火花点火式内燃機関
【課題】有段変速機の変速動作中及び変速完了後におけるドライバビリティの悪化を抑制することができる内燃機関を提供する。
【解決手段】火花点火式内燃機関は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構Ａと、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構Ｂと、スロットル開度を変更可能なスロットル弁１７とを具備する。機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2が設定され、これらの組合せを示す動作点は侵入禁止領域内に侵入せずに要求吸入空気量に応じた動作点へ移動するように制御される。内燃機関に連結された有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比が、要求吸入空気量に応じて設定される通常目標機械圧縮比よりも低い値であって、目標機械圧縮比、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度の組合せを示す目標動作点が侵入禁止領域外となるような値とされる。
【解決手段】火花点火式内燃機関は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構Ａと、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構Ｂと、スロットル開度を変更可能なスロットル弁１７とを具備する。機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2が設定され、これらの組合せを示す動作点は侵入禁止領域内に侵入せずに要求吸入空気量に応じた動作点へ移動するように制御される。内燃機関に連結された有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比が、要求吸入空気量に応じて設定される通常目標機械圧縮比よりも低い値であって、目標機械圧縮比、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度の組合せを示す目標動作点が侵入禁止領域外となるような値とされる。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、火花点火式内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、機関負荷にかかわらず実圧縮比をほぼ一定に維持するようにした火花点火式内燃機関が公知である（例えば、特許文献１を参照）。特に、特許文献１に記載の火花点火式内燃機関では、内燃機関の運転中において、機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比を増大させると共に吸気弁の閉弁時期を吸気上死点に向けて遅角させることで、実圧縮比を一定に維持している。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００７−３０３４２３
【特許文献２】特開２００５−１４７１０４
【特許文献３】特開２００４−１７６６８７
【特許文献４】特開２００５−１７１８７１
【特許文献５】特開２００５−００２９３１
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル弁を用いて機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を制御する場合、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度とでは変化させることのできる速度が異なる。一般的には、機械圧縮比を変化させる場合の方が吸気弁閉弁時期を変化させるよりも時間を要し、吸気弁閉弁時期を変化させる場合の方がスロットル開度を変化させるよりも時間を要する。
【０００５】
一方、内燃機関に有段変速機を設けた場合、その変速動作中には内燃機関の出力トルクを一時的に低下させることが必要になる。このため、有段変速機の変速動作中には一時的に機関負荷が低い状態となり、その結果、上記内燃機関では上述したように機械圧縮比を増大させると共に吸気弁の閉弁時期を吸気上死点に向けて遅角させることになる。
【０００６】
ところが、上述したように機械圧縮比の変化速度は遅い。このため、有段変速機の変速動作中に、機関負荷に対応した機械圧縮比まで到達しない可能性がある。また、通常、機械圧縮比は変速完了後には再び変速完了後の機関負荷に対応した機械圧縮比にまで低下せしめられることになるが、このときにも機械圧縮比の変化速度が遅いことにより変速完了後の機関負荷に対応した機械圧縮比に到達するのに時間がかかる場合がある。その結果、有段変速機の変速動作中及び変速完了後におけるドライバビリティの悪化を招く。
【０００７】
一方、上述したように、機械圧縮比の変化速度が遅いことから、有段変速機の変速動作中に機械圧縮比を変更しないようにすることも考えられる。しかしこの場合でも、スロットル開度を低下させ且つ吸気弁閉弁時期を遅角させて吸入空気量を減少させることが必要になるが、このように吸入空気量が減少したときに機械圧縮比が低いと、燃焼室内における圧縮端圧力が低くなり、燃焼悪化や失火の発生に伴うドライバビリティの悪化が生じる可能性がある。
【０００８】
そこで、上記課題に鑑みて、本発明の目的は、有段変速機の変速動作中及び変速完了後におけるドライバビリティの悪化を抑制することができる火花点火式内燃機関を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
上記課題を解決するために、第１の発明では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、スロットル開度を変更可能なスロットル弁とを具備し、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域が設定され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度はこれらの組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入することなく要求吸入空気量に応じて設定された通常目標機械圧縮比、通常目標吸気弁閉弁時期及び通常目標スロットル開度へと移動するように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル弁が制御される火花点火式内燃機関において、当該火花点火式内燃機関に連結された有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比が、上記要求吸入空気量に応じて設定される通常目標機械圧縮比よりも低い値であって、目標機械圧縮比、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度の組合せを示す目標動作点が侵入禁止領域外となるような値とされる。
【００１０】
第２の発明では、第１の発明において、上記有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比は、変速前の機械圧縮比以上とされる。
【００１１】
第３の発明では、第２の発明において、上記有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比は、変速前の機械圧縮比以上であって目標動作点が予め設定された侵入禁止領域外となるような圧縮比のうち最も低い圧縮比とされる。
【００１２】
第４の発明では、第１〜第３のいずれか一つの発明において、上記有段変速機における変速動作中にも、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度は、それぞれ上記要求吸入空気量に応じて設定される通常目標吸気弁閉弁時期及び通常目標スロットル開度とされる。
【００１３】
第５の発明では、第４の発明において、上記侵入禁止領域は、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点が侵入すると異常燃焼又はトルク変動が発生する領域である。
【００１４】
第６の発明では、第４の発明において、上記侵入禁止領域は、上記有段変速機における変速動作中に点火遅角が行われた場合に、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点が侵入すると異常燃焼又はトルク変動が発生する領域である。
【発明の効果】
【００１５】
本発明によれば、有段変速機の変速動作中及び変速完了後におけるドライバビリティの悪化を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１６】
【図１】火花点火式内燃機関の全体図である。
【図２】可変圧縮比機構の分解斜視図である。
【図３】図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
【図４】可変バルブタイミング機構を示す図である。
【図５】吸気弁及び排気弁のリフト量を示す図である。
【図６】機械圧縮比、実圧縮比及び膨張比を説明するための図である。
【図７】理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
【図８】通常のサイクル及び超高膨張比サイクルを説明するための図である。
【図９】機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
【図１０】吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とを示す図である。
【図１１】スロットル開度と吸入空気量との関係を示す図である。
【図１２】図１０を上から見た図である。
【図１３】図１０における両側面を示す図である。
【図１４】要求吸入空気量が増大した場合の目標動作点と動作点とを示す図である。
【図１５】要求吸入空気量が増大した場合の目標動作点と動作点とを示す図である。
【図１６】要求吸入空気量が増大した場合の機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。
【図１７】要求吸入空気量が減少した場合の目標動作点と動作点とを示す図である。
【図１８】要求吸入空気量が減少した場合の目標動作点と動作点とを示す図である。
【図１９】要求吸入空気量が減少した場合の目標動作点と動作点とを示す図である。
【図２０】要求吸入空気量が減少した場合の目標動作点と動作点とを示す図である。
【図２１】各動作点における要求吸入空気量、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す、図１０と同様な図である。
【図２２】或る同一吸入空気量平面を示す図である。
【図２３】変速機における変速動作中の機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の制御の流れを示すフローチャートである。
【図２４】要求吸入空気量、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す図２１と同様な図である。
【図２５】或る同一吸入空気量平面を示す図である。
【図２６】変速動作中の機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の制御の流れを示すフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【００１７】
以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。
【００１８】
図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１にはそれぞれ対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
【００１９】
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エアフロメータ１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。
【００２０】
一方、図１に示した実施形態ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、さらに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に示した実施形態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。
【００２１】
図１に示した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。なお、本実施形態では、現在の機械圧縮比を検出するための機械圧縮比検出装置として相対位置センサ２２が用いられるが、機械圧縮比検出装置としては相対位置センサ２２以外の検出装置を使用することも可能である。
【００２２】
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及び出力ポート３６を具備する。エアフロメータ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及びスロットル開度センサ２４の出力信号はそれぞれ対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量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。さらに入力ポート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を介して点火プラグ６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。
【００２３】
図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内にはそれぞれ断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔ててそれぞれ対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
【００２４】
図２に示したように一対のカムシャフト５４、５５が設けられており、各カムシャフト５４、５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４、５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４、５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示したようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示した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。
【００２５】
図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４、５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において矢印で示したように互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示したように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示した方向に回転させると図３（Ｃ）に示したように偏心軸５７は最も低い位置となる。
【００２６】
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）にはそれぞれの状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。
【００２７】
図３（Ａ）から図３（Ｃ）を比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。すなわち、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、したがって各カムシャフト５４、５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。
【００２８】
図２に示したように各カムシャフト５４、５５をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ螺旋方向が逆向きの一対のウォーム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がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。この実施形態では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。
【００２９】
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と一緒に回転し且つ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁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の両側にはそれぞれ進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
【００３０】
各油圧室７６、７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６、７７にそれぞれ連結された油圧ポート７９、８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３、８４と、各ポート７９、８０、８２、８３、８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示した中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。したがって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。
【００３４】
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。したがって吸気弁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、したがって吸気弁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。
【００３５】
図１及び図４に示した可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、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。
【００３６】
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。
【００３７】
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）に示した例ではこの機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。
【００３８】
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。すなわち、図６（Ｂ）に示したように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。したがって実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示した例では実圧縮比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０となる。
【００３９】
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）に示した例ではこの膨張比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。
【００４０】
次に図７及び図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。
【００４１】
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。すなわち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
【００４２】
図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、すなわち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、すなわち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。したがって通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
【００４３】
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出されたのである。すなわち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
【００４４】
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。したがって膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比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。
【００４５】
このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、したがって実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａ及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。
【００４６】
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）に示した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）に示した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。
【００４７】
一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、したがって機関運転時における熱効率を向上させるためには、すなわち燃費を向上させるには機関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）に示した超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、したがってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。したがって本発明では機関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。
【００４８】
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、実圧縮比及びスロットル弁１７の開度（スロットル開度）の各変化が示されている。なお、図９は、触媒コンバータ２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ、ＣＯ及び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。
【００４９】
さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示した通常のサイクルが実行される。したがって図９に示したようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示したように吸気弁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。
【００５０】
一方、図９において実線で示したように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に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、したが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、したがって燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。
【００５１】
このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。すなわち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。したがってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示した例では燃焼室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。
【００５２】
機関負荷がさらに低くなると機械圧縮比はさらに増大せしめられ、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最大限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が最大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最大限界機械圧縮比に保持される。したがって低負荷側の機関中負荷運転時及び機関低負荷運転時には、すなわ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。
【００５３】
一方、図９に示した実施形態では機関負荷が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。
【００５４】
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に示した実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、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。
【００５５】
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。したがって、図９において実線で示した場合と破線で示した場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施形態では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌ1まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができるが、以下本発明について吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させた場合を例にとって説明する。
【００５６】
ところで前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。したがって本発明では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
【００５７】
次に図１０から図１３を参照しつつ侵入禁止領域と、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期に対する基準動作線について説明する。
【００５８】
図１０は要求されている機関負荷を得るのに必要な吸入空気量、すなわち要求吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とを示している。なお、図１０において要求吸入空気量は原点０から離れるにしたがって増大し、機械圧縮比は原点０から離れるにしたがって増大する。また、図１０において吸気弁閉弁時期は吸気下死点後（ＡＢＤＣ）のクランク角で表されており、したがって吸気弁閉弁時期は原点０から離れるにしたがって遅角される。
【００５９】
一方、図１０においてＱ1、Ｑ2、Ｑ3、Ｑ4、Ｑ5はそれぞれ同一吸入空気量面を表している。また、θmaxはスロットル弁１７が全開しているスロットル全開面を表しており、図１０からわかるようにこのスロットル全開面θmaxは上に凸の湾曲面からなる。このスロットル全開面θmaxの下方の領域では下方にいくほどスロットル開度が小さくなる。
【００６０】
この様子を図１１に示す。図１１の曲面θ1、θ2はそれぞれスロットル開度がθ1、θ2となっているときを示す同一吸気管負圧面であり、図１１からわかるように各吸気管負圧面θ1、θ2は上に凸の湾曲面からなる。また、スロットル開度θmax、θ2、θ1の関係はθmax＞θ2＞θ1となっており、スロットル開度が小さいほど、同一機械圧縮比及び同一吸気弁閉弁時期における吸入空気量が少なくなる。
【００６１】
図１０においてハッチングで示した領域は各同一吸入空気量面Ｑ1、Ｑ2、Ｑ3、Ｑ4、Ｑ5内における侵入禁止領域を示している。一方、図１２は図１０の上からみたところを示しており、図１３（Ａ）は図１０における左側面Ｓ1を矢印方向からみたところを示しており、図１３（Ｂ）は図１０における右側面Ｓ2を矢印方向からみたところを示しており、これら図１２及び図１３（Ａ）、（Ｂ）においてもハッチングで示した領域は侵入禁止領域を示している。
【００６２】
図１０、図１２、図１３（Ａ）、（Ｂ）から侵入禁止領域は３次元的に広がっており、さらにこの侵入禁止領域は高負荷側の領域Ｘ1と低負荷側の領域Ｘ2との２つの領域からなることがわかる。なお、図１０、図１２、図１３（Ａ）、（Ｂ）からわかるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ1は要求吸入空気量が多く、吸気弁閉弁時期が進角側で機械圧縮比が高い側に形成され、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は要求吸入空気量が少なく、吸気弁閉弁時期が遅角側で機械圧縮比が低い側に形成される。
【００６３】
さて、図９は要求吸入空気量に対して最小燃費の得られる、吸気弁閉弁時期と機械圧縮比と実圧縮比とスロットル開度の関係を示しており、これらの関係を満たす線が図１０及び図１２において実線Ｗで示されている。図１０からわかるようにこの線Ｗは同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面θmax上を延びており、同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が少ない側では右側面Ｓ2上を延びている。この同一吸入空気量面Ｑ3は図９の負荷Ｌ1に対応している。
【００６４】
すなわち、図９においてＬ1よりも機関負荷が高い領域では機関負荷が高くなるほど、すなわち要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０のスロットル全開面θmax上における線Ｗで表されている。すなわち、図１０に示したように同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が多い側では要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。
【００６５】
一方、図９においてＬ1よりも機関負荷が低い領域では機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、すなわち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０の右側面Ｓ2上における線Ｗで表されている。すなわち、図１０に示したように同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が少ない側では機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、すなわち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。
【００６６】
本願明細書では、要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とが辿る線を動作線と称しており、特に図１０に示した線Ｗは基準動作線と称されている。なお、前述したようにこの基準動作線は最小燃費の得られる最小燃費動作線を示している。
【００６７】
前述したようにこの基準動作線Ｗ上では実圧縮比が一定とされている。実圧縮比はスロットル弁１７の開度とは無関係であって機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期のみによって定まるので図１０において基準動作線Ｗを通り垂直方向に延びる曲面上では同一実圧縮比となる。この場合、この曲面よりも機械圧縮比の高い側では実圧縮比が高くなり、この曲面よりも機械圧縮比の低い側では実圧縮比が低くなる。すなわち、大雑把に言うと、高負荷側侵入禁止領域Ｘ1は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の高い領域に位置しており、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の低い領域に位置している。
【００６８】
さて、燃費を向上するために実圧縮比を高くするとノッキングが発生し、ノッキングの発生を阻止するために点火時期を遅角させると燃焼が不安定となってトルク変動を生ずる。高負荷側侵入禁止領域Ｘ1はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、したがって機関運転時には機関の運転状態がこのようなトルク変動を生ずる運転領域内に入らないようにする必要がある。一方、吸入空気量が少なく実圧縮比が低くなると燃焼しづらくなり、スロットル弁１７の開度が小さくなって圧縮端圧力が低くなると燃焼が悪化してトルク変動を生ずる。低負荷側侵入禁止領域Ｘ2はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、したがって機関運転時にはこの運転領域にも機関の運転状態が入らないようにする必要がある。
【００６９】
一方、実圧縮比が高くなるほど燃費が向上し、したがってノッキングやトルク変動を生ずることなく最小の燃費が得られる最小燃費動作線は図１０及び図１２においてＷで示したように高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の外部において高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の外縁に沿いつつ延びている。前述したように本発明による実施形態ではこの最小燃費動作線が基準動作線Ｗとされており、基本的には要求吸入空気量に応じて機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの基準動作線Ｗ上を移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル弁１７の開度が制御される。なお、現在の動作点は相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３及びスロットル開度センサ２４により常時検出されている。
【００７０】
次に本発明による機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル弁１７の開度の制御の仕方について基本的な制御の仕方から説明する。この基本的な制御の仕方が図１４から図１６に示されている。
【００７１】
すなわち、図１４は機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せが基準動作線Ｗ上のｍ点における値に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられた場合を示している。ところで本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、この予め定められた時間毎に算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点が順次算出される。この要求吸入空気量を満たす動作点（すなわち、目標機械圧縮比、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度の組合せ。以下、「目標動作点」という）の一例が図１４においてａ1、ａ2、ａ3、ａ4、ａ5、ａ6で示されている。すなわち、この例では要求吸入空気量が増大せしめられた後に最初に検出された要求吸入空気量を満たす目標動作点がａ1であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす目標動作点がａ2であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす目標動作点がａ3である。
【００７２】
目標動作点が変化すると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点は新たな目標動作点に向けて変化する。すなわち、図１４に示した例では現在の動作点は目標動作点がａ1とされるとｍ点からａ1点に向けて変化し、目標動作点がａ2とされると現在の動作点はａ2に向けて変化する。この場合、目標動作点が変化する前に機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度がそれぞれ目標機械圧縮比、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度に到達すれば機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度は何の問題もなく目標動作点の変化に追従して変化する。しかしながら目標動作点が変化する前に機械圧縮比や吸気弁閉弁時期等が目標機械圧縮比や目標吸気弁閉弁時期に到達しない場合には問題を生ずる場合がある。
【００７３】
すなわち、図１４において機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が点ｍにあるときに目標動作点ａ1となったときには機械圧縮比及び吸気弁時期は変化せず、このとき要求吸入空気量を満たすべくスロットル開度が増大せしめられる。アクチュエータ１６によるスロットル開度変化の応答性は極めて早く、したがって目標動作点がａ1になると機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す動作点はｍ点からａ1点にただちに移る。
【００７４】
次いで目標動作点がａ2になると機械圧縮比がわずかばかり低下せしめられ且つ吸気弁閉弁時期がわずかばかり進角されつつスロットル開度が全開にされる。このとき機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期は次の目標動作点ａ3が算出される頃には目標動作点ａ2の近くまで到達する。このとき到達する機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が図１４の上方からみたところを示す図１５において動作点ｂ2で示されている。
【００７５】
目標動作点ａ3が算出されると機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期は動作点ｂ2から目標動作点ａ3に向けて移動を開始する。すなわち、スロットル開度が全開の状態で機械圧縮比は低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は進角せしめられる。ところが可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性及び可変バルブタイミング機構Ｂによる吸気弁７の閉弁時期変化の応答性はそれほど早くなく、特に可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性はかなり遅い。したがって要求吸入空気量の増大速度が速い場合には目標動作点と機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の現在の値を示す動作点とが次第に離れていくことになる。例えば図１５において目標動作点がａ6まで移動したときに機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の現在の値を示す動作点が依然としてｂ2付近に位置するような状態が生ずる。
【００７６】
本発明の実施形態では、吸入空気量が変化したときに機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が現在の動作点から吸入空気量を満たす目標動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期をこの目標動作点に向けて変化させるようにしている。
【００７７】
次にこの本発明を具体化した一実施形態についてスロットル全開面θmaxを示す図１５を参照しつつ説明する。前述したように図１５は目標動作点がａ3になったときに機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂ2である場合を示している。この場合において矢印Ｒ2は機械圧縮比が目標動作点ａ3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表しており、矢印Ｔ2は吸気弁閉弁時期が目標動作点ａ3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表している。また、図１５においてｃ2は現在の動作点ｂ2から吸入空気量を満たす目標動作点ａ3に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を示している。
【００７８】
図１５に示したように要求吸入空気量が増大せしめられ且つ動作点ｂ2及び目標動作点ａ3がスロットル全開面θmax上にあるときにはこの目標動作点ｃ2は基準動作線Ｗ上に、図１５に示した例では最小燃費動作線Ｗ上に位置する。すなわち、図１５に示した例では、スロットル開度が全開に維持されているときには目標動作点は侵入禁止領域Ｘ1の外部であって侵入禁止領域Ｘ1の外縁に沿って延びる最小燃費動作線Ｗ上を移動せしめられる。
【００７９】
また、図１５において目標動作点がａ6であるときに現在の動作点がｂiであったとすると、この場合にも目標動作点は基準動作線Ｗ上の点ｃiとされる。なお、図１５において矢印Ｒiは同様に機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量を表しており、矢印Ｔiは吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量を表している。
【００８０】
このように図１５に示した例では動作点がｂ2であるときに目標動作点ｃ2が算出されると一定時間後に機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す動作点は目標動作点ｃ2に到達する。このとき現在の動作点ｃ2から吸入空気量を満たす目標動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な次の新たな目標動作点が算出され、動作点は一定時間後にこの新たな目標動作点に到達する。この場合、本発明による実施形態では機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度はＰＩＤ（比例積分微分）制御によって目標動作点に到達せしめられる。
【００８１】
このように図１５に示した例では機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す動作点は基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに移動する。すなわち、図１４において機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期がｍ点に維持されているときに吸入空気量が増大せしめられると機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期は図１６において矢印で示されるように基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに変化せしめられる。その結果、吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性を確保することができることになる。
【００８２】
この場合、吸入空気量に対する機関の応答性を更に向上するためには目標動作点ｃ2、ｃiをそれぞれ対応する現在の動作点ｂ2、ｂiからできる限り離すことが好ましい。したがって本発明による実施形態では目標動作点ｃ2、ｃiは対応する現在の動作点ｂ2、ｂiから吸入空気量を満たす目標動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点ｂ2、ｂiから最も離れた動作点とされている。
【００８３】
すなわち、現在の動作点がｂ2の場合には動作点ｂ2からの機械圧縮比の到達限界が目標動作点ｃ2とされ、吸気弁閉弁時期についてはこの目標動作点ｃ2は動作点ｂ2からの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。したがってこのときには機械圧縮比は可能な最大速度でもって低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で進角される。これに対し、現在の動作点がｂiの場合には動作点ｂiからの吸気弁閉弁時期の到達限界が目標動作点ｃiとされ、機械圧縮比についてはこの目標動作点ｃiは動作点ｂiからの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。したがってこのときには吸気弁閉弁時期は可能な最大速度でもって進角され、機械圧縮比は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で減少せしめられる。
【００８４】
次に図１７及び図１８を参照しつつ吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合について説明する。なお、図１８は図１５と同様なスロットル全開面θmaxを示している。
【００８５】
図１８はこの場合における現在の動作点と目標動作点との関係を示している。すなわち、図１８には現在の動作点がｅiであるときの目標動作点がｄiで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲiで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＴiで示されている。さらに図１８には現在の動作点がｅjであるときの目標動作点がｄjで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲjで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＴjで示されている。
【００８６】
この場合には目標動作点ｄiは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので目標動作点ｄiが目標動作点となる。同様に目標動作点ｄjは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので目標動作点ｄjが目標動作点となる。したがってこの場合には動作点は基準動作線Ｗに沿って移動する。すなわち、吸入空気量がゆっくりと減少するときにはスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が徐々に遅角され、実圧縮比が一定となるように機械圧縮比が徐々に増大される。
【００８７】
ところで、上述したように要求吸入空気量がゆっくり減少した場合には、動作点を基準動作線Ｗに沿って移動させることができる。しかしながら、要求吸入空気量が急激に減少した場合には、可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性及び可変バルブタイミング機構Ｂによる吸気弁７の閉弁時期変化の応答性が遅いことから、動作点を基準動作線Ｗに沿って移動させると現在の吸入空気量を要求吸入空気量まで減少させるのに時間がかかってしまう。
【００８８】
したがって、この場合、まず現在の吸入空気量が要求吸入空気量にまで減少するようにスロットル開度を減少させ、その後、動作点が基準動作線Ｗ上の目標動作点に到達するように、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を制御することが考えられる。
【００８９】
例として、図１９及び図２０を参照して、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上のｎ点における値に維持されているときに要求吸入空気量がＱ1にまで急激に減少せしめられた場合について説明する。図１９は図１７と同様な図であり、図２０は、要求吸入空気量がＱ1である同一吸入空気量平面を示している。
【００９０】
この場合、要求吸入空気量Ｑ1を満たす基準動作線Ｗ上の目標動作点はｄ1となる。このため、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期は動作点ｎから動作点ｄ1に向けて移動せしめられる。この場合、まず機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく目標動作点ｄ1に最も近い機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が算出される（すなわち、目標動作点ｅ1に対応する目標機械圧縮比及び目標吸気弁閉弁時期が算出される）。
【００９１】
しかしながら、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を変更するだけでは、一定時間後に吸入空気量Ｑ1を満たすことはできない。このため、一定時間後に吸入空気量Ｑ1を満たすべく、スロットル開度が小さくせしめられる。このときのスロットル開度は、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を上記目標動作点ｅ1に対応する目標機械圧縮比及び目標吸気弁閉弁時期とした場合に吸入空気量が吸入空気量Ｑ1となるような開度とされ、その結果、目標動作点ｅ1は図１９及び図２０に示したように同一吸入空気量平面Ｑ1上の点となる。
【００９２】
その後、動作点が同一吸入空気量平面Ｑ1上を移動せしめられる。すなわち、図２０に示したように、同一吸入空気量平面Ｑ1上において機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量から目標動作点ｄ1に最も近い各目標動作点ｅ2、ｅ3、ｅ4、ｅ5、ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10が順次算出される。この場合、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を最大速度で変化させると目標動作点が侵入禁止領域Ｘ2に侵入してしまうような場合には、目標動作点が侵入禁止領域Ｘ2に侵入しないように、機械圧縮比又は吸気弁閉弁時期の変化量が一定時間後に到達可能な量よりも少ない量とされる。例えば、図２０における目標動作点ｅ4〜ｅ6は、動作点が侵入禁止領域Ｘ2に侵入するのを回避すべく、吸気弁閉弁時期の変化量が一定時間後に到達可能な量よりも少ない量とされている。
【００９３】
ところで、上述したような火花点火式内燃機関の出力軸が有段式自動変速機（図示せず）に連結されている場合、変速機における変速動作中には火花点火式内燃機関の出力トルクを一時的に低下させ、その後変速完了後に出力トルクを再度高めることが必要になる。従って、変速機における変速動作中には、機関負荷（すなわち、要求吸入空気量）が一時的に減少し、その後再び元の機関負荷と同程度まで戻ることになる。
【００９４】
一例を、図２１及び図２２に示す。図２１は、各動作点における要求吸入空気量、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す図１０と同様な図である。また、図２２は要求吸入空気量がＱ1である同一吸入空気量平面を示す図であり、図中、黒丸は同一吸入空気量平面Ｑ1上の点を、白丸は同一吸入空気量平面Ｑ1以外の平面上の点を示している。図２１及び図２２に示した例では、変速機における変速直前の要求吸入空気量がＱ4であり、変速動作中には要求吸入空気量がＱ1まで減少し、変速完了後には要求吸入空気量が再びＱ4まで戻る。
【００９５】
従って、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を上述したように制御しようとした場合、以下のような手順で制御が行われる。なお、以下の説明では、内燃機関の通常運転時に要求吸入空気量に基づいて設定される基準動作線Ｗ上の目標動作点を、通常動作点又は通常目標動作点と称する。
【００９６】
まず、変速開始前においては機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点は、要求吸入空気量Ｑ4を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点ｆ1（機械圧縮比εf1、吸気弁閉弁時期ＩＶＣf1、スロットル開度θf1）にあるとする。変速機における変速が開始されると、要求吸入空気量はＱ1まで減少されるため、目標動作点は要求吸入空気量Ｑ1を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点ｆ2（機械圧縮比εf2、吸気弁閉弁時期ＩＶＣf2、スロットル開度θf2）へと変化する。これに伴って、実際の動作点が目標動作点ｆ2に向けて上述したように変化せしめられる。
【００９７】
ところが、上述したように特に機械圧縮比の変化速度は遅いため、実際の機械圧縮比が通常目標動作点ｆ2に対応する通常目標機械圧縮比εf2に到達する前に、或いは通常目標機械圧縮比εf2に到達した直後に、変速機における変速が完了し、これにより要求吸入空気量が再びＱ4まで戻される。
【００９８】
また、変速機の変速完了に伴って要求吸入空気量が再びＱ4まで戻されると、目標動作点は要求吸入空気量Ｑ4を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点ｆ1へと変化する。これに伴って、実際の動作点が目標動作点ｆ1に向けて変化せしめられることになるが、このときも機械圧縮比の変化速度が遅いため、実際の機械圧縮比が目標動作点ｆ1に対応する目標機械圧縮比εf1に到達するまでには或る程度の時間を要する。
【００９９】
このように、実際の機械圧縮比が目標機械圧縮比εf1に到達するのが遅くなると、変速機の変速完了後に実際の吸入空気量が要求吸入空気量に到達するのが遅くなるため、ドライバビリティの悪化を招くことになる。また、可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比の変更にもエネルギが必要であるため、機械圧縮比の変更に伴う燃費の悪化を招くことになる。
【０１００】
このため、斯かる燃費やドライバビリティの悪化を抑制する方法の一つとして、変速機の変速動作中には吸気弁閉弁時期及びスロットル開度のみを変更し、機械圧縮比は変速前の機械圧縮比をそのまま維持することが提案されている。この場合、例えば、図２１に示した例を参照すると、変速機の変速開始に伴って要求吸入空気量がＱ4からＱ1へと変化した場合、目標動作点はｆ1からｆ2ではなくｆ3へと変化せしめられることになる。ここで、ｆ3は、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度が上述した通常目標動作点ｆ2における目標吸気弁閉弁時期ＩＶＣf2及び目標スロットル開度θf2と同一であり、且つ目標機械圧縮比が上述したｆ1における目標機械圧縮比εf1と同一である動作点である。この場合、目標動作点がｆ1からｆ3に変更されても、機械圧縮比はほとんど変化しないため、実際の動作点を比較的早く目標動作点ｆ3に到達させることができる。
【０１０１】
その後、変速機の変速完了に伴って要求吸入空気量が再びＱ4まで戻されると、目標動作点は要求吸入空気量Ｑ4を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点ｆ1へと変化する。これに伴って、実際の動作点が目標動作点ｆ1に向けて変化せしめられることになるが、このときも機械圧縮比をほとんど変化させる必要がないため、実際の動作点を比較的早く目標動作点ｆ1に到達させることができる。
【０１０２】
このように変速機の変速動作中に目標動作点をｆ3とすることにより、変速機の変速完了後に実際の動作点を迅速に目標動作点ｆ1に到達させることができ、よって吸入空気量を迅速に要求吸入空気量に到達させることができるようになり、その結果、ドライバビリティの悪化を抑制することができる。また、変速機の変速動作中に機械圧縮比はほとんど変更されないため、機械圧縮比の変更に伴う燃費の悪化を抑制することもできる。
【０１０３】
しかしながら、図２１及び図２２に示した例では、動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に位置している。したがって、上述したような制御を行うと、変速機の変速動作中に燃焼の悪化に伴うトルク変動が生じてドライバビリティの悪化を招くだけでなく、場合によっては内燃機関の失火を招くことになる。
【０１０４】
そこで、本発明の実施形態では、変速動作中に上述したような動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入するような場合、変速動作中には、動作点ｆ3を低負荷側侵入禁止領域Ｘ2外へ機械圧縮比増大方向に移動させた動作点ｆ4を目標動作点とするようにしている。すなわち、本発明の実施形態では、上述したような動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入するような場合、変速動作中には、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度はそれぞれ変速動作中の要求吸入空気量Ｑ1を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点ｆ2における通常吸気弁閉弁時期ＩＶＣf2及び通常スロットル開度θf2とされ、目標機械圧縮比は目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度を通常動作点ｆ2における通常吸気弁閉弁時期ＩＶＣf2及び通常スロットル開度θf2としたときに目標動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入しない範囲で最も低い機械圧縮比εf4とされる。
【０１０５】
したがって、本発明によれば、変速機における変速動作中の目標動作点をこのような動作点に設定することで、変速機の変速完了後に動作点を迅速に目標動作点に到達させることができ、且つ変速機の変速動作中及び変速完了後の機械圧縮比の変更が防止され、その結果、ドライバビリティの悪化抑制や燃費の悪化を抑制することができるだけでなく、変速動作中の動作点が低負荷側侵入禁止領域内に侵入するのを防止することによってドライバビリティの悪化や失火を抑制することができる。
【０１０６】
一方、本発明の実施形態では、上述したような動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入しないような場合（すなわち、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度をそれぞれ変速動作中の要求吸入空気量Ｑ1を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点ｆ2における吸気弁閉弁時期ＩＶＣf2及びスロットル開度θf2とし、目標機械圧縮比を変速前の目標動作点ｆ1における機械圧縮比εf1としても目標動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入しないような場合）には、変速機における変速動作中においても目標機械圧縮比は増大されることなくそのままεf1とされる。
【０１０７】
以上をまとめると、上記実施形態では、変速機における変速動作中において上述したような動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入しない場合には、変速動作中の目標動作点はそのままｆ3とされ、一方、変速機における変速動作中において動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入する場合には、変速動作中の目標動作点は動作点ｆ3に対して機械圧縮比が高められたｆ4とされる。
【０１０８】
なお、変速機における変速動作中の目標動作点は、必ずしも上述したような動作点でなくてもよい。例えば、上述した実施形態では、変速動作中の目標動作点における目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度は、変速動作中の要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点における吸気弁閉弁時期及びスロットル開度とされる。しかしながら、要求吸入空気量を達成することができれば、変速動作中の目標動作点における目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度は、必ずしも変速動作中の要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点における吸気弁閉弁時期及びスロットル開度とされなくてもよい。
【０１０９】
また、上述した実施形態では、動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入するような場合、目標機械圧縮比は目標動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入しない範囲で最も低い機械圧縮比εf4とされる。しかしながら、この場合の目標機械圧縮比は、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入せず且つ要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点における機械圧縮比よりも低ければ、必ずしも目標動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入しない範囲で最も低い機械圧縮比εf4でなくてもよい。
【０１１０】
図２３は、変速機における変速動作中の機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の制御の流れを示すフローチャートである。
【０１１１】
図２３に示したように、まずステップＳ１１では、車両状態及び機関運転状態が検出される。車両状態としては、例えば、車速、変速機のシフト等が挙げられ、機関運転状態としては、例えば、機関負荷（アクセルペダル開度）、機関回転数、機関水温等が挙げられる。これら車両状態及び機関運転状態は、負荷センサ４１等に基づいて直接的に計測されてもよいし、検出された他のパラメータの値に基づいて算出されてもよい。
【０１１２】
次いで、ステップＳ１２では、変速要求の有無が判定される。変速要求は、例えば車速、変速機の現在のシフト、機関負荷、機関回転数等に応じて発せられる。例えば、機関回転数が高く、機関負荷が低く且つ車速が速いような場合にはシフトアップするように変速要求が発せられ、逆に機関回転数が低く、機関負荷が高く且つ車速が遅いような場合にはシフトダウンするように変速要求が発せられる。ステップＳ１２において変速要求が発せられていないと判定された場合には変速機の変速を行う必要がなく、よって制御が終了せしめられる。一方、ステップＳ１２において、変速要求が発せられていると判定された場合にはステップＳ１３へと進む。
【０１１３】
ステップＳ１３では、変速動作中の要求吸入空気量が算出される。一般に、変速機における変速動作中は内燃機関と変速機との間の動力の伝達が遮断されるため、変速動作中に内燃機関によって大きなトルクが発生すると、機関回転数の急激な上昇を招くことになる。したがって、変速動作中には出力トルクを低く抑えることが必要であり、これに伴って変速動作中の要求吸入空気量も低いものとされる。
【０１１４】
次いで、ステップＳ１４では、ステップＳ１３で算出された要求吸入空気量に基づいて暫定目標動作点が算出される。この暫定目標動作点は、図２１及び図２２におけるｆ3に対応する動作点であり、具体的には目標機械圧縮比が現在の機械圧縮比（すなわち、変速開始前における機械圧縮比）であり、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度が上記要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点における吸気弁閉弁時期及びスロットル開度である動作点である。
【０１１５】
次いで、ステップ１５では、ステップＳ１４で算出された暫定目標動作点が上述した侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2外の動作点であるか否かが判定される。ステップＳ１５において、暫定目標動作点が侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2外の動作点であると判定された場合には、ステップＳ１６へと進む。ステップＳ１６では、変速機における変速動作中の最終的な目標動作点が、上述した暫定目標動作点と同一の動作点とされる。次いで、ステップＳ１７では、実際の動作点がステップＳ１６において算出された最終的な目標動作点に到達するように、可変バルブタイミング機構Ｂ及びスロットル弁１７が制御される。なお、この場合、機械圧縮比は変更されないため、可変圧縮比機構Ａはそのままの状態で維持される。
【０１１６】
次いで、ステップＳ１８では、変速機における変速動作が完了したか否かが判定される。変速機における変速動作が完了していないと判定された場合には、ステップＳ１８が繰り返される。すなわち、実際の動作点がステップＳ１６で算出された最終的な目標動作点に維持されたままとなる。その後、変速機における変速動作が完了すると、ステップＳ１９へと進む。ステップＳ１９では、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の制御が通常の制御（すなわち、図１０〜図２０を参照して説明した制御）に戻される。
【０１１７】
一方、ステップＳ１５において、暫定目標動作点が侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内の動作点であると判定された場合には、ステップＳ２０へと進む。ステップＳ２０では、侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2から出るように暫定目標動作点を機械圧縮比の増大方向に変更させた動作点を最終的な目標動作点として算出する。次いで、ステップＳ２１では、実際の動作点がステップＳ２０において算出された最終的な目標動作点に到達するように、可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂ及びスロットル弁１７が制御される。
【０１１８】
次いで、ステップＳ２２では、ステップＳ１８と同様に変速機における変速動作が完了したか否かが判定される。変速機における変速動作が完了したと判定されると、ステップＳ１９へと進む。
【０１１９】
なお、上記実施形態では、変速機における変速動作中の目標動作点の設定方法について説明しているが、実際の動作点を設定された目標動作点へ制御する方法は図１０〜図２０に示した方法と同様に行われる。
【０１２０】
また、上記実施形態では、変速機として有段式自動変速機（有段式オートマチック・トランスミッション）を用いた場合を示しているが、変速機として手動変速機（マニュアル・トランスミッション）を用いても良い。この場合、上述したステップＳ１２の変速要求の有無は運転者がクラッチ（図示せず）を踏み込んだか否かで判断されることになる。
【０１２１】
次に、本発明の第二実施形態について説明する。本発明の第二実施形態の構成は基本的に第一実施形態の構成と同様である。しかしながら、第二実施形態では、変速機の変速動作中に点火時期の遅角が行われる。
【０１２２】
すなわち、変速機における変速動作中に、スロットル開度を小さくしても機関吸気通路内に吸気負圧が発生しない場合がある。この場合には実際の吸入空気量は要求吸入空気量よりも多くなる。このため、燃焼室内において混合気を通常通り燃焼させると、出力トルクが大きく成りすぎてしまう。そこで、斯かる場合には、変速動作中に点火時期を遅角することにより、出力トルクを制御するようにしている。
【０１２３】
ところが、このように点火時期の遅角を行った場合、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2が拡大することになる。すなわち、一般に点火時期の遅角を行うと、混合気への着火時期（実質的な燃焼開始時期）が圧縮上死点よりも遅れる。このため、実圧縮比が低下すると、着火時期における燃焼室内の混合気の温度及び圧力が低下し、よって、十分な燃焼が行われなくなる可能性が高くなる。その結果、点火時期の遅角を行うと、実圧縮比がそれほど低下していなくてもトルク変動が生じ、これに伴って低負荷側侵入禁止領域Ｘ2が拡大することになる。
【０１２４】
この様子を図２４及び図２５に示す。図２４は、要求吸入空気量、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す図２１と同様な図であり、図２５は要求吸入空気量がＱ2である同一吸入空気量平面を示す図である。図２４及び図２５から分かるように、点火時期の遅角が行われていないときの低負荷側侵入禁止領域、すなわち点火時期の遅角が行われていないときにトルク変動等の発生する領域がＸ2であるのに対して、点火時期の遅角が行われているときの低負荷側侵入禁止領域、すなわち点火時期の遅角が行われているときにトルク変動等の発生する領域はＸ2’であり、点火時期の遅角が行われている場合の方が低負荷側侵入禁止領域が拡大される（以下、Ｘ2’を「低負荷側拡大侵入禁止領域」という）。
【０１２５】
また、上述したように点火時期の遅角が行われるときには、スロットル開度を小さくしても機関吸気通路内に吸気負圧が発生しない場合である。このため、実際の吸入空気量が要求吸入空気量になるように吸気弁閉弁時期やスロットル開度を制御しても、実際の吸入空気量は要求吸入空気量よりも多くなってしまう。例えば、変速機における変速動作中の目標動作点が図２４に示したｆ3であって、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度をこの目標動作点ｆ3に対応した機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度にした場合であっても、実際の吸入空気量はＱ1ではなく、Ｑ2となっている場合がある。
【０１２６】
この場合、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せは、同一吸入空気量平面Ｑ1上の拡大侵入禁止領域Ｘ2’ではなく、同一吸入空気量平面Ｑ2上の拡大侵入禁止領域Ｘ2’内に侵入しなければ、トルク変動等の発生はほとんど生じない。
【０１２７】
そこで、本実施形態では、変速機における変速動作中に点火時期を遅角させる場合には、低負荷側侵入禁止領域を、点火時期の遅角が行われているときにトルク変動が発生する領域Ｘ2’に設定するようにしている。また、本実施形態では、変速機における変速動作中に点火時期を遅角させる場合には、目標機械圧縮比が、実際の吸入空気量に対応する同一吸入空気量平面において、拡大侵入禁止領域Ｘ2’内に侵入しない範囲で最も低い機械圧縮比とされる。
【０１２８】
以下、図２４及び図２５を参照して、変速機における変速直前の要求吸入空気量がＱ4であり、変速動作中には要求吸入空気量がＱ1まで減少し、変速完了後に要求吸入空気量が再びＱ4まで戻る場合の具体的な制御について説明する。この場合、図２１及び図２２を参照して説明した例と同様に、変速開始前には機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点はｆ1に位置する。
【０１２９】
その後、変速機における変速が開始されると、要求吸入空気量がＱ1まで減少するため、これに伴って目標スロットル開度が小さくされ且つ目標吸気弁閉弁時期が遅角せしめられる。ところが、上述したように吸気負圧が発生しない場合、スロットル開度及び吸気弁閉弁時期を図２４の同一吸入空気量平面Ｑ1上のスロットル開度及び吸気弁閉弁時期の組合せにしても実際の吸入空気量はＱ1まで減少せず、例えばＱ2程度となる。
【０１３０】
そこで、本実施形態では、同一吸入空気量平面Ｑ2上（すなわち、図２５に示した平面上）において、拡大侵入禁止領域Ｘ2’に侵入しないように、目標吸気弁閉弁時期及び目標機械圧縮比が設定される。特に、本実施形態では、目標吸気弁閉弁時期は、要求吸入空気量Ｑ1を満たす基準動作線Ｗ上の動作点ｆ2における吸気弁閉弁時期と同一の閉弁時期とされる。また、目標機械圧縮比は、原則、変速機における変速開始前の機械圧縮比と同一の機械圧縮比とされる。ただし、このようにして設定された目標吸気弁閉弁時期と目標機械圧縮比との組合せが、例えば図２５にｆ5で示したように拡大侵入禁止領域Ｘ2’内に侵入する場合には、目標機械圧縮比は、拡大侵入禁止領域Ｘ2’内に侵入しない範囲で最も低い機械圧縮比とされる（結果的に、目標吸気弁閉弁時期と目標機械圧縮比との組合せは図２５にｆ6で示した点となる）。
【０１３１】
目標機械圧縮比、目標吸気弁閉弁時期等をこのように設定することにより、点火時期の遅角に伴ってトルク変動が生じる領域が拡大されても、また吸気管負圧が発生しないことにより実際の吸入空気量が増大しても、トルク変動の発生やドライバビリティの悪化を生じさせることなく機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を適切に制御することができるようになる。
【０１３２】
図２６は、本発明の第二実施形態における、変速動作中の機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の制御の流れを示すフローチャートである。
【０１３３】
ステップＳ３１〜Ｓ３３は図２３のステップＳ１１〜Ｓ１３と同様であるので説明を省略する。ステップＳ３４では、変速動作中の実際の吸入空気量が予測される。ここで、変速動作中の実際の吸入空気量は、例えばサージタンク１２内の圧力を検出する圧力センサ（図示せず）等の出力に基づいて予測される。次いで、ステップＳ３５では、要求吸入空気量と実際の吸入空気量の誤差等に基づいて、点火時期の遅角量が算出される。これにより、実際の吸入空気量が要求吸入空気量よりも多くても、出力トルクをほぼ同一とすることができる。
【０１３４】
次いで、ステップＳ３６では、ステップＳ３３、Ｓ３４で算出された要求吸入空気量及び実際の吸入空気量に基づいて暫定目標動作点が算出される。この暫定目標動作点は、図２４及び図２５におけるｆ5に対応する動作点であり、具体的には目標機械圧縮比が現在の機械圧縮比（すなわち、変速開始前における機械圧縮比）であり、目標吸気弁閉弁時期が上記要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点における吸気弁閉弁時期である、実際の吸入空気量と同一の吸入空気量平面上の動作点である。
【０１３５】
次いで、ステップＳ３７では、ステップＳ３６で算出された暫定目標動作点が上述した拡大侵入禁止領域Ｘ2’外の動作点であるか否かが判定される。ステップＳ３７において、暫定目標動作点が拡大侵入禁止領域Ｘ2’外の動作点であると判定された場合には、ステップＳ３８へと進む。ステップＳ３８では、変速機における変速動作中の最終的な目標動作点が、上述した暫定目標動作点と同一の動作点とされる（正確には、スロットル開度は暫定目標動作点に対応するスロットル開度よりも小さい開度とされる）。次いで、ステップＳ３９では、ステップＳ３５で算出された点火遅角量だけ点火時期の遅角が行われ、ステップＳ４０では、実際の動作点がステップＳ３８において算出された最終的な目標動作点に到達するように、可変バルブタイミング機構Ｂ及びスロットル弁１７が制御される。なお、この場合、機械圧縮比は変更されないため、可変圧縮比機構Ａはそのままの状態で維持される。ステップＳ４１及びＳ４２は、図２３のステップＳ１８及びＳ１９と同様であるため、説明を省略する。
【０１３６】
一方、ステップＳ３７において、暫定目標動作点が拡大侵入禁止領域Ｘ2’内の動作点であると判定された場合には、ステップＳ４３へと進む。ステップＳ４３では、拡大侵入禁止領域Ｘ2’から出るように暫定目標動作点を機械圧縮比の増大方向に変更させた動作点を最終的な目標動作点として算出する（この場合も、正確には、スロットル開度は暫定目標動作点に対応するスロットル開度よりも小さい開度とされる）。次いで、ステップＳ４４では、ステップＳ３５で算出された点火遅角量だけ点火時期の遅角が行われる。ステップＳ４５では、実際の動作点がステップＳ４３において算出された最終的な目標動作点に到達するように、可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂ及びスロットル弁１７が制御される。ステップＳ４６は、ステップＳ２２と同様であるため、説明を省略する。
【符号の説明】
【０１３７】
１ クランクケース
２ シリンダブロック
３ シリンダヘッド
４ ピストン
５ 燃焼室
７ 吸気弁
１７ スロットル弁
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 可変バルブタイミング機構
【技術分野】
【０００１】
本発明は、火花点火式内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、機関負荷にかかわらず実圧縮比をほぼ一定に維持するようにした火花点火式内燃機関が公知である（例えば、特許文献１を参照）。特に、特許文献１に記載の火花点火式内燃機関では、内燃機関の運転中において、機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比を増大させると共に吸気弁の閉弁時期を吸気上死点に向けて遅角させることで、実圧縮比を一定に維持している。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００７−３０３４２３
【特許文献２】特開２００５−１４７１０４
【特許文献３】特開２００４−１７６６８７
【特許文献４】特開２００５−１７１８７１
【特許文献５】特開２００５−００２９３１
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル弁を用いて機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を制御する場合、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度とでは変化させることのできる速度が異なる。一般的には、機械圧縮比を変化させる場合の方が吸気弁閉弁時期を変化させるよりも時間を要し、吸気弁閉弁時期を変化させる場合の方がスロットル開度を変化させるよりも時間を要する。
【０００５】
一方、内燃機関に有段変速機を設けた場合、その変速動作中には内燃機関の出力トルクを一時的に低下させることが必要になる。このため、有段変速機の変速動作中には一時的に機関負荷が低い状態となり、その結果、上記内燃機関では上述したように機械圧縮比を増大させると共に吸気弁の閉弁時期を吸気上死点に向けて遅角させることになる。
【０００６】
ところが、上述したように機械圧縮比の変化速度は遅い。このため、有段変速機の変速動作中に、機関負荷に対応した機械圧縮比まで到達しない可能性がある。また、通常、機械圧縮比は変速完了後には再び変速完了後の機関負荷に対応した機械圧縮比にまで低下せしめられることになるが、このときにも機械圧縮比の変化速度が遅いことにより変速完了後の機関負荷に対応した機械圧縮比に到達するのに時間がかかる場合がある。その結果、有段変速機の変速動作中及び変速完了後におけるドライバビリティの悪化を招く。
【０００７】
一方、上述したように、機械圧縮比の変化速度が遅いことから、有段変速機の変速動作中に機械圧縮比を変更しないようにすることも考えられる。しかしこの場合でも、スロットル開度を低下させ且つ吸気弁閉弁時期を遅角させて吸入空気量を減少させることが必要になるが、このように吸入空気量が減少したときに機械圧縮比が低いと、燃焼室内における圧縮端圧力が低くなり、燃焼悪化や失火の発生に伴うドライバビリティの悪化が生じる可能性がある。
【０００８】
そこで、上記課題に鑑みて、本発明の目的は、有段変速機の変速動作中及び変速完了後におけるドライバビリティの悪化を抑制することができる火花点火式内燃機関を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
上記課題を解決するために、第１の発明では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、スロットル開度を変更可能なスロットル弁とを具備し、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域が設定され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度はこれらの組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入することなく要求吸入空気量に応じて設定された通常目標機械圧縮比、通常目標吸気弁閉弁時期及び通常目標スロットル開度へと移動するように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル弁が制御される火花点火式内燃機関において、当該火花点火式内燃機関に連結された有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比が、上記要求吸入空気量に応じて設定される通常目標機械圧縮比よりも低い値であって、目標機械圧縮比、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度の組合せを示す目標動作点が侵入禁止領域外となるような値とされる。
【００１０】
第２の発明では、第１の発明において、上記有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比は、変速前の機械圧縮比以上とされる。
【００１１】
第３の発明では、第２の発明において、上記有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比は、変速前の機械圧縮比以上であって目標動作点が予め設定された侵入禁止領域外となるような圧縮比のうち最も低い圧縮比とされる。
【００１２】
第４の発明では、第１〜第３のいずれか一つの発明において、上記有段変速機における変速動作中にも、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度は、それぞれ上記要求吸入空気量に応じて設定される通常目標吸気弁閉弁時期及び通常目標スロットル開度とされる。
【００１３】
第５の発明では、第４の発明において、上記侵入禁止領域は、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点が侵入すると異常燃焼又はトルク変動が発生する領域である。
【００１４】
第６の発明では、第４の発明において、上記侵入禁止領域は、上記有段変速機における変速動作中に点火遅角が行われた場合に、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点が侵入すると異常燃焼又はトルク変動が発生する領域である。
【発明の効果】
【００１５】
本発明によれば、有段変速機の変速動作中及び変速完了後におけるドライバビリティの悪化を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１６】
【図１】火花点火式内燃機関の全体図である。
【図２】可変圧縮比機構の分解斜視図である。
【図３】図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
【図４】可変バルブタイミング機構を示す図である。
【図５】吸気弁及び排気弁のリフト量を示す図である。
【図６】機械圧縮比、実圧縮比及び膨張比を説明するための図である。
【図７】理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
【図８】通常のサイクル及び超高膨張比サイクルを説明するための図である。
【図９】機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
【図１０】吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とを示す図である。
【図１１】スロットル開度と吸入空気量との関係を示す図である。
【図１２】図１０を上から見た図である。
【図１３】図１０における両側面を示す図である。
【図１４】要求吸入空気量が増大した場合の目標動作点と動作点とを示す図である。
【図１５】要求吸入空気量が増大した場合の目標動作点と動作点とを示す図である。
【図１６】要求吸入空気量が増大した場合の機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。
【図１７】要求吸入空気量が減少した場合の目標動作点と動作点とを示す図である。
【図１８】要求吸入空気量が減少した場合の目標動作点と動作点とを示す図である。
【図１９】要求吸入空気量が減少した場合の目標動作点と動作点とを示す図である。
【図２０】要求吸入空気量が減少した場合の目標動作点と動作点とを示す図である。
【図２１】各動作点における要求吸入空気量、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す、図１０と同様な図である。
【図２２】或る同一吸入空気量平面を示す図である。
【図２３】変速機における変速動作中の機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の制御の流れを示すフローチャートである。
【図２４】要求吸入空気量、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す図２１と同様な図である。
【図２５】或る同一吸入空気量平面を示す図である。
【図２６】変速動作中の機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の制御の流れを示すフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【００１７】
以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。
【００１８】
図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１にはそれぞれ対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
【００１９】
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エアフロメータ１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。
【００２０】
一方、図１に示した実施形態ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、さらに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に示した実施形態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。
【００２１】
図１に示した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。なお、本実施形態では、現在の機械圧縮比を検出するための機械圧縮比検出装置として相対位置センサ２２が用いられるが、機械圧縮比検出装置としては相対位置センサ２２以外の検出装置を使用することも可能である。
【００２２】
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及び出力ポート３６を具備する。エアフロメータ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及びスロットル開度センサ２４の出力信号はそれぞれ対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量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。さらに入力ポート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を介して点火プラグ６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。
【００２３】
図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内にはそれぞれ断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔ててそれぞれ対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
【００２４】
図２に示したように一対のカムシャフト５４、５５が設けられており、各カムシャフト５４、５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４、５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４、５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示したようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示した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。
【００２５】
図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４、５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において矢印で示したように互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示したように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示した方向に回転させると図３（Ｃ）に示したように偏心軸５７は最も低い位置となる。
【００２６】
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）にはそれぞれの状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。
【００２７】
図３（Ａ）から図３（Ｃ）を比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。すなわち、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、したがって各カムシャフト５４、５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。
【００２８】
図２に示したように各カムシャフト５４、５５をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ螺旋方向が逆向きの一対のウォーム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がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。この実施形態では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。
【００２９】
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と一緒に回転し且つ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁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の両側にはそれぞれ進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
【００３０】
各油圧室７６、７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６、７７にそれぞれ連結された油圧ポート７９、８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３、８４と、各ポート７９、８０、８２、８３、８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示した中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。したがって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。
【００３４】
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。したがって吸気弁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、したがって吸気弁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。
【００３５】
図１及び図４に示した可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、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。
【００３６】
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。
【００３７】
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）に示した例ではこの機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。
【００３８】
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。すなわち、図６（Ｂ）に示したように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。したがって実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示した例では実圧縮比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０となる。
【００３９】
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）に示した例ではこの膨張比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。
【００４０】
次に図７及び図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。
【００４１】
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。すなわち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
【００４２】
図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、すなわち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、すなわち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。したがって通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
【００４３】
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出されたのである。すなわち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
【００４４】
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。したがって膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比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。
【００４５】
このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、したがって実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａ及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。
【００４６】
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）に示した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）に示した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。
【００４７】
一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、したがって機関運転時における熱効率を向上させるためには、すなわち燃費を向上させるには機関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）に示した超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、したがってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。したがって本発明では機関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。
【００４８】
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、実圧縮比及びスロットル弁１７の開度（スロットル開度）の各変化が示されている。なお、図９は、触媒コンバータ２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ、ＣＯ及び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。
【００４９】
さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示した通常のサイクルが実行される。したがって図９に示したようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示したように吸気弁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。
【００５０】
一方、図９において実線で示したように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に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、したが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、したがって燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。
【００５１】
このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。すなわち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。したがってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示した例では燃焼室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。
【００５２】
機関負荷がさらに低くなると機械圧縮比はさらに増大せしめられ、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最大限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が最大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最大限界機械圧縮比に保持される。したがって低負荷側の機関中負荷運転時及び機関低負荷運転時には、すなわ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。
【００５３】
一方、図９に示した実施形態では機関負荷が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。
【００５４】
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に示した実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、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。
【００５５】
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。したがって、図９において実線で示した場合と破線で示した場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施形態では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌ1まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができるが、以下本発明について吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させた場合を例にとって説明する。
【００５６】
ところで前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。したがって本発明では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
【００５７】
次に図１０から図１３を参照しつつ侵入禁止領域と、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期に対する基準動作線について説明する。
【００５８】
図１０は要求されている機関負荷を得るのに必要な吸入空気量、すなわち要求吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とを示している。なお、図１０において要求吸入空気量は原点０から離れるにしたがって増大し、機械圧縮比は原点０から離れるにしたがって増大する。また、図１０において吸気弁閉弁時期は吸気下死点後（ＡＢＤＣ）のクランク角で表されており、したがって吸気弁閉弁時期は原点０から離れるにしたがって遅角される。
【００５９】
一方、図１０においてＱ1、Ｑ2、Ｑ3、Ｑ4、Ｑ5はそれぞれ同一吸入空気量面を表している。また、θmaxはスロットル弁１７が全開しているスロットル全開面を表しており、図１０からわかるようにこのスロットル全開面θmaxは上に凸の湾曲面からなる。このスロットル全開面θmaxの下方の領域では下方にいくほどスロットル開度が小さくなる。
【００６０】
この様子を図１１に示す。図１１の曲面θ1、θ2はそれぞれスロットル開度がθ1、θ2となっているときを示す同一吸気管負圧面であり、図１１からわかるように各吸気管負圧面θ1、θ2は上に凸の湾曲面からなる。また、スロットル開度θmax、θ2、θ1の関係はθmax＞θ2＞θ1となっており、スロットル開度が小さいほど、同一機械圧縮比及び同一吸気弁閉弁時期における吸入空気量が少なくなる。
【００６１】
図１０においてハッチングで示した領域は各同一吸入空気量面Ｑ1、Ｑ2、Ｑ3、Ｑ4、Ｑ5内における侵入禁止領域を示している。一方、図１２は図１０の上からみたところを示しており、図１３（Ａ）は図１０における左側面Ｓ1を矢印方向からみたところを示しており、図１３（Ｂ）は図１０における右側面Ｓ2を矢印方向からみたところを示しており、これら図１２及び図１３（Ａ）、（Ｂ）においてもハッチングで示した領域は侵入禁止領域を示している。
【００６２】
図１０、図１２、図１３（Ａ）、（Ｂ）から侵入禁止領域は３次元的に広がっており、さらにこの侵入禁止領域は高負荷側の領域Ｘ1と低負荷側の領域Ｘ2との２つの領域からなることがわかる。なお、図１０、図１２、図１３（Ａ）、（Ｂ）からわかるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ1は要求吸入空気量が多く、吸気弁閉弁時期が進角側で機械圧縮比が高い側に形成され、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は要求吸入空気量が少なく、吸気弁閉弁時期が遅角側で機械圧縮比が低い側に形成される。
【００６３】
さて、図９は要求吸入空気量に対して最小燃費の得られる、吸気弁閉弁時期と機械圧縮比と実圧縮比とスロットル開度の関係を示しており、これらの関係を満たす線が図１０及び図１２において実線Ｗで示されている。図１０からわかるようにこの線Ｗは同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面θmax上を延びており、同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が少ない側では右側面Ｓ2上を延びている。この同一吸入空気量面Ｑ3は図９の負荷Ｌ1に対応している。
【００６４】
すなわち、図９においてＬ1よりも機関負荷が高い領域では機関負荷が高くなるほど、すなわち要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０のスロットル全開面θmax上における線Ｗで表されている。すなわち、図１０に示したように同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が多い側では要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。
【００６５】
一方、図９においてＬ1よりも機関負荷が低い領域では機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、すなわち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０の右側面Ｓ2上における線Ｗで表されている。すなわち、図１０に示したように同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が少ない側では機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、すなわち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。
【００６６】
本願明細書では、要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とが辿る線を動作線と称しており、特に図１０に示した線Ｗは基準動作線と称されている。なお、前述したようにこの基準動作線は最小燃費の得られる最小燃費動作線を示している。
【００６７】
前述したようにこの基準動作線Ｗ上では実圧縮比が一定とされている。実圧縮比はスロットル弁１７の開度とは無関係であって機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期のみによって定まるので図１０において基準動作線Ｗを通り垂直方向に延びる曲面上では同一実圧縮比となる。この場合、この曲面よりも機械圧縮比の高い側では実圧縮比が高くなり、この曲面よりも機械圧縮比の低い側では実圧縮比が低くなる。すなわち、大雑把に言うと、高負荷側侵入禁止領域Ｘ1は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の高い領域に位置しており、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の低い領域に位置している。
【００６８】
さて、燃費を向上するために実圧縮比を高くするとノッキングが発生し、ノッキングの発生を阻止するために点火時期を遅角させると燃焼が不安定となってトルク変動を生ずる。高負荷側侵入禁止領域Ｘ1はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、したがって機関運転時には機関の運転状態がこのようなトルク変動を生ずる運転領域内に入らないようにする必要がある。一方、吸入空気量が少なく実圧縮比が低くなると燃焼しづらくなり、スロットル弁１７の開度が小さくなって圧縮端圧力が低くなると燃焼が悪化してトルク変動を生ずる。低負荷側侵入禁止領域Ｘ2はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、したがって機関運転時にはこの運転領域にも機関の運転状態が入らないようにする必要がある。
【００６９】
一方、実圧縮比が高くなるほど燃費が向上し、したがってノッキングやトルク変動を生ずることなく最小の燃費が得られる最小燃費動作線は図１０及び図１２においてＷで示したように高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の外部において高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の外縁に沿いつつ延びている。前述したように本発明による実施形態ではこの最小燃費動作線が基準動作線Ｗとされており、基本的には要求吸入空気量に応じて機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの基準動作線Ｗ上を移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル弁１７の開度が制御される。なお、現在の動作点は相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３及びスロットル開度センサ２４により常時検出されている。
【００７０】
次に本発明による機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル弁１７の開度の制御の仕方について基本的な制御の仕方から説明する。この基本的な制御の仕方が図１４から図１６に示されている。
【００７１】
すなわち、図１４は機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せが基準動作線Ｗ上のｍ点における値に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられた場合を示している。ところで本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、この予め定められた時間毎に算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点が順次算出される。この要求吸入空気量を満たす動作点（すなわち、目標機械圧縮比、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度の組合せ。以下、「目標動作点」という）の一例が図１４においてａ1、ａ2、ａ3、ａ4、ａ5、ａ6で示されている。すなわち、この例では要求吸入空気量が増大せしめられた後に最初に検出された要求吸入空気量を満たす目標動作点がａ1であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす目標動作点がａ2であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす目標動作点がａ3である。
【００７２】
目標動作点が変化すると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点は新たな目標動作点に向けて変化する。すなわち、図１４に示した例では現在の動作点は目標動作点がａ1とされるとｍ点からａ1点に向けて変化し、目標動作点がａ2とされると現在の動作点はａ2に向けて変化する。この場合、目標動作点が変化する前に機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度がそれぞれ目標機械圧縮比、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度に到達すれば機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度は何の問題もなく目標動作点の変化に追従して変化する。しかしながら目標動作点が変化する前に機械圧縮比や吸気弁閉弁時期等が目標機械圧縮比や目標吸気弁閉弁時期に到達しない場合には問題を生ずる場合がある。
【００７３】
すなわち、図１４において機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が点ｍにあるときに目標動作点ａ1となったときには機械圧縮比及び吸気弁時期は変化せず、このとき要求吸入空気量を満たすべくスロットル開度が増大せしめられる。アクチュエータ１６によるスロットル開度変化の応答性は極めて早く、したがって目標動作点がａ1になると機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す動作点はｍ点からａ1点にただちに移る。
【００７４】
次いで目標動作点がａ2になると機械圧縮比がわずかばかり低下せしめられ且つ吸気弁閉弁時期がわずかばかり進角されつつスロットル開度が全開にされる。このとき機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期は次の目標動作点ａ3が算出される頃には目標動作点ａ2の近くまで到達する。このとき到達する機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が図１４の上方からみたところを示す図１５において動作点ｂ2で示されている。
【００７５】
目標動作点ａ3が算出されると機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期は動作点ｂ2から目標動作点ａ3に向けて移動を開始する。すなわち、スロットル開度が全開の状態で機械圧縮比は低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は進角せしめられる。ところが可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性及び可変バルブタイミング機構Ｂによる吸気弁７の閉弁時期変化の応答性はそれほど早くなく、特に可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性はかなり遅い。したがって要求吸入空気量の増大速度が速い場合には目標動作点と機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の現在の値を示す動作点とが次第に離れていくことになる。例えば図１５において目標動作点がａ6まで移動したときに機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期の現在の値を示す動作点が依然としてｂ2付近に位置するような状態が生ずる。
【００７６】
本発明の実施形態では、吸入空気量が変化したときに機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が現在の動作点から吸入空気量を満たす目標動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期をこの目標動作点に向けて変化させるようにしている。
【００７７】
次にこの本発明を具体化した一実施形態についてスロットル全開面θmaxを示す図１５を参照しつつ説明する。前述したように図１５は目標動作点がａ3になったときに機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂ2である場合を示している。この場合において矢印Ｒ2は機械圧縮比が目標動作点ａ3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表しており、矢印Ｔ2は吸気弁閉弁時期が目標動作点ａ3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表している。また、図１５においてｃ2は現在の動作点ｂ2から吸入空気量を満たす目標動作点ａ3に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を示している。
【００７８】
図１５に示したように要求吸入空気量が増大せしめられ且つ動作点ｂ2及び目標動作点ａ3がスロットル全開面θmax上にあるときにはこの目標動作点ｃ2は基準動作線Ｗ上に、図１５に示した例では最小燃費動作線Ｗ上に位置する。すなわち、図１５に示した例では、スロットル開度が全開に維持されているときには目標動作点は侵入禁止領域Ｘ1の外部であって侵入禁止領域Ｘ1の外縁に沿って延びる最小燃費動作線Ｗ上を移動せしめられる。
【００７９】
また、図１５において目標動作点がａ6であるときに現在の動作点がｂiであったとすると、この場合にも目標動作点は基準動作線Ｗ上の点ｃiとされる。なお、図１５において矢印Ｒiは同様に機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量を表しており、矢印Ｔiは吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量を表している。
【００８０】
このように図１５に示した例では動作点がｂ2であるときに目標動作点ｃ2が算出されると一定時間後に機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す動作点は目標動作点ｃ2に到達する。このとき現在の動作点ｃ2から吸入空気量を満たす目標動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な次の新たな目標動作点が算出され、動作点は一定時間後にこの新たな目標動作点に到達する。この場合、本発明による実施形態では機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度はＰＩＤ（比例積分微分）制御によって目標動作点に到達せしめられる。
【００８１】
このように図１５に示した例では機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す動作点は基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに移動する。すなわち、図１４において機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期がｍ点に維持されているときに吸入空気量が増大せしめられると機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期は図１６において矢印で示されるように基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに変化せしめられる。その結果、吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性を確保することができることになる。
【００８２】
この場合、吸入空気量に対する機関の応答性を更に向上するためには目標動作点ｃ2、ｃiをそれぞれ対応する現在の動作点ｂ2、ｂiからできる限り離すことが好ましい。したがって本発明による実施形態では目標動作点ｃ2、ｃiは対応する現在の動作点ｂ2、ｂiから吸入空気量を満たす目標動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点ｂ2、ｂiから最も離れた動作点とされている。
【００８３】
すなわち、現在の動作点がｂ2の場合には動作点ｂ2からの機械圧縮比の到達限界が目標動作点ｃ2とされ、吸気弁閉弁時期についてはこの目標動作点ｃ2は動作点ｂ2からの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。したがってこのときには機械圧縮比は可能な最大速度でもって低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で進角される。これに対し、現在の動作点がｂiの場合には動作点ｂiからの吸気弁閉弁時期の到達限界が目標動作点ｃiとされ、機械圧縮比についてはこの目標動作点ｃiは動作点ｂiからの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。したがってこのときには吸気弁閉弁時期は可能な最大速度でもって進角され、機械圧縮比は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で減少せしめられる。
【００８４】
次に図１７及び図１８を参照しつつ吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合について説明する。なお、図１８は図１５と同様なスロットル全開面θmaxを示している。
【００８５】
図１８はこの場合における現在の動作点と目標動作点との関係を示している。すなわち、図１８には現在の動作点がｅiであるときの目標動作点がｄiで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲiで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＴiで示されている。さらに図１８には現在の動作点がｅjであるときの目標動作点がｄjで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲjで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＴjで示されている。
【００８６】
この場合には目標動作点ｄiは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので目標動作点ｄiが目標動作点となる。同様に目標動作点ｄjは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので目標動作点ｄjが目標動作点となる。したがってこの場合には動作点は基準動作線Ｗに沿って移動する。すなわち、吸入空気量がゆっくりと減少するときにはスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が徐々に遅角され、実圧縮比が一定となるように機械圧縮比が徐々に増大される。
【００８７】
ところで、上述したように要求吸入空気量がゆっくり減少した場合には、動作点を基準動作線Ｗに沿って移動させることができる。しかしながら、要求吸入空気量が急激に減少した場合には、可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性及び可変バルブタイミング機構Ｂによる吸気弁７の閉弁時期変化の応答性が遅いことから、動作点を基準動作線Ｗに沿って移動させると現在の吸入空気量を要求吸入空気量まで減少させるのに時間がかかってしまう。
【００８８】
したがって、この場合、まず現在の吸入空気量が要求吸入空気量にまで減少するようにスロットル開度を減少させ、その後、動作点が基準動作線Ｗ上の目標動作点に到達するように、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を制御することが考えられる。
【００８９】
例として、図１９及び図２０を参照して、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上のｎ点における値に維持されているときに要求吸入空気量がＱ1にまで急激に減少せしめられた場合について説明する。図１９は図１７と同様な図であり、図２０は、要求吸入空気量がＱ1である同一吸入空気量平面を示している。
【００９０】
この場合、要求吸入空気量Ｑ1を満たす基準動作線Ｗ上の目標動作点はｄ1となる。このため、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期は動作点ｎから動作点ｄ1に向けて移動せしめられる。この場合、まず機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく目標動作点ｄ1に最も近い機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期が算出される（すなわち、目標動作点ｅ1に対応する目標機械圧縮比及び目標吸気弁閉弁時期が算出される）。
【００９１】
しかしながら、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を変更するだけでは、一定時間後に吸入空気量Ｑ1を満たすことはできない。このため、一定時間後に吸入空気量Ｑ1を満たすべく、スロットル開度が小さくせしめられる。このときのスロットル開度は、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を上記目標動作点ｅ1に対応する目標機械圧縮比及び目標吸気弁閉弁時期とした場合に吸入空気量が吸入空気量Ｑ1となるような開度とされ、その結果、目標動作点ｅ1は図１９及び図２０に示したように同一吸入空気量平面Ｑ1上の点となる。
【００９２】
その後、動作点が同一吸入空気量平面Ｑ1上を移動せしめられる。すなわち、図２０に示したように、同一吸入空気量平面Ｑ1上において機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量から目標動作点ｄ1に最も近い各目標動作点ｅ2、ｅ3、ｅ4、ｅ5、ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10が順次算出される。この場合、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を最大速度で変化させると目標動作点が侵入禁止領域Ｘ2に侵入してしまうような場合には、目標動作点が侵入禁止領域Ｘ2に侵入しないように、機械圧縮比又は吸気弁閉弁時期の変化量が一定時間後に到達可能な量よりも少ない量とされる。例えば、図２０における目標動作点ｅ4〜ｅ6は、動作点が侵入禁止領域Ｘ2に侵入するのを回避すべく、吸気弁閉弁時期の変化量が一定時間後に到達可能な量よりも少ない量とされている。
【００９３】
ところで、上述したような火花点火式内燃機関の出力軸が有段式自動変速機（図示せず）に連結されている場合、変速機における変速動作中には火花点火式内燃機関の出力トルクを一時的に低下させ、その後変速完了後に出力トルクを再度高めることが必要になる。従って、変速機における変速動作中には、機関負荷（すなわち、要求吸入空気量）が一時的に減少し、その後再び元の機関負荷と同程度まで戻ることになる。
【００９４】
一例を、図２１及び図２２に示す。図２１は、各動作点における要求吸入空気量、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す図１０と同様な図である。また、図２２は要求吸入空気量がＱ1である同一吸入空気量平面を示す図であり、図中、黒丸は同一吸入空気量平面Ｑ1上の点を、白丸は同一吸入空気量平面Ｑ1以外の平面上の点を示している。図２１及び図２２に示した例では、変速機における変速直前の要求吸入空気量がＱ4であり、変速動作中には要求吸入空気量がＱ1まで減少し、変速完了後には要求吸入空気量が再びＱ4まで戻る。
【００９５】
従って、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を上述したように制御しようとした場合、以下のような手順で制御が行われる。なお、以下の説明では、内燃機関の通常運転時に要求吸入空気量に基づいて設定される基準動作線Ｗ上の目標動作点を、通常動作点又は通常目標動作点と称する。
【００９６】
まず、変速開始前においては機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点は、要求吸入空気量Ｑ4を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点ｆ1（機械圧縮比εf1、吸気弁閉弁時期ＩＶＣf1、スロットル開度θf1）にあるとする。変速機における変速が開始されると、要求吸入空気量はＱ1まで減少されるため、目標動作点は要求吸入空気量Ｑ1を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点ｆ2（機械圧縮比εf2、吸気弁閉弁時期ＩＶＣf2、スロットル開度θf2）へと変化する。これに伴って、実際の動作点が目標動作点ｆ2に向けて上述したように変化せしめられる。
【００９７】
ところが、上述したように特に機械圧縮比の変化速度は遅いため、実際の機械圧縮比が通常目標動作点ｆ2に対応する通常目標機械圧縮比εf2に到達する前に、或いは通常目標機械圧縮比εf2に到達した直後に、変速機における変速が完了し、これにより要求吸入空気量が再びＱ4まで戻される。
【００９８】
また、変速機の変速完了に伴って要求吸入空気量が再びＱ4まで戻されると、目標動作点は要求吸入空気量Ｑ4を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点ｆ1へと変化する。これに伴って、実際の動作点が目標動作点ｆ1に向けて変化せしめられることになるが、このときも機械圧縮比の変化速度が遅いため、実際の機械圧縮比が目標動作点ｆ1に対応する目標機械圧縮比εf1に到達するまでには或る程度の時間を要する。
【００９９】
このように、実際の機械圧縮比が目標機械圧縮比εf1に到達するのが遅くなると、変速機の変速完了後に実際の吸入空気量が要求吸入空気量に到達するのが遅くなるため、ドライバビリティの悪化を招くことになる。また、可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比の変更にもエネルギが必要であるため、機械圧縮比の変更に伴う燃費の悪化を招くことになる。
【０１００】
このため、斯かる燃費やドライバビリティの悪化を抑制する方法の一つとして、変速機の変速動作中には吸気弁閉弁時期及びスロットル開度のみを変更し、機械圧縮比は変速前の機械圧縮比をそのまま維持することが提案されている。この場合、例えば、図２１に示した例を参照すると、変速機の変速開始に伴って要求吸入空気量がＱ4からＱ1へと変化した場合、目標動作点はｆ1からｆ2ではなくｆ3へと変化せしめられることになる。ここで、ｆ3は、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度が上述した通常目標動作点ｆ2における目標吸気弁閉弁時期ＩＶＣf2及び目標スロットル開度θf2と同一であり、且つ目標機械圧縮比が上述したｆ1における目標機械圧縮比εf1と同一である動作点である。この場合、目標動作点がｆ1からｆ3に変更されても、機械圧縮比はほとんど変化しないため、実際の動作点を比較的早く目標動作点ｆ3に到達させることができる。
【０１０１】
その後、変速機の変速完了に伴って要求吸入空気量が再びＱ4まで戻されると、目標動作点は要求吸入空気量Ｑ4を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点ｆ1へと変化する。これに伴って、実際の動作点が目標動作点ｆ1に向けて変化せしめられることになるが、このときも機械圧縮比をほとんど変化させる必要がないため、実際の動作点を比較的早く目標動作点ｆ1に到達させることができる。
【０１０２】
このように変速機の変速動作中に目標動作点をｆ3とすることにより、変速機の変速完了後に実際の動作点を迅速に目標動作点ｆ1に到達させることができ、よって吸入空気量を迅速に要求吸入空気量に到達させることができるようになり、その結果、ドライバビリティの悪化を抑制することができる。また、変速機の変速動作中に機械圧縮比はほとんど変更されないため、機械圧縮比の変更に伴う燃費の悪化を抑制することもできる。
【０１０３】
しかしながら、図２１及び図２２に示した例では、動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に位置している。したがって、上述したような制御を行うと、変速機の変速動作中に燃焼の悪化に伴うトルク変動が生じてドライバビリティの悪化を招くだけでなく、場合によっては内燃機関の失火を招くことになる。
【０１０４】
そこで、本発明の実施形態では、変速動作中に上述したような動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入するような場合、変速動作中には、動作点ｆ3を低負荷側侵入禁止領域Ｘ2外へ機械圧縮比増大方向に移動させた動作点ｆ4を目標動作点とするようにしている。すなわち、本発明の実施形態では、上述したような動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入するような場合、変速動作中には、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度はそれぞれ変速動作中の要求吸入空気量Ｑ1を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点ｆ2における通常吸気弁閉弁時期ＩＶＣf2及び通常スロットル開度θf2とされ、目標機械圧縮比は目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度を通常動作点ｆ2における通常吸気弁閉弁時期ＩＶＣf2及び通常スロットル開度θf2としたときに目標動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入しない範囲で最も低い機械圧縮比εf4とされる。
【０１０５】
したがって、本発明によれば、変速機における変速動作中の目標動作点をこのような動作点に設定することで、変速機の変速完了後に動作点を迅速に目標動作点に到達させることができ、且つ変速機の変速動作中及び変速完了後の機械圧縮比の変更が防止され、その結果、ドライバビリティの悪化抑制や燃費の悪化を抑制することができるだけでなく、変速動作中の動作点が低負荷側侵入禁止領域内に侵入するのを防止することによってドライバビリティの悪化や失火を抑制することができる。
【０１０６】
一方、本発明の実施形態では、上述したような動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入しないような場合（すなわち、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度をそれぞれ変速動作中の要求吸入空気量Ｑ1を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点ｆ2における吸気弁閉弁時期ＩＶＣf2及びスロットル開度θf2とし、目標機械圧縮比を変速前の目標動作点ｆ1における機械圧縮比εf1としても目標動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入しないような場合）には、変速機における変速動作中においても目標機械圧縮比は増大されることなくそのままεf1とされる。
【０１０７】
以上をまとめると、上記実施形態では、変速機における変速動作中において上述したような動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入しない場合には、変速動作中の目標動作点はそのままｆ3とされ、一方、変速機における変速動作中において動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入する場合には、変速動作中の目標動作点は動作点ｆ3に対して機械圧縮比が高められたｆ4とされる。
【０１０８】
なお、変速機における変速動作中の目標動作点は、必ずしも上述したような動作点でなくてもよい。例えば、上述した実施形態では、変速動作中の目標動作点における目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度は、変速動作中の要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点における吸気弁閉弁時期及びスロットル開度とされる。しかしながら、要求吸入空気量を達成することができれば、変速動作中の目標動作点における目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度は、必ずしも変速動作中の要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点における吸気弁閉弁時期及びスロットル開度とされなくてもよい。
【０１０９】
また、上述した実施形態では、動作点ｆ3が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入するような場合、目標機械圧縮比は目標動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入しない範囲で最も低い機械圧縮比εf4とされる。しかしながら、この場合の目標機械圧縮比は、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入せず且つ要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点における機械圧縮比よりも低ければ、必ずしも目標動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入しない範囲で最も低い機械圧縮比εf4でなくてもよい。
【０１１０】
図２３は、変速機における変速動作中の機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の制御の流れを示すフローチャートである。
【０１１１】
図２３に示したように、まずステップＳ１１では、車両状態及び機関運転状態が検出される。車両状態としては、例えば、車速、変速機のシフト等が挙げられ、機関運転状態としては、例えば、機関負荷（アクセルペダル開度）、機関回転数、機関水温等が挙げられる。これら車両状態及び機関運転状態は、負荷センサ４１等に基づいて直接的に計測されてもよいし、検出された他のパラメータの値に基づいて算出されてもよい。
【０１１２】
次いで、ステップＳ１２では、変速要求の有無が判定される。変速要求は、例えば車速、変速機の現在のシフト、機関負荷、機関回転数等に応じて発せられる。例えば、機関回転数が高く、機関負荷が低く且つ車速が速いような場合にはシフトアップするように変速要求が発せられ、逆に機関回転数が低く、機関負荷が高く且つ車速が遅いような場合にはシフトダウンするように変速要求が発せられる。ステップＳ１２において変速要求が発せられていないと判定された場合には変速機の変速を行う必要がなく、よって制御が終了せしめられる。一方、ステップＳ１２において、変速要求が発せられていると判定された場合にはステップＳ１３へと進む。
【０１１３】
ステップＳ１３では、変速動作中の要求吸入空気量が算出される。一般に、変速機における変速動作中は内燃機関と変速機との間の動力の伝達が遮断されるため、変速動作中に内燃機関によって大きなトルクが発生すると、機関回転数の急激な上昇を招くことになる。したがって、変速動作中には出力トルクを低く抑えることが必要であり、これに伴って変速動作中の要求吸入空気量も低いものとされる。
【０１１４】
次いで、ステップＳ１４では、ステップＳ１３で算出された要求吸入空気量に基づいて暫定目標動作点が算出される。この暫定目標動作点は、図２１及び図２２におけるｆ3に対応する動作点であり、具体的には目標機械圧縮比が現在の機械圧縮比（すなわち、変速開始前における機械圧縮比）であり、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度が上記要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の通常動作点における吸気弁閉弁時期及びスロットル開度である動作点である。
【０１１５】
次いで、ステップ１５では、ステップＳ１４で算出された暫定目標動作点が上述した侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2外の動作点であるか否かが判定される。ステップＳ１５において、暫定目標動作点が侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2外の動作点であると判定された場合には、ステップＳ１６へと進む。ステップＳ１６では、変速機における変速動作中の最終的な目標動作点が、上述した暫定目標動作点と同一の動作点とされる。次いで、ステップＳ１７では、実際の動作点がステップＳ１６において算出された最終的な目標動作点に到達するように、可変バルブタイミング機構Ｂ及びスロットル弁１７が制御される。なお、この場合、機械圧縮比は変更されないため、可変圧縮比機構Ａはそのままの状態で維持される。
【０１１６】
次いで、ステップＳ１８では、変速機における変速動作が完了したか否かが判定される。変速機における変速動作が完了していないと判定された場合には、ステップＳ１８が繰り返される。すなわち、実際の動作点がステップＳ１６で算出された最終的な目標動作点に維持されたままとなる。その後、変速機における変速動作が完了すると、ステップＳ１９へと進む。ステップＳ１９では、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の制御が通常の制御（すなわち、図１０〜図２０を参照して説明した制御）に戻される。
【０１１７】
一方、ステップＳ１５において、暫定目標動作点が侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内の動作点であると判定された場合には、ステップＳ２０へと進む。ステップＳ２０では、侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2から出るように暫定目標動作点を機械圧縮比の増大方向に変更させた動作点を最終的な目標動作点として算出する。次いで、ステップＳ２１では、実際の動作点がステップＳ２０において算出された最終的な目標動作点に到達するように、可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂ及びスロットル弁１７が制御される。
【０１１８】
次いで、ステップＳ２２では、ステップＳ１８と同様に変速機における変速動作が完了したか否かが判定される。変速機における変速動作が完了したと判定されると、ステップＳ１９へと進む。
【０１１９】
なお、上記実施形態では、変速機における変速動作中の目標動作点の設定方法について説明しているが、実際の動作点を設定された目標動作点へ制御する方法は図１０〜図２０に示した方法と同様に行われる。
【０１２０】
また、上記実施形態では、変速機として有段式自動変速機（有段式オートマチック・トランスミッション）を用いた場合を示しているが、変速機として手動変速機（マニュアル・トランスミッション）を用いても良い。この場合、上述したステップＳ１２の変速要求の有無は運転者がクラッチ（図示せず）を踏み込んだか否かで判断されることになる。
【０１２１】
次に、本発明の第二実施形態について説明する。本発明の第二実施形態の構成は基本的に第一実施形態の構成と同様である。しかしながら、第二実施形態では、変速機の変速動作中に点火時期の遅角が行われる。
【０１２２】
すなわち、変速機における変速動作中に、スロットル開度を小さくしても機関吸気通路内に吸気負圧が発生しない場合がある。この場合には実際の吸入空気量は要求吸入空気量よりも多くなる。このため、燃焼室内において混合気を通常通り燃焼させると、出力トルクが大きく成りすぎてしまう。そこで、斯かる場合には、変速動作中に点火時期を遅角することにより、出力トルクを制御するようにしている。
【０１２３】
ところが、このように点火時期の遅角を行った場合、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2が拡大することになる。すなわち、一般に点火時期の遅角を行うと、混合気への着火時期（実質的な燃焼開始時期）が圧縮上死点よりも遅れる。このため、実圧縮比が低下すると、着火時期における燃焼室内の混合気の温度及び圧力が低下し、よって、十分な燃焼が行われなくなる可能性が高くなる。その結果、点火時期の遅角を行うと、実圧縮比がそれほど低下していなくてもトルク変動が生じ、これに伴って低負荷側侵入禁止領域Ｘ2が拡大することになる。
【０１２４】
この様子を図２４及び図２５に示す。図２４は、要求吸入空気量、機械圧縮比及び吸気弁閉弁時期を示す図２１と同様な図であり、図２５は要求吸入空気量がＱ2である同一吸入空気量平面を示す図である。図２４及び図２５から分かるように、点火時期の遅角が行われていないときの低負荷側侵入禁止領域、すなわち点火時期の遅角が行われていないときにトルク変動等の発生する領域がＸ2であるのに対して、点火時期の遅角が行われているときの低負荷側侵入禁止領域、すなわち点火時期の遅角が行われているときにトルク変動等の発生する領域はＸ2’であり、点火時期の遅角が行われている場合の方が低負荷側侵入禁止領域が拡大される（以下、Ｘ2’を「低負荷側拡大侵入禁止領域」という）。
【０１２５】
また、上述したように点火時期の遅角が行われるときには、スロットル開度を小さくしても機関吸気通路内に吸気負圧が発生しない場合である。このため、実際の吸入空気量が要求吸入空気量になるように吸気弁閉弁時期やスロットル開度を制御しても、実際の吸入空気量は要求吸入空気量よりも多くなってしまう。例えば、変速機における変速動作中の目標動作点が図２４に示したｆ3であって、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度をこの目標動作点ｆ3に対応した機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度にした場合であっても、実際の吸入空気量はＱ1ではなく、Ｑ2となっている場合がある。
【０１２６】
この場合、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せは、同一吸入空気量平面Ｑ1上の拡大侵入禁止領域Ｘ2’ではなく、同一吸入空気量平面Ｑ2上の拡大侵入禁止領域Ｘ2’内に侵入しなければ、トルク変動等の発生はほとんど生じない。
【０１２７】
そこで、本実施形態では、変速機における変速動作中に点火時期を遅角させる場合には、低負荷側侵入禁止領域を、点火時期の遅角が行われているときにトルク変動が発生する領域Ｘ2’に設定するようにしている。また、本実施形態では、変速機における変速動作中に点火時期を遅角させる場合には、目標機械圧縮比が、実際の吸入空気量に対応する同一吸入空気量平面において、拡大侵入禁止領域Ｘ2’内に侵入しない範囲で最も低い機械圧縮比とされる。
【０１２８】
以下、図２４及び図２５を参照して、変速機における変速直前の要求吸入空気量がＱ4であり、変速動作中には要求吸入空気量がＱ1まで減少し、変速完了後に要求吸入空気量が再びＱ4まで戻る場合の具体的な制御について説明する。この場合、図２１及び図２２を参照して説明した例と同様に、変速開始前には機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点はｆ1に位置する。
【０１２９】
その後、変速機における変速が開始されると、要求吸入空気量がＱ1まで減少するため、これに伴って目標スロットル開度が小さくされ且つ目標吸気弁閉弁時期が遅角せしめられる。ところが、上述したように吸気負圧が発生しない場合、スロットル開度及び吸気弁閉弁時期を図２４の同一吸入空気量平面Ｑ1上のスロットル開度及び吸気弁閉弁時期の組合せにしても実際の吸入空気量はＱ1まで減少せず、例えばＱ2程度となる。
【０１３０】
そこで、本実施形態では、同一吸入空気量平面Ｑ2上（すなわち、図２５に示した平面上）において、拡大侵入禁止領域Ｘ2’に侵入しないように、目標吸気弁閉弁時期及び目標機械圧縮比が設定される。特に、本実施形態では、目標吸気弁閉弁時期は、要求吸入空気量Ｑ1を満たす基準動作線Ｗ上の動作点ｆ2における吸気弁閉弁時期と同一の閉弁時期とされる。また、目標機械圧縮比は、原則、変速機における変速開始前の機械圧縮比と同一の機械圧縮比とされる。ただし、このようにして設定された目標吸気弁閉弁時期と目標機械圧縮比との組合せが、例えば図２５にｆ5で示したように拡大侵入禁止領域Ｘ2’内に侵入する場合には、目標機械圧縮比は、拡大侵入禁止領域Ｘ2’内に侵入しない範囲で最も低い機械圧縮比とされる（結果的に、目標吸気弁閉弁時期と目標機械圧縮比との組合せは図２５にｆ6で示した点となる）。
【０１３１】
目標機械圧縮比、目標吸気弁閉弁時期等をこのように設定することにより、点火時期の遅角に伴ってトルク変動が生じる領域が拡大されても、また吸気管負圧が発生しないことにより実際の吸入空気量が増大しても、トルク変動の発生やドライバビリティの悪化を生じさせることなく機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度を適切に制御することができるようになる。
【０１３２】
図２６は、本発明の第二実施形態における、変速動作中の機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の制御の流れを示すフローチャートである。
【０１３３】
ステップＳ３１〜Ｓ３３は図２３のステップＳ１１〜Ｓ１３と同様であるので説明を省略する。ステップＳ３４では、変速動作中の実際の吸入空気量が予測される。ここで、変速動作中の実際の吸入空気量は、例えばサージタンク１２内の圧力を検出する圧力センサ（図示せず）等の出力に基づいて予測される。次いで、ステップＳ３５では、要求吸入空気量と実際の吸入空気量の誤差等に基づいて、点火時期の遅角量が算出される。これにより、実際の吸入空気量が要求吸入空気量よりも多くても、出力トルクをほぼ同一とすることができる。
【０１３４】
次いで、ステップＳ３６では、ステップＳ３３、Ｓ３４で算出された要求吸入空気量及び実際の吸入空気量に基づいて暫定目標動作点が算出される。この暫定目標動作点は、図２４及び図２５におけるｆ5に対応する動作点であり、具体的には目標機械圧縮比が現在の機械圧縮比（すなわち、変速開始前における機械圧縮比）であり、目標吸気弁閉弁時期が上記要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点における吸気弁閉弁時期である、実際の吸入空気量と同一の吸入空気量平面上の動作点である。
【０１３５】
次いで、ステップＳ３７では、ステップＳ３６で算出された暫定目標動作点が上述した拡大侵入禁止領域Ｘ2’外の動作点であるか否かが判定される。ステップＳ３７において、暫定目標動作点が拡大侵入禁止領域Ｘ2’外の動作点であると判定された場合には、ステップＳ３８へと進む。ステップＳ３８では、変速機における変速動作中の最終的な目標動作点が、上述した暫定目標動作点と同一の動作点とされる（正確には、スロットル開度は暫定目標動作点に対応するスロットル開度よりも小さい開度とされる）。次いで、ステップＳ３９では、ステップＳ３５で算出された点火遅角量だけ点火時期の遅角が行われ、ステップＳ４０では、実際の動作点がステップＳ３８において算出された最終的な目標動作点に到達するように、可変バルブタイミング機構Ｂ及びスロットル弁１７が制御される。なお、この場合、機械圧縮比は変更されないため、可変圧縮比機構Ａはそのままの状態で維持される。ステップＳ４１及びＳ４２は、図２３のステップＳ１８及びＳ１９と同様であるため、説明を省略する。
【０１３６】
一方、ステップＳ３７において、暫定目標動作点が拡大侵入禁止領域Ｘ2’内の動作点であると判定された場合には、ステップＳ４３へと進む。ステップＳ４３では、拡大侵入禁止領域Ｘ2’から出るように暫定目標動作点を機械圧縮比の増大方向に変更させた動作点を最終的な目標動作点として算出する（この場合も、正確には、スロットル開度は暫定目標動作点に対応するスロットル開度よりも小さい開度とされる）。次いで、ステップＳ４４では、ステップＳ３５で算出された点火遅角量だけ点火時期の遅角が行われる。ステップＳ４５では、実際の動作点がステップＳ４３において算出された最終的な目標動作点に到達するように、可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂ及びスロットル弁１７が制御される。ステップＳ４６は、ステップＳ２２と同様であるため、説明を省略する。
【符号の説明】
【０１３７】
１ クランクケース
２ シリンダブロック
３ シリンダヘッド
４ ピストン
５ 燃焼室
７ 吸気弁
１７ スロットル弁
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 可変バルブタイミング機構
【特許請求の範囲】
【請求項１】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、スロットル開度を変更可能なスロットル弁とを具備し、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域が設定され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度はこれらの組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入することなく要求吸入空気量に応じて設定された通常目標機械圧縮比、通常目標吸気弁閉弁時期及び通常目標スロットル開度へと移動するように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル弁が制御される火花点火式内燃機関において、
当該火花点火式内燃機関に連結された有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比が、上記要求吸入空気量に応じて設定される通常目標機械圧縮比よりも低い値であって、目標機械圧縮比、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度の組合せを示す目標動作点が侵入禁止領域外となるような値とされる、火花点火式内燃機関。
【請求項２】
上記有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比は、変速前の機械圧縮比以上とされる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
上記有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比は、変速前の機械圧縮比以上であって目標動作点が予め設定された侵入禁止領域外となるような圧縮比のうち最も低い圧縮比とされる、請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
上記有段変速機における変速動作中にも、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度は、それぞれ上記要求吸入空気量に応じて設定される通常目標吸気弁閉弁時期及び通常目標スロットル開度とされる、請求項１〜３のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
上記侵入禁止領域は、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点が侵入すると異常燃焼又はトルク変動が発生する領域である、請求項４に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
上記侵入禁止領域は、上記有段変速機における変速動作中に点火遅角が行われた場合に、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点が侵入すると異常燃焼又はトルク変動が発生する領域である、請求項４に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構と、スロットル開度を変更可能なスロットル弁とを具備し、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対して侵入禁止領域が設定され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度はこれらの組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域内に侵入することなく要求吸入空気量に応じて設定された通常目標機械圧縮比、通常目標吸気弁閉弁時期及び通常目標スロットル開度へと移動するように可変圧縮比機構、可変バルブタイミング機構及びスロットル弁が制御される火花点火式内燃機関において、
当該火花点火式内燃機関に連結された有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比が、上記要求吸入空気量に応じて設定される通常目標機械圧縮比よりも低い値であって、目標機械圧縮比、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度の組合せを示す目標動作点が侵入禁止領域外となるような値とされる、火花点火式内燃機関。
【請求項２】
上記有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比は、変速前の機械圧縮比以上とされる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
上記有段変速機における変速動作中には、目標機械圧縮比は、変速前の機械圧縮比以上であって目標動作点が予め設定された侵入禁止領域外となるような圧縮比のうち最も低い圧縮比とされる、請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
上記有段変速機における変速動作中にも、目標吸気弁閉弁時期及び目標スロットル開度は、それぞれ上記要求吸入空気量に応じて設定される通常目標吸気弁閉弁時期及び通常目標スロットル開度とされる、請求項１〜３のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
上記侵入禁止領域は、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点が侵入すると異常燃焼又はトルク変動が発生する領域である、請求項４に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
上記侵入禁止領域は、上記有段変速機における変速動作中に点火遅角が行われた場合に、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期及びスロットル開度の組合せを示す動作点が侵入すると異常燃焼又はトルク変動が発生する領域である、請求項４に記載の火花点火式内燃機関。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【図１９】
【図２０】
【図２１】
【図２２】
【図２３】
【図２４】
【図２５】
【図２６】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【図１９】
【図２０】
【図２１】
【図２２】
【図２３】
【図２４】
【図２５】
【図２６】
【公開番号】特開２０１２−１１７４７４（Ｐ２０１２−１１７４７４Ａ）
【公開日】平成２４年６月２１日（２０１２．６．２１）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１０−２６９４０８（Ｐ２０１０−２６９４０８）
【出願日】平成２２年１２月２日（２０１０．１２．２）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２４年６月２１日（２０１２．６．２１）
【国際特許分類】
【出願日】平成２２年１２月２日（２０１０．１２．２）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
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