 the current load state is detected from the opening of the throttle valve or the opening of the accelerator pedal, and the current load is shown in FIG. Determine if it is in the range of transition load area (B).
  • step S37 the opening degree of the external EGR valve 56 corresponds to the detected load, with the opening degrees ⁇ h to ⁇ max (corresponding to the minimum opening degree). Control conversion.
  • step S38 the exhaust valve close timing (EVC) and the intake valve open timing (IVO) corresponding to the load detected by the exhaust VTC mechanism 1B and the intake VTC mechanism 1A. Control. In this case, as the load increases, control is performed such that the PVO section increases from the “0” VO valve timing.
  • EVC exhaust valve close timing
  • IVO intake valve open timing
  • step S38 When the process of step S38 is completed, the process returns to return and waits for the next activation timing. On the other hand, if it is determined in step S36 that the region is not the transition load region (B), the process returns to return and waits for the next activation timing.
  • the flow rate of the external EGR gas by the external EGR system is reduced, and the exhaust valve close timing (EVC) by the exhaust variable valve mechanism. Is advanced before exhaust top dead center (TDC), and the intake valve variable valve mechanism retards the opening timing (IVO) of the intake valve to a predetermined position after exhaust top dead center (TDC). .
  • a "negative valve overlap section” in which the closing timing (EVC) of the exhaust valve and the opening timing (IVO) of the intake valve do not overlap.
  • the temperature can be raised by confining the high temperature combustion gas (high temperature internal EGR gas) in the combustion chamber and pressurizing the combustion gas with the piston toward the early stage of the stroke.
  • FIGS. 9A to 9C a second embodiment of the present invention will be described using FIGS. 9A to 9C.
  • the intake-side VTC mechanism 1A and the exhaust-side VTC mechanism 1B in which the valve lift remains unchanged while the operating angle (opening period) of the exhaust valve and the intake valve is constant.
  • the valve lift variable valve mechanism (hereinafter referred to as the intake side VEL mechanism) capable of continuously adjusting the operating angle and the opening / closing timing on the intake side is further pointed. Is different. Since this VEL mechanism is described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2012-036864 and the like, the detailed description of the structure and operation is omitted here.
  • FIG. 9A shows valve timing characteristics at the time of cold air start, and shows a state where the operating angle of the intake valve 4 is reduced by the control of the intake side VEL mechanism.
  • the opening timing (EVOc) and closing timing (EVCc) of the exhaust valve are the same as in FIG. 3A.
  • the opening timing (IVOc) of the intake valve 4 is the same as FIG. 3A, and the closing timing (IVC) of the intake valve 4 by the intake side VEL mechanism and the closing timing (IVCc) near the intake bottom dead center (BDC)
  • the operating angle is reduced to set to.
  • the fresh air charging efficiency at the start of the cold machine can be enhanced, and the combustion torque at the cold machine start at which the engine friction force is large can be increased to improve the stall resistance.
  • the flow rate of the external EGR gas which deteriorates the combustion is made substantially "0" to stabilize the combustion.
  • FIG. 9B shows the valve timing characteristics during idling (at low load) after warm-up is completed.
  • FIG. 9C shows valve timing characteristics in the middle / high load region, and shows a state in which the operating angle of the intake valve 4 is further enlarged by the control of the intake side VEL mechanism.
  • the opening timing (EVOm) and closing timing (EVCm) of the exhaust valve are the same as in FIG. 3B.
  • the opening timing (IVOm) of the intake valve is the same as in FIG. 3B
  • the closing timing (IVC) is taken by the intake side VEL mechanism, and the vicinity of the intermediate position between The operating angle is greatly expanded to set the closing time (IVCm).
  • the pump loss can be reduced by the so-called Atkinson cycle effect by the intake valve closing timing delay, and not only the fuel consumption performance can be improved, but also the effective compression ratio can be reduced. Therefore, in addition to the improvement of the knock resistance by the external EGR gas, the closing timing (IVC) of the intake valve is retarded to the closing timing (IVCm) near the middle position between the bottom dead center (BDC) and the top dead center. Since the knock resistance can be further improved by the addition of the knock resistance improvement effect by the reduction of the effective compression ratio, the ignition timing can be advanced, and the fuel efficiency can be further improved.
  • the hydraulic phase change mechanism (intake / exhaust VTC) is shown, but not limited to the oil pressure, it is also possible to use an electric phase change mechanism.
  • the external EGR valve butterfly valve is shown, it may be a poppet valve, and although the external EGR system having the EGR cooler is shown, the EGR cooler may not be provided.
  • LP-EGR system rope mesher EGR system
  • HP-EGR system high pressure EGR system
  • the exhaust-side variable valve mechanism that controls the phase of the opening / closing timing of the intake valve
  • the exhaust-side variable valve mechanism that controls the phase of the opening / closing timing of the exhaust valve
  • the flow rate of the external EGR gas is reduced by the external EGR system
  • the exhaust valve closing timing (EVC) is reduced to the exhaust top dead center (TDC) by the exhaust variable valve mechanism. It is characterized in that it advances to the front and retards the opening timing (IVO) of the intake valve to a predetermined position after the exhaust top dead center (TDC) by the intake-side variable valve mechanism.
  • a "negative valve overlap section” is formed in which the closing timing (EVC) of the exhaust valve and the opening timing (IVO) of the intake valve do not overlap. It is possible to raise the temperature by confining the high temperature combustion gas (high temperature internal EGR gas) to the initial stage in the combustion chamber and pressurizing the combustion gas with the piston. As a result, in the low load region, combustion instability due to the low temperature external EGR gas can be suppressed, and combustion instability due to the EGR amount distribution variation among the cylinders due to the external EGR can be suppressed.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiment, but includes various modifications.
  • the above-described embodiment is described in detail to explain the present invention in an easy-to-understand manner, and is not necessarily limited to one having all the described configurations.
  • part of the configuration of one embodiment can be replaced with the configuration of another embodiment, and the configuration of another embodiment can be added to the configuration of one embodiment.
  • valve timing at the time of cold can be expanded by the exhaust side VEL mechanism with respect to FIG. 9A, and the exhaust valve opening timing can be further advanced at the same exhaust valve closing timing,
  • the exhaust gas temperature can be raised to activate the catalyst and obtain an exhaust emission reduction effect.
  • a mechanical compression ratio variable mechanism VCR as shown in JP-A-2002-276446 can be additionally provided.
  • the mechanical compression ratio can be increased by VCR, that is, the compression top dead center temperature can be increased, and combustion can be further improved to further improve fuel efficiency.

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Abstract

外部ＥＧＲシステムと、吸気側可変動弁機構、及び排気側可変動弁機構を備え、内燃機関が低負荷領域においては、外部ＥＧＲシステムによる外部ＥＧＲガスの流量を少なくすると共に、排気側可変動弁機構によって、排気バルブの閉時期を上死点前まで進角し、且つ吸気側可変動弁機構によって、吸気バルブの開時期を上死点後の所定位置まで遅角する。負のバルブオーバーラップ区間が形成されるので、排気行程末期から吸気行程初期にかけて高温の燃焼ガスを燃焼室内に封じ込め、且つピストンでこの燃焼ガスを加圧することによって昇温することができる。これによって、低負荷領域での外部ＥＧＲガスの再導入による燃焼の不安定化を抑制して燃費性能を向上することができる。

Description

内燃機関の可変動作システム及びその制御装置
　本発明は内燃機関の可変動作システムに係り、少なくとも外部ＥＧＲシステムと排気バルブと吸気バルブのバルブタイミングを制御する可変動弁機構を備えた内燃機関の可変動作システム及びその制御装置に関するものである。
　自動車の燃料消費量（燃費）や排気ガス有害成分に関する規制が強化されており、今後もますます厳しくなる傾向にある。特に燃料消費量については、排出される二酸化炭素が地球温暖化へ与える影響が大きいことから、更に低燃費化が求められている。
　そして、この低燃費化を促進するため内燃機関の圧縮比を高くする傾向にある。しかしながら、圧縮比を高くすると内燃機関の出力が比較的大きい運転条件において、ノッキング等の異常燃焼が発生する可能性が増加する。このため、内燃機関に外部ＥＧＲシステムを設け、排気管から吸気管に排気ガスを再導入して異常燃焼を抑制しながら、点火時期を適切な値に進角することで燃費性能を向上させるようにしている。ここで、再導入される排気ガスを、以下では「外部ＥＧＲガス」と表記する。
　このような外部ＥＧＲシステムを備えた内燃機関としては、「Ｈｏｎｄａ　Ｒ＆Ｄ　Ｔｅｃｈｎｉｃａｌ　Ｒｅｖｉｅｗ, Ｖｏｌ.２７, Ｎｏ.２,ｐ.１－１０」（非特許文献１）に記載されている。この非特許文献１には、外部ＥＧＲシステムによる高ＥＧＲ運転領域(外部ＥＧＲ率の高い運転領域）を、負荷が比較的大きい中負荷～高負荷領域に設定しておき、この中負荷～高負荷領域おいて多くの外部ＥＧＲガスを再導入して点火時期を進角することで、熱効率を高めて燃費性能を向上する技術が示されている。
　このように、多くの外部ＥＧＲガスを再導入する高ＥＧＲ率運転領域では、外部ＥＧＲガスにより混合気の燃焼温度を下げる（冷却効果）ことで冷却損失を低減し、またこの冷却効果により更にノッキングも抑制できるので、点火時期を積極的に進角できる。これによって、熱効率を高めることができ、結果として燃費性能の向上を図ることができるものである。
「Ｈｏｎｄａ　Ｒ＆Ｄ　Ｔｅｃｈｎｉｃａｌ　Ｒｅｖｉｅｗ, Ｖｏｌ.２７, Ｎｏ.２,ｐ.１－１０」
　ところで、外部ＥＧＲシステムを作動させている状態下で負荷が低下していくと、上述した外部ＥＧＲガスによる冷却効果によって混合気の燃焼が不安定になったり、或いは吸気配管の形状によって気筒内に取り込まれる外部ＥＧＲガス流量が気筒間でばらついたりして燃焼が不安定なり、逆に燃費性能が悪化するという課題を生じる。
　本発明の目的は、低負荷領域での外部ＥＧＲガスの再導入による燃焼の不安定化を抑制して燃費性能を向上することができる新規な内燃機関の可変動作システム及びその制御装置を提供することにある。
　本発明の好ましい態様によれば、少なくとも、外部ＥＧＲシステムと、吸気バルブの開閉時期の位相を制御する吸気側可変動弁機構、及び排気バルブの開閉時期の位相を制御する排気側可変動弁機構を備え、内燃機関が低負荷領域においては、外部ＥＧＲシステムによる外部ＥＧＲガスの流量を少なくすると共に、排気側可変動弁機構によって、排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を排気上死点(ＴＤＣ)の前の所定位置まで進角し、且つ吸気側可変動弁機構によって、吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を排気上死点(ＴＤＣ)の後の所定位置まで遅角する。
　本発明の好ましい態様によれば、低負荷領域において、排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)と吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)が重ならない「負のバルブオーバーラップ区間」が形成されるので、排気行程末期から吸気行程初期にかけて高温の燃焼ガス(高温の内部ＥＧＲガス）を燃焼室内に封じ込め、且つピストンでこの燃焼ガスを加圧することによって昇温することができる。これによって、低負荷領域での気筒間のばらつきによる燃焼の不安定化や、或いは外部ＥＧＲガスによる燃焼不安定化を抑制することができる。
本発明に係る内燃機関の可変動作システムの全体概略図である。 吸気側可変動弁機構と排気側可変動弁機構の外観構成を示す斜視図である。 低負荷領域の場合の「負のバルブオーバーラップ」を有する吸気バルブと排気バルブのバルブ特性を説明する説明図である。 中/高負荷領域の場合の「ゼロバルブオーバーラップ」を有する吸気バルブと排気バルブのバルブ特性を説明する説明図である。 最大負荷領域の場合の「正のバルブオーバーラップ」を有する吸気バルブと排気バルブのバルブ特性を説明する説明図である。 本発明の第１の実施形態になる内燃機関の可変動作システムで、始動時から高負荷領域までの排気バルブと吸気バルブのバルブオーバーラップ、及びＥＧＲ弁開度の変化状態を説明する説明図である。 本発明の第１の実施形態になる内燃機関の可変動作システムで、アイドルから高負荷領域までの気筒内のガス温度、及び気筒内のＥＧＲ率の変化状態を説明する説明図である。 本発明の第１の実施形態の低負荷領域でのバルブタイミング特性図とそのＰＶ線図である。 本発明の第１の実施形態と比較のための第１の従来のバルブタイミング特性図とそのＰＶ線図である。 本発明の第１の実施形態と比較のための第２の従来のバルブタイミング特性図とそのＰＶ線図である。 本発明の第１の実施形態になる内燃機関の可変動作システムの停止時における制御を実行するフローチャートである。 本発明の第１の実施形態になる内燃機関の可変動作システムで、始動時から高負荷領域までの制御を実行する制御フローの前半を示すフローチャートである。 本発明の第１の実施形態になる内燃機関の可変動作システムで、始動時から高負荷領域までの制御を実行する制御フローの後半を示すフローチャートである。 本発明の第２の実施形態になる内燃機関の可変動作システムでの冷機始動時の場合の「負のバルブオーバーラップ」を有する吸気バルブと排気バルブのバルブ特性を説明する説明図である。 本発明の第２の実施形態になる内燃機関の可変動作システムでの低負荷領域の場合の「負のバルブオーバーラップ」を有する吸気バルブと排気バルブのバルブ特性を説明する説明図である。 本発明の第２の実施形態になる内燃機関の可変動作システムでの中／高負荷領域の場合の「ゼロバルブオーバーラップ」を有する吸気バルブと排気バルブのバルブ特性を説明する説明図である。
　以下、本発明の実施形態について図面を用いて詳細に説明するが、本発明は以下の実施形態に限定されることなく、本発明の技術的な概念の中で種々の変形例や応用例をもその範囲に含むものである。
　本発明の第1の実施形態になる内燃機関の可変動作システムについて説明する。図１は本発明が適用される内燃機関の可変動作システムの全体の構成を示している。
　まず、内燃機関の可変動作システムの基本構成を図１に基づいて説明すると、シリンダブロックＳＢ内に形成されたシリンダボア内を、燃焼圧力などによって上下に摺動自在に設けられたピストン０１と、シリンダヘッドＳＨの内部にそれぞれ形成された吸気ポートＩＰ及び排気ポートＥＰと、シリンダヘッドＳＨに摺動自在に設けられて吸、排気ポートＩＰ、ＥＰの開口端を開閉する一気筒当たりそれぞれ一対の吸気バルブ４及び排気バルブ５とを備えている。
　ピストン０１は、クランクシャフトとコンロッド０２を介して連結されていると共に、冠面０３とシリンダヘッドＳＨの下面との間に燃焼室０４を形成している。また、シリンダヘッドＳＨのほぼ中央には、点火栓０５が設けられている。
　吸気ポートＩＰはエアクリーナ５０と接続されており、電制スロットルバルブ５１を介して吸入空気が供給されている。電制スロットルバルブ５１は、コントローラ(＝制御手段)５２によって制御されており、基本的にはアクセルペダルの踏込量に対応してその開度が制御されるものである。また、排気ポートＥＰは、排気ガス浄化触媒５３を介してテールパイプから排気ガスを大気に放出している。
　次に外部ＥＧＲシステムについて説明する。排気ガス浄化触媒５３の下流と電制スロットルバルブ５１の上流とは排気ガス再循環通路(以下、外部ＥＧＲ通路と表記する)５４によって接続されており、この外部ＥＧＲ通路５４の途中には、外部ＥＧＲガスを冷却するＥＧＲクーラー５５と、その下流に配置された外部ＥＧＲガスの流量を制御する外部ＥＧＲ弁５６が設けられている。外部ＥＧＲ弁５６は、電動モータで駆動される電制弁であり、コントローラ５２からの制御信号によって外部ＥＧＲガス流量を調整するものである。
　この外部ＥＧＲ弁５６は、バタフライ弁などが使用され、外部ＥＧＲガスの流量をほぼ「０」まで絞った最小開度位置から、多量の外部ＥＧＲガスを流す大開度位置まで制御できるようになっている。この大開度位置は最大流量が得られる開度位置でも良いが、これに限らず必要とされる要求流量に応じて開度を設定すれば良いものである。更に、外部ＥＧＲ弁５６は、異常や故障が発生すると、駆動信号が遮断されて機械的に最小開度位置に設定されるフェールセーフ機能を備えている。
　また、本実施例では、排気ガス浄化触媒５３の後流で排気圧力及び排気温度がある程度低下した部分から外部ＥＧＲガスを取り出す、いわゆる「ＬＰ－ＥＧＲシステム」（ロープレッシャＥＧＲシステム）であり、外部ＥＧＲガスの温度は低めであるのに加え、外部ＥＧＲ弁５６の上流側にはＥＧＲクーラー５５が設けられているので、外部ＥＧＲガスの温度を低下させて、中負荷領域～高負荷領域における耐ノック性を向上するようにしている。
　更に、この内燃機関には、図１に示すように吸気バルブ４と排気バルブ５の開弁特性を制御する吸気側可変動弁機構と、排気側可変動弁機構とが備えられている。つまり、吸気側には、吸気バルブ４のバルブリフトの中心位相角を制御する「位相角可変機構」である吸気側可変動弁機構（以下、吸気側ＶＴＣ機構と表記する）１Ａが設けられ、また、排気側には、排気バルブ５のバルブリフトの中心位相角を制御する「位相角可変機構」である排気側可変動弁機構（以下、排気側ＶＴＣ機構と表記する）１Ｂが設けられている。
　吸気側ＶＴＣ機構１Ａと排気側ＶＴＣ機構１Ｂは、位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、２Ｂを備えており、油圧によって吸気バルブ４と排気バルブ５の開閉時期を制御する構成となっている。位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、２Ｂへの油圧供給は、コントローラ５２からの制御信号に基づき、図示しない油圧制御部によって制御されている。この位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、２Ｂへの油圧制御によって、リフト特性の中心位相が遅角側、或いは進角側に制御される。
　図２において、排気カム軸１０には気筒あたり２個の排気カム１１が設けられている。この各排気カム１１は、各排気バルブ５を開閉するものである。また、排気カム軸１０の一端には、スプロケット機構１３と、これに固定された排気側ＶＴＣ機構１Ｂが取り付けられており、排気カム軸１０をスプロケット機構１３に対して相対回転（位相変換）させて排気カム１１の相対回転位置を制御している。
　スプロケット機構１３は、タイミングスプロケット１５を備えており、図示しないタイミングベルトによってクランク軸によって回転されている。また、排気側ＶＴＣ機構１Ｂは、ハウジング１６と、このハウジング１６の両端に固定されたフロントカバー１７とリアカバー１８によって形成された空間に油圧で駆動されるベーンが内蔵されている。タイミングスプロケット１５とリアカバー１８は、相互に固定されており、またベーンは、排気カム軸１０に固定されている。
　したがって、油圧によってベーンの回転位置を調整することによって、排気カム軸１０がこれに対応して排気バルブの開閉位相を調整するようになっている。尚、ハウジング１６内の油圧は排気電磁切換弁２９によって制御され、排気電磁切換弁２９はコントローラ５２によって駆動されている。
　同様に、吸気カム軸２０には気筒あたり２個の吸気カム２１が設けられている。この吸気カム２１は、吸気バルブ４を開閉するものである。また、吸気カム軸２０の一端には、スプロケット機構２３と、これに固定された吸気側ＶＴＣ機構１Ａが取り付けられており、吸気カム軸２０をスプロケット機構２３に対して相対回転（位相変換）させて吸気カム２１の相対回転位置を制御している。
　スプロケット機構２３は、タイミングスプロケット２５を備えており、図示しないタイミングベルトによってクランク軸によって回転されている。また、吸気側ＶＴＣ機構１Ａは、ハウジング２６と、このハウジング２６の両端に固定されたフロントカバー２７とリアカバー２８によって形成された空間に油圧で駆動されるベーンが内蔵されている。タイミングスプロケット２５とリアカバー２８は相互に固定されており、またベーンは吸気カム軸２０に固定されている。
　したがって、油圧によってベーンの回転位置を調整することによって、吸気カム軸２０がこれに対応して吸気バルブの開閉位相を調整するようになっている。尚、ハウジング２６内の油圧は吸気電磁切換弁３０によって制御され、吸気電磁切換弁３０はコントローラ５２によって駆動されている。
　ここで、本実施形態の吸気側ＶＴＣ機構１Ａにおいては、油圧ポンプからの油圧供給がある場合、及び制御信号が遮断されて油圧供給がない場合の両方において、デフォルト位置である「最遅角位置」付近に制御される構成となっている。ここでデフォルト位置とは、機械的に安定する位置のことである。位相制御用油圧アクチュエータ２Ａにおいては、ベーンを最遅角側に付勢するバイアススプリングが用いられており、ベーンに作動油圧が作用しなかった場合には、この「最遅角位置」付近に安定するようになっている。そして、この位相の状態で回転数が低下すると、油圧が低下していき、「最遅角位置」付近の位相でピンロックするようになっている。
　そして、この「最遅角位置」が、後述する低負荷領域で設定される吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯｌ)となる。
　また、排気側ＶＴＣ機構１Ｂにおいては、油圧ポンプからの油圧供給がある場合、及び制御信号が遮断されて油圧供給がない場合の両方において、デフォルト位置である「最進角位置」付近に制御される構成となっている。位相制御用油圧アクチュエータ２Ｂにおいては、ベーンを進角側に付勢するバイアススプリングが用いられており、ベーンに作動油圧が作用しなかった場合には、この「最進角位置」付近に安定するようになっている。そして、この位相の状態で回転数が低下すると、油圧が低下していき、「最進角位置」付近の位相でピンロックするようになっている。
　そして、この「最進角位置」が、後述する低負荷領域で設定される排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣｌ)となる。
　図１に戻って、コントローラ(＝制御手段)５２は、現在の内燃機関の回転数Ｎｅ(ｒｐｍ)をクランク角から検出するクランク角センサからの出力信号、エアーフローメータからの吸入空気量(負荷)の出力信号、その他、アクセル開度センサ、車速センサ、ギア位置センサ、機関本体の温度を検出する機関冷却水温センサ３１、更には大気湿度センサからの出力信号などの各種情報信号から現在の機関状態を検出している。
　そして、コントローラ５２は、少なくとも吸気側ＶＴＣ機構１Ａに対して吸気ＶＴＣ制御信号を出力し、排気側ＶＴＣ機構１Ｂに対して排気ＶＴＣ制御信号を出力し、更に外部ＥＧＲ弁５６に対して外部ＥＧＲガス制御信号を出力するものである。
　ところで、外部ＥＧＲシステムを作動させている状態下で負荷が低下していくと、上述した外部ＥＧＲガスによる冷却効果によって混合気の燃焼が不安定になったり、吸気配管の形状によって気筒内に取り込まれる外部ＥＧＲガス流量が気筒間でばらついたりして燃焼が不安定なり、逆に燃費性能が悪化するという課題を生じる。
　本実施形態では、このような課題に対して、内燃機関が低負荷領域においては、外部ＥＧＲシステムによる外部ＥＧＲガスの流量を少なくすると共に、排気側可変動弁機構によって、排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を排気上死点(ＴＤＣ)の前の所定位置まで進角し、且つ吸気側可変動弁機構によって、吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を排気上死点(ＴＤＣ)後の所定位置まで遅角するものである。これによって、混合気の燃焼の不安定化を招く外部ＥＧＲガスの再導入を遮断して、燃焼ガスの気筒内閉じ込めによる内部ＥＧＲを実行することによって混合気の燃焼を安定させることができるようになる。
　次に、本実施形態のバルブタイミング特性とＥＧＲ特性について、図３Ａ～図３Ｃ、及び図４、図５を用いて説明する。図３Ａは所定の低負荷領域でのバルブタイミング特性を示し、図３Ｂは所定の中負荷領域及び所定の高負荷領域でのバルブタイミング特性を示し、図３Ｃは所定の最大負荷領域でのバルブタイミング特性を示している。また、これに併せて、図４は夫々の負荷領域におけるバルブオーバーラップの状態と、外部ＥＧＲ弁５６の開度特性(＝外部ＥＧＲガス流量)を示している。また、図５の下段は、夫々の負荷領域におけるＥＧＲ率を、内部ＥＧＲと外部ＥＧＲの配分も含めて示している。また、図５の上段は、筒内ガス温度、例えば、吸気下死点のおける筒内ガス温度を示している。
　≪低負荷領域≫図３Ａに示す通り、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)を排気上死点(ＴＤＣ)後の所定角度(ＩＴ)だけ遅角して、開時期(ＩＶＯｌ)とし、排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣ)を排気上死点(ＴＤＣ)前の所定角度(ＥＴ)だけ進角して、閉時期(ＥＶＣｌ)としている。尚、排気上死点(ＴＤＣ)は、次行程の吸入上死点(ＴＤＣ)と同義である。
　また、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)の遅角に伴い、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)も、吸気下死点(ＢＤＣ)と圧縮上死点(ＴＤＣ)の中間位置付近の閉時期(ＩＶＣｌ)に向けて遅角側に移行されている。更に、排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣ)の進角に伴い、排気バルブ５の開時期(ＥＶＯ)も、膨張下死点(ＢＤＣ)から大きく進角側に移行されている。
　この結果、低負荷領域においては、排気バルブの閉時期(ＥＶＣｌ)と吸気バルブの開時期(ＩＶＯｌ)の間には、所定角度(ＩＴ)と所定角度(ＥＴ)を足し合わせた「ＩＴ＋ＥＴ」の角度からなる大きな「負のバルブオーバーラップ区間」(以下、ＮＶＯ区間と表記する)が設定されることになる。これによって、排気行程の末期から吸気行程の初期にかけて、高温の燃焼ガス（内部ＥＧＲガス）が筒内に封じ込められ、且つピストンで加圧されることになる。
　ここで、所定角度(ＩＴ)と所定角度(ＥＴ)は略同じ角度に設定されている。尚、略同じ角度とは、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａの組立後の機構的な誤差や設計上の公差等を含む概念であり、必ずしも完全に同じ角度を意味するものではない。
　したがって、低負荷領域において、ＮＶＯ区間を形成することで排気行程の末期から吸気行程の初期にかけて、高温の燃焼ガス（内部ＥＧＲガス）を筒内に封じ込め、しかもピストンで加圧することによる「封じ込め内部ＥＧＲ」により、排気上死点(ＴＤＣ)で残留している筒内ガスの温度をさらに上昇させることができる。これによって、筒内に残留している内部ＥＧＲガスが充分に加熱され、不安定な燃焼が生じやすい低負荷域での燃焼を改善でき、燃費性能を向上することができるようになる。
　図５には、負荷状態の変化に対する気筒内のＥＧＲ率と、気筒内のガス温度（例えば吸気下死点での温度）を示している。上述の説明にある通り、低負荷領域(アイドル～負荷Ｌの領域)においては、ＮＶＯ区間の形成によって「封じ込め内部ＥＧＲ」が可能となり、高温の燃焼ガス（内部ＥＧＲガス）を筒内に封じ込め、しかもピストンで加圧することで、気筒内のＥＧＲ率（Ｒi～Ｒｌ）が例えば２０％程度に維持でき、しかもガス温度を高く維持できることが理解される。
　ここで、吸気バルブ４と排気バルブ５とが同時に開く通常の「正のバルブオーバーラップ区間」(以下、ＰＶＯ区間と表記する)による内部ＥＧＲを考えてみると、吸気系に一度掃き出したＥＧＲガス(既燃排気ガス）を再吸入するので、その過程で温度の低い吸気系によりＥＧＲガス温度が下がってしまうことに加え、吸気系のボリューム内でのＥＧＲガスの混合が不均一になりやすい。このため、各気筒に吸気バルブ４を介して再導入されるＥＧＲガスの流量に気筒間ばらつきが発生して、全体としてみると混合気の燃焼が不安定となっていた。
　これに対して、本実施形態ではＮＶＯ区間を形成して「封じ込め内部ＥＧＲ」を実行するので、上記再吸入によるＥＧＲガス温度低下がなく高温に維持される。さらに、封じ込み内部ＥＧＲなので、内部ＥＧＲ率はバルブタイミング（ＥＶＣｌ、ＩＶＯｌ）で決まるので、吸気系に起因するＥＧＲガス量の気筒間ばらつきは原理的に発生しない。すなわち、ＰＶＯ区間による内部ＥＧＲで生じていたＥＧＲガス量の気筒間ばらつきを原理的回避することができ、燃焼の安定化や機関回転の安定化を実現でき、燃費性能を向上することができる。
　ここで、図４に示す通り、外部ＥＧＲ弁５６は最小開度(θｓｍｌ)、ここでは、ほぼ全閉の状態に制御されているので、外部ＥＧＲシステムによる低い温度の外部ＥＧＲガスは、例えば所定の少量の流量以下しか再導入されないか、或いは望ましくは再導入されないので、上述した「封じ込め内部ＥＧＲ」の効果を充分に得ることができる。
　また、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)の遅角に伴い、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)も、吸気下死点(ＢＤＣ)と圧縮上死点(ＴＤＣ)の中間位置付近の閉時期(ＩＶＣｌ)に遅角されているので、アトキンソンサイクル効果によっても燃費性能を更に向上することができる。
　尚、大きなＮＶＯ区間を形成したことや、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)を吸気下死点(ＢＤＣ)と圧縮上死点(ＴＤＣ)の中間位置付近まで遅角したことによる副作用として、気筒内に取り込まれる空気量(＝混合気量)が低下することで、膨張行程において、気筒内の圧力が膨張下死点(ＢＤＣ)に至る前に大気圧以下まで低下(負圧が発生)し、これによってピストンの下降動作に制動作用（膨張行程のポンプ損失）が働き燃費性能がその分だけ悪化してしまう恐れもある。
　このような副作用に対して、本実施形態では排気バルブ５の開時期(ＥＶＯｌ)を進角側に設定しているので、気筒内の圧力が負圧になる前に排気バルブ５が開かれる。このため、上述した制動作用を抑制でき、これによって燃費性能の悪化を低減することができる。
　ここで、本実施形態では、図３Ａに示すように、吸気バルブ４の遅角側への所定角度(ＩＴ)と排気バルブ５の進角側への所定角度(ＥＴ)が、ほぼ同じ角度になるように設定されている。これによれば、ＮＶＯ区間に発生するポンプ損失を低減できるようになる。その理由について図６Ａ～図６Ｃに示すＰＶ線図を用いて説明する。
　図６Ａは、図３Ａに示すバルブタイミング特性のＰＶ線図を示し、図６Ｂは、比較対象としての参考例１(ＥＴ≒０＜ＩＴ)でのＰＶ線図を示し、図６Ｃは、同じく比較対象としての参考例２(ＥＴ＞ＩＴ≒０)でのＰＶ線図を示している。
　図６Ｂの参考例１においては、排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣｌエ)は排気上死点(ＴＤＣ)に設定している。そして、排気上死点(ＴＤＣ)からピストンが下がっていく過程で、吸気バルブの開時期(ＩＶＯｌ)までの区間(ＩＴ)は筒内負圧が発達する。そして、この筒内負圧はピストンの下降動作を抑制するように作用するので、ＰＶ線図に示すように吸入初期のポンプ損失（下向き三角領域）が発生する。
　また、図６Ｃの参考例２においては、吸気バルブ５の開時期(ＩＶＯｌエ)は排気上死点(ＴＤＣ)に設定している。そして、排気上死点(ＴＤＣ)前の排気バルブが閉じる閉時期(ＥＶＣｌ)から排気上死点(ＴＤＣ)に向けてピストンが上昇していく過程で、排気上死点(ＴＤＣ)までの区間(ＥＴ)は気筒内に正圧が発達する。そして、この気筒内の正圧はピストンの上昇動作を抑制するように作用する。ここで、排気上死点(ＴＤＣ)を越えると吸気バルブが開くので、この筒内の正圧ガスは吸気側に逆流してしまい、ピストンの下降動作を助長するためのエネルギとして回収することができない。その結果、ＰＶ線図に示すように、排気行程の末期のポンプ損失(上向き三角領域)が発生する。
　このように、参考例１、２ともポンプ損失が大きくなるので低負荷での燃費性能の悪化を生じるようになるものである。
　これに対して、本実施形態においては、図６ＡのＰＶ線図に示すように、吸気行程の初期のポンプ損失、及び排気行程の末期のポンプ損失とも抑制することができる。
　つまり、排気バルブの閉時期(ＥＶＣｌ)が排気上死点(ＴＤＣ)前であり、排気バルブの閉時期(ＥＶＣｌ)から排気上死点(ＴＤＣ)にかけて、高温燃焼ガス（高温ＥＧＲガス）が所定角度(ＥＴ)分だけ圧縮されて、その時点ではピストンの上昇動作を抑止しようと作用する。
　一方、吸気バルブの開時期(ＩＶＯｌ)が排気上死点(ＴＤＣ)から同じ角度で、所定角度(ＩＴ)分だけ遅れているので、排気上死点(ＴＤＣ)を越えてピストンが下降動作に移ると、先に圧縮された高温燃焼ガスの圧力が開放されてピストンの下降動作を助長するエネルギとして回収されるようになる。その結果、図６Ａに示すように、三角形の面積の発生が抑制され、排気上死点(ＴＤＣ)前後のポンプ損失が抑制されるのである。
　したがって、所定角度(ＥＴ)＝所定角度(ＩＴ)の関係が最も好ましく、図６ＡのＰＶ線図に示すように、排気行程の末期のポンプ損失と吸気行程の初期のポンプ損失の両方を除去できるようになる。このように、図６Ａに示す本実施形態の低負荷状態でのバルブタイミング特性は、排気上死点(ＴＤＣ)前後のポンプ損失を抑制するという観点でも、更に燃費性能を向上できるものである。
　再び図４に戻って、以上は低負荷状態の説明であるが、内燃機関の停止状態から、クランキング、アイドル、及び低負荷Ｌに至るまでは、吸気バルブ４と排気バルブ５のバルブタイミング特性は同一の特性とされている。したがって、内燃機関の停止状態から低負荷Ｌに至るまでは、停止状態でのＮＶＯ区間(ＮＶＯｓ)、クランキングでのＮＶＯ区間(ＮＶＯｃ)、アイドルでのＮＶＯ区間(ＮＶＯｉ)、及び低負荷ＬでのＮＶＯ区間(ＮＶＯｌ)と、同一のＮＶＯ区間が形成されるものである。
　またこれに併せて、内燃機関の停止状態から低負荷Ｌに至るまでは、停止状態での排気バルブの開閉時期(ＥＶＯｓ)、(ＥＶＣｓ)及び吸気バルブの開閉時期(ＩＶＯｓ)、(ＩＶＣｓ)、クランキングでの排気バルブの開閉時期(ＥＶＯｃ)、(ＥＶＣｃ)及び吸気バルブの開閉時期(ＩＶＯｃ)、(ＩＶＣｃ)、アイドルでの排気バルブの開閉時期(ＥＶＯｉ)、(ＥＶＣｉ)及び吸気バルブの開閉時期(ＩＶＯｉ)、(ＩＶＣｉ)、及び低負荷Ｌでの排気バルブの開閉時期(ＥＶＯｌ)、(ＥＶＣｌ)及び吸気バルブの開閉時期(ＩＶＯｌ)、(ＩＶＣｌ)も同一に設定されている。
　同様に、外部ＥＧＲ弁５６の開度は、停止状態での開度(θｓ)、クランキングでの開度(θｃ)、アイドルでの開度(θｉ)、及び低負荷Ｌでの開度(θｌ)と、同一の最小開度(θｓｍｌ)とされ、外部ＥＧＲシステムによる低い温度の外部ＥＧＲガスは再導入されないようになっている。
　このように、吸気バルブ４と排気バルブ５のバルブタイミング特性、及び外部ＥＧＲ弁５６の開度特性を、内燃機関の停止状態から低負荷Ｌに至るまで同一とすることで、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及び外部ＥＧＲ弁５６の制御を簡素化することができる。更に、本実施例では、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、外部ＥＧＲ弁５６の電気制御系が故障した際には各デフォルト位置で安定することになり、フェールセーフ制御も簡素化されるようになる。
　≪遷移負荷領域(Ａ)≫負荷状態が変化して、負荷Ｌ(低負荷領域）を超え、しかも負荷Ｍ(中負荷領域)を超えない遷移負荷領域の場合は、検出された負荷に対応して、外部ＥＧＲ弁５６の開度が開度(θｌ)～開度(θｍ)の範囲に設定され、また負荷が増大するにつれて外部ＥＧＲガス流量が増大するように設定されている。同様にＮＶＯ区間も検出された負荷に対応して、ＮＶＯ区間(ＮＶＯｌ)～「０」ＶＯ時期の範囲に設定され、更に負荷が増大するにつれてＮＶＯ区間が「０」ＶＯ時期に向かって減少するように設定されている。尚、「０」ＶＯ時期が「ゼロバルブオーバーラップ」を指し、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)と排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣ)が同じであることを意味している。これについては、後述する。
　したがって、低負荷領域から中負荷領域に向かって負荷が増大していく際に、気筒内のガス温度が外部ＥＧＲガスにより急激に低下するのを抑えて、気筒内のガス温度を緩やかに低下させていくので、過渡性能を含めて燃焼状態を安定化することができる。
　ここで、外部ＥＧＲの場合は、外部ＥＧＲ通路５４から外部ＥＧＲ弁５６を介してＥＧＲガスが吸気系に戻されるため、吸気系容積内におけるＥＧＲガスの混合の不均一が、過渡時に特に顕著となる。このため、各気筒においては吸気バルブ４を経由して気筒内に導入されるＥＧＲガス流量の気筒間ばらつきが発生し易く、過渡性能が不安定になりがちである。
　そこで、本実施形態では、負荷が増大するにつれてＮＶＯ区間が減少するもののある程度維持されるように設定しているので、上述した「封じ込め内部ＥＧＲ」による燃焼ガス(内部ＥＧＲガス)もある程度残留しており、この残留している燃焼ガスは吸気系に戻されないので、ＥＧＲガス流量の気筒間ばらつきがその分抑制されるようになる。
　このように、遷移負荷領域(Ａ)においては、低負荷領域での封じ込め内部ＥＧＲの状態から外部ＥＧＲの状態に緩やかに遷移できるので、気筒内のガス温度が緩やかに低下し、且つ過渡的な気筒間のＥＧＲガス流量のばらつきを抑制できるので、低負荷領域から中負荷に至る過程で生じやすい、過渡性能の不安定化を抑制できるようになる。また、図５の筒内ＥＧＲ率（Ｒｉ～Ｒｍ）は、「封じ込め内部ＥＧＲ」分と「外部ＥＧＲ」分の和を示すが、この値は２０％程度に同等に維持されており、その面から中負荷領域に負荷増加移行する際の過渡性能を安定化できる。
　一方、逆に、中負荷領域からに低負荷領域に負荷低減移行する際に、温度が低い外部ＥＧＲガスを次第に減少させて、高温の封じ込めＥＧＲガスの量を次第に増加させる。このため、不安定な燃焼が起こりがちな低負荷領域に至った時点で、気筒内のガス温度(筒内ＥＧＲガスの平均温度)が既に高まっているので、不安定な燃焼を抑制できるようになる。
　≪中／高負荷領域≫図３Ｂに示す通り、低負荷領域と比較して、中負荷から所定の高負荷までの中／高負荷領域では、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)を排気上死点(ＴＤＣ)まで進角側に移行させて開時期(ＩＶＯｍ)とし、排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣ)を排気上死点(ＴＤＣ)まで遅角して、閉時期(ＥＶＣｍ)としている。また、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)の進角に伴い、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)も、吸気下死点(ＢＤＣ)と圧縮上死点(ＴＤＣ)の中間位置付近から吸気下死点(ＢＤＣ)に向けて閉時期(ＩＶＣｍ)まで進角側に移行されている。更に、排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣ)の遅角に伴い、排気バルブ５の開時期(ＥＶＯ)も、吸気下死点(ＢＤＣ)側に向けて開時期(ＥＶＯｍ)まで遅角側に移行されている。
　この結果、中／高負荷領域においては、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｍ）と吸気バルブの開時期（ＩＶＯｍ）は、排気上死点(ＴＤＣ)付近に互いに近接して設定されることで、ＮＶＯ区間、及びＰＶＯ区間が殆ど存在しない、ゼロバルブオーバーラップバルブタイミング(以下、「０」ＶＯバルブタイミングと表記する)を形成する。
　このように、中／高負荷領域においては「０」ＶＯｍバルブタイミング～「０」ＶＯｈバルブタイミングが形成されるので、ＮＶＯ区間に起因する高温の燃焼ガスによる「封じ込め内部ＥＧＲ」は殆ど機能しなくなる。また、ＰＶＯ区間も殆ど形成されていないので、ＰＶＯ区間に起因する通常の内部ＥＧＲも殆ど機能しなくなる。
　尚、ＰＶＯ区間に起因する内部ＥＧＲは「再導入内部ＥＧＲ」というべきもので、ＰＶＯ区間に燃焼ガスが吸気系に戻された後に冷やされて、その後再び筒内に導入されるものである。しかしながら、吸気系に戻された燃焼ガスは温度が低いものの外部ＥＧＲガスよりは温度が高いので、ＰＶＯ区間に起因する内部ＥＧＲであっても、負荷増加とともに異常燃焼を誘引する恐れがある。異常燃焼を避けるためには点火時期を遅角すれば良いが、燃焼効率が低下して燃費性能を悪化させるという新たな課題が生じる。
　これに対して、本実施形態ではＮＶＯ区間に起因する「封じ込め内部ＥＧＲ」とＰＶＯ区間に起因する「再導入内部ＥＧＲ」の両方が機能しにくいので、両内部ＥＧＲによる気筒内の温度上昇が抑制され、異常燃焼を抑制できるものである。
　更に、図４にある通り負荷Ｍから負荷Ｈまでの中／高負荷領域では外部ＥＧＲ弁５６が最大開度(θｌｒｇ)に大きく開かれるので、所定の多量の外部ＥＧＲガスが気筒内に導入されるようになる。外部ＥＧＲガスは、両内部ＥＧＲガスより温度が低く、更にＥＧＲクーラー５５によって更に温度が低下されている。このため、外部ＥＧＲガスが導入された気筒内のガス温度は低くなり、ＥＧＲガスに基づく低温燃焼効果と相俟ってノッキングのような異常燃焼が発生し難くなる。このため、点火時期を進角させることができるので燃焼効率を高めることができ、中／高負荷領域での燃費性能を向上することができる。
　また、図５にある通り、中/高負荷領域(負荷Ｍ～負荷Ｈの領域)においては、「０」ＶＯｍバルブタイミング～「０」ＶＯｈバルブタイミングの形成によって、ＮＶＯ区間による「封じ込め内部ＥＧＲ」やＰＶＯ区間による「再導入内部ＥＧＲ」の両方が殆ど機能しなくなり、これに代えて低温の外部ＥＧＲガスを再導入しているので、図５に示すようにガス温度もＴｍ～Ｔｈと低くできることが理解される。
　このように、負荷Ｍから負荷Ｈまでは外部ＥＧＲガスによってガス温度を低く抑えることができるので、ノッキングのような異常燃焼を避けながら点火時期を進角することができる。これによって、燃焼効率を高めることができ、中／高負荷領域での燃費性能を向上することができる。なお、ここで、負荷Ｍから負荷Ｈにかけて、ＮＶＯ区間による「封じ込め内部ＥＧＲ」は機能しなくなるものの、図５に示すように、Ｒｍエ～Ｒｈエに示される「封じ込め内部ＥＧＲガス分」が僅かであるが残っている。これは、排気（吸気）上死点においてピストン冠面と燃焼室上壁との間の容積分は燃焼ガスが残り、次の吸気行程において、それが「封じ込め内部ＥＧＲガス分」として残るためである。また、吸気バルブ４と排気バルブ５のバルブタイミング特性、及び外部ＥＧＲ弁５６の開度特性を、負荷Ｍから負荷Ｈに至るまで同一とすることで、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及び外部ＥＧＲ弁５６の制御を簡素化することができるのに加え、負荷Ｍから負荷Ｈに至るまで、トータルの筒内ＥＧＲ率をＲｍ～Ｒｈと同レベルに維持できているので、負荷がＭ～Ｈの間で急変した場合であっても、過渡性能を安定化できるのである　≪遷移負荷領域(Ｂ)及び最大負荷≫図３Ｃに示す通り、中／高負荷領域と比較して負荷がさらに大きい最大負荷ＭＡＸでは、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)を排気上死点(ＴＤＣ)より前に大きく進角側に移行させて開時期(ＩＶＯｍａｘ)とし、排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣ)を排気上死点(ＴＤＣ)より後に遅角側に移行されて閉時期(ＥＶＣｍａｘ)としている。
　また、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)の進角に伴い、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)も、吸気下死点(ＢＤＣ)付近まで進角して閉時期(ＩＶＣｍａｘ)まで移行されている。更に、排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣ)の遅角に伴い、排気バルブ５の開時期(ＥＶＯ)も、膨張下死点(ＢＤＣ)付近まで遅角して開時期(ＥＶＯｍａｘ)まで移行されている。
　この結果、中／高負荷領域の所定の高負荷Ｈから最大負荷ＭＡＸまでの遷移負荷領域においては、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｍａｘ）と吸気バルブの開時期（ＩＶＯｍａｘ）によって「０」ＶＯｈバルブタイミングに対して大きなＰＶＯ区間が形成されることになる。この場合、図４に示すように所定の高負荷Ｈから負荷ＭＡＸまでの負荷に対応して、ＰＶＯ区間の角度がしだいに大きくなる方向に調整されることになる。また、図４、図５にある通り、外部ＥＧＲ弁５６の開度も、これに対応して開度(θｈ)～開度(θｍａｘ≒最小開度相当)の範囲で制御され、最大負荷ＭＡＸで外部ＥＧＲガス流量はほぼ「０」となる。
　上述したようなバルブタイミング特性によれば、最大負荷ＭＡＸに向けて機関トルクを充分に高めることが可能となる。すなわち、排気バルブ５の開時期(ＥＶＯ)が吸気下死点(ＢＤＣ)付近まで遅角されたので、排気脈動の負圧波が排気バルブに到来するタイミングが、ＰＶＯ区間の近くまで遅れるようになる。
　このため、負圧波によって開状態の排気バルブ５を介して筒内の高温燃焼ガスを吸い出し、そこに冷たい新気が開状態の吸気バルブ４を介して筒内に導入される、という掃気効果が得られる。これによって、最大負荷ＭＡＸでの吸気充填効率が高まるだけでなく、筒内を新気により冷却するので、耐ノッキング性も一層向上して機関トルクの絶対値を高めることができるようになる。すなわち、前述の「排気（吸気）上死点においてピストン冠面と燃焼室上壁との間の容積」に残った高温燃焼ガスをも吸い出され、もって、耐ノッキング性を著しく向上できるのである。
　更に、ここで、ＰＶＯ区間の中心が排気上死点(ＴＤＣ)より進角しているので、排気脈動の負圧波がＰＶＯ区間と同期しやすくなり、掃気効果を大きくすることができる。つまり、排気脈動の負圧波が排気バルブ５に到来するタイミングを、ＰＶＯ区間の中心に近づけることができる。
　ここで、図５で示すように遷移負荷領域(Ｂ)、特に最大負荷ＭＡＸで筒内ＥＧＲ率がほぼ「０」まで低下できているのは、排気上死点(ＴＤＣ)におけるピストン冠面と燃焼室表面との間の燃焼ガスは、次の吸気行程で封じ込め内部ＥＧＲとして筒内に取り込まれるが、この燃焼ガスも上述の掃気効果により排気ポ－ト側に吸い出されるからである。
　そして、そこに上述したように温度が低い新気ガスが導入され、その新気ガスは外部ＥＧＲガスより更に低温であるので、図５に示すように筒内ガス温度Ｔｍａｘはさらに新気温度並まで低下して、耐ノック性を高めることができる。また、この新気ガスの導入は充填効率が高くなることを意味しており、機関トルクも併せて高めることができる。なお、ここで、筒内ガス温度Ｔｍａｘにおける添え字ｍａｘについても、最大温度という意味ではなく、最大負荷における温度という意味である。
　また、図４に示すように最大負荷ＭＡＸでは、外部ＥＧＲ弁５６の開度をほぼ「０」に設定すると共に、最大のＰＶＯｍａｘに設定している。そして、負荷Ｈから最大負荷ＭＡＸに至る間で、外部ＥＧＲ弁５６の開度や、ＰＶＯ区間を緩やかに変化させることにより、過渡的な状態変化を避けることができる。更に、図４の破線で示すように、最大負荷ＭＡＸより少し低い負荷Ｐの時点で、外部ＥＧＲ弁５６の開度をほぼ「０」に設定すると共に、最大のＰＶＯｍａｘに設定することもできる。これによれば、外気温の変化などで最大負荷が変化した(ばらついた）場合でも、上述の効果が得られるようにできる。
　次に、上述した本実施形態になるバルブタイミング特性を実行するための制御フローについて説明する。尚、この制御フローはコントローラ５２によって実行されるものである。図７には、内燃機関を停止する停止移行時に、排気側ＶＴＣ機構１Ｂと吸気側ＶＴＣ機構１Ａを負のバルブオーバーラップ（ＮＶＯｓ）区間となるデフォルト位置に機械的に安定させる制御フローを示している。
　≪ステップＳ１０≫まず、ステップＳ１０においては、内燃機関を停止する機関停止情報や、内燃機関の運転条件情報を読み込む。内燃機機関を停止する機関停止情報としては、代表的にはキーオフ信号があり、また、内燃機関の運転条件情報を示す信号としては数多くあるが、本実施形態では、内燃機関の回転数情報、吸気量情報、水温情報、要求負荷情報(アクセル開度)等があり、更に吸気側ＶＴＣ機構１Ａや排気側ＶＴＣ機構１Ｂの実位置情報等がある。このステップＳ１０で各種情報を読み込むとステップＳ１１に移行する。
　≪ステップＳ１１≫ステップＳ１１においては、機関停止移行条件かどうかを判断する。この判断は、例えば、キーオフ信号を監視しておけばよく、キーオフ信号が入力されないとリターンに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。一方、キーオフ信号が入力されると、機関停止移行条件と判断してステップＳ１２に移行する。
　≪ステップＳ１２≫ステップＳ１２においては、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂにデフォルト位置に移行するように、変換制御信号を吸気側ＶＴＣ機構１Ａの吸気電磁切換弁３０、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂの排気電磁切換弁２９に出力する。つまり、次回の始動に対応するために、図３Ａの低負荷領域(＝始動状態)のバルブタイミング特性になるように油圧を制御するものである。
　したがって、排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)は、図３Ａの低負荷領域の排気バルブの閉時期(ＥＶＣｓ)に設定され、また、吸気バルブ開時期(ＩＶＯ)は、吸気バルブの開時期(ＩＶＯｓ)に設定されるものである。これによって、図４にある通り、負のバルブオーバーラップであるＮＶＯｓ区間が設定されることになる。変換制御信号を排気側ＶＴＣ機構１Ｂの排気電磁切換弁２９、及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａの吸気電磁切換弁３０に出力すると、ステップＳ１３に移行する。
　≪ステップＳ１３≫ステップ１３においては、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂの実位置情報から、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａがデフォルト位置に移行したか、つまり、排気バルブの閉時期(ＥＶＣｓ)に設定され、また、吸気バルブの開時期（ＩＶＯｓ）に設定されたかどうかが判断される。そして、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｓ）、及び吸気バルブの開時期（ＩＶＯｓ）に設定されていないと判断されると再びステップＳ１２に戻り、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｓ）、及び吸気バルブの開時期（ＩＶＯｓ）に設定されたと判断されるとステップＳ１４に移行する。
　≪ステップＳ１４≫ステップＳ１４においては、内燃機関を停止するため燃料噴射弁や点火装置への出力制御信号を停止する。これによって内燃機関の回転数Ｎｅが低下していき、これに伴って油圧ポンプの作動油の油圧が低下することになる。内燃機関が停止されると、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａは、以下の動作をその機構に基づいて実行する。この動作は、フローチャートでいう制御ステップではないが、便宜上制御ステップとして説明する。
　≪ステップＳ１５～ステップＳ１７≫内燃機関の回転数Ｎｅの低下に伴い、油圧ポンプからの作動油の吐出圧も下がるので、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａのベーン内に保持されていた締結ピンは、リタ－ンスプリングによりリアカバー方向に移動する。一方、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａの進角室、遅角室には作動油が充満されており、回転数Ｎｅが下がってもベーン位置はそのまま維持されている。
　そして、リタ－ンスプリングによって締結ピンが、リアカバー方向に更に移動して締結穴に締結することで、ベーンはハウジング（リアカバー）に固定され、排気バルブの閉時期(ＥＶＣｓ)、及び吸気バルブの開時期(ＩＶＯｓ)のデフォルト位置に最終的に設定される。ここで、締結ピンの先端はテ－パ形状に形成されており、ベーンの位相が多少ずれていても締結ピンを締結穴に係合させることができる。そして内燃機関は回転数Ｎｅ＝０となって機関停止となるものである。
　このようにして、内燃機関を停止する停止移行時に、排気側ＶＴＣ機構１Ｂと吸気側ＶＴＣ機構１Ａを、負のバルブオーバーラップであるＮＶＯｓ区間が得られる、排気バルブの閉時期(ＥＶＣｓ)と吸気バルブの開時期(ＩＶＯｓ)のデフォルト位置に機械的に安定させることができるようになるものである。
　次に、この状態から内燃機関の運転を再開する場合の制御フローを図８Ａ、及び図８Ｂに基づき説明する。この制御フローもコントローラ５２によって実行されるものである。尚、内燃機関の停止状態から低負荷Ｌに至るまでは、排気バルブの開閉時期(ＥＶＯ)、(ＥＶＣ)及び吸気バルブの開閉時期(ＩＶＯ)、(ＩＶＣ)は同一に設定されているので、フローチャートでは夫々の運転状態に合わせてその表記を行なっている。例えば、クランキングでは、排気バルブの開閉時期を(ＥＶＯｃ)、(ＥＶＣｃ)とし、吸気バルブの開閉時期を(ＩＶＯｃ)、(ＩＶＣｃ)としている。
　≪ステップＳ２０≫まず、ステップＳ２０においては、内燃機関を始動する機関始動情報や、内燃機関の運転条件情報を読み込む。内燃機機関を始動する機関始動情報としては、代表的にはキーオン信号、或いはスタータ起動信号があり、また、内燃機関の運転条件情報を示す信号としては数多くあるが、本実施形態では、内燃機関の回転数情報、吸気量情報、水温情報、要求負荷情報(アクセル開度)等があり、更に排気側ＶＴＣ機構１Ｂや吸気側ＶＴＣ機構１Ａの実位置情報等がある。このステップＳ２０で各種情報を読み込むとステップＳ２１に移行する。
　≪ステップＳ２１≫ステップＳ２１においては、機関始動条件かどうかを判断する。この判断は、例えば、スタータ起動信号を監視しておけばよく、スタータ起動信号が入力されないとリターンに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。一方、スタータ起動信号が入力されると、機関始動条件と判断してステップＳ２２に移行する。
　≪ステップＳ２２≫ステップＳ２２においては、スタータ起動信号を受けてスタータモータによる内燃機関のクランキングを開始する。そして、クランキングが開始されるや否やステップＳ２３に移行する。
　≪ステップＳ２３≫ステップＳ２３においては、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａにデフォルト位置に移行するように、排気バルブの閉時期(ＥＶＣｃ)、吸気バルブの開時期(ＩＶＯｃ)の変換制御信号を排気側ＶＴＣ機構１Ｂの排気電磁切換弁２９、及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａの吸気電磁切換弁３０に出力する。
　これは、油圧ポンプの作動油の油圧が上昇した時に、何らかの原因で締結ピンが締結穴から抜けて締結状態が解除されても、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａのベーンをデフォルト位置に維持しておくための制御である。これによって、ＮＶＯ区間としてＮＶＯｃ区間が形成されるものである。尚、図４にある通り、停止状態でのＮＶＯ区間(ＮＶＯｓ)、クランキングでのＮＶＯ区間(ＮＶＯｃ)、アイドルでのＮＶＯ区間(ＮＶＯｉ)、及び低負荷ＬでのＮＶＯ区間(ＮＶＯｌ)は、同一のＮＶＯ区間に形成されているものである。
　そして、変換制御信号を排気側ＶＴＣ機構１Ｂの排気電磁切換弁２９、及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａの吸気電磁切換弁３０に出力すると、ステップＳ２４に移行する。
　≪ステップＳ２４≫ステップ２４においては、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａの実位置情報から、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａがデフォルト位置に移行したか、つまり、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）に設定され、また、吸気バルブの開時期(ＩＶＯｃ)に設定されたかどうかが判断される。そして、排気バルブの閉時期(ＥＶＣｃ)、及び吸気バルブの開時期(ＩＶＯｃ)に設定されていないと判断されると、再びステップＳ２３に戻り、排気バルブの閉時期(ＥＶＣｃ)、及び吸気バルブの開時期(ＩＶＯｃ)に設定されたと判断されるとステップＳ２５に移行する。
　≪ステップＳ２５≫ステップＳ２５においては、スタータモータの回転に合せて内燃機関を始動するため燃料噴射弁や点火装置へ出力制御信号を供給する。これによって内燃機関の回転数Ｎｅが増加していき、これに伴って油圧ポンプの作動油の油圧が上昇することになる。燃料噴射弁や点火装置へ出力制御信号を供給するとステップＳ２６に移行する。
　≪ステップＳ２６≫ステップＳ２６においては、内燃機関の機関温度（冷却水温度）を検出して所定温度Ｔ０を超えたかどうかを判断する。所定温度Ｔ０を超えていなければ冷機状態と判断してリターンに抜けて次の起動タイミングを待つ、或いは別の制御フローを実行することになる。一方、所定温度Ｔ０を超えていれば冷機状態から暖機完了したと判断して、再度運転条件情報を読み込むと共にステップＳ２７に移行する。尚、ステップ２７より以降は図８Ｂに示している。
　≪ステップＳ２７、ステップＳ２８、ステップＳ２９≫ステップＳ２７においては、スロットルバルブの開度、或いはアクセルペダルの開度から現在の負荷状態を検出し、現在の負荷が図４に示す負荷Ｌ以下の低負荷領域かどうかを判断する。低負荷領域と判断されると、ステップＳ２８に移行して、外部ＥＧＲ弁５６の開度を最小開度(θｓｍｌ)に変換制御する。
　更に、ステップＳ２９に移行して、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａを駆動して、低負荷領域の排気バルブの閉時期(ＥＶＣｌ)、及び吸気バルブの開時期(ＩＶＯｌ)に制御して負のバルブオーバーラップであるＮＶＯｌ区間を形成するものである。
　ステップＳ２９の処理を完了すると、リターンに抜けて次のコントローラ起動タイミングを待つことになる。一方、ステップＳ２７で低負荷領域ではないと判断されるとステップＳ３０に移行する。
　≪ステップＳ３０、ステップＳ３１、ステップＳ３２≫ステップＳ３０においては、スロットルバルブの開度、或いはアクセルペダルの開度から現在の負荷状態を検出し、現在の負荷が図４に示す負荷Ｌ～負荷Ｍの範囲の遷移負荷領域(Ａ)かどうかを判断する。遷移負荷領域(Ａ)と判断されると、ステップＳ３１に移行して、外部ＥＧＲ弁５６の開度を検出された負荷に対応して、開度(θｌ)～(θｍ)の範囲で変換制御する。
　更に、ステップＳ３２に移行して、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａによって、検出された負荷に対応して排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)、及び吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を制御する。この場合は、負荷が増大するにしたがってＮＶＯ区間が小さくなる方向に制御されるようになる。
　ステップＳ３２の処理を完了すると、リターンに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。一方、ステップＳ３０で遷移負荷領域(Ａ)ではないと判断されるとステップＳ３３に移行する。
　≪ステップＳ３３、ステップＳ３４、ステップＳ３５≫ステップＳ３３においては、スロットルバルブの開度、或いはアクセルペダルの開度から現在の負荷状態を検出し、現在の負荷が図４に示す負荷Ｍ～Ｈの中／高負荷領域かどうかを判断する。中／高負荷領域と判断されると、ステップＳ３４に移行して、外部ＥＧＲ弁５６の開度を最大開度(θｌｒｇ)に変換制御する。
　更に、ステップＳ３５に移行して、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａを駆動して、中／高負荷領域の排気バルブの閉時期(ＥＶＣｍ)、及び吸気バルブの開時期(ＩＶＯｍ)に制御して、ゼロバルブオーバーラップである「０」ＶＯ時期を形成するものである。
　ステップＳ３５の処理を完了すると、リターンに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。一方、ステップＳ３３で中／高負荷領域ではないと判断されるとステップＳ３６に移行する。
　≪ステップＳ３６、ステップＳ３７、ステップＳ３８≫ステップＳ３６においては、スロットルバルブの開度、或いはアクセルペダルの開度から現在の負荷状態を検出し、現在の負荷が図４に示す負荷Ｈ～負荷ＭＡＸの範囲の遷移負荷領域(Ｂ)かどうかを判断する。遷移負荷領域(Ｂ)と判断されると、ステップＳ３７に移行して、外部ＥＧＲ弁５６の開度を検出された負荷に対応して、開度θｈ～θｍａｘ(≒最小開度に相当)で変換制御する。
　更に、ステップＳ３８に移行して、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及び吸気側ＶＴＣ機構１Ａによって、検出された負荷に対応して排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)、及び吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を制御する。この場合は、負荷が増大するにしたがって「０」ＶＯバルブタイミングからＰＶＯ区間が大きくなる方向に制御されるようになる。
　ステップＳ３８の処理を完了すると、リターンに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。一方、ステップＳ３６で遷移負荷領域(Ｂ)ではないと判断されるとリターンに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。
　以上の通り、本実施形態によれば、内燃機関が低負荷領域においては、外部ＥＧＲシステムによる外部ＥＧＲガスの流量を少なくすると共に、排気側可変動弁機構によって、排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を排気上死点(ＴＤＣ)前まで進角し、且つ吸気側可変動弁機構によって、吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を排気上死点(ＴＤＣ)後の所定位置まで遅角する構成とした。
　この構成によれば、低負荷領域において、排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)と吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)が重ならない「負のバルブオーバーラップ区間」が形成されるので、排気行程末期から吸気行程初期にかけて高温の燃焼ガス(高温の内部ＥＧＲガス）を燃焼室内に封じ込め、且つピストンでこの燃焼ガスを加圧することによって昇温することができる。これによって、低負荷領域での気筒間のばらつきによる燃焼の不安定化や、或いは外部ＥＧＲガスによる燃焼不安定化を抑制することができる。
　次に、本発明の第２の実施形態について、図９Ａ～図９Ｃを用いて説明する。第１の実施形態では、排気バルブと吸気バルブの作動角（開弁期間）が一定で、バルブリフトが不変の吸気側ＶＴＣ機構１Ａと排気側ＶＴＣ機構１Ｂを使用した。これに対して、第２の実施形態では、吸気側に作動角と開閉時期を連続的に調整することが可能なバルブリフト可変動弁機構(以下、吸気側ＶＥＬ機構と表記する)をさらに点で異なっている。このＶＥＬ機構は、特開２０１２－０３６８６４号公報などに記載されているので、詳細の構造や作動の説明は、ここでは割愛する。
　図９Ａは冷気始動時のバルブタイミング特性を示しており、吸気側ＶＥＬ機構の制御によって吸気バルブ４の作動角が縮小された状態を示している。この場合、排気バルブの開時期(ＥＶＯｃ)と閉時期(ＥＶＣｃ)は図３Ａと同じである。
　一方、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯｃ)は図３Ａと同じにして、吸気側ＶＥＬ機構によって吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)を、吸気下死点(ＢＤＣ)付近の閉時期(ＩＶＣｃエ)に設定するために作動角を縮小している。これにより、冷機始動時における新気充填効率を高め、しかも機関摩擦力の大きな冷機始動時における燃焼トルクを高めて、耐ストール性を向上させることができる。尚、この冷機始動時には燃焼を悪化させる外部ＥＧＲガスの流量をほぼ「０」にして、燃焼を安定化させている。
　図９Ｂは暖機が完了した後のアイドリング時（低負荷時）のバルブタイミング特性を示しており、この場合は吸気側ＶＥＬ機構によって、吸気バルブ４の作動角が拡大されて図３Ａに示すのと同じ作動角に変更されている。したがって、図９Ａと図９Ｂを比較するとわかるように、「ＩＶＯｃ＝ＩＶＯｌ」、「ＥＶＯｃ＝ＥＶＯｌ」、「ＥＶＣｃ＝ＥＶＣｌ」となり、吸気バルブの閉時期(ＩＶＣ)だけが閉時期(ＩＶＣｃエ)から閉時期(ＩＶＣｌ)に変更されているものである。この場合は図３Ａと同等のバルブタイミングなのでこれ以上の説明は省略する。
　図９Ｃは中／高負荷領域のバルブタイミング特性を示しており、吸気側ＶＥＬ機構の制御によって吸気バルブ４の作動角が更に拡大された状態を示している。この場合、排気バルブの開時期(ＥＶＯｍ)と閉時期(ＥＶＣｍ)は図３Ｂと同じである。
　一方、吸気バルブの開時期(ＩＶＯｍ)は図３Ｂと同じにして、吸気側ＶＥＬ機構によって閉時期(ＩＶＣ)を、吸気下死点(ＢＤＣ)と圧縮上死点(ＴＤＣ)の中間位置付近の閉時期(ＩＶＣｍエ)に設定するために作動角を大きく拡大している。
　したがって、中／高負荷領域においても、吸気弁閉時期遅延による、いわゆるアトキンソンサイクル効果でポンプ損失を低減でき、燃費性能を向上できるだけでなく、有効圧縮比を下げることができる。このため、外部ＥＧＲガスによる耐ノック性の向上に加え、吸気バルブの閉時期(ＩＶＣ)を下死点(ＢＤＣ)と上死点の中間位置付近の閉時期(ＩＶＣｍエ)まで遅角したことによる、有効圧縮比の低減による耐ノック性の向上効果も加わって更に耐ノック性を向上できるので、点火時期を進角することができて燃費性能を一層向上することができる。
　以上説明した実施形態では、油圧式の位相可変機構（吸/排気ＶＴＣ）を示したが、油圧に限らず電動の位相可変機構を使用することも可能である。また、外部ＥＧＲ弁バタフライ弁を示したが、ポペット弁のようなものでも良く、また、ＥＧＲクーラーを併設した外部ＥＧＲシステムを示したが、ＥＧＲクーラーは設けなくても良いものである。
　更に、外部ＥＧＲシステムとしては、排気ガス浄化触媒の下流からＥＧＲガスを分流する、いわゆるＬＰ－ＥＧＲシステム(ロープレッシャＥＧＲシステム)の例を示したが、排気ガス浄化触媒の上流からターボチャージャの上流にＥＧＲガスを導入するＨＰ－ＥＧＲシステム（ハイプレッシャＥＧＲシステム）でも良いものである。また、タ－ボチャージャを搭載した内燃機関にも適用可能である。
　以上述べた通り、本発明は、少なくとも、外部ＥＧＲシステムと、吸気バルブの開閉時期の位相を制御する吸気側可変動弁機構、及び排気バルブの開閉時期の位相を制御する排気側可変動弁機構を備え、内燃機関が低負荷領域においては、外部ＥＧＲシステムによる外部ＥＧＲガスの流量を少なくすると共に、排気側可変動弁機構によって、排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を排気上死点(ＴＤＣ)前まで進角し、且つ吸気側可変動弁機構によって、吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を排気上死点(ＴＤＣ)後の所定位置まで遅角することを特徴としている。
　これによれば、低負荷領域において、排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)と吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)が重ならない「負のバルブオーバーラップ区間」が形成されるので、排気行程末期から吸気行程初期にかけて高温の燃焼ガス(高温の内部ＥＧＲガス）を燃焼室内に封じ込め、且つピストンでこの燃焼ガスを加圧することによって昇温することができる。これによって、低負荷領域において、低温外部ＥＧＲガスによる燃焼不安定化を抑制することができ、また外部ＥＧＲによる気筒間のＥＧＲ量分配ばらつきによる燃焼の不安定化を抑制できる。
　尚、本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施形態は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施形態の構成の一部を他の実施形態の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施形態の構成に他の実施形態の構成を加えることも可能である。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。
　例えば、排気側にＶＥＬ機構を追加・併設することも可能である。こうすれば、冷機時のバルブタイミングを、図９Ａに対して、排気弁作動角を排気側ＶＥＬ機構により拡大して、同じ排気弁閉時期で排気弁開時期はさらに進角することができ、排気ガス温度を高めて、触媒を活性化させて排気エミッション低減効果も得ることができる。
　あるいは、特開２００２－２７６４４６号公報に示すような、機械圧縮比可変機構ＶＣＲを併設することも可能である。これによれば、暖機後低負荷時の図９Ｂにおいて、ＶＣＲにより機械圧縮比を高め、つまり圧縮上死点温度を高めて、さらに燃焼を改善して燃費をさらに向上することも可能となる。

Claims (13)

  1. 　少なくとも、内燃機関の吸気バルブの開閉時期を制御する吸気側可変動弁機構と、前記内燃機関の排気バルブの開閉時期を制御する排気側可変動弁機構と、排気ガス再循環通路に設けられた外部ＥＧＲ弁を介して排気ガスを吸気系に再導入する外部ＥＧＲシステムと、前記吸気側可変動弁機構、前記排気側可変動弁機構、及び前記外部ＥＧＲ弁を制御する制御手段を備え、
    　低負荷領域においては、
    　前記外部ＥＧＲ弁は、再導入される排気ガスを所定の流量以下に設定し、
    　前記吸気側可変動弁機構は、吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を、排気上死点よりも所定角度だけ遅角側の開時期(ＩＶＯ)に設定し、
    　前記排気側可変動弁機構は、排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を、排気上死点よりも所定角度だけ進角側の閉時期(ＥＶＣ)に設定し、
    　前記吸気側可変動弁機構と前記排気側可変動弁機構によって、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)とが重ならない、負のバルブオーバーラップ区間を形成することを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  2. 　請求項1に記載の内燃機関の可変動作システムにおいて、
    　前記低負荷領域より負荷が大きい中負荷領域においては、
    　前記外部ＥＧＲ弁は、再導入される排気ガスを前記所定の流量より多く設定し、
    　前記吸気側可変動弁機構は、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を、排気上死点付近の開時期(ＩＶＯ)に設定し、
    　前記排気側可変動弁機構は、前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を、排気上死点付近の閉時期(ＥＶＣ)に設定し、
    　前記吸気側可変動弁機構と前記排気側可変動弁機構によって、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)とを排気上死点付近で近接させることを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  3. 　請求項２に記載の内燃機関の可変動作システムにおいて、
    　前記低負荷領域から前記中負荷領域に移行する遷移負荷領域においては、
    　前記外部ＥＧＲ弁は、再導入される排気ガスの流量を負荷の増加に対応して増大するように設定し、
    　前記吸気側可変動弁機構及び前記排気側可変動弁機構は、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)とが排気上死点で近接する方向に前記負のバルブオーバーラップ区間を負荷の増加に対応して縮小させていくことを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  4. 　請求項２に記載の内燃機関の可変動作システムにおいて、
    　前記外部ＥＧＲ弁は、制御信号が遮断されると機械的に最小開度に設定され、
    　前記吸気側可変動弁機構及び前記排気側可変動弁機構は、制御信号が遮断されると、前記負のバルブオーバーラップ区間を形成するように、前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を排気上死点の前に設定し、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を排気上死点の後に設定することを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  5. 　請求項２に記載の内燃機関の可変動作システムにおいて、
    　前記中負荷領域から所定の高負荷領域においては、
    　前記外部ＥＧＲ弁は、再導入される排気ガスを前記所定の流量より多い流量に維持し、
    　前記吸気側可変動弁機構は、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を、排気上死点付近の開時期(ＩＶＯ)に維持し、
    　前記排気側可変動弁機構は、前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を、排気上死点付近の閉時期(ＥＶＣ)に維持して、
    　前記吸気側可変動弁機構と前記排気側可変動弁機構によって、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)とを近接させた状態を維持することを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  6. 　請求項２又は請求項５に記載の内燃機関の可変動作システムにおいて、
    　前記吸気側可変動弁機構及び前記排気側可変動弁機構は、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)とを排気上死点付近で近接させた状態として、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)が排気上死点で一致するゼロバルブオーバーラップの状態に制御することを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  7. 　請求項２に記載の内燃機関の可変動作システムにおいて、
    　前記所定の高負荷領域より負荷が大きい負荷領域においては、
    　前記外部ＥＧＲ弁は、再導入される排気ガスの流量を負荷の増加に対応して減少するように設定し、
    　前記吸気側可変動弁機構は、負荷の増加に対応して前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を排気上死点より前の開時期(ＩＶＯ)に設定し、
    　前記排気側可変動弁機構は、負荷の増加に対応して前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を排気上死点より後の開時期(ＥＶＣ)に設定し、
    　前記吸気側可変動弁機構と前記排気側可変動弁機構によって、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)とが重なる、正のバルブオーバーラップ区間を形成すると共に、前記正のバルブオーバーラップ区間を負荷の増加に対応して拡大させていくことを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  8. 　少なくとも、内燃機関の吸気バルブの開閉時期を調整する吸気側可変動弁機構と、前記内燃機関の排気バルブの開閉時期を調整する排気側可変動弁機構と、排気ガス再循環通路に設けられ吸気系に再導入する排気ガスの流量を制御する外部ＥＧＲ弁とを制御する制御手段を備えた内燃機関の可変動作システムの制御装置において、
    　前記制御手段は、低負荷領域においては、
    　再導入される排気ガスを所定の流量以下に設定するように前記外部ＥＧＲ弁を制御する第１のＥＧＲ制御機能と、
    　吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を、排気上死点よりも所定角度だけ遅角側の開時期(ＩＶＯ)に設定するように前記吸気側可変動弁機構を制御する第１のバルブ制御機能と、
    　排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を、排気上死点よりも所定角度だけ進角側の閉時期(ＥＶＣ)に設定するように前記排気側可変動弁機構を制御する第２のバルブ制御機能と、を有し、
    　前記第１のバルブ制御機能と前記第２のバルブ制御機能を実行することによって、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)とが重ならない、負のバルブオーバーラップ区間を形成することを特徴とする内燃機関の可変動作システムの制御装置。
  9. 　請求項８に記載の内燃機関の可変動作システムの制御装置において、
    　前記制御手段は、前記低負荷領域より負荷が大きい中負荷領域においては、
    　再導入される排気ガスを前記所定の流量よりも多い流量に設定するように前記外部ＥＧＲ弁を制御する第２のＥＧＲ制御機能と、
    　前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を、排気上死点付近の開時期(ＩＶＯ)に設定するように前記吸気側可変動弁機構を制御する第３のバルブ制御機能と、
    　前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を、排気上死点付近の閉時期(ＥＶＣ)に設定するように前記排気側可変動弁機構を制御する第４のバルブ制御機能と、を有し、
    　前記第３のバルブ制御機能と前記第４のバルブ制御機能を実行することによって、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)とを排気上死点付近で近接させることを特徴とする内燃機関の可変動作システムの制御装置。
  10. 　請求項９に記載の内燃機関の可変動作システムの制御装置において、
    　前記制御手段は、前記低負荷領域から前記中負荷領域に移行する遷移負荷領域においては、
    　再導入される排気ガスの流量を負荷の増加に対応して増大するように前記外部ＥＧＲ弁を制御する第３のＥＧＲ制御機能と、
    　前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を、負荷の増加に対応して進角側に制御する第５のバルブ制御機能と、
    　前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を、負荷の増加に対応して遅角側に制御する第６のバルブ制御機能と、を有し、
    　前記第５のバルブ制御機能と前記第６のバルブ制御機能を実行することによって、排気上死点で前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)とが近接する方向に前記負のバルブオーバーラップ区間を負荷の増加に対応して縮小させることを特徴とする内燃機関の可変動作システムの制御装置。
  11. 　請求項９に記載の内燃機関の可変動作システムの制御装置において、
    　前記制御手段は、前記中負荷領域から所定の高負荷領域においては、
    　再導入される排気ガスを前記所定の流量より多い流量に維持するように前記外部ＥＧＲ弁を制御する第４のＥＧＲ制御機能と、
    　前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を、排気上死点付近の開時期(ＩＶＯ)に維持するように前記吸気側可変動弁機構を制御する第７のバルブ制御機能と、
    　前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を、排気上死点付近の閉時期(ＥＶＣ)に維持するように前記排気側可変動弁機構を制御する第８のバルブ制御機能と、を有し、
    　前記第７のバルブ制御機能と前記第８のバルブ制御機能を実行することによって、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)とを近接させた状態を維持することを特徴とする内燃機関の可変動作システムの制御装置。
  12. 　請求項１１に記載の内燃機関の可変動作システムの制御装置において、
    　前記第７のバルブ制御機能と前記第８のバルブ制御機能は、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)とを近接させた状態として、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)が排気上死点で一致するゼロバルブオーバーラップの状態に制御することを特徴とする内燃機関の可変動作システムの制御装置。
  13. 　請求項９に記載の内燃機関の可変動作システムの制御装置において、
    　前記制御手段は、前記所定の高負荷領域より負荷が大きい負荷領域においては、
    　再導入される排気ガスの流量を負荷の増加に対応して減少するように前記外部ＥＧＲ弁を制御する第５のＥＧＲ制御機能と、
    　負荷の増加に対応して、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を排気上死点より前の開時期(ＩＶＯ)に設定するように前記吸気側可変動弁機構を制御する第９のバルブ制御機能と、
    　負荷の増加に対応して、前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を排気上死点より後の閉時期(ＥＶＣ)に設定するように前記排気側可変動弁機構を制御する第１０のバルブ制御機能と、を有し、
    　前記第９のバルブ制御機能と前記第１０のバルブ制御機能を実行することによって、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)と前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)とが重なる、正のバルブオーバーラップ区間を形成すると共に、前記正のバルブオーバーラップ区間を負荷の増加に対応して拡大することを特徴とする内燃機関の可変動作システムの制御装置。
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