(57)【要約】【課題】主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって燃焼室内に供給される吸入空気量を制御している火花点火式内燃機関において、吸気弁の閉弁時期の過度の遅角に伴う熱効率の低下及び燃費の悪化を抑制する。【解決手段】本発明の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７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構Ｂと、吸気弁の閉弁時に燃焼室内に供給されている吸気ガスの温度を検出又は推定する吸気ガス温度検出手段とを具備する。機関低負荷運転時において、吸気ガス温度検出手段によって検出又は推定された温度Ｔが基準温度Ｔｒよりも高いときには、基準温度Ｔｒ以下のときに比べて吸気弁の閉弁時期を圧縮下死点に近づくように進角すると共に、機械圧縮比を小さくするようにした。【選択図】図１１
2011122512.tif 000002
【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、吸気弁の閉弁時に燃焼室内に供給されている吸気ガスの温度を検出又は推定する吸気ガス温度検出手段とを具備し、
機関低負荷運転時において、吸気ガス温度検出手段によって検出又は推定された温度が基準温度よりも高いときには、基準温度以下のときに比べて吸気弁の閉弁時期を圧縮下死点に近づくように進角すると共に、機械圧縮比を小さくするようにした、火花点火式内燃機関。
【請求項２】
機関低負荷運転時において、吸気ガス温度検出手段によって検出又は推定された温度が基準温度よりも高いときには、基準温度よりも低いときに比べてスロットル弁の開度を小さくするようにした、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
機関低負荷運転時において、吸気ガス温度検出手段によって検出又は推定された温度に関わらず実圧縮比をほぼ同一とするようにした、請求項１又は２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
機関低負荷運転時において、吸気ガス温度検出手段によって検出又は推定された温度が基準温度よりも高いときには該検出又は推定された温度が高くなるにつれて、吸気弁の閉弁時期を圧縮下死点に近づくように進角し、機械圧縮比を小さくし、且つスロットル弁の開度を小さくするようにした、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】
機関低負荷運転時において、吸気ガス温度検出手段によって検出又は推定された温度が基準温度以下のときには、該検出又は推定された温度に関わらず吸気弁の閉弁時期、機械圧縮比をほぼ一定に維持するようにした、請求項１〜４のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
内燃機関の冷間始動時には、吸気ガス温度検出手段によって検出又は推定される温度が基準温度よりも低いものとして吸気弁の閉弁時期及び機械圧縮比を制御するようにした、請求項１〜５のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
【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、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御され、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる火花点火式内燃機関が知られている（例えば、特許文献１）。
【０００３】
特に、実圧縮比よりも機械圧縮比（すなわち膨張比）の方が理論熱効率に与える影響が大きいことから、特許文献１に記載された火花点火式内燃機関では、機関低負荷運転時において実圧縮比を低く維持しつつ、機械圧縮比を例えば２０以上の高い値としている。これにより、特許文献１に記載された火花点火式内燃機関では、理論熱効率を極めて高いものとすることができ、これに伴って燃費が大きく改善されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００７−３０３４２３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ところで、上記特許文献１に開示された火花点火式内燃機関では、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御されている。具体的には、燃焼室内に供給される吸入吸気量を増大させるべきときには吸気弁の閉弁時期を圧縮下死点に近づくように進角させ、燃焼室内に供給される吸入空気量を減少させるべきときには吸気弁の閉弁時期を圧縮下死点から離れるように遅角させている。
【０００６】
ここで、吸気弁の閉弁時期を圧縮下死点から離れるように遅角させた場合、ピストンの下降中に吸気弁が開弁されると共に、その後ピストンが上昇している間も或る程度の期間に亘って吸気弁が開弁されたままとされる。このようにピストンが上昇している間に吸気弁が開弁されたままになると、ピストンの下降中に一旦燃焼室内に流入した吸気ガスの一部がピストンの上昇に伴って吸気ポート内に戻されることになる。吸気ポート内に戻される吸気ガスの量は、吸気弁の閉弁時期が遅角するほど多くなる。
【０００７】
一方、一旦燃焼室内に流入した吸気ガスは、燃焼室内においてシリンダ壁面から熱を受けて昇温せしめられる。したがって、一旦燃焼室内に流入してから吸気ポート内に戻される吸気ガスの温度は燃焼室内に流入する前に比べて高くなっている。このため、吸気ポート内の吸気ガスの温度が上昇し、その結果、次のサイクルにおいて燃焼室内に流入する吸気ガスの温度が上昇することになる。
【０００８】
このように燃焼室内に流入する吸気ガスの温度が上昇すると、圧縮上死点における燃焼室内の吸気ガスの温度が上昇することになり、ノッキングが生じ易くなる。このため、燃焼室内に流入する吸気ガスの温度が上昇した場合には、ノッキングの発生を抑制すべく、点火時期を遅角させることが必要になり、結果として熱効率の低下、燃費の悪化を招いてしまう。
【０００９】
そこで、本発明の目的は、主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって燃焼室内に供給される吸入空気量を制御している火花点火式内燃機関において、吸気弁の閉弁時期の過度の遅角に伴う熱効率の低下及び燃費の悪化を抑制することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
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、吸気弁の閉弁時に燃焼室内に供給されている吸気ガスの温度を検出又は推定する吸気ガス温度検出手段とを具備し、機関低負荷運転時において、吸気ガス温度検出手段によって検出又は推定された温度が基準温度よりも高いときには、基準温度以下のときに比べて吸気弁の閉弁時期を圧縮下死点に近づくように進角すると共に、機械圧縮比を小さくするようにした火花点火式内燃機関が提供される。
【００１１】
第２の発明では、第１の発明において、機関低負荷運転時において、吸気ガス温度検出手段によって検出又は推定された温度が基準温度よりも高いときには、基準温度よりも低いときに比べてスロットル弁の開度を小さくするようにした。
【００１２】
第３の発明では、第１又は第２の発明において、機関低負荷運転時において、吸気ガス温度検出手段によって検出又は推定された温度に関わらず実圧縮比をほぼ同一とするようにした。
【００１３】
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、機関低負荷運転時において、吸気ガス温度検出手段によって検出又は推定された温度が基準温度よりも高いときには該検出又は推定された温度が高くなるにつれて、吸気弁の閉弁時期を圧縮下死点に近づくように進角し、機械圧縮比を小さくし、且つスロットル弁の開度を小さくするようにした。
【００１４】
第５の発明では、第１〜第４のいずれか一つの発明において、機関低負荷運転時において、吸気ガス温度検出手段によって検出又は推定された温度が基準温度以下のときには、該検出又は推定された温度に関わらず吸気弁の閉弁時期、機械圧縮比をほぼ一定に維持するようにした。
【００１５】
第６の発明では、第１〜第５のいずれか一つの発明において、内燃機関の冷間始動時には、吸気ガス温度検出手段によって検出又は推定される温度が基準温度よりも低いものとして吸気弁の閉弁時期及び機械圧縮比を制御するようにした。
【発明の効果】
【００１６】
本発明によれば、主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって燃焼室内に供給される吸入空気量を制御している火花点火式内燃機関において、吸気弁の閉弁時期の過度の遅角に伴う熱効率の低下及び燃費の悪化を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１７】
【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】吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
【図６】機械圧縮比、実圧縮比およ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】通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。
【図９】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】吸気弁の閉弁時期が遅角されている場合の吸気ガスの流れを説明するための図である。
【図１１】吸気温度と吸気弁の閉弁時期等との関係を示す図である。
【図１２】吸気弁の閉弁時期等の制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図１３】吸気弁の閉弁時期補正量等の算出に用いられるマップを示す図である。
【図１４】吸気温度と吸気弁の閉弁時期等との関係を示す、図１１と同様な図である。
【図１５】機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す、図９と同様な図である。
【発明を実施するための形態】
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。
【００２１】
一方、図１に示される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、さらに吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構Ｂが設けられている。
【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および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８の出力信号、空燃比センサ２１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１０°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およ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に示されるように一対のカムシャフト５４、５５が設けられており、各カムシャフト５４、５５上には一つおきに各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入される円形カム５６が固定されている。これら円形カム５６は各カムシャフト５４、５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５６間には図３においてハッチングで示すように各カムシャフト５４、５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５８が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５８は各円形カム５６間に配置されており、これら円形カム５８は対応する各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入されている。
【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５６を図３（Ａ）において実線の矢印で示されるように互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が下方中央に向けて移動するために円形カム５８がカム挿入孔５３内において図３（Ａ）の破線の矢印に示すように円形カム５６とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７が下方中央まで移動すると円形カム５８の中心が偏心軸５７の下方へ移動する。
【００２６】
図３（Ａ）と図３（Ｂ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離によって定まり、円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、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。
【００２７】
図２に示される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ギア６１、６２が取付けられており、これらウォームギア６１、６２と噛合する歯車６３、６４がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。本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。なお、図１から図３に示される可変圧縮比機構Ａは一例を示すものであっていかなる形式の可変圧縮比機構でも用いることができる。
【００２８】
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に対して設けられている可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４に示したように可変バルブタイミング機構Ｂはカムシャフト７０の一端に取付けられてカムシャフト７０のカムの位相を変更するためのカム位相変更部Ｂ１と、カムシャフト７０と吸気弁７のバルブリフタ２６との間に配置されてカムシャフト７０のカムの作用角を異なる作用角に変更して吸気弁７に伝達するカム作用角変更部Ｂ２から構成されている。なお、カム作用角変更部Ｂ２については図４に側面断面図と平面図とが示されている。
【００２９】
まず初めに可変バルブタイミング機構Ｂのカム位相変更部Ｂ１について説明すると、このカム位相変更部Ｂ１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、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】
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が下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Ｘ方向に相対回転せしめられる。
【００３２】
これに対し、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が上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Ｘ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。したがってカム位相変更部Ｂ１によって図５（Ａ）に示したようにカムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角又は遅角させることができる。すなわち、カム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の開弁時期を任意に進角又は遅角させることができることになる。
【００３４】
次に可変バルブタイミング機構Ｂのカム作用角変更部Ｂ２について説明すると、このカム作用角変更部Ｂ２はカムシャフト７０と平行に並列配置され且つアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられる制御ロッド９０と、カムシャフト７０のカム９２と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された軸線方向に延びるスプライン９３に摺動可能に嵌合せしめられている中間カム９４と、吸気弁７を駆動するためにバルブリフタ２６と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された螺旋状に延びるスプライン９５に摺動可能に嵌合する揺動カム９６とを具備しており、揺動カム９６上にはカム９７が形成されている。
【００３５】
カムシャフト７０が回転するとカム９２によって中間カム９４が常に一定の角度だけ揺動せしめられ、このとき揺動カム９６も一定の角度だけ揺動せしめられる。一方、中間カム９４及び揺動カム９６は制御ロッド９０の軸線方向には移動不能に支持されており、したがって制御ロッド９０がアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられたときに揺動カム９６は中間カム９４に対して相対回転せしめられることになる。
【００３６】
中間カム９４と揺動カム９６との相対回転位置関係によりカムシャフト７０のカム９２が中間カム９４と係合し始めたときに揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２６と係合し始める場合には図５（Ｂ）においてａで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフトは最も大きくなる。これに対し、アクチュエータ９１によって揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向に相対回転せしめられると、カムシャフト７０のカム９２が中間カム９４に係合した後、暫らくしてから揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２６と係合する。この場合には図５（Ｂ）においてｂで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量はａに比べて小さくなる。
【００３７】
揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向にさらに相対回転せしめられると図５（Ｂ）においてｃで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量はさらに小さくなる。すなわち、アクチュエータ９１により中間カム９４と揺動カム９６の相対回転位置を変更することによって吸気弁７の開弁期間（作用角）を任意に変えることができる。ただし、この場合、吸気弁７のリフト量は吸気弁７の開弁期間が短くなるほど小さくなる。
【００３８】
このようにカム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の開弁時期を任意に変更することができ、カム作用角変更部Ｂ２によって吸気弁７の開弁期間を任意に変更することができるのでカム位相変更部Ｂ１とカム作用角変更部Ｂ２との双方によって、すなわち可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁７の開弁時期と開弁期間とを、すなわち吸気弁７の開弁時期と閉弁時期とを任意に変更することができることになる。
【００３９】
なお、図１および図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、図１および図４に示した例以外の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。特に、本発明の実施形態では、吸気弁７の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構であれば、如何なる形式の機構を用いてもよい。また、排気弁９に対しても吸気弁７の可変バルブタイミング機構Ｂと同様な可変バルブタイミング機構を設けてもよい。
【００４０】
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、図６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。
【００４１】
図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
【００４２】
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）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。したがって実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記のように表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
【００４３】
図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
【００４４】
次に図７及び図８を参照しつつ本発明において最も基本となっている制御について説明する。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。
【００４５】
図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ圧縮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。
【００４６】
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。
【００４７】
一方、機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分して理論熱効率を高めることについて検討すると、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。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。
【００４８】
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て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の実線で示したように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。
【００４９】
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幅に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。
【００５０】
図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０ｍｌから２０ｍｌまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００ｍｌから２００ｍｌになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６となる。図８（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。このため、図８（Ｂ）に示したサイクルを超高膨張比サイクルと称する。
【００５１】
前述したように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、したがって車両走行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低負荷運転時における熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、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低負荷運転時には図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。
【００５２】
次に図９を参照しつつ運転制御全般について説明する。
図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸気弁７の閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比、スロットル弁１７の開度及び吸入空気量の各変化が示されている。特に、図９中の破線は、本発明における基本的な制御（以下、「基本制御」という）を行った場合の各パラメータの変化を示している。
【００５３】
なお、図示した例では触媒コンバータ２３内の三元触媒によって排気ガス中の未燃炭化水素（未燃ＨＣ）、一酸化炭素（ＣＯ）及び窒素酸化物（ＮＯX）を同時に低減しうるように通常燃焼室５内における平均空燃比は空燃比センサ２７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。
【００５４】
以下では、図９中に破線で示した火花点火式内燃機関の基本制御について説明する。本実施形態における火花点火式内燃機関では、上述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。したがって図９に破線で示したように機関高負荷運転時には機械圧縮比が低くされ、よって膨張比は低く、且つ吸気弁７の閉弁時期は早められている。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の開度は全開又はほぼ全開に保持されている。なお、このようにスロットル弁１７の開度が全開又はほぼ全開に保持されているため、ポンピング損失はほぼゼロとされる。
【００５５】
一方、図９に破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に破線で示した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は全開又はほぼ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。このときもスロットル弁１７が全開又はほぼ全開状態に保持されていることから、ポンピング損失はほぼゼロとされる。
【００５６】
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。
【００５７】
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Ｌ1まで低下すると、機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。したがって機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では、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負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域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。
【００５８】
機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1から機関負荷がさらに低くなると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されつつ、吸気弁７の閉弁時期が遅らされる。このため、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1から機関負荷が低くなるにつれて、実圧縮比は低下せしめられる。
【００５９】
また、図９に破線で示した例では、機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期が遅らされ、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1よりも低いＬ2まで機関負荷が低下すると、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Ｌ2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。
【００６０】
このように吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ2よりも負荷の低い領域では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されると共に、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。したがって、斯かる領域では、実圧縮比はほぼ一定に保持される。すなわち、図９に破線で示した例では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の高い領域と、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Ｌ2よりも負荷の低い領域では、各領域内で実圧縮比はほぼ一定に保持されると共に、機関負荷Ｌ1と機関負荷Ｌ2との間の領域では機関負荷が低くなるにつれて実圧縮比が低下せしめられる。
【００６１】
一方、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に破線で示した例ではこのとき、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Ｌ2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る。ただし、スロットル弁１７による吸入空気量の制御が行われるとポンピング損失が増大する。
【００６２】
なお、スロットル弁１７による吸入空気量の制御が行われるとポンピング損失が増大することから、このようなポンピング損失が発生しないように吸気弁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を全開又はほぼ全開に保持した状態で機関負荷が低くなるほど空燃比を大きくすることもできる。このときには燃料噴射弁１３を燃焼室５内に配置して成層燃焼させることが好ましい。
【００６３】
また、上述した例では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達するときの機関負荷Ｌ1は吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷Ｌ2よりも高いものとされているが、可変圧縮比機構Ａや可変バルブタイミング機構Ｂの構成によっては、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達するときの機関負荷Ｌ1が、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷Ｌ2よりも低くなる場合も有りうる。この場合、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷Ｌ2と機械圧縮比が限界機械圧縮比に達するときの機関負荷Ｌ1と間、吸気弁７の閉弁時期を限界閉弁時期に保持した状態で機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比のみが増大せしめられる。このため、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷Ｌ2と機械圧縮比が限界機械圧縮比に達するときの機関負荷Ｌ1と間、実圧縮比は機関負荷が低くなるにつれて増大せしめられる。或いは、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷Ｌ2よりも負荷の低い領域において、吸気弁７の閉弁時期を限界閉弁時期に保持すると共に機械圧縮比もほぼ一定に保持するようにしてもよい。この場合には、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷Ｌ2よりも負荷の低い領域では、実圧縮比はほぼ一定に維持される。
【００６４】
また、機関回転数が高くなると燃焼室５内の混合気に乱れが発生するためにノッキングが発生しにくくなり、したがって本発明による実施形態では機関回転数が高くなるほど実圧縮比が高くされる。
【００６５】
さらに、上述したように図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。
また、図９に破線で示した例では機械圧縮比は機関負荷に応じて連続的に変化せしめられている。しかしながら機械圧縮比は機関負荷に応じて段階的に変化させることもできる。
【００６６】
ところで、上述したように、火花点火式内燃機関の基本制御においては、燃焼室５内に供給される吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期によって制御される。したがって、機関低負荷運転領域においては、燃焼室５内に供給される吸入空気量を減少させるべく、吸気弁７の閉弁時期は圧縮上死点に近づくように遅角せしめられる。このように吸気弁７の閉弁時期が遅角せしめられると、燃焼室５内に供給される吸気ガスの温度が高くなる。以下、図１０を参照してその理由について説明する。
【００６７】
図１０は、吸気弁７の閉弁時期が遅角されている場合の吸気ガスの流れを模式的に示した図である。吸気弁７の閉弁時期が遅角されている場合であっても、吸気弁７は吸気行程中に、すなわちピストン４が下降しているときに開弁せしめられる。ピストン４の下降中に吸気弁７が開弁せしめられると、図１０（Ａ）に白い矢印で示したように、ピストン４の下降に伴って吸気ポート８から燃焼室５内に吸気ガスが流入せしめられる。
【００６８】
一方、吸気弁７の閉弁時期が遅角されている場合、吸気弁７は圧縮行程中も、すなわちピストン４が上昇しているときも或る程度の期間に亘って開弁せしめられる。ピストン４の上昇中に吸気弁７が開弁されていると、図１０（Ｂ）に白い矢印で示したように、一旦燃焼室５内に流入していた吸気ガスの一部が燃焼室５内から吸気ポート８内へ吹き戻される。このように燃焼室５内から吸気ポート８へ吹き戻される吸気ガスの量は、ピストン４の上昇中に吸気弁７が開弁されている期間が長くなるほど、すなわち吸気弁７の閉弁時期が遅くなるほど多くなる。
【００６９】
また、図１０（Ａ）に黒い矢印で示したように、燃焼室５内に流入した吸気ガスは、燃焼室５を画成するシリンダ壁面から熱を受ける。このため、燃焼室５内に流入した吸気ガスの温度は上昇せしめられる。その後、燃焼室５内で昇温せしめられた吸気ガスの一部は、上述したように圧縮行程中において燃焼室５内から吸気ポート８内へと吹き戻される。このため、燃焼室５内に流入した吸気ガスの温度よりも、一旦燃焼室５内に流入した後に吸気ポート８へと吹き戻された吸気ガスの温度の方が高いものとなる。特に、吸気弁７の閉弁時期が遅くなるほど燃焼室５内から吸気ポート８へ吹き戻される吸気ガスの量が多くなることから、吸気ポート８内の吸気ガスの温度が上昇する程度も高くなる。
【００７０】
このように吸気ポート８内の吸気ガスの温度が高くなると、次のサイクルにおいて燃焼室５内に供給される吸気ガスの温度の上昇を招く。したがって、以上を総合すると、吸気弁７の閉弁時期を遅くすればするほど、燃焼室５内に供給される吸気ガスの温度が高くなるといえる。
【００７１】
一方、燃焼室５内に供給される吸気ガスの温度が高くなると、それに伴ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５内の吸気ガスの温度（以下、「圧縮端温度」という）が上昇することになる。このような圧縮端温度の上昇はノッキングの発生を招いてしまう。このため、圧縮端温度が上昇したときには、ノッキングの発生を抑制することが必要になる。ノッキングの発生を抑制する手法としては、例えば点火時期を遅角させることが考えられるが、点火時期を遅角させると結果的に熱効率の低下や燃費の悪化を招いてしまう。
【００７２】
そこで、本発明の実施形態では、燃焼室５内に供給される吸気ガスの温度を検出又は推定し、検出又は推定した吸気ガスの温度が高いときには、吸気弁７の閉弁時期を進角すると共に、機械圧縮比を小さくするようにしている。
【００７３】
図１１は、或る機関負荷における燃焼室５内に供給される吸気ガスの温度（吸気温度）と、吸気弁７の閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度及び吸入空気量との関係を示す図である。図１１に示したように、吸気弁７の閉弁時期は、吸気温度が予め定められた基準温度Ｔｒ以下のときには遅角側の一定の時期に保持される。一方、吸気温度が基準温度Ｔｒよりも高くなると、吸気弁７の閉弁時期は吸気温度が基準温度Ｔｒ以下のときに比べて進角せしめられる。特に、本実施形態では、吸気温度が基準温度Ｔｒよりも高い領域では、吸気温度が高くなるほど吸気弁７の閉弁時期が進角せしめられる。
【００７４】
また、図１１に示したように、機械圧縮比は、吸気温度が基準温度Ｔｒ以下のときには高い状態で一定に保持される。一方、吸気温度が基準温度Ｔｒよりも高くなると、機械圧縮比は吸気温度が基準温度Ｔｒ以下のときに比べて低くせしめられる。特に、本実施形態では、吸気温度が基準温度Ｔｒよりも高い領域では、吸気温度が高くなるほど機械圧縮比が低くされる。また、本実施形態では、吸気温度が変化しても実圧縮比はほぼ一定に保持される。逆に言うと、機械圧縮比は、実圧縮比がほぼ一定に保持されるように、吸気弁７の閉弁時期が進角されるにつれて低くされる。
【００７５】
さらに、図１１に示したように、スロットル弁１７の開度は、吸気温度が基準温度Ｔｒ以下のときには大きい状態で保持される。一方、吸気温度が基準温度Ｔｒよりも高くなると、スロットル弁１７の開度は吸気温度が基準温度Ｔｒ以下のときに比べて小さくせしめられる。特に、本実施形態では、吸気温度が基準温度Ｔｒよりも高い領域では、吸気温度が高くなるほどスロットル弁１７の開度が小さくせしめられる。また、本実施形態では、吸気温度が変化しても燃焼室５に供給される吸入空気量はほぼ一定に保持される。逆に言うと、スロットル弁１７の開度は、燃焼室５に供給される吸入空気量がほぼ一定に保持されるように、吸気弁７の閉弁時期が進角されるにつれて小さくせしめられる。
【００７６】
以下、吸気弁７の閉弁時期、機械圧縮比及びスロットル弁１７の開度が上述したように吸気温度に応じて制御されることによる作用及び効果について説明する。上述したように、吸気温度が高くなるとノッキングが発生し易くなり、その結果熱効率の低下や燃費の悪化を招いてしまう。ここで、本実施形態では、吸気温度が高くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期が進角せしめられる。吸気弁７の閉弁時期が進角せしめられると、一旦燃焼室５内に流入した後に吸気ポート８内に吹き戻される吸気ガスの量が減少せしめられ、それに伴って吸気温度が低下せしめられる。したがって、本実施形態によれば、吸気弁７の閉弁時期を過度に遅角させることによって吸気温度が上昇してしまうことを抑制することができる。
【００７７】
また、吸気弁７の閉弁時期が進角されたときに機械圧縮比を一定に保持してしまうと、実圧縮比が増大せしめられることになる。ところが、実圧縮比が増大すると、結果的にピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５内の温度（圧縮端温度）及び圧力（圧縮端圧力）が高くなることから、ノッキングの発生を招いてしまう。ここで、本実施形態によれば、吸気弁７の閉弁時期が進角されたときに機械圧縮比を低くしているため、吸気弁７の閉弁時期が進角されても実圧縮比が大きく増大することを防止することができ、よってノッキングの発生を抑制することができる。
【００７８】
さらに、上述したように本実施形態では燃焼室５内に供給される吸入空気量を吸気弁７の閉弁時期によって制御しているため、吸気弁７の閉弁時期を進角させると燃焼室５内に供給される吸入空気量が増大する。ところが、燃焼室５内に供給される吸入空気量が増大してしまうと、機関負荷に対応したトルク以上のトルクが発生してしまったり、空燃比が大きく変化してしまったりする。ここで、本実施形態によれば、吸気弁７の閉弁時期が進角されたときにスロットル弁１７の開度を小さくしているため、吸気弁７の閉弁時期が進角されても燃焼室５内に供給される吸入空気量が大きく増大することを防止することができ、よってトルク変動や空燃比の悪化を抑制することができる。
【００７９】
なお、本実施形態では、吸気温度が基準温度Ｔｒよりも高くなった場合にのみ吸気温度の変化に応じた吸気弁７の閉弁時期、機械圧縮比及びスロットル弁１７の開度の制御を行っている。これは、吸気温度が基準温度Ｔｒ以下の場合には、吸気温度の上昇に伴う熱効率の低下が小さいためである。
【００８０】
すなわち、上述したように、吸気温度が上昇すると、圧縮端温度上昇に伴うノッキング回避のため、点火時期の遅角等が行われる。このように点火時期の遅角を行うと理論熱効率の低下を招く。一方、図７からわかるように機械圧縮比（すなわち、膨張比）を低下させることによっても理論熱効率は低下してしまう。ここで、吸気温度が基準温度Ｔｒ以下の場合には、吸気温度の上昇に伴う理論熱効率の低下量よりも膨張比の低下による理論熱効率の低下量の方が大きい。このため、斯かる温度領域では、吸気温度が上昇しても、膨張比を低下させずに高いまま保持する方が理論熱効率を高くすることができ、よって燃費を良くすることができる。一方、吸気温度が基準温度Ｔｒよりも高い場合には、吸気温度の上昇に伴う理論熱効率の低下量の方が膨張比の低下による理論熱効率の低下量よりも大きい。このため、斯かる温度領域では、吸気温度が上昇した場合には、膨張比を低下させてでも吸気温度を下げた方が理論熱効率を高くすることができ、よって燃費を良くすることができる。
【００８１】
図９中の実線は、吸気弁７の閉弁時期以外で吸気温度に影響を及ぼすパラメータ（大気温度や機関冷却水の温度、ＥＧＲ機構が設けられている場合のＥＧＲ率等）が一定である条件下で、上述したような吸気温度に応じた吸気弁７の閉弁時期等の制御をした場合の、吸気弁７の閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比、スロットル弁１７の開度及び吸入空気量の機関負荷に応じた各変化が示されている。
【００８２】
図９に実線で示したように、吸気温度に応じた制御をしている場合、機関負荷が低い領域では、吸気弁７の閉弁時期は基本制御を行っている場合（図中の破線）に比べて大きく進角せしめられる。このように吸気弁７の閉弁時期が大きく進角せしめられるのは、機関低負荷運転領域においては、基本制御を行っている場合に吸気温度が高くなる程度が大きいことから、吸気温度に応じた制御を行う場合には吸気温度の上昇を抑制すべく吸気弁７の閉弁時期の進角量も大きくされるためである。一方、機関負荷がＬ2以上の領域では、吸気温度に応じた制御を行っている場合の、基本制御を行っている場合に対する吸気弁７の閉弁時期の進角量は、機関負荷が高くなるにつれて小さくなる。これは、基本制御を行っている場合であっても機関負荷が大きくなるにつれて吸気弁７の閉弁時期が進角され、これに伴って吸気温度が低くなるためである。
【００８３】
また、図９に実線で示したように、吸気温度に応じた制御を行っている場合、機関負荷が低い領域では、機械圧縮比（及び膨張比）は基本制御を行っている場合（図中の破線）に比べて低くされる。これは、吸気温度に応じた制御を行っている場合には基本制御を行っている場合に対して吸気弁７の閉弁時期が進角されるが、この閉弁時期の進角によって実圧縮比が高くなってしまうことのないように（特に、本実施形態では実圧縮比が変化することのないように）するためである。一方、機関負荷がＬ2以上の領域では、吸気温度に応じた制御を行っている場合の、基本制御を行っている場合に対する機械圧縮比の低下量は、機関負荷が高くなるにつれて小さくなる。これは、吸気温度に応じた制御を行っている場合の、基本制御を行っている場合に対する吸気弁７の閉弁時期の進角量が、機関負荷が高くなるにつれて小さくなるためである。
【００８４】
さらに、図９に実線で示したように、吸気温度に応じた制御を行っている場合、機関負荷が低い領域では、スロットル弁１７の開度が基本制御を行っている場合（図中の破線）に比べて小さくされる。これは、吸気温度に応じた制御を行っている場合には基本制御を行っている場合に対して吸気弁７の閉弁時期が進角されるが、この閉弁時期の進角によって吸入空気量が増大してしまうことのないようにするためである。一方、機関負荷がＬ2以上の領域では、吸気温度に応じた制御を行っている場合の、基本制御を行っている場合に対するスロットル弁１７の開度の減少量は、機関負荷が高くなるにつれて小さくなる。これは、吸気温度に応じた制御を行っている場合の、基本制御を行っている場合に対する吸気弁７の閉弁時期の進角量が、機関負荷が高くなるにつれて小さくなるためである。
【００８５】
なお、本実施形態では、吸気温度は、吸気ポート８内に設けられた温度センサ（図示せず）によって行われる。このように温度センサを吸気ポート８内に設けることにより、一旦燃焼室５内に流入した吸気ガスの一部が燃焼室５内から吸気ポート８内へ吹き戻された場合であっても、吸気ポート８内の吸気ガスの温度を、すなわち燃焼室５内に供給される吸気ガスの温度を正確に検出することができる。
【００８６】
或いは、温度センサの代わりに、燃焼室５内の圧力を検出する圧力センサ（図示せず）及び吸入空気量検出器１８を用いて、燃焼室５内に供給される吸気ガスの温度を算出するようにしてもよい。すなわち、吸入空気量検出器１８により燃焼室５内に供給される吸気ガスの質量流量がわかり、よって吸気弁７の閉弁時に燃焼室５内に充填されている吸気ガスの質量がわかる。また、圧力センサによって吸気弁７の閉弁時の燃焼室５内の吸気ガスの圧力がわかる。さらに、吸気弁７の閉弁時のクランク角度から吸気弁７の閉弁時における燃焼室５の容積がわかる。このように、圧力センサ等を用いることにより、吸気弁７の閉弁時（或いは、吸気弁７の閉弁後の所定の時期）における燃焼室５内の吸気ガスの質量、圧力及び体積がわかることから、これらパラメータに基づいて状態方程式等により燃焼室５内に供給された吸気ガスの温度を算出することができる。
【００８７】
図１２は、本発明の吸気弁７の閉弁時期、機械圧縮比及びスロットル弁１７の開度の制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図１２に示したように、まずステップＳ１１では、負荷センサ４１及びクランク角センサ４２の出力に基づいて機関負荷Ｌ及び機関回転数Ｎｅが検出される。次いで、ステップＳ１２では、ステップＳ１１で検出された機関負荷Ｌ及び機関回転数Ｎｅに基づいて、例えば予めＥＣＵ３０のＲＯＭ３２に記憶されているマップ等を用いて、図９に破線で示したような基本制御を行う場合における吸気弁７の目標閉弁時期ＩＶＣｔｅｒ、目標機械圧縮比εｍｔｅｒ及び目標スロットル開度θｔｔｅｒが算出される。
【００８８】
次いで、ステップＳ１３では、ステップＳ１１で検出された機関負荷Ｌが、設定負荷Ｌ3以下であるか否かが判定される。この設定負荷Ｌ3は、機関負荷が高いことにより燃焼室５内に吸入されるべき吸入空気量が多く、よって燃焼室５内からの吸気ガスの吹き返し量が少なくなるような機関負荷であり、少なくともこの機関負荷よりも負荷の高い領域では超高膨張比サイクルは実行されないような機関負荷である。ステップＳ１３において、機関負荷Ｌが設定負荷Ｌ3よりも高いと判定された場合には、吸気ガスの吹き返しによる吸気ガスの昇温を考慮する必要がないため、ステップＳ１４〜Ｓ１８がスキップされる。
【００８９】
一方、ステップＳ１３において、機関負荷Ｌが設定負荷Ｌ3以下であると判定された場合には、ステップＳ１４へと進む。ステップＳ１４では、燃焼室５内の吸気ガスの圧力Ｐを検出する圧力センサ（図示せず）により吸気弁７の閉弁後における燃焼室５内の吸気ガスの圧力Ｐが検出される。次いで、ステップＳ１５では、ステップＳ１４において検出された燃焼室５内の圧力Ｐ等に基づいて燃焼室５内に供給された吸気ガスの温度Ｔが算出される。
【００９０】
次いで、ステップＳ１６では、ステップＳ１５において算出された吸気ガスの温度Ｔが基準温度Ｔｒよりも高いか否かが判定される。ステップＳ１６において、吸気ガスの温度Ｔが基準温度Ｔｒ以下であると判定された場合には、吸気ガスの温度が吸気ガスの吹き返しによって内燃機関の熱効率を悪化させるほど高くなってはいないため、ステップＳ１７〜Ｓ１８がスキップされる。一方、ステップＳ１６において、吸気ガスの温度Ｔが基準温度Ｔｒよりも高いと判定された場合には、ステップＳ１７へと進む。ステップＳ１７では、ステップＳ１５において算出された吸気ガスの温度Ｔと基準温度Ｔｒとの差ΔＴ（＝Ｔ−Ｔｒ）に基づいて、図１３に示したようなマップを用いて吸気弁７の閉弁時期補正量ΔＩＶＣ、圧縮比補正量Δεｍ、スロットル開度補正量Δθｔが算出される。
【００９１】
次いで、ステップＳ１８では、ステップＳ１２で算出された吸気弁７の目標閉弁時期ＩＶＣｔｅｒから閉弁時期補正量ΔＩＶＣだけ進角された時期が新たな目標閉弁時期ＩＶＣｔｅｒとされる（ＩＶＣｔｅｒ＝ＩＶＣｔｅｒ−ΔＩＶＣ）。また、ステップＳ１２で算出された目標機械圧縮比εｍｔｅｒから圧縮比補正量Δεｍを減算した値が新たな目標機械圧縮比εｍｔｅｒとされる（εｍｔｅｒ＝εｍｔｅｒ−Δεｍ）。さらに、ステップＳ１２で算出された目標スロットル開度θｔｔｅｒからスロットル開度補正量Δθｔを減算した値が新たな目標スロットル開度θｔｔｅｒとされる（θｔｔｅｒ＝θｔｔｅｒ−Δθｔ）。次いで、ステップＳ１９では、吸気弁７の閉弁時期がステップＳ１２又はＳ１８で算出された目標閉弁時期ＩＶＣｔｅｒとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御される。また、機械圧縮比がステップＳ１２又は１８で算出された目標機械圧縮比εｍｔｅｒとなるように可変圧縮比機構Ａが制御される。さらに、スロットル弁１７の開度がステップＳ１２又はＳ１８で算出された目標スロットル開度θｔとなるようにスロットル弁駆動用アクチュエータ１６が制御される。
【００９２】
なお、内燃機関の冷間始動時には、シリンダブロック２等の温度が低いことから、一旦燃焼室５内に流入した吸気ガスが吸気ポート８内に吹き戻されても吸気ガスの温度はあまり上昇しない。このため、内燃機関の冷間始動時には、吸気ガスの温度を検出又は推定せずに、吸気ガスの温度が基準温度Ｔｒよりも低いものとみなして吸気弁７の閉弁時期等を制御するようにしてもよい。
【００９３】
次に、図１４及び図１５を参照して、本発明の第二実施形態について説明する。図９に示した上記実施形態では、全ての負荷領域において、吸気温度に応じた制御を行っている場合の実圧縮比は基本制御を行っている場合の実圧縮比と同一に保持されていた。しかしながら、本実施形態では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では、吸気温度に応じた制御を行っている場合の実圧縮比は、基本制御を行っている場合の実圧縮比よりも高いものとされる。
【００９４】
図１４は、本実施形態における吸気温度に応じた制御を行った場合の、機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い或る機関負荷における燃焼室５内に供給される吸気ガスの温度（吸気温度）と吸気弁７の閉弁時期等との関係を示す、図１１と同様な図である。図１４からわかるように、本実施形態でも、図１１の場合と同様に、吸気弁７の閉弁時期は、吸気温度が基準温度Ｔｒよりも高くなると、吸気温度が高くなるほど吸気弁７の閉弁時期が進角せしめられる。同様に、機械圧縮比も、図１１の場合と同様に、吸気温度が基準温度Ｔｒよりも高くなると、吸気温度が高くなるほど機械圧縮比が低くされる。ただし、吸気温度の上昇に伴って機械圧縮比が低くなる程度は、図１１の場合よりも小さい。
【００９５】
一方、図１１の場合とは異なり、実圧縮比は、吸気温度が基準温度Ｔｒ以下のときは一定に維持されるが、基準温度Ｔｒよりも高くなると、吸気温度が基準温度Ｔｒ以下のときに比べて高くせしめられる。特に、本実施形態では、吸気温度が基準温度Ｔｒよりも高い領域では、吸気温度が高くなるほど実圧縮比が高くせしめられる。なお、機関負荷Ｌ1よりも負荷の高い領域では、吸気弁７の閉弁時期、機械圧縮比及び実圧縮比は、吸気温度に応じて図１１に示した例と同様に制御される。
【００９６】
図１５は、本実施形態における吸気温度に応じた吸気弁７の閉弁時期等を制御した場合の、機関負荷に応じた吸気弁７の閉弁時期等の各変化を示す、図９と同様な図である。特に、図１５中の破線は、基本制御を行った場合の各パラメータの変化を示しており、一方、図１５中の実線は、吸気弁７の閉弁時期以外で吸気温度に影響を及ぼすパラメータが一定である条件下で、本実施形態における吸気温度に応じた吸気弁７の閉弁時期等の制御を実施した場合の各パラメータの変化を示している。
【００９７】
すなわち、上述したように、基本制御を行っている場合、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の高い領域では、実圧縮比はノッキングが発生しない範囲で限界の圧縮比に保持される。しかしながら、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では、それ以上機械圧縮比を高くすることができないにも関わらず吸気弁７の閉弁時期が遅らされることになるため、機関負荷Ｌ1よりも負荷の高い領域に比べて実圧縮比が低くされる。このため、機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では、ノッキングの限界に対して余裕ができる。
【００９８】
一方、上述したように、吸気温度に応じた制御を行う場合には、基本制御を行っている場合に対して吸気弁７の閉弁時期が進角せしめられると共に、機械圧縮比が低くされる。このため、機関負荷がＬ1になっても機械圧縮比は限界機械圧縮比には到達せず、よってＬ1よりも負荷の低い領域であっても機械圧縮比を更に高めることができる。そこで、本実施形態では、機関負荷がＬ1よりも低い領域においても機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比を高めるようにしている。これにより、機関負荷がＬ1よりも負荷の低い領域において、吸気温度に応じた制御を行っている場合の実圧縮比は、基本制御を行っている場合の実圧縮比よりも高いものとされる。
【００９９】
なお、図示した実施形態では、吸気温度に応じた制御を行っている場合、機関負荷がＬ1よりも低い領域における実圧縮比が、機関負荷がＬ1よりも高い領域における実圧縮比と同一に、一定になるように制御されている。しかしながら、吸気温度に応じた制御を行っている場合の機関負荷Ｌ1よりも低い領域における実圧縮比が、機関負荷がＬ1よりも高い領域における実圧縮比よりも低くなるように且つ基本制御を行っている場合の実圧縮比よりも高くなるように制御されてもよい。
【符号の説明】
【０１００】
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
８    吸気ポート
Ａ    可変圧縮比機構
Ｂ    可変バルブタイミング機構
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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