(57)【要約】【課題】本発明は、高膨張比サイクルエンジンの加速過渡時や低中速域における吸気量を増大させて出力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１において、加速過渡時判定手段４１によりエンジンの加速過渡時が判定されると、可変バルブタイミング機構３０の作動を制御して吸気量を増大させるように構成する。【選択図】        図１
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【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、
エンジンの加速過渡時を判定する加速過渡時判定手段と、
該エンジンの吸気弁の閉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、
該加速過渡時判定手段により該エンジンの加速過渡時が判定されると、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】
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、
エンジンの運転速度領域を判定する運転速度領域判定手段と、
該エンジンの吸気弁の閉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する制御手段とをそなえ、
該運転速度領域判定手段により該エンジンの運転速度領域が低中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３】
該エンジンが、該吸気弁を吸気行程の途中で閉弁することにより膨張比を圧縮比よりも大きくするように構成された吸気弁早閉じタイプの高膨張比サイクルエンジンであって、該吸気弁の閉弁時期を遅角させることにより吸気量を増大させるように構成されている
ことを特徴とする、請求項１又は２記載の高膨張比サイクルエンジン。
【請求項４】
該エンジンが、該吸気弁を圧縮行程の途中で閉弁することにより膨張比を圧縮比よりも大きくするように構成された吸気弁遅閉じタイプの高膨張比サイクルエンジンであって、該吸気弁の閉弁時期を進角させることにより吸気量を増大させるように構成されている
ことを特徴とする、請求項１又は２記載の高膨張比サイクルエンジン。
【請求項５】
該エンジンが、該制御手段からの制御信号に基づき開度が制御されるドライブバイワイヤ式のスロット弁をそなえ、
該エンジンの低中負荷域での運転時には、該スロットル弁の開度が、アクセルペダル踏み込み量に基づくドライバの要求開度よりも大きく設定される
ことを特徴とする、請求項１〜４のいずれか１項に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。
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６及び図７の指圧線図を用いて簡単に説明する。このうち、図６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７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。
【０００５】
まず、図６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。
【０００６】
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。
【０００７】
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。
【０００８】
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。
【０００９】
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、従来は過給機により吸気を過給して出力を確保している。
【００１０】
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７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。
【００１１】
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。
【００１２】
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。
【００１３】
【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
【００１４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上述したように、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過給機により吸気を過給しているが、このような従来の技術では、以下のような課題があった。
すなわち、過給機には、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低下しており、この結果トルクが不足して加速不良が生じることとなる。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。
【００１５】
本発明は、このような課題に鑑み創案されたもので、加速過渡時や低中速域の過給圧低下時における吸気量を増大させて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。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
このため、請求項１記載の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、加速過渡時判定手段によりエンジン運転状態が加速過渡時であると判定されると、制御手段により吸気量が増大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。
【００１７】
また、請求項２記載の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、運転速度領域判定手段によりエンジンの運転速度領域が低中速域であると判定されると、制御手段により吸気量が増大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。
【００１８】
この場合、吸気弁を吸気行程の途中で閉弁することにより膨張比を圧縮比よりも大きくするように構成された吸気弁早閉じタイプの高膨張比サイクルエンジンであれば、吸気弁の閉弁時期を遅角させることにより吸気量を増大させる。また、吸気弁を圧縮行程の途中で閉弁することにより圧縮比よりも膨張比を大きくするように構成された吸気弁遅閉じタイプの高膨張比サイクルエンジンであれば、吸気弁の閉弁時期を進角させることにより吸気量を増大させる。
【００１９】
さらには、低中負荷域での運転時には、吸気量の減少を補うべくスロットル弁の開度がアクセルペダル踏み込み量に基づくドライバの要求開度よりも大きく設定され、吸気のポンプ損失がさらに低減される。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、図面により、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、本第１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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。ＥＣＵ４０の入力側には、上述したＴＰＳ１６及び吸気量センサ１８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及び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。
【００２７】
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。
【００２８】
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の吸気弁側の動弁機構には、吸気弁５の作動タイミングを変更可能な可変バルブタイミング機構可変（ＶＶＴ）３０が設けられている。この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、詳しくは後述するが、例えば図２（ａ），（ｂ）に示すような公知のＶＶＴ３０が適用されている。
【００２９】
また、ＥＣＵ４０の内部には、エンジン１の運転状態に基づきエンジン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，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及び吸入空気量の目標値を設定する目標吸入空気量設定手段４３が設けられている。
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。
【００３０】
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。
【００３１】
また、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。
そして、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によりエンジンが低中速域で運転されていると判定され、且つ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、吸入空気量が不足していると判定して、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。
【００３２】
つまり、上述したように、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。
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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、且つ実吸気量が目標吸気量以下であると判定されると、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。
【００３５】
次に、ＶＶＴ３０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と、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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
本発明の第１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、エンジン回転数センサ３やアクセルポジションセンサ４からの情報に基づいて、ＥＣＵ４０によりエンジン１が加速過渡時ではなく且つ高速域で運転されている状態においては、サブロッカアーム３３ａがメインロッカアーム３３ｃと連係動作するモードに切り換えられる。
【００４１】
したがって、この場合には、吸気弁５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たカム３２ａにより開閉駆動されることになる。具体的には、ピストンが上死点から下降して吸気行程が開始されると、吸気弁が開いて吸気弁から吸気が取り込まれる。そして、下死点（ＢＤＣ）手前の所定のタイミング（図６のｂ点参照）において吸気弁５が閉じられ、これにより実質的な吸気行程が終了する。
【００４２】
そして、このように吸気弁５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で閉じることにより吸気量が低減され、これにより圧縮比の低下が図られる。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＞幾何学的圧縮比ρとなり、ポンプ損失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）によりノッキング（ノック）を回避することができる。
【００４３】
一方、エンジン回転数センサ３やアクセルポジションセンサ４からの情報に基づいてエンジン１が加速過渡時である、又は低中速域で運転されているとＥＣＵ４０で判定され、且つ実吸気量が目標吸気量以下であると判定されると、上記のサブロッカアーム３３ａとメインロッカアーム３３ｃとの連係動作が解除されるとともに、もう一方のサブロッカアーム３３ｂがメインロッカアーム３３ｃと連係動作するモードに切り換えられる。
【００４４】
したがって、この場合には、吸気弁５は、吸気早閉じのミラーサイクルよりも閉弁時期が遅角側に設定されたカム３２ｂにより開閉駆動される。つまり、この場合には、ピストンが上死点から下降して吸気行程が開始されると、吸気弁が開き、下死点（ＢＤＣ）手前の所定のタイミング（図６のｂ点参照）を過ぎても吸気弁５は開弁状態に保持される。そして、下死点近傍において吸気弁５が閉じられ、閉弁時期が遅角された分だけシリンダ内に多くの吸気が流入する。
【００４５】
これにより、低中速時や加速過渡時において不足する吸気を確保でき出力トルクの低下を防止することができる。
以下、図３のフローチャートに基づいて本発明の作用について説明すると、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。
【００４６】
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。
したがって、本発明の第１実施形態に係る高膨張比サイクルエンジンによれば、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、十分な加速を得られる。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。
【００４７】
次に、本発明の第２実施形態について説明する。この第２実施形態は、基本的な構成は上述した第１実施形態と同様であるので、本第２実施形態でも図１を流用して説明する。
さて、この第２実施形態では、第１実施形態の構成に加えて、エンジン１の低中負荷域での運転時には、ＥＣＵ４０により、ＥＴＶ１４の開度がアクセルペダル踏み込み量に基づく本来のドライバの要求開度よりも大きく設定されるようになっており、この点のみ第１実施形態と異なっている。
【００４８】
つまり、既に説明したように、ミラーサイクルを適用したエンジンでは不足す吸気をターボチャージャ１３等の過給機により補っているが、エンジン１の低中負荷域ではポンプ損失が比較的大きくエンジンの運転効率が低い。
そこで、本第２実施形態では、上述した第１実施形態における吸気弁５の閉弁時期の制御に加えて、アクセルポジションセンサ４からの情報に基づいて、エンジン１が低中負荷域で運転されていると判定されると、ＥＣＵ４０ではＥＴＶ１４の開度を増大させて吸気量の減少分を補うようになっている。そして、このようにＥＴＶ１４の開度を増大させることにより、吸気抵抗を低減して吸気流量の増大を図ることができるとともに、ポンプ損失を低減することができる。
【００４９】
これにより、上述の第１実施形態における効果に加えて、ドライバビリティがさらに向上するとともに、ポンプ損失を低減することで燃費が向上する。なお、このようなＥＴＶ１４の開度制御は、スロットルアクチュエータ１４ａの作動を制御することにより実行されるようになっている。
本発明の第２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、エンジン１が加速過渡時である、又は低中速域で運転されていると判定されると、ＥＣＵ４０によりＶＶＴ３０が制御される。つまり、吸気早閉じのミラーサイクルの場合には、吸入空気量が増大するように吸気弁５の閉弁時期が遅角側に変更される。さらに、低中負荷域で運転されている場合には、ＥＴＶ１４の開度がアクセルペダル踏み込み量に応じた本来のＥＴＶ開度よりも大きくなるように、ＥＣＵ４０によりアクチュエータ１４ａの作動が制御される。
【００５０】
以下、本発明の第２実施形態に係る高膨張比サイクルエンジンの作用について簡単に説明すると、第１実施形態で説明したフローチャート（図３参照）に加えて、図４に示すフローチャートにしたがってその作動が制御される。すなわち、ステップＳ１１において、エンジン回転数センサ３やアクセルポジションセンサ４等からの情報が取り込まれ、次に、ステップＳ１２おいて、エンジン１が低中負荷域で運転されているか否かが判定される。そして、エンジン１が低中負荷域で運転されていると判定されると、Ｙｅｓのルートを通ってステップＳ１３に進み、ＶＶＴ３０の作動が制御されて吸気弁５の閉弁時期が遅角側に制御される。
【００５１】
その後、ステップＳ１４に進み、ＥＴＶ１４の開度が増大側に制御されてリターンする。なお、この場合、ＥＴＶ１４の開度は、例えばアクセルペダル踏み込み量に基づく本来のドライバの要求開度量θに所定係数ｋ（ｋ＞１）を乗じることにより設定してもよいし、所定開度Δθ（Δθ＞０）を加算することにより設定してもよい。
【００５２】
したがって、本発明の第２実施形態に係る高膨張比サイクルエンジンによれば、上述の第１実施形態における利点に加えて、低中負荷域において、吸気流量をさらに増大させるとともにポンプ損失を低減することができ、この結果燃費が向上するほか、ドライバビリティがさらに向上するという利点がある。また、ＶＶＴ３０が何らかの理由により作動しない場合であっても、ＥＴＶ１４の開度量をさらに増大させることにより、ＶＶＴ３０の不具合に起因するドライバビリティの低下を回避できる。
【００５３】
なお、本発明は上述の各実施形態のものに限定されるものではない。例えば上述の各実施形態では、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７の指圧線図参照）に本発明を適用してもよい。この場合には、エンジンの加速過渡時又は低中速域での運転が判定されると、吸気量が増大するように吸気弁５の閉弁時期を進角するように制御すればよい。
【００５４】
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５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。
【００５５】
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。
【００５６】
【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、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、加速過渡時にも十分な加速を得られ、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がある（請求項１，３，４）。
また、本発明の高膨張比サイクルエンジンによれば、低中速域の過給圧が低くなる運転領域において、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解消でき、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がある（請求項２，３，４）。
また、本発明の高膨張比サイクルエンジンによれば、該エンジンの低中負荷域での運転時には、スロットル弁の開度をアクセルペダル踏み込み量に基づくドライバの要求開度よりも大きく設定することにより、吸気流量をさらに増大させるとともにポンプ損失を低減することができ、燃費が向上するとともにドライバビリティをさらに向上させることができる利点がある。また、可変バルブタイミング機構が何らかの理由により作動しない場合であっても、スロットル弁の開度量を増大させることで、可変バルブタイミング機構の不具合に起因するを極力ドライバビリティの低下を回避できるという利点がある（請求項５）。
【図面の簡単な説明】
【図１】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）はともに本発明の第１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４】本発明の第２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６】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７】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
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（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
【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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