(57)【要約】【課題】本発明は、圧縮比に対して膨張比を大きく設定した高膨張比サイクルエンジンに関し、車両発進時等における過給機のレスポンスの低下を防止できるようにする。【解決手段】過給機１３を備えた高膨張比サイクルエンジンにおいて、エンジン１が低中速域及び低負荷域で運転され、且つエンジン１が加速過渡時であると判定されると、可変バルブタイミング機構５０の作動を制御して排気弁７の開弁時期を進角させ、排気ブローダウンエネルギを増大させる。【選択図】        図１
2004183510.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
膨張比を圧縮比よりも大きく設定するとともに過給機を備えた高膨張比サイクルエンジンにおいて、
エンジンの運転状態を判定する運転状態判定手段と、
該エンジンの排気弁の開弁時期を変更可能な可変バルブタイミング機構と、
該可変バルブタイミング機構の作動を制御する制御手段とをそなえ、
該運転状態判定手段により、該エンジンが低中速域及び低負荷域で運転され、且つ該エンジンが加速過渡時であると判定されると、該制御手段により、該排気弁の開弁時期が進角するように該可変バルブタイミング機構の作動が制御されることを特徴とする、高膨張比サイクルエンジン。
【請求項２】
該エンジンの吸気弁の閉弁時期を変更可能な吸気側可変バルブタイミング機構をそなえ、
該運転状態判定手段により、該エンジンの加速過渡時が判定される、又は、該エンジンの運転速度領域が中低速域であると判定されると、該制御手段により吸気量が増大するように該吸気側可変バルブタイミング機構の作動が制御される
ことを特徴とする、請求項１記載の高膨張比サイクルエンジン。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、圧縮比に対して膨張比を大きく設定した高膨張比サイクルエンジンに関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、自動車等の車両の駆動源として、吸気・圧縮・膨張・排気の４行程（ストローク）からなるオットーサイクルのガソリンエンジンが広く普及している。このようなガソリンエンジンでは種々の改善や工夫により熱効率の向上が図られているが、より一層の熱効率の向上を図りたいという要望がある。
【０００３】
熱効率の向上を図るには、エンジンの膨張時のストロークを長くして膨張比を高めればよいことが知られているが、オットーサイクルの場合、各行程におけるピストンストロークは同一であり膨張比と圧縮比とは等しい。このため、膨張比を高めると圧縮比も高くなってしまい、圧縮による発熱により燃焼室内で混合気が早期着火してノッキングが生じやすくなる。したがって、熱効率の向上を図るべく大幅に膨張比（＝圧縮比）を高めようとしても限界が低く、実質的に膨張比を高めるのは困難である。
【０００４】
そこで、従来より、吸気弁の閉弁時期を大幅に進角したり、或いは吸気弁の閉弁時期を大幅に遅角したりすることで吸気量を制限し、実質的に膨張比を圧縮比よりも大きく設定するようにした、高膨張比サイクル（以下、ミラーサイクル又はアトキンソンサイクルともいう）のエンジンが実用化されている。また、このようなミラーサイクルエンジンに関する技術としては、例えば特許文献１及び特許文献２にも開示されている。
【０００５】
以下、このようなミラーサイクルを適用したエンジンについて図７及び図８の指圧線図を用いて簡単に説明する。このうち、図７はピストンが下死点に到達するよりも早いタイミングで吸気弁を閉じる、いわゆる吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルエンジンの指圧線図、図８はピストンが下死点に到達した後のタイミングで吸気弁を閉じる、いわゆる吸気弁遅閉じタイプのミラーサイクルエンジンの指圧線図である。
【０００６】
まず、図７を用いて吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルエンジンの作動について説明すると、ピストンが上死点（ＴＤＣ：図中ａ点）から下降して吸気行程が開始されると、筒内圧は略大気圧を保持したまま吸気弁から吸気（又は混合気）が取り込まれる。そして、下死点（ＢＤＣ）手前の所定のタイミング（図中ｂ点）において吸気弁が閉じられ、これにより実質的な吸気行程が終了する。
【０００７】
その後、ピストンの下降に伴い筒内圧が低下し、ピストンが下死点（図中ｃ点）に達すると吸気行程が終了する。そして、ピストンが上昇に反転すると吸気行程から圧縮行程に移行し、ピストンの上昇に伴い筒内圧が徐々に上昇する。さらにピストンが上昇して筒内圧がｂ点における圧力よりも高くなる（図中ｄ点）と、このときのピストンのストローク位置から上死点（図中ｅ点）までの間が実質的な圧縮行程となって吸気の圧縮が行なわれる。
【０００８】
また、ピストンが上死点まで達すると圧縮行程が終了するとともに膨張行程が開始される。すなわち、ピストンの上死点近傍において混合気が着火，燃焼し、燃焼圧力により急激に筒内圧が上昇するとともにピストンが下降に転じる（図中ｆ点）。そして、ピストンが下死点（図中ｇ点）まで達すると膨張行程から排気行程に移行し、略大気圧の状態で燃焼ガスが排出される。さらに、ピストンが上死点（図中ａ点）に達すると一連のミラーサイクルが終了し、再び吸気行程が開始される。
【０００９】
そして、このような吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルでは、吸気弁をピストンが下死点に達するよりも大幅に早いタイミング（図中ｂ点）で閉じることにより吸気量が低減され、これにより実際の圧縮比が大幅に低下する。
また、膨張行程は従来通りピストンの上死点から下死点までであるので、相対的に膨張行程が実質的な圧縮行程よりも大きくなり、これにより膨張比ε＞実際の圧縮比ρとすることができる。なお、以下では実際の圧縮比を幾何学的圧縮比ともいう。
【００１０】
このように膨張比εを幾何学的圧縮比ρよりも大きくすることで、ポンプ損失（ポンピングロス）を低減して熱効率の向上が図られる。また、低圧縮比化（例えば圧縮比ρ＝９，ε＝１４）によりノッキング（ノック）を回避することができる。ただし、このようなミラーサイクルでは排気量に対して吸気量が低下するため、相対的に出力が低くなる。そこで、従来は過給機（主にターボチャージャ）により吸気を過給して出力を確保している。
【００１１】
なお、このようなミラーサイクルエンジンは、一般的なオットーサイクルのエンジンに対して、吸気カムの形状を変更するのみで実現可能である。
また、図８に示す吸気弁遅閉じタイプのミラーサイクルについても、吸気弁の閉じるタイミングが異なる以外は、上述した吸気弁早閉じタイプと同様に作用する。つまり、ピストンが上死点（図中ａ点）から下降して吸気行程が開始されると、筒内圧は略大気圧を保持したまま吸気弁から吸気（又は混合気）が取り込まれる。
【００１２】
そして、ピストンが下死点（図中ｃ点）に達した後も、吸気弁を開いた状態を保持して、これにより、筒内圧が大気圧のまま圧縮行程が開始される。そして、下死点後の所定のタイミング（図中ｂ′点）において吸気弁が閉じられて、この時点から実質的な圧縮行程が開始される。なお、これ以降は、吸気弁早閉じタイプと同様である。
【００１３】
したがって、このような吸気弁遅閉じタイプのミラーサイクルエンジンも、上述した吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルエンジンと同様に、相対的に膨張行程が実質的な圧縮行程よりも大きくなり、これにより膨張比ε＞幾何学的圧縮比ρとすることができる。
【００１４】
【特許文献１】
特公平７−９１９８４号公報
【特許文献２】
特許第３２３６６５４号公報
【００１５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上述した従来のミラーサイクルエンジンでは、膨張比を大きく設定することにより筒内の燃焼エネルギのほとんどを膨張行程において消費させることができ、これにより熱効率の向上を図ることができる。しかしながら、上述のように、燃焼エネルギがほとんど膨張行程で消費されてしまうため、排気のエネルギ（すなわち、ターボチャージャを駆動するエネルギ、以下、排気ブローダウンエネルギという）が低下し、タービンの回転数が低下して過給圧の上昇速度が低下する。この結果、ターボチャージャのレスポンス低下を招き、特に車両発進時のレスポンスが悪化するという課題がある。
【００１６】
また、ターボチャージャは一般に加速過渡時においては過給圧が立ち上がるまでの間は吸気量が低下するためトルクが不足して加速不良が生じるほか、低中速域の過給圧が低い運転状態では吸気量が少なく出力低下を招く。このようなターボチャージャの一般的な特性に加えて、上述のようにミラーサイクルエンジンでは排気ブローダウンエネルギが低下するため、加速過渡時や低中速域におけるドライバビリティがさらに悪化するという課題がある。
【００１７】
本発明は、このような課題に鑑み創案されたもので、車両発進時等における過給機のレスポンスの低下を防止するとともに、加速過渡時及び低中速域における出力の低下を防止するようにした、高膨張比サイクルエンジンを提供することを目的とする。
【００１８】
【課題を解決するための手段】
このため、本発明の高膨張比サイクルエンジンは、膨張比を圧縮比よりも大きく設定するとともに過給機を備えた高膨張比サイクルエンジンにおいて、運転状態判定手段により、エンジンが低中速域及び低負荷で運転されているときにエンジンの加速過渡時であると判定されると、制御手段により、排気弁の開弁時期が進角するように可変バルブタイミング機構の作動が制御される。これにより、車両発進時等においては、筒内の燃焼エネルギの一部が運動エネルギに変換される前に排気エネルギとなって排出されて排気ブローダウンエネルギが増大する。そして、排気ブローダウンエネルギが増大した分だけ過給機による吸気の過給効率が上昇し、過給機のレスポンスが向上してドライバビリティが向上する。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、図面により、本発明の一実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンについて説明すると、図１に示すエンジン１は、膨張比を圧縮比よりも大きく設定した高膨張比サイクル（ミラーサイクル又はアトキンソンサイクル）を適用したエンジンであって、本実施形態では、従来技術の欄で説明した吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルが適用されている。
【００２０】
また、このエンジン１は、シリンダ内に直接燃料を供給する、いわゆる筒内噴射型火花点火式エンジンであって、吸気行程での燃料噴射（吸気行程噴射）及び圧縮行程での燃料噴射（圧縮行程噴射）を切り換え可能に構成されている。
この筒内噴射型エンジン１は、理論空燃比（ストイキオ）での運転や過濃空燃比（リッチＡ／Ｆ）での運転（リッチ空燃比運転）や希薄空燃比（リーンＡ／Ｆ）での運転（リーン空燃比運転）が可能であり、種々のパラメータから得れる条件に応じて上述の複数の運転モードが切り換えられるようになっている。
【００２１】
また、エンジン１のシリンダヘッド２には、各気筒毎に点火プラグ（図示省略）及び燃料噴射弁６がそれぞれ配設され、また、各燃料噴射弁６には、図示しない燃料供給装置が接続されている。この燃料供給装置は、低圧燃料ポンプと高圧燃料ポンプとを有しており、燃料タンク内の燃料を低圧或いは高圧に加圧した後、燃料を燃料噴射弁６に供給するようになっている。
【００２２】
シリンダヘッド２には、各気筒毎に略直立方向に吸気ポート９が形成されており、各吸気ポート９の上端には吸気マニホールド１０の一端がそれぞれ接続されている。また、図示するように、吸気マニホールド１０には、吸入空気量を調節するドライブバイワイヤ式のスロットル弁（ＥＴＶ）１４、上記スロットル弁１４の開度を検出するスロットルポジションセンサ（ＴＰＳ）１６及び吸入空気量を計測する吸気量センサ（エアフローセンサ又はＡＦＳ）１８が設けられている。
【００２３】
ここで、ＥＴＶ１４はスロットルアクチュエータ１４ａをそなえており、このスロットルアクチュエータ１４ａによりスロットル開度が変更されるようになっている。また、スロットルアクチュエータ１４ａは、後述するＥＣＵ（制御手段）４０からの制御信号に基づきその作動が制御されるようになっており、通常はドライバのアクセルペダルの踏み込み量に応じたスロットル開度となるようにスロットルアクチュエータ１４ａの作動が制御されるようになっている。
【００２４】
また、シリンダヘッド２には、各気筒毎に排気ポート１１が形成され、この各排気ポート１１に排気マニホールド１２がそれぞれ接続されている。また、排気マニホールド１２には排気エネルギにより吸気を加圧するターボチャージャ（過給機）１３が設けられている。これは、従来技術の欄でも説明したように、ミラーサイクルエンジンでは排気量に対して吸気量が低下するためであり、ターボチャージャ１３により吸気量の確保、即ち出力の確保を図っている。なお、図１では省略されているが吸気通路１０上にはターボチャージャ１３のコンプレッサが介装されている。また、本実施形態では、ターボチャージャ１３は、タービンに付設されたノズルベーンの開度を変更することで過給圧を変更可能な、いわゆる可変ノズルベーン付きターボチャージャが適用されている。
【００２５】
ここで、可変ノズルベーン付きターボチャージャ１３について説明すると、図３に示すように、タービン１３ａのタービンブレード１３ｂの周囲には、複数のノズルベーン１３ｃが等間隔に配設されている。各ノズルベーン１３ｃは、いずれもタービン１３ａと同軸上に配設された環状リング１３ｄに接続されており、この環状リング１３ｄが図中矢印方向に回転すると、ノズルベーン１３ｃの角度、即ち、開度が変更されるようになっている。
【００２６】
また、環状リング１３ｄには、アクチュエータ（過給圧変更手段）２０が接続されている。ここで、アクチュエータ２０は、制御室２０ａ内へ供給されるエアの圧力に応じてその作動状態が制御されるような正圧式のアクチュエータであって、アクチュエータ２０の作動状態に応じてノズルベーン１３ｃの角度（開度）が段階的に調整されるようになっている。また、詳細は図示しないが、このアクチュエータ２０は高圧のエア通路に接続されており、エア通路上には例えば電磁弁が設けられている。そして、電磁弁をデューティ制御することで、アクチュエータ２０の作動が制御されるようになっている。
【００２７】
なお、アクチュエータ２０は、このような構成のものに限定されるものではなく、ノズルベーンの角度を連続的又は段階的に調整できるようなものであれば他の構成のものを適用してもよい。
一方、ＥＣＵ４０は、入出力装置，記憶装置（ＲＯＭ，ＲＡＭ，不揮発性ＲＡＭ等），演算装置（ＣＰＵ），タイマカウンタ等を備えて構成されており、このＥＣＵ４０により、エンジン１の総合的な制御が実行されるようになっている。
【００２８】
ＥＣＵ４０の入力側には、上述したＴＰＳ１６及びＡＦＳ１８が接続されるとともに、エンジン回転数Ｎｅを検出するエンジン回転数センサ３，ドライバのアクセルペダル踏み込み量Ａｃｃを検出するアクセルポジションセンサ４及び車速を検出する車速センサ８も接続されている。さらには、図示しないＯ２  センサや吸気通路１０内の圧力を検出する圧力センサ等も接続されている。
【００２９】
一方、ＥＣＵ４０の出力側には、上述の燃料噴射弁６及びＥＴＶ（スロットル弁）１４のアクチュエータ１４ａ等の各種の出力デバイスが接統されており、これら出力デバイスには、ＥＣＵ４０からの制御信号が入力されるようになっている。具体的には、ＥＣＵ４０では、各種センサ類からの情報に基づいて目標空燃比（Ａ／Ｆ）や目標点火時期等が設定され、この目標空燃比や目標点火時期となるように燃料噴射弁６の駆動パルス幅やスロットルアクチュエータ１４ａの駆動量が設定されるようになっている。
【００３０】
そして、これにより燃料噴射弁６から適正なタイミングで適正量の燃料が噴射され、点火プラグにより適正なタイミングで火花点火が実施され、適正なタイミングで適正な開度となるようＥＴＶ１４が開閉駆動されるようになっている。
次に、本発明の要部について説明すると、このエンジン１の動弁機構には、吸気弁５の作動タイミングを変更可能な吸気側可変バルブタイミング機構可変（ＶＶＴ）３０と、排気弁７の作動タイミングを変更可能な排気側可変バルブタイミング機構（ＶＶＴ）５０とが設けられている。
【００３１】
このうち、吸気側ＶＶＴ３０は、少なくとも吸気弁５の閉弁時期を変更可能に構成されたものであり、また、排気側のＶＶＴ３０は少なくとも排気弁の開弁時期を変更可能に構成されている。なお、詳しくは後述するが、ＶＶＴ３０，５０としては、例えば図２（ａ），（ｂ）に示すような公知の機構が適用されている。
【００３２】
また、ＥＣＵ４０の内部には、エンジン１が加速過渡時であるか否かを判定する加速過渡時判定手段４１と、エンジン１の運転速度領域を判定する運転速度領域判定手段４２と、エンジン負荷を判定する負荷判定手段４７とが設けられている。なお、上記の加速過渡時判定手段４１，運転速度領域判定手段４２及び負荷判定手段４７により、エンジン１の運転状態を判定する運転状態判定手段６０が構成されている。
【００３３】
ここで、加速過渡時判定手段４１は、アクセルポジションセンサ４で検出されたアクセルペダル踏み込み量Ａｃｃ及びその変化量ΔＡｃｃに基づき加速過渡時か否かを判定するようになっており、例えばアクセルペダル踏み込み量Ａｃｃが所定値ａ以上で、且つアクセルペダル踏み込み変化量ΔＡｃｃが所定値ｂ（≧０）以上であると、加速過渡時判定手段４１では加速過渡時であると判定するようになっている。なお、加速過渡時か否かを判定する手法は上述のものに限定されず、例えばＡＦＳ１８からの検出情報に基づくエンジン１の吸入空気量Ａ／Ｎや吸気通路１０内の圧力等のエンジン負荷に基づき判定するようにしてもよい。
【００３４】
また、運転速度領域判定手段４２は、エンジン回転数センサから３で検出されたエンジン回転数Ｎｅに基づき、エンジン１の運転速度領域を判定するようになっており、エンジン回転数が所定回転数Ｎｅ１未満であれば低中速域であると判定するとともに、上記所定回転数Ｎｅ１以上であれば高速域であると判定するようになっている。
【００３５】
また、負荷判定手段４７は、アクセルポジションセンサ４で検出されたアクセルペダル踏み込み量Ａｃｃ、又はＡＦＳ１８で検出される吸入空気量等に基づいて、エンジン負荷を判定するようになっている。
また、上述以外にも、ＥＣＵ４０には目標吸入空気量設定手段４３，比較手段４４及び過給圧設定手段４５が設けられている。このうち目標吸入空気量設定手段４３は、エンジン回転数Ｎｅ及びアクセルペダル踏み込み量（負荷）Ａｃｃ等に基づいて、エンジン１の吸入空気量（以下、単に吸気量という）の目標値Ｖｔを設定するものであって、例えば図示しないマップから目標値Ｖｔが読み出されるようになっている。
【００３６】
また、比較手段４４は、上記目標吸入空気量設定手段４３で設定された吸気量の目標値（目標吸気量）Ｖｔと、ＡＦＳ１８で検出された実際の吸気量（実吸気量）Ｖｒとを比較する手段であって、具体的には実吸気量Ｖｒと目標吸気量Ｖｔとの差ΔＶ（＝Ｖｒ−Ｖｔ）を算出するものである。
また、過給圧設定手段４５は、ターボチャージャ１３の過給圧を設定するものであって、この過給圧設定手段４５で設定された過給圧となるようにターボチャージャ１３のアクチュエータ２０の作動がフィードバック制御されるようなっている。
【００３７】
そして、運転速度領域判定手段４２によりエンジン１が低中速域で運転されていると判定され、且つ負荷判定手段４７によりエンジン１が低負荷域で運転されていると判定され、且つ加速過渡時判定手段４１によりエンジン１の運転状態が加速過渡時であると判定されると、以下のような排気ブローダウンエネルギ向上制御が実行されるようになっている。
【００３８】
つまり、この場合には、比較手段４４により目標吸入空気量設定手段４３で設定された吸気量ＶｔとＡＦＳ１８で検出された実際の吸気量Ｖｒとを比較して、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔ以下であると判定されると（ΔＶ≦０であると）吸入空気量が不足している（すなわち、出力が不足している）と判定して、排気ブローダウンエネルギを増大させるべくＥＣＵ４０から排気側ＶＶＴ５０に対して排気弁７の開弁時期を進角させるような制御信号が出力されるようになっている。
【００３９】
つまり、上述したように、ミラーサイクルエンジンでは、膨張比を大きく設定することにより、燃焼エネルギのほとんどを膨張行程において消費させて熱効率の向上を図ることができる反面、燃焼エネルギがほとんど膨張行程で消費されるためターボチャージャ１３を駆動するための排気ブローダウンエネルギが低下する。これにより、ターボチャージャ１３のレスポンスが低下してしまい、ドライバビリティが悪化する。特に、エンジン１の低負荷域や低中速域からの加速時（例えば発進時）には吸気量が少なく出力が低下するため、ドライバビリティがさらに悪化してしまう。
【００４０】
そこで、上述したように、エンジン１の運転状態が低中速域及び低負荷域であって、且つ加速過渡時であると判定されると、排気側ＶＶＴ５０を作動させて排気弁７の開弁時期を進角させるようなっている。これにより、通常時は膨張行程後半のピストン下死点近傍で排気弁７が開弁するのに対して、ＶＶＴ５０の作動時には膨張行程において通常時よりも早期に排気弁７が開き、燃焼ガスのエネルギを排気ブローダウンエネルギとしてターボチャージャ１３に供給することができる。この結果、ターボチャージャ１３の過給圧が速やかに上昇して、ターボチャージャ１３のレスポンスが向上し、発進時等においてドライバビリティを向上させることができる。
【００４１】
また、上述のような排気側ＶＶＴ５０の制御とは独立して、吸気側ＶＶＴ３０の制御も実行されるようになっている。具体的には、加速過渡時判定手段４１によりエンジン１の運転状態が加速過渡時であると判定されるか、又は運転速度領域判定手段４２によりエンジンが中低速域で運転されていると判定されると、エンジン１で不足する吸気量を補うべくＥＣＵ４０ではＶＶＴ３０に対して吸気弁５の閉弁時期を遅角させるように制御信号を出力するようになっている。
【００４２】
これは、主に以下の理由による。つまり、本実施形態における吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルエンジンでは、吸気行程時にピストンが下死点に達するよりも大幅に早いタイミングで吸気弁５を閉じることにより吸気量を低減し、これにより膨張比ε＞実際の圧縮比（幾何学的圧縮比）ρとしてミラーサイクルを実現している。
【００４３】
そして、このように膨張比εを幾何学的圧縮比ρよりも大きくすることで、ポンプ損失を低減して熱効率の向上を図るとともに、低圧縮比化（例えば圧縮比ρ＝９）によりノッキング（ノック）を回避している。ただし、このようなミラーサイクルでは、排気量に対して吸気量が低下するため、相対的に出力が低くなるため、上述のようにターボチャージャ１３により吸気を過給して出力を確保している。
【００４４】
しかし、ターボチャージャ１３は、一般にアクセルを踏み込んでから過給が行なわれるまでの間にタイムラグが存在する。これは、クランク軸から駆動力を取り出して吸気を圧縮するいわゆるスーパチャージャでも同様である。このため、加速過渡時においては過給圧が立ち上がるまでの間は吸気量が不足し、加速不良が生じる。また、ミラーサイクルにおいては圧縮比が小さいほど、また膨張比が大きいほど熱効率が高くなるが、圧縮比を小さくしすぎると、低中速域の過給圧が低い運転状態では吸気量が少なく出力低下を招くおそれがある。
【００４５】
そこで、上述したように、エンジン１の運転状態が加速過渡時である、又はエンジン１が低中速域で運転されていると判定されると、ＶＶＴ３０を作動させて吸気弁５の閉弁時期を遅角させることにより、実質的に吸気行程を増大させて、不足する吸気量を補うようになっているのである。なお、吸気弁５の閉弁時期を遅角させる場合、閉弁時期は最大でも下死点近傍である。
【００４６】
次に、ＶＶＴ３０，５０の構成の一例について図２（ａ），（ｂ）を用いて簡単に説明する。なお、ＶＶＴ３０，５０は、ともに同様に構成されたものであるので、ここでは吸気側のＶＶＴ３０を例に説明する。ＶＶＴ３０は、カムシャフト３１上に形成されてクランクシャフトの回転に対応して回動するカム３２ａ，３２ｂと、これらのカム３２ａ，３２ｂによって駆動されるロッカアーム３３ａ，３３ｂとをそなえている。これらのロッカアーム３３ａ，３３ｂはともに吸気弁５，５には当接せず、吸気弁５，５の開閉駆動に間接的に係わるサブロッカアームとして構成されている。また、これらのサブロッカアーム３３ａ，３３ｂの間には、吸気弁５，５のステム端部に当接し吸気弁５，５の開閉駆動に直接係わるメインロッカアーム３３ｃが設けられている。
【００４７】
また、一方のカム３２ａは、吸気早閉じのミラーサイクルに適したカムプロフィルをそなえており、他方のカム３２ｂは、上記一方のカム３２ａよりも閉弁時期を遅角させるようなカムプロファイルをそなえている。
ここで、メインロッカアーム３３ｃはロッカシャフト３４と一体に形成され、ロッカシャフト３４とともに揺動可能に構成されている。そして、このメインロッカアーム３３ｃの先端部が吸気弁５，５のステム上端部に当接している。
【００４８】
また、２つのサブロッカアーム３３ａ，３３ｂは、いずれもロッカシャフト３４（つまり、メインロッカアーム３３ｃ）に対して相対回転可能に軸支されている。
また、図２（ｂ）に示すように、これらのサブロッカアーム３３ａ，３３ｂとロッカシャフト３４との間には、サブロッカアーム３３ａ，３３ｂがロッカシャフト３４に対して回転自在であってメインロッカアーム３３ｃと連係動作しないモード（非連係モード）と、サブロッカアーム３３ａ，３３ｂがロッカシャフト３４と一体回転してメインロッカアーム３３ｃと連係動作するモード（連係モード）とを切り換えうる油圧ピストン機構３６ａ，３６ｂが設けられている。
【００４９】
また、ロッカシャフト３４の内部には油路３４ａ，３４ｂが形成されており、この油路３４ａ，３４ｂから供給，排出される作動油により、油圧ピストン機構３６ａ，３６ｂの作動が切り換えられるようになっている。例えば、油路３４ａ，３４ｂから各ピストン機構３６ａ，３６ｂへ作動油が供給されると、ピストン機構３６ａではピストン３７ａが基端側へ駆動され、ピストン３７ａの先端部が穴３８ａから離脱するようになっており、一方、ピストン機構３６ｂではピストン３７ｂが先端部側へ駆動され、ピストン３７ｂの先端部が穴３８ｂに嵌入するようになっている。
【００５０】
そして、ピストン３７ｂの穴３８ｂへの嵌入により、サブロッカアーム３３ｂがロッカシャフト３４と一体回転してメインロッカアーム３３ｃと連係動作するモード（連係モード）となり、ピストン３７ａが穴３８ａから離脱することにより、サブロッカアーム３３ａがロッカシャフト３４に対して回転自在であってメインロッカアーム３３ｃと連係動作しないモード（非連係モード）となるようになっている。
【００５１】
また、上述の作動油の供給状態は、ＥＣＵ４０により制御されるようになっており、これによりサブロッカアーム３３ｂ，３３ａの連係モードと非連係モードとを適宜切り換えて、吸気弁５の閉弁時期を変更することができる。
本発明の一実施形態に係る高膨張比サイクルエンジンは上述のように構成されているので、吸気側のＶＶＴ３０は、例えば図４に示すようなフローチャートにしたがって制御される。まず、ステップＳ１において、各センサからの情報が取り込まれる。具体的にはエンジン回転数センサ３から得られるエンジン回転数Ｎｅやアクセルポジションセンサ４から得られるアクセル開度Ａｃｃが取り込まれる。次に、ステップＳ２おいて、エンジン回転数Ｎｅ及びアクセル開度Ａｃｃに基づき、エンジン１が低中速域で運転されているか、又は加速過渡時であるかが判定される。なお、加速過渡時か否かについては、エンジン負荷としてのＡ／Ｎや吸気圧に基づいて判定してもよい。
【００５２】
そして、ステップＳ２において、エンジン１が低中速域で運転されている、又は加速過渡時であると判定されると、ステップＳ３に進み、実吸気量と目標吸気量とが比較され、実吸気量が目標吸気量以下であると、次にステップＳ４に進んで、吸気弁５の閉弁時期が遅角側に制御される。
一方、排気側ＶＶＴ５０は、例えば図５に示すようなフローチャートに基づいてその作動が制御される。まず、ステップＳ１１において、各センサからの情報が取り込まれる。次に、ステップＳ１２おいて、上記ステップＳ１１で取り込んだ各種情報を参照して、低中速及び低負荷運転時における加速過渡時であるか否かを判定する。
【００５３】
そして、低中速及び低負荷運転時における加速過渡時であれば、排気ブローダウンエネルギの低下により吸気量が低下していることが考えられるので、ステップＳ１３において実吸気量Ｖｒと目標吸気量Ｖｔとが比較され、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔ以下であると判定されると、ステップＳ１４に進んで排気弁７の開弁時期が進角側に制御される。つまり、この場合には、排気ブローダウンエネルギを増大させるべく、通常運転時よりも早期に排気弁７を開いて、ターボチャージャ１３に排気エネルギを供給する。これにより、速やかに過給圧が高めることができ、ターボチャジャ１３のレスポンスが向上する。なお、ステップＳ１２において、低中速及び低負荷運転時における加速過渡時ではないと判定された場合にはそのままリターンする。
【００５４】
したがって、本発明の一実施形態に係る高膨張比サイクルエンジンによれば、車両発進時のように排気ブローダウンエネルギが低い時には、一時的に排気弁７の開弁時期を進角させることにより排気ブローダウンエネルギを高めることができる。したがって、過給圧を速やかに高めることができ、ターボチャージャ１３のレスポンスが向上する。この結果、ドライバビリティが向上する。
【００５５】
また、加速過渡時における過給圧が立ち上がるまでの間の吸気量が少ない場合には、吸気量が増大するように吸気弁５の閉弁時期を遅角（高圧縮比化）させるので、燃焼量の低下による出力トルク不足が解消されて、十分な加速を得ることができる。また、低中速域では過給圧が低くやはり吸気量が不足気味となるが、上述と同様に吸気量が増大するように吸気弁５の閉弁時期を遅角（高圧縮比化）させることで、燃焼量の低下による出力トルク不足を解消でき、ドライバビリティが向上するという利点がある。また、既に実用化されている可変バルブタイミング機構の技術を適用することができるので、機械的な信頼度も高いという利点がある。
【００５６】
なお、本発明は上述の実施形態のものに限定されるものではない。例えば上述の実施形態では、吸気早閉じタイプのミラーサイクルを適用した場合について説明したが、吸気遅閉じタイプのミラーサイクル（図８の指圧線図参照）を本発明に適用してもよい。
また、ＶＶＴ（可変バルブタイミング機構）についても上述のようなロッカアーム切り換え式のものに限定されるものではなく、吸気弁５の閉弁時期を変更可能であれば他の種々の機構を適用可能である。例えば可変バルブタイミング機構として、図６に示すような電磁コイル５ａ，５ｂの駆動力により開閉タイミング及びリフト量を任意に設定できるようにした電磁式吸気弁を適用しても良い。
【００５７】
また、本発明が適用されるエンジンは上述のような筒内噴射型火花点火式エンジンに限定されず、ポート噴射式のエンジンにも適用可能であるのは言うまでもない。
また、上述の実施形態では、ＡＦＳ（エアフローセンサ）からの情報を用いて吸入空気量が目標吸入空気量となっているか否かを判定したが、ターボチャージャの下流側に圧力センサ（ブースト圧センサ）を設け、この圧力センサで得られるブースト圧に基づいて実吸入空気圧が目標吸入空気圧より大きいか否かを判定し、これにより吸入空気量が目標値以下か否かを判定するようにしていもよい。
【００５８】
【発明の効果】
以上詳述したように、本発明の高膨張比サイクルエンジンによれば、例えば車両発進時のように、エンジンの運転域が低中速域及び低負荷域であって、且つエンジンが加速過渡時であると、排気弁の開弁時期が進角するように可変バルブタイミング機構の作動が制御されるので、排気ブローダウンエネルギが増大して、過給圧が速やかに上昇する。これにより過給機のレスポンスが向上して、発進時等のドライバビリティが向上する。また、既に実用化されている可変バルブタイミング機構の技術を適用することができるので、機械的な信頼度も高いという利点もある（請求項１）。
また、加速過渡時や中低速域の過給圧が低くなる運転領域では、吸気量が増大するように吸気弁の閉弁時期が制御されるので、燃焼量の低下による出力トルク不足を防止できる。これにより、加速過渡時や中低速域にも十分な加速を得られ、ドライバビリティが向上するという利点がある（請求項２）。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンの全体構成を示す模式図である。
【図２】（ａ），（ｂ）はともに本発明の一実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンに適用される可変バルブタイミング機構の一例について説明するための模式的な断面図である。
【図３】本発明の第一実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンの過給機を示す模式図である。
【図４】本発明の第１実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンの作用について説明するフローチャートである。
【図５】本発明の第１実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンの作用について説明するフローチャートである。
【図６】本発明に適用される可変バルブタイミング機構の他の例について説明するための模式図である。
【図７】従来の高膨張比サイクルエンジンの一例について説明する指圧線図である。
【図８】従来の高膨張比サイクルエンジンの他の例について説明する指圧線図である。
【符号の説明】
１  エンジン
５  吸気弁
７  排気弁
１３  ターボチャージャ（過給機）
１４  ＥＴＶ（ドライブバイワイヤ式スロット弁）
３０  ＶＶＴ（吸気側可変バルブタイミング機構）
４０  ＥＣＵ（制御手段）
４１  加速過渡時判定手段
４２  運転速度領域判定手段
５０  ＶＶＴ（排気側可変バルブタイミング機構）
６０  運転状態判定手段
【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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