(57)【要約】【課題】機械圧縮比検出装置が故障した場合であっても、ノッキングの発生や燃焼悪化を抑制すると共に、燃費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。【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、機械圧縮比を検出可能な機械圧縮比検出装置２２と、トルク変動を検出するトルク変動検出手段４３とを具備する。機械圧縮比が機関運転状態に応じて設定される目標機械圧縮比になるように可変圧縮比機構が制御され、吸気弁の閉弁時期が機関運転状態に応じて設定される目標閉弁時期になるように可変バルブタイミング機構が制御される。機械圧縮比検出装置が故障した場合、機関負荷が増大したときには、最初にトルク変動検出手段によって基準トルク変動以上のトルク変動が検出されない範囲内で機械圧縮比が低下せしめられる。【選択図】図１
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【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、機械圧縮比を検出可能な機械圧縮比検出装置と、トルク変動を検出するトルク変動検出手段とを具備し、機械圧縮比検出装置によって検出される機械圧縮比が機関運転状態に応じて設定される目標機械圧縮比になるように可変圧縮比機構が制御され、吸気弁の閉弁時期が機関運転状態に応じて設定される目標閉弁時期になるように可変バルブタイミング機構が制御される、火花点火式内燃機関において、
機械圧縮比検出装置が故障した場合、機関負荷が増大したときには、最初にトルク変動検出手段によって基準トルク変動以上のトルク変動が検出されない範囲内で機械圧縮比を下げるようにした、火花点火式内燃機関。
【請求項２】
機械圧縮比検出装置が故障した場合、機関負荷が増大したときには、トルク変動検出手段によって基準トルク変動以上のトルク変動が検出されない範囲内で最も低い機械圧縮比に達するか又は可変圧縮比機構の機構上それ以上機械圧縮比を低下させることのできない最小限界機械圧縮比に達した後に吸気弁の閉弁時期の変更が開始せしめられる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
機械圧縮比検出装置が故障した場合、機関負荷が低下したときには、最初にトルク変動検出手段によって基準トルク変動以上のトルク変動が生じない範囲内で機械圧縮比を上げるようにした、請求項１又は２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
機械圧縮比検出装置が故障した場合、機関負荷が低下したときには、トルク変動検出手段によって基準トルク変動以上のトルク変動が検出されない範囲内で最も高い機械圧縮比に達するか又は可変圧縮比機構の機構上それ以上機械圧縮比を増大させることのできない最大限界機械圧縮比に達した後に吸気弁の閉弁時期の変更が開始せしめられる、請求項３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
内燃機関の通常運転時にはトルク変動検出手段によって基準トルク変動以上のトルク変動が生じないように機械圧縮比および吸気弁の閉弁時期が制御され、内燃機関の運転中にトルク変動検出手段によって基準トルク変動以上のトルク変動が検出されたときには機械圧縮比検出装置が故障していると判定する、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】
吸気弁の閉弁時期を検出可能な閉弁時期検出装置と、吸気通路内を流れる空気の流量を検出する吸入空気量検出装置をさらに具備し、閉弁時期検出装置によって検出される吸気弁の閉弁時期が機関運転状態に応じて設定される目標閉弁時期になるように可変バルブタイミング機構が制御され、
閉弁時期検出装置が故障した場合、吸入空気量検出装置によって検出された吸気通路内を流れる空気流量に基づいて吸気弁の閉弁時期を推定するようにした、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。
【請求項７】
機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点に対して侵入禁止領域が設定され、上記機械圧縮比検出装置が故障していない場合には、要求吸入空気量が変化したときに現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて上記侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を目標動作点に向けて変化させるようにした、請求項１〜６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、機関負荷にかかわらずに実圧縮比をほぼ一定に維持するようにした火花点火式内燃機関が公知である（例えば、特許文献１）。この内燃機関では機関負荷が高くなるにつれて、すなわち要求吸入空気量が多くなるにつれて吸気弁の閉弁時期が吸気下死点に近づくように進角され、このとき実圧縮比をほぼ一定に維持するために要求吸入空気量が多くなるにつれて機械圧縮比が低下せしめられる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００７−３０３４２３号公報
【特許文献２】特開２００４−３０８６１８号公報
【特許文献３】特開２００６−１６１５８３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、上述したように要求吸入空気量の変化に応じて吸気弁の閉弁時期と機械圧縮比とを変化させる場合、吸気弁の閉弁時期及び機械圧縮比は要求吸入空気量に応じて設定される吸気弁の目標閉弁時期及び目標機械圧縮比となるようにフィードバック制御される。すなわち、吸気弁の閉弁時期については、吸気弁の閉弁時期を検出可能な閉弁時期検出装置によって検出される現在の吸気弁の閉弁時期が要求吸入空気量に応じて設定される吸気弁の目標閉弁時期となるように可変バルブタイミング機構が制御され、機械圧縮比については、機械圧縮比を検出可能な機械圧縮比検出装置によって検出される現在の機械圧縮比が要求吸入空気量に応じて設定される目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構が制御される。
【０００５】
ところが、閉弁時期検出装置や機械圧縮比検出装置が故障すると、現在の吸気弁の閉弁時期や機械圧縮比を検出することができなくなる。このため、吸気弁の閉弁時期や機械圧縮比を目標閉弁時期や目標機械圧縮比に制御することができなくなり、その結果、燃費の悪化を招いてしまうと共に、場合によってはノッキングの発生や燃焼悪化を招いてしまう。
【０００６】
そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、閉弁時期検出装置や機械圧縮比検出装置が故障した場合であっても、ノッキングの発生や燃焼悪化を抑制すると共に、燃費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】
【０００７】
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、機械圧縮比を検出可能な機械圧縮比検出装置と、トルク変動を検出するトルク変動検出手段とを具備し、機械圧縮比検出装置によって検出される機械圧縮比が機関運転状態に応じて設定される目標機械圧縮比になるように可変圧縮比機構が制御され、吸気弁の閉弁時期が機関運転状態に応じて設定される目標閉弁時期になるように可変バルブタイミング機構が制御される、火花点火式内燃機関において、機械圧縮比検出装置が故障した場合、機関負荷が増大したときには、最初にトルク変動検出手段によって基準トルク変動以上のトルク変動が検出されない範囲内で機械圧縮比を下げるようにした。
【０００８】
第２の発明では、第１の発明において、機械圧縮比検出装置が故障した場合、機関負荷が増大したときには、トルク変動検出手段によって基準トルク変動以上のトルク変動が検出されない範囲内で最も低い機械圧縮比に達するか又は可変圧縮比機構の機構上それ以上機械圧縮比を低下させることのできない最小限界機械圧縮比に達した後に吸気弁の閉弁時期の変更が開始せしめられる。
【０００９】
第３の発明では、第１又は第２の発明において、機械圧縮比検出装置が故障した場合、機関負荷が低下したときには、最初にトルク変動検出手段によって基準トルク変動以上のトルク変動が生じない範囲内で機械圧縮比を上げるようにした。
【００１０】
第４の発明では、第３の発明において、機械圧縮比検出装置が故障した場合、機関負荷が低下したときには、トルク変動検出手段によって基準トルク変動以上のトルク変動が検出されない範囲内で最も高い機械圧縮比に達するか又は可変圧縮比機構の機構上それ以上機械圧縮比を増大させることのできない最大限界機械圧縮比に達した後に吸気弁の閉弁時期の変更が開始せしめられる。
【００１１】
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、内燃機関の通常運転時にはトルク変動検出手段によって基準トルク変動以上のトルク変動が生じないように機械圧縮比および吸気弁の閉弁時期が制御され、内燃機関の運転中にトルク変動検出手段によって基準トルク変動以上のトルク変動が検出されたときには機械圧縮比検出装置が故障していると判定する。
【００１２】
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、吸気弁の閉弁時期を検出可能な閉弁時期検出装置と、吸気通路内を流れる空気の流量を検出する吸入空気量検出装置をさらに具備し、閉弁時期検出装置によって検出される吸気弁の閉弁時期が機関運転状態に応じて設定される目標閉弁時期になるように可変バルブタイミング機構が制御され、閉弁時期検出装置が故障した場合、吸入空気量検出装置によって検出された吸気通路内を流れる空気流量に基づいて吸気弁の閉弁時期を推定するようにした。
【００１３】
第７の発明では、第１〜第６のいずれか一つの発明において、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点に対して侵入禁止領域が設定され、上記機械圧縮比検出装置が故障していない場合には、要求吸入空気量が変化したときに現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて上記侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を目標動作点に向けて変化させるようにした。
【発明の効果】
【００１４】
本発明によれば、閉弁時期検出装置や機械圧縮比検出装置が故障した場合であっても、ノッキングの発生や燃焼悪化を抑制すると共に、燃費の悪化を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【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】侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。
【図１１】侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。
【図１２】侵入禁止領域を示す図である。
【図１３】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図１４】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図１５】機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。
【図１６】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】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図１８】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図１９】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図２０】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図２１】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図２２】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図２３】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図２４】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図２５】機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。
【図２６】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図２７】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図２８】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図２９】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図３０】目標動作点と動作点とを示す図である。
【図３１】機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。
【図３２】目標値を算出するためのフローチャートである。
【図３３】可変圧縮比機構等の駆動制御を行うためのフローチャートである。
【図３４】侵入禁止領域と到達目標線を示す図である。
【図３５】侵入禁止領域と到達目標線を示す図である。
【図３６】要求吸入空気量が減少した場合の動作点の推移を示す図である。
【図３７】要求吸入空気量が減少した場合の動作点の推移を示す図である。
【図３８】要求吸入空気量が減少した場合の動作点の推移を示す図である。
【図３９】本発明の実施形態による制御を行った場合の利点を説明するための図である。
【図４０】本発明の実施形態による制御を行った場合の利点を説明するための図である。
【図４１】本発明の実施形態による制御を行った場合の利点を説明するための図である。
【図４２】要求吸入空気量が増大した場合の動作点の推移を示す図である。
【図４３】要求吸入空気量が増大した場合の動作点の推移を示す図である。
【図４４】要求吸入空気量が増大した場合の動作点の推移を示す図である。
【図４５】要求吸入空気量が増大した場合の動作点の推移を示す図である。
【図４６】本発明の実施形態による制御を行った場合の利点を説明するための図である。
【図４７】本発明の実施形態による制御を行った場合の利点を説明するための図である。
【図４８】本発明の実施形態による制御を行った場合の利点を説明するための図である。
【図４９】本発明の実施形態による制御を行った場合の利点を説明するための図である。
【図５０】可変圧縮比機構等の駆動制御を行うためのフローチャートである。
【図５１】可変圧縮比機構等の駆動制御を行うためのフローチャートである。
【図５２】可変圧縮比機構等の駆動制御を行うためのフローチャートである。
【図５３】閉弁時期推定モデルのブロック図である。
【図５４】スロットルモデルの基本概念を示す図である。
【図５５】スロットル弁の開度と流量係数との関係を示す図である。
【図５６】スロットル弁の開度と開口断面積との関係を示す図である。
【図５７】関数Φ（Ｐｍ／Ｐａ）を示す図である。
【図５８】吸気管モデルの基本概念を示す図である。
【図５９】吸気弁モデルの基本概念を示す図である。
【図６０】関数ｆｃを示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。なお、以下の説明では、スロットル弁１７から吸気弁７までの吸気枝管１１、サージタンク１２、吸気ダクト１４等の部分を吸気管部分と称する。
【００１９】
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、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施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。
【００２０】
図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。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。
【００２１】
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。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およ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。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。
【００２２】
加えて、クランクシャフト（図示せず）には内燃機関の出力トルクに応じた出力電圧を発生するトルクセンサ４３が接続され、トルクセンサ４３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。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。また、エアクリーナ１５の近傍には吸気温度を検出する吸気温度センサ４４と、大気圧を検出する大気圧センサ４５とが設けられる。これら吸気温度センサ４４および大気圧センサ４５はそれぞれ吸気温度、大気圧に対応する出力電圧を発生し、この出力信号が対応するＡＤ変換器３８を介して入力ポート３５に入力される。
【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に示されるように一対のカムシャフト５４、５５が設けられており、各カムシャフト５４、５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４、５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４、５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。
【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）において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心軸５７は最も低い位置となる。
【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）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。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と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には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に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。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および図４に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。
【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）に示される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如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０となる。
【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）に示される例ではこの膨張比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。
【００４０】
次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。
【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。
【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）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。
【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、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒コンバータ２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ、ＣＯおよびＮＯxを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。
【００４９】
さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。したがって図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。
【００５０】
一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、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に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
【００５２】
機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ1まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる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およ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に示される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に示される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において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施形態では吸気弁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１２を参照しつつ侵入禁止領域と、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する基準動作線について説明する。
【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おり、Ｑ6はスロットル弁１７が全開しているスロットル全開面を表している。図１０からわかるようにこのスロットル全開面Ｑ6は上に凸の湾曲面からなる。このスロットル全開面Ｑ6の下方の領域では下方にいくほどスロットル開度が小さくなる。
【００６０】
図１０においてハッチングで示される領域は各同一吸入空気量面Ｑ1、Ｑ2、Ｑ3、Ｑ4、Ｑ5内における侵入禁止領域を示している。一方、図１１は図１０の上からみたところを示しており、図１２（Ａ）は図１０における左側面Ｓ1を矢印方向からみたところを示しており、図１２（Ｂ）は図１０における右側面Ｓ2を矢印方向からみたところを示しており、これら図１１および図１２（Ａ）、（Ｂ）においてもハッチングで示される領域は侵入禁止領域を示している。
【００６１】
図１０、図１１、図１２（Ａ）、（Ｂ）から侵入禁止領域は３次元的に広がっており、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１１、図１２（Ａ）、（Ｂ）からわかるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ1は要求吸入空気量が多く、吸気弁閉弁時期が進角側で機械圧縮比が高い側に形成され、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は要求吸入空気量が少なく、吸気弁閉弁時期が遅角側で機械圧縮比が低い側に形成される。
【００６２】
さて、図９は要求吸入空気量に対して最小燃費の得られる、吸気弁閉弁時期と機械圧縮比と実圧縮比とスロットル開度の関係を示しており、これらの関係を満たす線が図１０および図１１において実線Ｗで示されている。図１０からわかるようにこの線Ｗは同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面Ｑ6上を延びており、同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が少ない側では右側面Ｓ2上を延びている。この同一吸入空気量面Ｑ3は図９の負荷Ｌ1に対応している。
【００６３】
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Ｑ6上における線Ｗで表されている。すなわち、図１０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が多い側では要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。
【００６４】
一方、図９においてＬ1よりも機関負荷が低い領域では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、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に示されるように同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が少ない側では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、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。
【００６５】
本願明細書では、要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とが辿る線を動作線と称しており、特に図１０に示される線Ｗは基準動作線と称されている。なお、前述したようにこの基準動作線は最小燃費の得られる最小燃費動作線を示している。
【００６６】
前述したようにこの基準動作線Ｗ上では実圧縮比が一定とされている。実圧縮比はスロットル弁１７の開度とは無関係であって機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のみによって定まるので図１０において基準動作線Ｗを通り垂直方向に延びる曲面上では同一実圧縮比となる。この場合、この曲面よりも機械圧縮比の高い側では実圧縮比が高くなり、この曲面よりも機械圧縮比の低い側では実圧縮比が低くなる。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。
【００６７】
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。
【００６８】
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および図１１においてＷで示されるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の外部において高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の外縁に沿いつつ延びている。前述したように本発明による実施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および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの基準動作線Ｗ上を移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御される。なお、現在の動作点は相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４により常時検出されている。
【００６９】
次に本発明による機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の制御の仕方について基本的な制御の仕方から説明する。この基本的な制御の仕方が図１３から図１５に示されている。
【００７０】
すなわち、図１３は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上のｍ点における値に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられた場合を示している。ところで本発明による実施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、すなわち要求動作点の一例が図１３においてａ1、ａ2、ａ3、ａ4、ａ5、ａ6で示されている。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要求動作点がａ1であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ2であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ3である。
【００７１】
要求動作点が変化すると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は新たな要求動作点に向けて変化する。すなわち、図１３に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は要求動作点がａ1とされるとｍ点からａ1点に向けて変化し、要求動作点がａ2とされると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はａ2に向けて変化する。この場合、要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達すれば機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は何の問題もなく要求動作点の変化に追従して変化する。しかしながら要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達しない場合には問題を生ずる場合がある。
【００７２】
すなわち、図１３において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点ｍにあるときに要求動作点ａ1となったときには機械圧縮比および吸気弁時期は変化せず、このとき要求吸入空気量を満たすべくスロットル弁１７の開度が増大せしめられる。アクチュエータ１６によるスロットル弁１７の開度変化の応答性は極めて早く、したがって要求動作点がａ1になると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はｍ点からａ1点にただちに移る。
【００７３】
次いで要求動作点がａ2になると機械圧縮比がわずかばかり低下せしめられかつ吸気弁閉弁時期がわずかばかり進角されつつスロットル弁１７が全開にされる。このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は次の要求動作点ａ3が算出される頃には要求動作点ａ2の近くまで到達する。このとき到達する機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図１３の上方からみたところを示す図１４において動作点ｂ2で示されている。
【００７４】
要求動作点ａ3が算出されると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は動作点ｂ2から要求動作点ａ3に向けて移動を開始する。すなわち、スロットル弁１７が全開の状態で機械圧縮比は低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は進角せしめられる。ところが可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性および可変バルブタイミング機構Ｂによる吸気弁７の閉弁時期変化の応答性はそれほど早くなく、特に可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性はかなり遅い。したがって要求吸入空気量の増大速度が速い場合には要求動作点と機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点とが次第に離れていくことになる。例えば図１４において要求動作点がａ6まで移動したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点が依然としてｂ2付近に位置するような状態が生ずる。
【００７５】
しかしながらこのような場合、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。すなわち、この場合、吸気弁閉弁時期を進角させることにより動作点が侵入禁止領域Ｘ1内に侵入しそうになったときには吸気弁閉弁時期の進角作用が停止され、次いで機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられる。機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられると吸気弁閉弁時期が再び進角され、動作点が侵入禁止領域Ｘ1内に侵入しそうになると吸気弁閉弁時期の進角作用が停止される。以下、これが繰返される。
【００７６】
すなわち、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が侵入禁止領域Ｘ1の外縁に沿ってジグザグ状に移動することになり、斯くして機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性が得られないことになる。
【００７７】
そこで本発明では要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が現在の動作点から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期をこの目標動作点に向けて変化させるようにしている。
【００７８】
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Ｑ6を示す図１４を参照しつつ説明する。前述したように図１４は要求動作点がａ3になったときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂ2である場合を示している。この場合において矢印Ｒ2は機械圧縮比が要求動作点ａ3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表しており、矢印Ｔ2は吸気弁閉弁時期が要求動作点ａ3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表している。また、図１４においてｃ2は現在の動作点ｂ2から要求吸入空気量を満たす要求動作点ａ3に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を示している。
【００７９】
図１４に示されるように要求吸入空気量が増大せしめられかつ動作点ｂ2および要求動作点ａ3がスロットル全開面Ｑ6上にあるときにはこの目標動作点ｃ2は基準動作線Ｗ上に、図１４に示される例では最小燃費動作線Ｗ上に位置する。すなわち、図１４に示される例では、スロットル弁１７が全開状態に維持されているときには目標動作点は侵入禁止領域Ｘ1の外部であって侵入禁止領域Ｘ1の外縁に沿って延びる最小燃費動作線Ｗ上を移動せしめられる。
【００８０】
また、図１４において要求動作点がａ6であるときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂiであったとするとこの場合にも目標動作点は基準動作線Ｗ上の点ｃiとされる。なお、図１４において矢印Ｒiは同様に機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量を表しており、矢印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。
【００８１】
このように図１４に示される例では動作点がｂ2であるときに目標動作点ｃ2が算出されると一定時間後に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は目標動作点ｃ2に到達する。このとき現在の動作点ｃ2から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な次の新たな目標動作点が算出され、動作点は一定時間後にこの新たな目標動作点に到達する。この場合、本発明による実施形態では機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はＰＩＤ（比例積分微分）制御によって目標動作点に到達せしめられる。
【００８２】
このように図１４に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに移動する。すなわち、図１３において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期がｍ点に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は図１５において矢印で示されるように基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに変化せしめられる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性を確保することができることになる。
【００８３】
この場合、要求吸入空気量に対する機関の応答性を更に向上するためには目標動作点ｃ2、ｃiを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から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点ｂ2、ｂiから最も離れた動作点とされている。
【００８４】
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。
【００８５】
次に図１６から図３１を参照しつつ要求吸入空気量が減少せしめられた場合について説明する。なお、図１６から図３１のうちで図１６および図１７は要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合を示しており、図１８から図２５は要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合を示しており、図２６から図３１は要求吸入空気量が急激に減少せしめられた場合を示している。なお、図１６から図３１は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が基準動作線Ｗ上のｎ点にあるときに要求吸入空気量の減少作用が開始された場合を示している。
【００８６】
まず初めに図１６および図１７を参照しつつ要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合について説明する。なお、図１７は図１４と同様なスロットル全開面Ｑ6を示している。
【００８７】
図１７はこの場合における現在の動作点と要求動作点との関係を示している。すなわち、図１７には現在の動作点がｅiであるときの要求動作点がｄiで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲiで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＳiで示されている。更に図１７には現在の動作点がｅjであるときの要求動作点がｄjで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲjで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＳjで示されている。
【００８８】
この場合には要求動作点ｄiは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点ｄiが目標動作点となる。同様に要求動作点ｄjは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点ｄjが目標動作点となる。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、要求吸入空気量がゆっくりと減少するときにはスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が徐々に遅角され、実圧縮比が一定となるように機械圧縮比が徐々に増大される。
【００８９】
次に図１８から図２５を参照しつつ要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施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、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の要求動作点が図１８においてｄ1、ｄ2、ｄ3、ｄ4、ｄ5で示されている。
【００９０】
なお、本発明による制御を容易に理解しうるように図１８は要求動作点ｄ1における要求吸入空気量がＱ5であり、要求動作点ｄ2における要求吸入空気量がＱ5とＱ4の中間値であり、要求動作点ｄ3における要求吸入空気量がＱ4であり、要求動作点ｄ4における要求吸入空気量がＱ4とＱ3との中間値であり、要求動作点ｄ5における要求吸入空気量がＱ3であった場合を示している。すなわち、順次算出された要求吸入空気量がＱ6（ｎ点）から、Ｑ5、Ｑ5とＱ4の中間値、Ｑ4、Ｑ4とＱ3の中間値、Ｑ3に変化した場合を示している。
【００９１】
また図１９はスロットル全開面Ｑ6を示しており、図２０は吸入空気量がＱ5の同一吸入空気量面を示しており、図２１は吸入空気量がＱ5とＱ4の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２２は吸入空気量がＱ4の同一吸入空気量面を示しており、図２３は吸入空気量がＱ4とＱ3の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２４は吸入空気量がＱ3の同一吸入空気量面を示している。
【００９２】
さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図１８に示される動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量がＱ6からＱ5に変化し、その結果要求動作点がｄ1になったとすると、まず初めに図１９に示されるようにスロットル全開面Ｑ6上において目標動作点ｅ1が算出される。この目標動作点ｅ1の算出方法はこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点ｄ1に最も近い目標動作点ｅ1が算出される。図１９に示される例ではこの目標動作点ｅ1は基準動作線Ｗ上に位置している。
【００９３】
ところでこの目標動作点ｅ1における吸入空気量はＱ6とＱ5の中間値であって要求吸入空気量Ｑ5よりも大きい状態にある。しかしながら吸入空気量はできる限り要求吸入空気量に一致させることが好ましい。ところが要求吸入空気量が減少せしめられる場合にはスロットル弁１７の開度を変化させることによって吸入空気量を調整することができる。そこで目標動作点ｅ1における吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ5よりも大きい状態にある場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ5とするのに必要な目標開度までスロットル弁１７を閉弁させるようにしている。
【００９４】
すなわち、図１８において、図１９に示されるスロットル全開面Ｑ6上の目標動作点ｅ1の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ5上の点が最終的な目標動作点ｅ1とされる。この同一吸入空気量面Ｑ5上の最終的な目標動作点ｅ1が図１８および図２０に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ1に向けて変化せしめられることになる。すなわち、このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。
【００９５】
次いで要求吸入空気量がＱ5とＱ4の中間値になって要求動作点がｄ2になると、今度は図２０に示されるように現在の吸入空気量Ｑ5における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ2が算出される。この目標動作点ｅ2の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点ｄ2に最も近い目標動作点ｅ2が算出される。図２０に示される例ではこの目標動作点ｅ2は同一吸入空気量面Ｑ5内における基準動作線Ｗ上に位置している（なお、このときの基準動作線Ｗは図１０に示した基準動作線Ｗとは異なるものであり、同一吸入空気量面Ｑ5内における最小燃費動作線を示している）。
【００９６】
ところでこの場合にも目標動作点ｅ2における吸入空気量は要求吸入空気量よりも大きい状態にある。したがってこの場合にも、図１８において、図２０に示される同一吸入空気量面Ｑ5上の目標動作点ｅ2の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ5とＱ4の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ2とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ5とＱ4の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ2が図１８および図２１に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ2に向けて変化せしめられることになる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。
【００９７】
次いで要求吸入空気量がＱ4となり、次いでＱ4とＱ3の中間値となり、次いでＱ3になると同様なことが順次繰返される。すなわち、要求吸入空気量がＱ4になると図２２に示されるように同一吸入空気量面Ｑ4上における最終的な目標動作点ｅ3が算出され、要求吸入空気量がＱ4とＱ3の中間値になると図２３に示されるように同一吸入空気量面（Ｑ4とＱ3との中間値）上における最終的な目標動作点ｅ4が算出され、次いで要求吸入空気量がＱ3になると図２４に示されるように同一吸入空気量面Ｑ3上における最終的な目標動作点ｅ5が算出される。
【００９８】
この間、すなわち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が順次最終的な目標動作点ｅ3、ｅ4、ｅ5に向けて変化せしめられている間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は小さくされる。
【００９９】
要求吸入空気量がＱ3になると図２４に示されるように同一吸入空気量面Ｑ3上において順次最終的な目標動作点ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10が算出され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は順次これら最終的な目標動作点ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10を経て要求動作点ｄ5まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はｅ8に達するまで遅角され、スロットル弁１７の開度は徐々に大きくされてｅ8に達すると全開せしめられる。
【０１００】
図２５は図１８に示されるように目標吸入空気量がＱ6（ｎ点）からＱ3（目標動作点ｄ5）まで比較的速く減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図２５からこの場合には要求吸入空気量が最終的な目標値Ｑ3となった後（動作点ｅ4）、吸気弁閉弁時期の遅角動作が完了し（動作点ｅ8）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ5）ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｄ8）徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Ｑ3上の動作点ｅ5となるまで全開状態から徐々に低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角動作が完了するまで（動作点ｅ8）まで全開状態まで徐々に開弁せしめられる。
【０１０１】
図１８から図２５に示されるように要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられたときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の制御に加えてスロットル開度も制御される。本発明ではこのときには機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対し３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2が設定されており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点がこの３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入するのが禁止される。
【０１０２】
なお、この場合にも要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。更にこの場合、要求吸入空気量が変化したときにスロットル開度は３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2に侵入しないように要求吸入空気量に応じて変化せしめられる。
【０１０３】
なお、この場合でも機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度ができる限り早く要求吸入空気量を満たす要求動作点に達するように、目標動作点は、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点から最も離れた動作点とされる。
【０１０４】
またこの場合、本発明による実施形態では、要求吸入空気量が減少したときに、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて現在の吸入空気量における侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。一方、この場合、スロットル開度については算出された目標動作点において要求吸入空気量を満たす目標開度が算出されると共に目標開度が３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2でない限りはスロットル開度が目標開度まで変化せしめられる。
【０１０５】
次に図２６から図３１を参照しつつ要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量Ｑ1まで減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施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、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の要求動作点が図２６においてｄ1、ｄ2、ｄ3で示されている。
【０１０６】
なお、この場合にも本発明による制御を容易に理解しうるように図２６は要求動作点ｄ1における要求吸入空気量がＱ4であり、要求動作点ｄ2における要求吸入空気量がＱ2とＱ3の中間値であり、要求動作点ｄ3における要求吸入空気量がＱ1であった場合を示している。すなわち、順次算出された要求吸入空気量がＱ6（ｎ点）から、Ｑ4、Ｑ3とＱ2の中間値、Ｑ1に変化した場合を示している。
【０１０７】
また図２７はスロットル全開面Ｑ6を示しており、図２８は吸入空気量がＱ4の同一吸入空気量面を示しており、図２９は吸入空気量がＱ3とＱ2の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図３０は吸入空気量がＱ1の同一吸入空気量面を示している。
【０１０８】
さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図２６に示される動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量がＱ6からＱ4に変化し、その結果要求動作点がｄ1になったとすると、まず初めに図２７に示されるようにスロットル全開面Ｑ6上において目標動作点ｅ1が算出される。この目標動作点ｅ1の算出方法は図１９に示される算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点ｄ1に最も近い目標動作点ｅ1が算出される。図２７に示される例ではこの目標動作点ｅ1は基準動作線Ｗ上に位置している。
【０１０９】
一方、このとき図１８に示される場合と同様に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ4とするのに必要な目標開度までスロットル弁１７が閉弁せしめられる。
【０１１０】
すなわち、図２６において、図２７に示されるスロットル全開面Ｑ6上の目標動作点ｅ1の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ4上の点が最終的な目標動作点ｅ1とされる。この同一吸入空気量面Ｑ4上の最終的な目標動作点ｅ1が図２６および図２８に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ1に向けて変化せしめられることになる。このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。
【０１１１】
次いで要求吸入空気量がＱ3とＱ2の中間値になって要求動作点がｄ2になると、今度は図２８に示されるように現在の吸入空気量Ｑ4における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ2が算出される。この目標動作点ｅ2の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点ｄ2に最も近い目標動作点ｅ2が算出される。この場合にも、図２６において、図２８に示される同一吸入空気量面Ｑ4上の目標動作点ｅ2の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ3とＱ2の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ2とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ3とＱ2の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ2が図２６および図２９に示されている。
【０１１２】
次いで要求吸入空気量がＱ1になって要求動作点がｄ3になると図２９に示されるように同一吸入空気量面（Ｑ3とＱ2の中間値）上において目標動作点ｅ3が算出され、次いで図３０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ1上における最終的な目標動作点ｅ3が算出される。最終的な目標動作点ｅ3が算出されると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ3に向けて変化せしめられる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。
【０１１３】
ところでこのように要求吸入空気量が小さくなると同一吸入空気量面内に低負荷側侵入禁止領域Ｘ2が現われてくる。この同一吸入空気量面内に現われる低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は吸入空気量が小さくなるほど大きくなり、この同一吸入空気量面に現われる低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は図３０に示されるように要求吸入空気量が最小Ｑ1になったときに最大となる。なお、本発明による実施形態ではこの低負荷側侵入禁止領域Ｘ2の周りには低負荷側侵入禁止領域Ｘ2からわずかな間隔を隔てて、低負荷侵入禁止領域Ｘ2内への動作点の侵入を防止するための侵入阻止面が予め設定されており、この侵入阻止面と同一吸入空気量面との交線である侵入阻止線が図３０においてＷＸで示されている。
【０１１４】
さて、本発明による実施形態では吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ1になると図３０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ1上において機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から要求動作点ｄ3に最も近い各目標動作点ｅ4、ｅ5、ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10、ｅ11、ｅ12が順次算出される。この場合、目標動作点ｅ4のように要求動作点ｄ3に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線ＷＸに対し侵入禁止領域Ｘ2と反対側に位置するときには算出された目標動作点が目標動作点ｅ4とされる。これに対し、要求動作点ｄ3に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線ＷＸよりも侵入禁止領域Ｘ2に近い側にあるときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のいずれかの到達限界となる侵入阻止線ＷＸ上の点が目標動作点ｅ5、ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9とされる。
【０１１５】
すなわち、要求吸入空気量がＱ1になると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は同一吸入空気量面Ｑ1上において順次最終的な目標動作点ｅ4、ｅ5、ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10、ｅ11、ｅ12を経て要求動作点ｄ3まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はｅ10に達するまで遅角され、スロットル弁１７の開度は徐々に大きくされてｅ10に達すると全開せしめられる。
【０１１６】
図３１は図２６に示されるように目標吸入空気量がＱ6（ｎ点）からＱ1（目標動作点ｄ3）まで急激に減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図３１からこの場合には要求吸入空気量が最終的な目標値Ｑ1となった後（動作点ｅ2）、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し（動作点ｅ10）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ3）ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ10）徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Ｑ1上の動作点ｅ3となるまで全開状態から低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ10）まで徐々に開弁せしめられる。
【０１１７】
なお、要求吸入空気量が変化したときに要求吸入空気量を満たすスロットル弁１７の開度が３次元侵入禁止領域内、すなわち低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内となる場合がある。この場合にはスロットル弁１７の開度は前述した侵入阻止面まで、すなわち３次元侵入禁止領域内に侵入する手前まで変化せしめられ、次いで機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点は要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元侵入禁止領域内に侵入することなく変化せしめられる。
【０１１８】
図３２は現在の動作点から予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点を算出するための、すなわち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度の目標値を算出するためのルーチンを示している。
【０１１９】
このルーチンでは予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点がこの予め定められた一定時間毎に算出される。したがって図３２に示されるルーチンはこの予め定められた時間毎の割込みによって実行される。この予め定められた時間は任意に定めることができるが本発明による実施形態ではこの予め定められた一定時間は８msecとされている。したがって本発明による実施形態では図３２に示される目標値の算出ルーチンは８msec毎に実行され、現在の動作点から８msec後に到達可能な目標動作点が８msec毎に算出されることになる。
【０１２０】
図３２を参照するとまず初めにステップ１００において要求吸入空気量ＧＸが算出される。この要求吸入空気量ＧＸは例えばアクセルペダル４０の踏込み量および機関回転数の関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されている。次いでステップ１０１では要求吸入空気量ＧＸに応じた基準動作線Ｗ上の要求動作点が算出される。次いでステップ１０２では現在の動作点が要求動作点であるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点であるときには処理サイクルを完了する。これに対し、現在の動作点が要求動作点でないときにはステップ１０３に進んで要求吸入空気量ＧＸが現在の動作点における吸入空気量ＧＡよりも大きいか否かが判別される。
【０１２１】
ＧＸ＞ＧＡのとき、すなわち吸入空気量を増大すべきときにはステップ１０４に進み、図１３から図１５に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。すなわち、ステップ１０４では要求吸入空気量ＧＸに応じた目標スロットル開度が算出される。この目標スロットル開度は要求動作点がスロットル全開面Ｑ6上に位置すると通常は全開となる。次いでステップ１０５では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ１０６では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。
【０１２２】
次いでステップ１０７では図１４に基づき説明した方法でもって目標動作点が決定される。次いでステップ１０８では決定した目標動作点から機械圧縮比の目標値および吸気弁閉弁時期の目標値が算出される。スロットル開度の目標値はステップ１０４において既に目標スロットル開度として算出されている。
【０１２３】
一方、ステップ１０３においてＧＸ≦ＧＡであると判別されたとき、すなわち吸入空気量を減少すべきか又は吸入空気量が要求吸入空気量となっているときにはステップ１０９に進み、図１６から図３１に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。すなわち、ステップ１０９では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ１１０では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。
【０１２４】
次いでステップ１１２では要求吸入空気量を満たす目標スロットル開度が算出され、この目標スロットル開度がスロットル開度の目標値とされる。ただし、要求吸入空気量ＧＸを満たすスロットル開度が侵入禁止領域内となるときには目標スロットル開度は前述した侵入阻止面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくにしたがって目標スロットル開度は侵入阻止面に沿って変化せしめられる。
【０１２５】
なおこれまで説明していなかったが要求吸入空気量が増大する場合にも同様なことが生じうる。例えば、動作点が図１３において高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の下方領域に位置するときに要求吸入空気量が増大すると目標スロットル開度が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1内になる場合がある。このときには目標スロットル開度は各同一吸入空気量面に対し予め設定されている各基準動作線Ｗを含む基準動作面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくにしたがって目標スロットル開度はこの基準動作面に沿って変化せしめられる。
【０１２６】
図３３はＰＩＤ制御を用いて機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度が図３２に示されるルーチンにおいて算出された目標値になるように可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂおよびスロットル弁１７を駆動するための駆動ルーチンを示している。このルーチンは機関の運転が開始されると繰返し実行される。
【０１２７】
図３３を参照するとステップ２００では吸気弁閉弁時期の目標値ＩＴ0と現在の吸気弁閉弁時期ＩＴとの差ΔＩＴ（＝ＩＴ0−ＩＴ）が算出され、機械圧縮比の目標値ＣＲ0と現在の機械圧縮比ＣＲとの差ΔＣＲ（＝ＣＲ0−ＣＲ）が算出され、スロットル開度の目標値θ0と現在のスロットル開度θとの差Δθ（θ0−θ）が算出される。
【０１２８】
次いでステップ２０１ではΔＩＴに比例定数Ｋp1を乗算することによって可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の比例項Ｅp1が算出され、ΔＣＲに比例定数Ｋp2を乗算することによって可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の比例項Ｅp2が算出され、Δθに比例定数Ｋp3を乗算することによってスロットル弁１７に対する駆動電圧の比例項Ｅp3が算出される。
【０１２９】
次いでステップ２０２ではΔＩＴに積分定数Ｋi1を乗算してこの乗算結果（Ｋi1・ΔＩＴ）を積算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の積分項Ｅi1が算出され、ΔＣＲに積分定数Ｋi2を乗算してこの乗算結果（Ｋi2・ΔＣＲ）を積算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の積分項Ｅi2が算出され、Δθに積分定数Ｋi3を乗算してこの乗算結果（Ｋi3・Δθ）を積算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧の積分項Ｅi3が算出される。
【０１３０】
次いでステップ２０３では現在のΔＩＴと前回算出されたΔＩＴ1との差（ΔＩＴ−ΔＩＴ1）に微分定数Ｋd1を乗算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の微分項Ｅd1が算出され、現在のΔＣＲと前回算出されたΔＣＲ1との差（ΔＣＲ−ΔＣＲ1）に微分定数Ｋd2を乗算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の微分項Ｅd2が算出され、現在のΔθと前回算出されたΔθ1との差（Δθ−Δθ1）に微分定数Ｋd3を乗算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧の微分項Ｅd3が算出される。
【０１３１】
次いでステップ２０４では比例項Ｅp1と積分項Ｅi1と微分項Ｅd1とを加算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧Ｅ1が算出され、比例項Ｅp2と積分項Ｅi2と微分項Ｅd2とを加算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧Ｅ2が算出され、比例項Ｅp3と積分項Ｅi3と微分項Ｅd3とを加算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧Ｅ3が算出される。
【０１３２】
これら駆動電圧Ｅ1、Ｅ2、Ｅ3にしたがってそれぞれ可変バルブタイミング機構Ｂ、可変圧縮比機構Ａおよびスロットル弁１７が駆動されると吸気弁閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル開度はそれぞれ順次変化する目標値に向けて変化することになる。
【０１３３】
ところで、上記実施形態では、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相対位置センサ２２によって検出された現在の機械圧縮比が、図３２に示されるルーチンにおいて算出された目標値になるように可変圧縮比機構Ａがフィードバック制御（特に、上記実施形態ではＰＩＤ制御）される。したがって、相対位置センサ２２が故障して現在の機械圧縮比を検出することができなくなると、可変圧縮比機構Ａを適切に制御することができなくなってしまう。
【０１３４】
このため相対位置センサ２２が故障すると、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁の開度の組合せを示す動作点を目標動作点に制御することができないばかりか、この動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1や低負荷側侵入禁止領域Ｘ2に侵入してしまい、ノッキングの発生や燃焼の悪化を招いてしまう場合がある。
【０１３５】
動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1や低負荷側侵入禁止領域Ｘ2に侵入するのを防止する観点からは吸気弁閉弁時期を最進角させると共に機械圧縮比を最小として、スロットル弁１７のみで吸入空気量を制御すること、すなわち超高膨張比サイクルを行わない通常の内燃機関と同様な制御を行うことも考えられる。しかしながら、このようにスロットル弁１７のみで吸入空気量を制御した場合、ポンピング損失の増大や膨張比の低下により燃費が悪化してしまう。
【０１３６】
ところで、図１０および図１１を参照して説明したように、機械圧縮比、吸気弁閉弁時およびスロットル弁の開度の組合せを示す動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の外縁上で移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を制御することにより、ノッキングやトルク変動を生ずることなく最小の燃費を得ることができる。したがって、相対位置センサ２２が故障した場合においても、動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の外縁上で移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を制御することができれば、ノッキングやトルク変動を生ずることなく燃費を最小とすることができる。
【０１３７】
ここで、高負荷側侵入禁止領域Ｘ1では、実圧縮比が高くなることによってノッキングが発生するのを阻止すべく点火時期が遅角せしめられ、その結果、トルク変動が生じることになる。このようなトルク変動は高負荷側侵入禁止領域Ｘ1内で高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面（外縁）から離れるほど大きくなる。逆に言うと、高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面（外縁）上では、僅かなトルク変動のみが生じることになる。このような僅かなトルク変動は、トルクセンサ４３によって検出することができる。
【０１３８】
そこで、本発明による実施形態では、基本的には、トルクセンサ４３によって検出されるトルク変動が微少量である範囲内で最も機械圧縮比が高く且つスロットル弁１７の開度が大きくなるように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を制御することとしている。換言すると、本発明による実施形態では、基本的には、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が図３４および図３５に示した実線Ｗ’上に到達するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を制御しているといえる。以下の説明では、この実線Ｗ’を到達目標線と称する。なお、図３４および図３５からわかるように到達目標線Ｗ’は、同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面Ｑ6上であって高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面上を延びており、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上を鉛直下方に延びている。
【０１３９】
次に、相対位置センサ２２が故障した場合における機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の制御の仕方について説明する。まず、図３６から図４１を参照しつつ要求吸入空気量が減少せしめられた場合について説明する。なお、図３６から図３８は本発明の実施形態による要求吸入空気量が減少せしめられた場合における制御を示す図であり、図３９から図４１は本発明の実施形態による制御を行った場合の利点を説明するための図である。また、図３７は吸入空気量がＱ4の同一吸入空気量面を示しており、図３７は吸入空気量がＱ3の同一吸入空気量面を示している。
【０１４０】
図３６は、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期がｎ点にあるときに要求吸入空気量がＱ4からＱ3に減少せしめられた場合を示している。要求吸入空気量がＱ3に減少せしめられると、この要求吸入空気量Ｑ3を満たす到達目標線Ｗ’上の動作点ｆに向かって機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御されることになる。すなわち、吸気弁閉弁時期はバルブタイミングセンサ２３の出力に基づいて最終的に動作点ｆに対応した吸気弁閉弁時期に到達するように制御され、スロットル弁１７の開度はスロットル開度センサ２４の出力に基づいて最終的に動作点ｆに対応したスロットル弁１７の開度に到達するように制御される。一方、機械圧縮比は、上述したように機械圧縮比を検出する相対位置センサ２２が故障していることから、吸気弁閉弁時期が動作点ｆに対応した吸気弁閉弁時期となっており且つスロットル弁１７の開度が動作点ｆに対応したスロットル弁１７の開度となっているときにトルクセンサ４３によって微少量のトルク変動のみが検出されるような機械圧縮比に最終的に到達するように制御される。
【０１４１】
機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が同一吸入空気量面Ｑ4上の点ｎにあるときに要求吸入空気量がＱ3に減少せしめられた場合の具体的な制御の方法について説明する。なお、相対位置センサ２２が故障していることから、実際の動作点がｎ点にある場合には、動作点ｎに対応する吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を検出することはできるが、動作点ｎに対応する機械圧縮比を検出することはできない。したがって、実際の動作点がｎ点にある場合には、動作点が図３６および図３７に示される同一吸入空気量面Ｑ4上の破線Ｚ上のどこかにあることのみが検出されることになる。
【０１４２】
機械圧縮比および吸気弁閉弁時期がｎ点にあるときに要求吸入空気量がＱ3に減少せしめられた場合、図３６および図３７に示されるように、まず吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更させることなく、機械圧縮比のみが増大される。すなわち、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はｎ点から図３７に示される同一吸入空気量面Ｑ4上で垂直方向上方に移動せしめられる。
【０１４３】
このように機械圧縮比のみを増大させると、現在の動作点はやがて高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面上の点ｇ1に到達し、トルクセンサ４３によって微少量のトルク変動が検出されるようになる。高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面上における機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル弁１７の開度との関係は予め把握されていることから、動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面上の点ｇ1に到達すると、現在の機械圧縮比を把握することができるようになる。
【０１４４】
現在の動作点がｇ1点に到達すると、次いで、吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ3とするのに必要な目標開度までスロットル弁１７が閉弁せしめられる。また、本実施形態では、これと同時に機械圧縮比も増大せしめられる。ここでスロットル弁１７の動作速度は機械圧縮比の動作速度よりも速いことから、スロットル弁１７の開度を小さくすることと機械圧縮比の増大とを同時に行っても、動作点は高負荷側侵入禁止領域Ｘ1に侵入することなく推移する。
【０１４５】
この結果、スロットル弁１７の開度が吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ3とするのに必要な目標開度に到達したときには、図３８に示されるように動作点は同一吸入空気量面Ｑ3上の点ｇ2に到達する。動作点ｇ2の機械圧縮比は動作点ｇ1における機械圧縮比よりも増大せしめられており、この増大幅はスロットル弁１７の開度を小さくすることによって吸入空気量をＱ3からＱ4にするのにかかる時間に亘って機械圧縮比を最大速度で増大させた場合の増大幅に等しい。
【０１４６】
現在の動作点がｇ2点に到達すると、再び吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更させることなく、機械圧縮比のみが増大される。すなわち、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を示す動作点はｇ2点から図３８に示される同一吸入空気量面Ｑ3上で垂直方向上方に移動せしめられる。このように機械圧縮比のみを増大させると、現在の動作点はやがて高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面上の点ｇ3に到達し、トルクセンサ４３によって再び微少量のトルク変動が検出されるようになる。
【０１４７】
このように現在の動作点がｇ3点に到達すると、その後、高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面に沿って動作点が移動せしめられる。すなわち、吸気弁閉弁時期が動作点ｆに対応した吸気弁閉弁時期に向かってバルブタイミングセンサ２３の出力に基づいて吸気弁閉弁時期が変更せしめられ、それに伴って動作点が同一吸入空気量面Ｑ3上に位置するようにスロットル弁１７の開度が変更せしめられる。このとき、機械圧縮比は、トルクセンサ４３の出力に基づいてフィードバック制御される。すなわち、トルクセンサ４３によって検出されたトルク変動が０の場合には増大せしめられ、トルクセンサ４３によって検出されたトルク変動が上記微少量を超えた場合、すなわち検出されたトルク変動が予め定められた基準トルク変動以上となった場合には減少せしめられる。
【０１４８】
なお、上述した例では、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更させることなく、機械圧縮比のみを増大させた場合に現在の動作点は必ず高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面に到達しているが、高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面に到達する前に機械圧縮比が燃焼室５の構造上限界となる最大限界機械圧縮比となる場合がある。このような場合には、機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に到達したときを、動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面に到達したものとしてその後の制御が行われる。
【０１４９】
また、上述した例では、動作点をｎ点からｇ1点に変更する際には、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更させることなく、機械圧縮比のみを増大させている。しかしながら、機械圧縮比のみを増大させると実圧縮比が増大するため、要求吸入空気量がＱ3に減少せしめられているにも関わらず、すなわち減速要求があるにも関わらず、出力トルクが増大してしまうことになる。そこで、要求吸入空気量が減少せしめられた直後は、機械圧縮比の増大に加えてスロットル弁１７の開度を小さくするようにしてもよい。これにより減速要求に伴って出力トルクを減少させることができ、よって減速感を出すことができる。ただし、このときスロットル弁１７の開度を急激に小さくすると、後述するように動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入してしまう場合があることから、スロットル弁１７の開度の減少は緩やかに行われる。
【０１５０】
さらに、上述したように本発明による実施形態では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、図３６から図３８は、或る時刻に要求吸入空気量が減少せしめられ、このときに算出された要求吸入空気量がＱ3であり、その後、検出される要求吸入空気量がＱ3に維持されている場合を示している。しかしながら、要求吸入空気量が徐々に変化する場合も同様な制御が行われる。
【０１５１】
たとえば、図３６〜図３８に示された例において、動作点がｇ2点に到達したときに要求吸入空気量がＱ2に変化した場合には、その後、動作点ｇ2から図３６に示した同一吸入空気量面Ｑ2上の点ｆ’（図３６参照）に向かって、上述したように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御される。
【０１５２】
次に、図３９から図４１を参照して、図３６から図３８に示される制御を行うことによる利点について説明する。図３９から図４１は、図３６から図３８に示される制御を行わなかった場合に、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期がｎ点にあるときに要求吸入空気量がＱ4からＱ1に減少せしめられた場合を示している。特に、図３９から図４１に示した例では、要求吸入空気量がＱ1に減少せしめられたときに、この要求吸入空気量Ｑ1を満たす到達目標線Ｗ’上の動作点ｆに向かって吸気弁閉弁時期が最大速度で遅角せしめられ、スロットル弁１７の開度が最大速度で小さくせしめられ、また、機械圧縮比が最大速度で高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面に向かって（すなわち、トルクセンサ４３によって検出されるトルク変動が微少量となる機械圧縮比に向かって）増大せしめられた場合を示している。なお、図４０は吸入空気量がＱ4の同一吸入空気量面を示しており、図４１は吸入空気量がＱ1の同一吸入空気量面を示している。
【０１５３】
このように、動作点がｎ点にあるときに動作点ｆに向かって吸気弁閉弁時期を最大速度で遅角させ、スロットル弁１７の開度を最大速度で小さくさせると共に、機械圧縮比を最大速度で増大させると、一定期間経過後には、図４０に示すように、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は機械圧縮比がｎ点よりも高く且つ吸気弁閉弁時期がｎ点よりも遅角されたｇ1点に到達する。また、この一定期間中には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の変化に加えてスロットル弁１７の開度が最大速度で変化せしめられており、したがって機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を示す動作点ｇ1は図４０に示される同一吸入空気量面Ｑ4上の動作点ｇ1の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ1上に位置する。これにより、吸入空気量は要求吸入空気量と等しくなる。
【０１５４】
図４１に示されるように、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を示す動作点がｇ1に達すると、その後、吸気弁閉弁時期が最大速度で遅角せしめられ且つ機械圧縮比が最大速度で増大せしめられ、その結果、吸気弁閉弁時期が最遅角せしめられ、動作点ｇ2に到達する。動作点ｇ2に到達すると、その後、トルクセンサ４３によって検出されるトルク変動が微少量となるまで機械圧縮比のみが増大せしめられる。
【０１５５】
このように吸気弁閉弁時期、スロットル弁１７の開度及び機械圧縮比を最大速度で変化させると、図３９および図４１から分かるように、動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入してしまうことになる。これは吸入空気量が少ないほど且つ吸気弁閉弁時期が遅角されるほど低負荷側侵入禁止領域Ｘ2が広くなることによるものである。したがって、動作点を変化させる前には低負荷側侵入禁止領域Ｘ2から外れている場合であっても、吸入空気量を減少させるべくスロットル弁１７の開度を小さくしたり、吸気弁閉弁時期を遅角させたりして動作点を変化させると、機械圧縮比の値によっては動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内に侵入してしまうことになる。
【０１５６】
これに対して本発明による実施形態によれば、図３６から図３８に示されるように、要求吸入空気量が減少せしめられると、最初に、吸気弁閉弁時期を変更させることなく機械圧縮比が増大せしめられる。その後、トルクセンサ４３によって基準トルク変動以上のトルク変動が検出されない範囲内で最も高い機械圧縮比に達するかまたは可変圧縮比機構の機構上それ以上機械圧縮比を増大させることのできない最大限界機械圧縮比に達した後に吸気弁閉弁時期の変更が開始せしめられる。このように最初に機械圧縮比が増大せしめられると、動作点は必ず低負荷側侵入禁止領域Ｘ2から離れる方向に移動せしめられることになる。このため、動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2に侵入してしまうことを抑制することができる。
【０１５７】
次に、図４２から図４９を参照しつつ要求吸入空気量が増大せしめられた場合について説明する。なお、図４２から図４５は本発明の実施形態による要求吸入空気量が増大せしめられた場合における制御を示す図であり、図４６から図４９は本発明の実施形態による制御を行った場合の利点を説明するための図である。また、図４３は吸入空気量がＱ3の同一吸入空気量面を示しており、図４４は吸入空気量がＱ4とＱ5の間の同一吸入空気量面を示しており、図４５は吸入空気量がＱ5の同一吸入空気量面を示している。
【０１５８】
図４２は、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が同一吸入空気量面Ｑ3上の点ｍにあるときに要求吸入空気量がＱ3からＱ5に増大せしめられた場合を示している。要求吸入空気量がＱ5に増大せしめられると、この要求吸入空気量Ｑ5を満たす到達目標線Ｗ’上の動作点ｈに向かって機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御されることになる。すなわち、吸気弁閉弁時期はバルブタイミングセンサ２３の出力に基づいて最終的に動作点ｈに対応した吸気弁閉弁時期に到達するように制御され、スロットル弁１７の開度はスロットル開度センサ２４の出力に基づいて最終的に動作点ｈに対応したスロットル弁１７の開度に到達するように制御される。一方、機械圧縮比は、上述したように機械圧縮比を検出する相対位置センサ２２が故障していることから、吸気弁閉弁時期が動作点ｈに対応した吸気弁閉弁時期となっており且つスロットル弁１７の開度が動作点ｈに対応したスロットル弁１７の開度となっているときにトルクセンサ４３によって微少量のトルク変動のみが検出されるような機械圧縮比に最終的に到達するように制御される。
【０１５９】
機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が同一吸入空気量面Ｑ3上の点ｍにあるときに要求吸入空気量がＱ5に増大せしめられた場合の具体的な制御の方法について説明する。なお、相対位置センサ２２が故障していることから、実際の動作点がｍ点にある場合には、動作点ｍに対応する吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を検出することはできるが、動作点ｍに対応する機械圧縮比を検出することはできない。
【０１６０】
動作点がｍ点にあるときに要求吸入空気量がＱ5に増大せしめられた場合、図４２および図４３に示されるように、まず吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更させることなく、機械圧縮比のみが減少せしめられる。すなわち、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を示す動作点はｍ点から図４３に示される同一吸入空気量面Ｑ3上で垂直方向下方に移動せしめられる。
【０１６１】
このように機械圧縮比のみを減少させると、機械圧縮比はやがて機構上それ以上圧縮比を減少させることができない最小限界機械圧縮比に到達し、よって現在の動作点は図４２および図４３に示されたｉ1点に到達する。最小限界機械圧縮比に到達すると、駆動モータ５９がそれ以上回転することができなくなることから、駆動モータ５９の負荷が増大し、これにより機械圧縮比が最小限界機械圧縮比に到達したことを把握することができる。
【０１６２】
現在の動作点がｉ1点に到達すると、機械圧縮比が最小限界機械圧縮比に維持されたまま、吸気弁閉弁時期が動作点ｈに対応する吸気弁閉弁時期に向かって進角せしめられ、同時に、スロットル弁１７の開度が動作点ｈに対応するスロットル弁１７の開度に向かって増大せしめられる。図４２および図４３に示した例では、吸気弁閉弁時期が動作点ｈに対応する吸気弁閉弁時期に到達するよりも先にスロットル弁１７の開度が動作点ｈに対応するスロットル弁１７の開度、すなわち全開に到達し、このときの動作点はｉ2点となる。特に、図４２および図４３に示した例では、動作点ｉ2は図４４に示したＱ4とＱ5の間の同一吸入空気量面上に位置している。また、この動作点ｉ2における機械圧縮比は最小限界機械圧縮比となっている。
【０１６３】
スロットル弁１７の開度が動作点ｈに対応するスロットル弁１７の開度に到達した後も、引き続き機械圧縮比が最小限界機械圧縮比に維持されたまま、吸気弁閉弁時期が動作点ｈに対応する吸気弁閉弁時期に向かって進角せしめられる。このとき、動作点はスロットル全開面Ｑ6上を移動することになる。吸気弁閉弁時期が進角せしめられると、吸気弁閉弁時期はやがて動作点ｈに対応する吸気弁閉弁時期に到達し、このときの動作点は図４５に示される同一吸入空気量面Ｑ5上の点ｉ3となる。なお、この動作点ｉ3における機械圧縮比も最小限界機械圧縮比となっている。
【０１６４】
このように吸気弁閉弁時期が動作点ｈに対応する吸気弁閉弁時期に到達し、スロットル弁１７の開度が動作点ｈに対応するスロットル弁１７の開度に到達すると、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更させることなく、機械圧縮比のみが増大せしめられる。すなわち、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を示す動作点はｉ3点から図４５に示される同一吸入空気量面Ｑ5上で垂直方向上方に移動せしめられる。
【０１６５】
このように機械圧縮比のみを増大させると現在の動作点はやがて高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面上の点に到達し、トルクセンサ４３によって微少量のトルク変動が検出されるようになり、最終的に到達目標線Ｗ’上の動作点ｈに到達することになる。
【０１６６】
なお、上述した例では、まず、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更させることなく機械圧縮比を最小限界機械圧縮比まで減少させているが、機械圧縮比が最小限界機械圧縮比に到達する前に動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2の境界面に到達する場合がある。このような場合には、動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2の境界面に到達したときを、機械圧縮比が最小限界機械圧縮比に到達したものとしてその後の制御が行われる。
【０１６７】
また、上述した例では、動作点をｍ点からｉ1点に変更する際には、最初に吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を変更させることなく機械圧縮比のみを減少させている。しかしながら、機械圧縮比のみを減少させると、要求吸入空気量がＱ5に増大しているにも関わらず、すなわち加速要求があるにも関わらず、出力トルクが減少してしまうことになる。そこで、要求吸入空気量が増大せしめられた直後は、機械圧縮比の減少に加えてスロットル弁１７の開度を大きくするようにしてもよい。これにより加速要求に伴って出力トルクを増大させることができ、よって加速感を出すことができる。ただし、このときスロットル弁１７の開度を急激に大きくすると、後述するように動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1に侵入してしまう場合があることから、スロットル弁１７の開度の増大は緩やかに行われる。
【０１６８】
さらに、上述したように本発明による実施形態では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、図４２から図４５は、或る時刻に要求吸入空気量が増大せしめられ、このときに算出された要求吸入空気量がＱ5であり、その後、検出される要求吸入空気量がＱ5に維持されている場合を示している。しかしながら、要求吸入空気量が徐々に変化する場合も同様な制御が行われる。
【０１６９】
図４６から図４９を参照して、図４２から図４５に示される制御を行うことによる利点について説明する。図４６から図４９は、図４２から図４５に示される制御を行わなかった場合に、動作点が点ｍにあるときに要求吸入空気量がＱ3からＱ4に増大せしめられた場合を示している。特に、図４６から図４９に示した例では、要求吸入空気量がＱ4に増大せしめられたときに、この要求吸入空気量Ｑ4を満たす到達目標線Ｗ’上の動作点ｈに向かって吸気弁閉弁時期が最大速度で進角せしめられ、スロットル弁１７の開度が最大速度で大きくせしめられた場合を示している。このとき、機械圧縮比は、トルクセンサ４３によって検出されるトルク変動が上記基準トルク変動以上となった場合に減少せしめられるように制御されている。なお、図４７は吸入空気量がＱ3の同一吸入空気量面を示しており、図４８は吸入空気量がＱ3とＱ4の間の同一吸入空気量面、図４９は吸入空気量がＱ4の同一吸入空気量面を示している。
【０１７０】
このように、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｍ点にあるときに動作点ｈに向かって吸気弁閉弁時期を最大速度で進角させ、スロットル弁１７の開度を最大速度で大きくすると、一定期間経過後には、図４８に示されるように、動作点は吸気弁閉弁時期がｍ点よりも早く、スロットル弁１７の開度がｍ点よりも大きい、吸入空気量がＱ3とＱ4の間の同一吸入空気量面上の点ｉ1に移動する。この動作点ｉ1は高負荷側侵入禁止領域Ｘ1に僅かに侵入して、トルク変動が上記基準トルク変動以上となるため、動作点がｉ1点に達した後は、機械圧縮比が最大速度で減少せしめられることになる。
【０１７１】
現在の動作点がｉ1点に到達した後に、吸気弁閉弁時期を最大速度で進角させ、スロットル弁１７の開度の開度を最大速度で大きくし、機械圧縮比を最大速度で減少させると、一定期間経過後には、吸気弁閉弁時期が動作点ｈに対応する吸気弁閉弁時期に到達し、スロットル弁１７の開度が動作点ｈに対応するスロットル弁１７の開度に到達する。このときの動作点は、図４９に示される同一吸入空気量面Ｑ4上の点ｉ2となる。動作点ｉ2に到達すると、その後、トルクセンサ４３によって検出されるトルク変動が基準トルク変動よりも小さくなるまで機械圧縮比のみが減少せしめられる。
【０１７２】
このように吸気弁閉弁時期、スロットル弁１７の開度を最大速度で変化させると、図４６、図４９から分かるように、動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1内に侵入してしまうことになる。これは吸入空気量が多いほど且つ吸気弁閉弁時期が進角されるほど高負荷側侵入禁止領域Ｘ1が広くなることによるものである。したがって、動作点を変化させる前には高負荷側侵入禁止領域Ｘ1から外れている場合であっても、吸入空気量を増大させるべくスロットル弁１７の開度を大きくしたり、吸気弁閉弁時期を進角させたりして動作点を変化させると、機械圧縮比の値によっては動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1に侵入してしまうことになる。
【０１７３】
これに対して本発明による実施形態によれば、図４２から図４５に示されるように、要求吸入空気量が減少せしめられると、最初に、吸気弁閉弁時期を変更させることなく機械圧縮比が減少せしめられる。その後、トルクセンサ４３によって基準トルク変動以上のトルク変動が検出されない範囲内で最も低い機械圧縮比に達するかまたは可変圧縮比機構の機構上それ以上機械圧縮比を低下させることのできない最小限界機械圧縮比に到達した阿智の吸気弁閉弁時期の変更が開始せしめられる。このように最初に機械圧縮比が減少せしめられると、動作点は必ず高負荷側侵入禁止領域Ｘ1から離れる方向に移動せしめられることになる。このため、動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1に侵入してしまうことを抑制することができる。
【０１７４】
図５０から図５２は相対位置センサ２２が故障した場合に可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂおよびスロットル弁１７を駆動するための駆動ルーチンを示している。このルーチンは、相対位置センサ２２が故障していない場合における図３２に示した目標値を算出するためのルーチンと図３３に示した駆動ルーチンとをまとめたものであり、予め定められた一定時間毎の割り込みによって実行される。
【０１７５】
図５０を参照するとまず初めにステップ３００において現在の要求吸入空気量ＧＸnが算出される。次いで、ステップ３０１では現在の要求吸入空気量ＧＸnが前回の要求吸入空気量ＧＸn-1とほぼ同一でるか否か、すなわち要求吸入空気量に変化が無いか否かが判別され、現在の要求吸入空気量ＧＸnが前回の要求吸入空気量ＧＸn-1とほぼ同一である（ＧＸn≒ＧＸn-1）と判定された場合にはステップ３０２へと進む。
【０１７６】
ステップ３０２では減速フラグＸｄが１であるか否かが判別される。減速フラグＸｄは要求吸入空気量が減少せしめられてから動作点が減少後の要求吸入空気量に対応する到達目標線Ｗ’上の動作点に到達するまでの間に１とされ、それ以外の場合には０とされるフラグである。図３６から図３８を参照して説明すると、減速フラグＸｄは要求吸入空気量がＱ3に減少してから現在の動作点が点ｆに到達するまで１とされ、点ｆに到達してから０にリセットされる。ステップ３０２において減速フラグＸｄが０であると判定された場合、すなわち要求吸入空気量の減少に伴う動作点の変更中ではないと判定された場合には、ステップ３０３へと進む。
【０１７７】
ステップ３０３では加速フラグＸａが１であるか否かが判別される。加速フラグＸａは要求吸入空気量が増大せしめられてから動作点が増大後の要求吸入空気量に対応する到達目標線Ｗ’上の動作点に到達するまでの間に１とされ、それ以外の場合には０とされるフラグである。図４２から図４５を参照して説明すると、加速フラグＸａは要求吸入空気量がＱ5に増大してから現在の動作点がｈ点に到達するまで１とされ、ｈ点に到達してから０にリセットされる。ステップ３０３において加速フラグＸａが０であると判定された場合、すなわち要求吸入空気量の増大に伴う動作点の変更中ではないと判定された場合には、ステップ３０４へと進む。なお、ステップ３０４へと進む場合とは、要求吸入空気量に変化が無く、且つ要求吸入空気量の増減に伴う動作点の変更中でもないことから、機関運転状態が定常運転状態となっている場合を意味している。
【０１７８】
ステップ３０４では、現在の要求吸入空気量ＧＸnを満たす到達目標線Ｗ’上の動作点に対応するスロットル弁１７の開度が目標開度θ0として算出されると共に、現在のスロットル開度θと目標開度θ0との差Δθ（＝θ0−θ）が算出される。次いで、ステップ３０５では、現在の要求吸入空気量ＧＸnを満たす到達目標線Ｗ’上の動作点に対応する吸気弁閉弁時期が目標閉弁時期ＩＴ0として算出されると共に、現在の吸気弁閉弁時期ＩＴと目標閉弁時期ＩＴ0との差ΔＩＴ（＝ＩＴ0−ＩＴ）が算出される。
【０１７９】
次いで、ステップ３０６では、ステップ３０４において算出されたΔθに基づいて図３３のステップ２０１からステップ２０４に示した手法によりスロットル弁１７に対する駆動電圧Ｅ3が算出されると共に、ステップ３０５において算出されたΔＩＴに基づいて図３３のステップ２０１からステップ２０４に示した手法により可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧Ｅ1が算出される。これら駆動電圧Ｅ1、Ｅ3にしたがって可変バルブタイミング機構Ｂおよびスロットル弁１７が駆動される。
【０１８０】
次いで、ステップ３０７ではトルクセンサ４３によって検出されたトルク変動ＴＲがほぼ０であるか否かが判定される。ステップ３０７において、トルク変動ＴＲがほぼ０であると判定された場合、すなわち動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1外であって高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面から離れている場合にはステップ３０８へと進む。ステップ３０８では可変圧縮比機構Ａに対する今回の駆動電圧Ｅ2(n)が前回の駆動電圧Ｅ2(n-1)に所定値ΔＥ2を加えた値とされ、機械圧縮比が増大せしめられる。
【０１８１】
一方、ステップ３０７において、トルク変動Ｔｒが０ではないと判定された場合には、ステップ３０９へと進む。ステップ３０９ではトルク変動ＴＲが基準トルク変動ＴＲｓ以上であるか否かが判別される。ステップ３０９において、トルク変動ＴＲが基準トルク変動ＴＲｓ以上であると判定された場合、すなわち動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1内に侵入している場合にはステップＳ３１０へと進む。ステップＳ３１０では可変圧縮比機構Ａに対する今回の駆動電圧Ｅ2(n)が前回の駆動電圧Ｅ2(n-1)から所定値ΔＥ2が減算された値とされ、機械圧縮比が減少せしめられる。一方、ステップ３０９において、トルク変動Ｔｒが基準トルク変動ＴＲｓよりも小さいと判定された場合、すなわち動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面上に位置する場合には今回の駆動電圧Ｅ2(n)は前回の駆動電圧Ｅ2(n-1)と同一のまま維持される。
【０１８２】
一方、要求吸入空気量が減少した場合、ステップ３０１では現在の要求吸入空気量ＧＸnが前回の要求吸入空気量ＧＸn-1と異なると判定されてステップ３１３へと進む。ステップ３１３では現在の要求吸入空気量ＧＸnが前回の要求吸入空気量ＧＸn-1よりも小さいか否かが判別される。要求吸入空気量が減少した場合には現在の要求吸入空気量ＧＸnが前回の要求吸入空気量ＧＸn-1よりも小さいと判定されてステップ３１４へと進み、減速フラグＸｄが１とされる。
【０１８３】
次いで、ステップ３１５では、到達フラグＸｇａが０であるか否かが判別される。到達フラグＸｇａは要求吸入空気量が減少せしめられてから機械圧縮比のみを増大することによって動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面上に到達した場合に１とされ、到達する前には０とされるフラグである。要求吸入空気量が減少した直後は到達フラグＸｇａが０とされており、よってステップ３１５では到達フラグＸｇａが０であると判定され、ステップ３１６へと進む。
【０１８４】
ステップ３１６ではトルク変動ＴＲが０よりも大きいか否か、すなわち動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の境界面上に到達しているか否かが判別される。トルク変動ＴＲが０であると判定された場合には、ステップ３１７へと進む。ステップＳ３１７では、ステップ３０８と同様に可変圧縮比機構Ａに対する今回の駆動電圧Ｅ2(n)が前回の駆動電圧Ｅ2(n-1)に所定値ΔＥ2を加えた値とされ、機械圧縮比が増大せしめられる。これにより、図３６および図３７に示された例において動作点がｎ点からｇ1点へと変更せしめられる。その後、機械圧縮比の増大により動作点が高負荷側禁止領域Ｘ1の境界面上に到達すると、すなわち図３６および図３７に示された例において動作点がｇ1点に到達すると、次のルーチンではステップ３１６においてトルク変動ＴＲが０よりも大きいと判定され、ステップ３１６からステップ３１８へと進む。ステップ３１８では到達フラグＸｇａが１とされる。
【０１８５】
到達フラグＸｇａが１とされると次のルーチンでは、ステップ３１５において到達フラグＸｇａが０ではないと判定され、ステップ３１９、３２０へと進む。ステップ３１９、３２０ではそれぞれステップ３０４、３０５と同様にΔθ、ΔＩＴが算出され、ステップ３２１へと進む。ステップ３２１では、Δθ、ΔＩＴがほぼ０であり且つトルク変動ＴＲが０よりも大きく且つ基準トルク変動ＴＲｓよりも小さいか否か、すなわち図３６から図３８に示された例において動作点がｆ点に到達したか否かが判別される。ステップ３２１においてこれら要件のうちいずれか一つでも満たされないものがあった場合にはステップ３２２へと進む。ステップ３２２ではステップ３１９で算出されたΔθに基づいてステップ３０６と同様にスロットル弁１７に対する駆動電圧Ｅ3が算出される。これにより、図３６から図３８に示された例においてスロットル弁１７の開度が動作点ｆに対応するスロットル弁１７の開度に向かって変更せしめられる。
【０１８６】
次いで、ステップ３２３では、トルクセンサ４３によって検出されたトルク変動ＴＲが０であるか否かが判別され、トルク変動ＴＲが０であると判定された場合にはステップ３２４へと進む。ステップ３２４ではステップ３０９と同様に可変圧縮比機構Ａに対する今回の駆動電圧Ｅ2(n)が算出され、機械圧縮比が増大せしめられる。
【０１８７】
一方、ステップ３２３において、トルク変動ＴＲが０ではないと判定された場合にはステップ３２５へと進む。ステップ３２５ではステップ３２０で算出されたΔＩＴに基づいてステップ３０６と同容に可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧Ｅ1が算出される。これにより、図３６から図３８に示された例において吸気弁閉弁時期が動作点ｆに対応する吸気弁閉弁時期に向かって変更せしめられる。次いで、ステップ３２６では、トルクセンサ４３によって検出されたトルク変動ＴＲが基準トルク変動ＴＲｓ以上であるか否かが判別される。トルク変動ＴＲが基準トルク変動ＴＲｓ以上であると判定された場合にはステップ３２７へと進み、ステップ３１０と同様に可変圧縮比機構Ａに対する今回の駆動電圧Ｅ2(n)が算出され、機械圧縮比が減少せしめられる。
【０１８８】
ステップ３２２からステップ３２７による制御を繰り返した結果、動作点が要求吸入空気量に対応する到達目標線Ｗ’上の動作点に到達すると、すなわち図３６から図３８に示された例において現在の動作点が動作点ｆに到達すると、次のルーチンにおいてステップ３２１でΔθ、ΔＩＴがほぼ０であって且つトルク変動ＴＲが０よりも大きく且つ基準トルク変動ＴＲｓよりも小さいと判定され、ステップ３２８へと進む。ステップ３２８では、到達フラグＸｇａ、減速フラグＸｄが０にリセットされる。
【０１８９】
逆に、要求吸入空気量が増大した場合、ステップ３１３において現在の要求吸入空気量ＧＸnが前回の要求吸入空気量ＧＸn-1よりも大きいと判定されてステップ３３０へと進む。ステップ３３０では、加速フラグＸａが１とされる。
【０１９０】
次いで、ステップ３３１では、到達フラグＸｇｂが０であるか否かが判別される。到達フラグＸｇｂは要求吸入空気量が減少せしめられてから機械圧縮比のみを減少させることによって、動作点が低負荷側侵入禁止領域Ｘ2の境界面上に到達した場合または機械圧縮比が最小限界機械圧縮比に到達した場合に１とされ、到達する前には０とされるフラグである。要求吸入空気量が増大した直後は到達フラグＸｇｂが０とされており、よってステップ３３１では到達フラグＸｇｂが０であると判定され、ステップ３３２へと進む。
【０１９１】
ステップ３３２ではトルクセンサ４３によって検出されたトルク変動ＴＲが０よりも大きいか否か、すなわち動作点が低負荷側禁止領域Ｘ2の境界面上に到達しているか否かが判別され、ステップ３３３では機械圧縮比が最小限界機械圧縮比に到達しているか否かが判別される。ステップ３３２でトルク変動ＴＲが０であると判定され且つステップ３３３で機械圧縮比が最小限界機械圧縮比に到達していないと判定された場合にはステップ３３４へと進む。ステップ３３４ではステップ３１０と同様に可変圧縮比機構Ａに対する今回の駆動電圧Ｅ2(n)が前回の駆動電圧Ｅ2(n-1)から所定値ΔＥ2を減算した値とされ、機械圧縮比が減少せしめられる。これにより、図４２および図４３に示された例において動作点がｍ点からｉ1点へと変更せしめられる。その後、機械圧縮比の増大により動作点が低負荷側禁止領域Ｘ2の境界面上に到達するか或いは機械圧縮比が最小限界機械圧縮比に到達するとステップ３３２またはステップ３３３からステップ３３５へと進む。ステップ３４５では到達フラグＸｇｂが１とされる。
【０１９２】
到達フラグＸｇｂが１とされると次のルーチンでは、ステップ３３１において到達フラグＸｇｂが０ではないと判定され、ステップ３３６、３３７へと進む。ステップ３３６、３３７ではそれぞれステップ３０４、３０５と同様にΔθ、ΔＩＴが算出され、ステップ３３８へと進む。ステップ３３８では、Δθ、ΔＩＴがほぼ０であるか否か、すなわち図４２から図４５に示された例において動作点がｉ3点に到達したか否かが判別される。ステップ３３８においてΔθ、ΔＩＴの少なくとも一方が０ではないと判定された場合にはステップ３３９へと進む。ステップ３３９では、ステップ３３６で算出されたΔθおよびステップ３３７で算出されたΔＩＴに基づいてステップ３０６と同様にスロットル弁１７に対する駆動電圧Ｅ3、可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧Ｅ1が算出される。これにより、図３６から図３８に示された例において動作点がｉ3点に向かって変更せしめられる。
【０１９３】
その後、図３６から図３８に示された例において動作点がｉ3点に到達すると、次のルーチンではステップ３３８においてΔθ、ΔＩＴがほぼ０であると判定され、ステップ３４０へと進む。ステップ３４０では、トルクセンサ４３によって検出されたトルク変動ＴＲが０であるか否かが判別され、トルク変動ＴＲが０であると判定された場合にはステップ３４１においてステップ３０８と同様に可変圧縮比機構Ａに対する今回の駆動電圧Ｅ2(n)が算出され、機械圧縮比が増大せしめられる。その結果、動作点が高負荷側禁止領域Ｘ1の境界面上に到達すると、次のルーチンではステップ３４０においてトルク変動ＴＲが０ではないと判定されて、ステップ３４２へと進む。ステップ３４２では、到達フラグＸｇｂおよび加速フラグＸａが０にリセットされる。
【０１９４】
次に、相対位置センサ２２の故障診断の仕方について説明する。図１０から図３１を用いて説明したように、相対位置センサ２２が故障していない場合には、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2には侵入することのないように、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御される。したがって、相対位置センサ２２が故障していない場合には、トルクセンサ４３によって検出されるトルク変動は常にほぼ０であるか或いは基準トルク変動よりも小さい。
【０１９５】
ところが、相対位置センサ２２が故障すると、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点を正確に把握できないことから動作点が侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2に侵入する事態が発生する。この場合、トルクセンサ４３によって上記基準トルク変動以上のトルク変動が検出される。そこで、本実施形態では、図１０から図３１に示された機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の制御を行っているときに、トルクセンサ４３によって上記基準トルク変動以上のトルク変動が検出されたときに、相対位置センサ２２が故障していると判定し、図３６から図３８および図４２から図４５に示された制御を行うこととしている。
【０１９６】
ところで、上記実施形態では、吸気弁閉弁時期を検出するバルブタイミングセンサ２３によって検出された現在の吸気弁閉弁時期が、図３２に示されるルーチンによって算出された目標値になるように可変バルブタイミング機構Ｂがフィードバック制御される。したがって、バルブタイミングセンサ２３が故障して現在の吸気弁閉弁時期を検出することができなくなると、可変バルブタイミング機構Ｂを適切に制御することができなくなってしまう。このため、バルブタイミングセンサ２３が故障した場合にも動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1や低負荷側侵入禁止領域Ｘ2に侵入してしまい、ノッキングの発生や燃焼の悪化を招いてしま場合がある。
【０１９７】
そこで、本発明による実施形態では、内燃機関の吸気系統をスロットル弁、吸気管、吸気弁等の要素に分けてそれぞれの要素毎にモデル化して数式で表すことにより、吸気弁閉弁時期を計算によって求める閉弁時期推定モデルを用いて吸気弁閉弁時期を算出し、バルブタイミングセンサ２３が故障したときにはこの閉弁時期推定モデルによって算出された吸気弁閉弁時期に基づいて可変バルブタイミング機構Ｂをフィードバック制御することとしている。以下では、閉弁時期推定モデルＭ１０について説明する。
【０１９８】
閉弁時期推定モデルＭ１０は、図５３に示したように、スロットルモデルＭ１１、吸気管モデルＭ１２、吸気弁モデルＭ１３を備える。
スロットルモデルＭ１１には、スロットル開度センサ２４によって検出されたスロットル弁１９の開度（スロットル弁開度）θｔと、吸気温度センサ４４によって検出された内燃機関周囲の大気温度（または、吸気管１６に吸入される空気の温度）Ｔａと、大気圧センサ４５によって検出された内燃機関周囲の大気圧（または、吸気管１６に吸入される空気の圧力）Ｐａと、エアフロメータ１８によって検出されたエアフロメータ１８を通過する空気流量（なお、エアフロメータ１８を通過する空気流量はスロットル弁１７を通過する空気流量と近似できるため、以下では「スロットル弁通過空気流量」という）ｍｔとが入力され、これら入力された各パラメータの値を後述するスロットルモデルＭ１１のモデル式に代入することで、吸気管部分内の圧力（以下、「吸気管内圧力」という）Ｐｍが算出される。スロットルモデルＭ１１によって算出された吸気管内圧力Ｐｍは吸気管モデルＭ１２および吸気弁モデルＭ１３へ入力される。
【０１９９】
スロットルモデルＭ１１のモデル式について図５４を参照して説明する。スロットル弁１７上流の気体の圧力を大気圧Ｐａ、スロットル弁１７上流の気体の温度を大気温度Ｔａ、スロットル弁１７の下流の気体の圧力を吸気管内圧力Ｐｍとして、図５４に示したようなスロットル弁１７のモデルに対して、質量保存則、エネルギ保存則および運動量保存則を適用し、さらに気体の状態方程式、比熱比の定義式、およびマイヤーの関係式を利用すると下記式（１）が得られる。
【数１】
2011157858.tif 000003
【０２００】
ここで、式（１）におけるμｔはスロットル弁における流量係数で、スロットル弁開度θｔの関数であり、よって図５５に示したようなマップから定まる。また、Ａｔはスロットル弁の開口断面積を示し、スロットル弁開度θｔの関数であり、図５６に示したようなマップから定まる。なお、これら流量係数μｔおよび開口断面積Ａｔをまとめたμｔ・Ａｔをスロットル弁開度θｔから一つのマップで求まるようにしてもよい。また、Ｒは気体定数に関する定数であり、実際には気体定数を１mol当たりの気体（空気）の質量Ｍmolで除算した値である。
【０２０１】
また、Φ（Ｐｍ／Ｐａ）は下記式（２）に示した関数であり、この式（２）におけるκは比熱比（一定値とする）である。この関数Φ（Ｐｍ／Ｐａ）は図５６に示したようなグラフに表すことができるので、このようなグラフをマップとしてＥＣＵ３０のＲＯＭ３２に保存し、実際には式（２）を用いて計算するのではなくマップからΦ（Ｐｍ／Ｐａ）の値を求めるようにしてもよい。
【数２】
2011157858.tif 000004
【０２０２】
そして、このようにして算出された式（１）を変形することにより、下記スロットルモデルのモデル式（３）が求められる。スロットルモデルＭ１１では、この式（３）に、スロットル弁開度θｔから求められるスロットル弁における流量係数μｔおよびスロットル弁の開口断面積Ａｔと、大気温度Ｔａと、大気圧Ｐａと、スロットル弁通過空気流量ｍｔとを入力することにより、吸気管内圧力Ｐｍが算出される。
【数３】
2011157858.tif 000005
【０２０３】
吸気管モデルＭ１２には、エアフロメータ１８によって検出されたスロットル弁通過空気流量ｍｔと、スロットルモデルＭ１１によって算出された吸気管内圧力Ｐｍと、吸気温度センサ４４によって検出された内燃機関周囲の大気温度Ｔａとが入力され、これら入力された各パラメータの値を後述する吸気管モデルＭ１２のモデル式に代入することで、単位時間当たりに燃焼室５内に流入する空気の流量（以下、「筒内吸入空気流量ｍｃ」という）と吸気管部分２３内の空気の温度（以下、「吸気管内温度Ｔｍ」と称す）とを乗算した値ｍｃ・Ｔｍが算出される。吸気管モデルＭ１２によって算出された値ｍｃ・Ｔｍは吸気弁モデルＭ３０へ入力される。
【０２０４】
吸気管モデルＭ１２のモデル式について図５８を参照して説明する。吸気管部分の総気体量（総空気量）をＭとすると、吸気管部分の気体のエネルギＭ・Ｃｖ・Ｔｍの時間的変化量は、吸気管部分に流入する気体のエネルギと吸気管部分から流出する気体のエネルギとの差に等しい。このため、吸気管部分に流入する気体の温度を大気温度Ｔａ、吸気管部分から流出する気体の温度を吸気管内温度Ｔｍとすると、エネルギ保存則により下記式（４）が得られ、この式（４）および上記気体の状態方程式（Ｐｍ・Ｖｍ＝Ｍ・Ｒ・Ｔｍ）より、式（５）が得られる。なお、式（５）におけるＶｍはスロットル弁１７から吸気弁７までの吸気枝管１１、サージタンク１２、吸気ダクト１４等の部分（吸気管部分）の容積に等しい定数である。
【数４】
2011157858.tif 000006
【数５】
2011157858.tif 000007
【０２０５】
そして、このようにして算出された式（５）を変形することにより、吸気管モデルＭ１２のモデル式（６）が求められる。吸気管モデルＭ１２では、このモデル式（６）に、スロットル弁通過空気量ｍｔと、吸気管内圧力Ｐｍと、大気温度Ｔａとを入力することにより、筒内吸入空気流量ｍｃと吸気管内温度Ｔｍとを乗算した値ｍｃ・Ｔｍが算出される。
【数６】
2011157858.tif 000008
【０２０６】
吸気弁モデルＭ１３には、スロットルモデルＭ１１によって算出された吸気管内圧力Ｐｍと、吸気管モデルＭ１２によって算出された値ｍｃ・Ｔｍと、大気温度Ｔａが入力され、これら入力された各パラメータの値を後述する吸気弁モデルＭ１３のモデル式に代入することで、吸気弁閉弁時期ＩＶＣが算出される。
【０２０７】
吸気弁モデルＭ１３のモデル式について図５９を参照して説明する。一般に、吸気弁７が閉じたときに燃焼室５内に充填されている空気の量である筒内充填空気量Ｍｃは、吸気弁７が閉弁するとき（吸気弁閉弁時）に確定し、吸気弁７閉弁時の燃焼室５内の圧力に比例する。また、吸気弁７閉弁時の燃焼室５内の圧力は吸気弁７上流の気体の圧力、すなわち吸気管内圧力Ｐｍと等しいとみなすことができる。したがって、筒内充填空気量Ｍｃは、吸気管内圧力Ｐｍに比例すると近似することができる。
【０２０８】
ここで、一定時間（例えば、クランク角７２０°分）当たりに吸気管部分から流出する全空気流量を平均化したもの、または一定時間（例えば、クランク角７２０°分）当たりに吸気管部分から全ての気筒の燃焼室５に吸入される空気量を上記一定時間で除算したものを筒内吸入空気流量ｍｃとすると、筒内充填空気量Ｍｃが吸気管内圧力Ｐｍに比例することから、筒内吸入空気流量ｍｃも吸気管内圧力Ｐｍに比例すると考えられる。このことから、理論および経験則に基づいて、下記式（７）が得られる。
【数７】
2011157858.tif 000009
【０２０９】
なお、実際の運転では過渡運転時に吸気管内温度Ｔｍが大きく変化する場合があるため、これに対する補正として理論および経験則に基づいて導かれたＴａ／Ｔｍが乗算されている。また、式（７）におけるａは比例係数であり、ｂは燃焼室５内に残存していた既燃ガスを表す適合値（排気弁８閉弁時に燃焼室５内に残る既燃ガス量を後述する時間ΔＴ180°で除算したものと考えられる）である。
【０２１０】
ここでａ、ｂは吸気弁閉弁時期ＩＶＣから定まる値である。したがって、上記式（７）は、関数ｆcを用いて下記式（８）のように表すことができる。関数ｆcは理論および経験則に基づいて導かれるものであり、例えば吸気弁閉弁時期ＩＶＣに対して図６０に示したように変化する。
【数８】
2011157858.tif 000010
【０２１１】
そして、このようにして算出された式（８）を変形することにより、吸気弁モデルＭ１３のモデル式（９）が求められる。吸気弁モデルＭ１３では、このモデル式（９）に、吸気管内圧力Ｐｍと、筒内吸入空気流量ｍｃと吸気管内温度Ｔｍとを乗算した値ｍｃ・Ｔｍと、大気温度Ｔａとを入力することにより、吸気弁閉弁時期ＩＶＣが算出される。
【数９】
2011157858.tif 000011
【０２１２】
このように、本発明による実施形態では、バルブタイミングセンサ２３が故障した場合であっても、閉弁時期推定モデルＭ１０を用いて吸気弁閉弁時期ＩＶＣを算出することにより現在の吸気弁閉弁時期を比較的正確に把握することができ、よって可変バルブタイミング機構Ｂを適切にフィードバック制御することができる。
【０２１３】
なお、上記説明では、閉弁時期推定モデルＭ１０の簡単な例について示しているが、例えばエアフロメータ１８における応答遅れを補償するエアフロメータモデル等を用いてエアフロメータ１８の出力値を補正したものをスロットル通過空気流量ｍｔとしてスロットルモデルＭ１１に入力する等、様々な変更が可能である。
【０２１４】
次に、バルブタイミングセンサ２３の故障診断の仕方について説明する。上述したような閉弁時期推定モデルＭ１０を用いた吸気弁閉弁時期ＩＶＣの算出は、バルブタイミングセンサ２３が故障していないときでも行うことができる。そこで、本発明による実施形態では、バルブタイミングセンサ２３の故障の有無に関わらず常に閉弁時期推定モデルＭ１０を用いた吸気弁閉弁時期ＩＶＣの算出を行い、算出された閉弁時期推定モデルＭ１０の算出値とバルブタイミングセンサ２３によって検出された吸気弁閉弁時期とが所定値以上に大きく異なる場合にはバルブタイミングセンサ２３が故障していると判定することとしている。
【符号の説明】
【０２１５】
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
１８    エアフロメータ
２２    相対位置センサ
２３    バルブタイミングセンサ
２４    スロットル開度センサ
Ａ    可変圧縮比機構
Ｂ    可変バルブタイミング機構
【図１】
2011157858.tif 000012
【図２】
2011157858.tif 000013
【図３】
2011157858.tif 000014
【図４】
2011157858.tif 000015
【図５】
2011157858.tif 000016
【図６】
2011157858.tif 000017
【図７】
2011157858.tif 000018
【図８】
2011157858.tif 000019
【図９】
2011157858.tif 000020
【図１０】
2011157858.tif 000021
【図１１】
2011157858.tif 000022
【図１２】
2011157858.tif 000023
【図１３】
2011157858.tif 000024
【図１４】
2011157858.tif 000025
【図１５】
2011157858.tif 000026
【図１６】
2011157858.tif 000027
【図１７】
2011157858.tif 000028
【図１８】
2011157858.tif 000029
【図１９】
2011157858.tif 000030
【図２０】
2011157858.tif 000031
【図２１】
2011157858.tif 000032
【図２２】
2011157858.tif 000033
【図２３】
2011157858.tif 000034
【図２４】
2011157858.tif 000035
【図２５】
2011157858.tif 000036
【図２６】
2011157858.tif 000037
【図２７】
2011157858.tif 000038
【図２８】
2011157858.tif 000039
【図２９】
2011157858.tif 000040
【図３０】
2011157858.tif 000041
【図３１】
2011157858.tif 000042
【図３２】
2011157858.tif 000043
【図３３】
2011157858.tif 000044
【図３４】
2011157858.tif 000045
【図３５】
2011157858.tif 000046
【図３６】
2011157858.tif 000047
【図３７】
2011157858.tif 000048
【図３８】
2011157858.tif 000049
【図３９】
2011157858.tif 000050
【図４０】
2011157858.tif 000051
【図４１】
2011157858.tif 000052
【図４２】
2011157858.tif 000053
【図４３】
2011157858.tif 000054
【図４４】
2011157858.tif 000055
【図４５】
2011157858.tif 000056
【図４６】
2011157858.tif 000057
【図４７】
2011157858.tif 000058
【図４８】
2011157858.tif 000059
【図４９】
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【図５０】
2011157858.tif 000061
【図５１】
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【図５２】
2011157858.tif 000063
【図５３】
2011157858.tif 000064
【図５４】
2011157858.tif 000065
【図５５】
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【図５６】
2011157858.tif 000067
【図５７】
2011157858.tif 000068
【図５８】
2011157858.tif 000069
【図５９】
2011157858.tif 000070
【図６０】
2011157858.tif 000071