(57)【要約】【課題】機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、機械圧縮比が低くされるときに、バルブオーバーラップ期間を長くしても、ノッキングの発生を抑制可能とする。【解決手段】可変圧縮比機構により機械圧縮比が設定値以下とされるときには、可変圧縮比機構により機械圧縮比が設定値より高くされるとき（ＥＶＣ１）に比較して、排気弁閉弁時期を遅角して（ＥＶＣ２）バルブオーバーラップ期間が長くされる。【選択図】図８
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
可変圧縮比機構により機械圧縮比が設定値以下とされるときには、前記可変圧縮比機構により前記機械圧縮比が前記設定値より高くされるときに比較して、排気弁閉弁時期を遅角してバルブオーバーラップ期間が長くされることを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。
【請求項２】
前記可変圧縮比機構により前記機械圧縮比が低くされるほど、前記排気弁閉弁時期が遅角されて前記バルブオーバーラップ期間が長くされることを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、可変圧縮比機構を備える内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関が公知である。（特許文献１参照）。
【０００３】
一般的に、バルブオーバーラップ期間を長くすると、吸気系へ流出して気筒内へ逆流する排気ガス量及び排気系から気筒内へ逆流する排気ガス量の合計である気筒内へ内部的に再循環される排気ガス（以下、内部ＥＧＲ）量が増加する。こうして、内部ＥＧＲによりＥＧＲ率が高くされると、その分の気筒内へ供給される吸気量が減少するために、ポンピング損失を低減することができる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００７−３０３４２３
【特許文献２】特開２００３−２３２２３３
【特許文献３】特開２００４−２１８５５１
【特許文献４】特開２００９−１３８６３８
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、内部ＥＧＲによりＥＧＲ率が高くされると、燃焼悪化に伴って燃焼速度が低下するために、ノッキングが発生し易くなり、これを抑制するために点火時期を遅角しなければならないことがある。前述の可変圧縮比機構を備える内燃機関においては、機械圧縮比が高くされるときには、膨張比が高くされて熱効率が高まるために、ポンピング損失が増加してもバルブオーバーラップ期間を短くして点火時期を遅角させない方が燃料消費率を低下させることができる。
【０００６】
こうして、可変圧縮比機構を備える内燃機関において、機械圧縮比が設定値より高くされるときには、バルブオーバーラップ期間を短くし、機械圧縮比が設定値以下とされるときには、設定値より高くされるときに比較して、バルブオーバーラップ期間を長くすることが好ましいが、単にバルブオーバーラップ期間が長くされてＥＧＲ率を高くすると、燃焼速度の低下により点火時期が遅角されてもノッキングが発生することがある。
【０００７】
従って、本発明の目的は、機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、機械圧縮比が低くされるときに、バルブオーバーラップ期間を長くしても、ノッキングの発生を抑制可能とすることである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、可変圧縮比機構により機械圧縮比が設定値以下とされるときには、前記可変圧縮比機構により前記機械圧縮比が前記設定値より高くされるときに比較して、排気弁閉弁時期を遅角してバルブオーバーラップ期間が長くされることを特徴とする。
【０００９】
本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記可変圧縮比機構により前記機械圧縮比が低くされるほど、前記排気弁閉弁時期が遅角されて前記バルブオーバーラップ期間が長くされることを特徴とする。
【発明の効果】
【００１０】
本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、可変圧縮比機構により機械圧縮比が設定値以下とされるときには、可変圧縮比機構により機械圧縮比が設定値より高くされるときに比較して、排気弁閉弁時期を遅角してバルブオーバーラップ期間が長くされるようになっている。バルブオーバーラップ期間中に排気系から気筒内へ逆流する排気ガスは吸気系から逆流する排気ガスに比較して高温であるために、排気弁閉弁時期を遅角してバルブオーバーラップ期間が長くされて排気系から気筒内へ逆流する排気ガスを増量してＥＧＲ率が高くされると、気筒内の混合気の温度が高くなって燃焼速度を速くすることができ、ノッキングの発生を抑制することができる。
【００１１】
本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、可変圧縮比機構により機械圧縮比が低くされるほど、排気弁閉弁時期が遅角されてバルブオーバーラップ期間が長くされるようになっており、それにより、機械圧縮比が低くされて膨張比低下に伴って熱効率が低下するほど、ノッキングの発生を抑制しながらＥＧＲ率の増加に伴ってポンピング損失を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【図１】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】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５】理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
【図６】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７】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８】機械圧縮比が設定値以下とされるときの排気弁閉弁時期と機械圧縮比が設定値より高くされるときの排気弁閉弁時期とを示す図である。
【図９】機械圧縮比と排気弁閉弁時期との関係を示すマップである。
【発明を実施するための形態】
【００１３】
図１は本発明による可変圧縮比機構を備える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栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。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には夫々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。
【００１４】
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装置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。燃焼空燃比が理論空燃比である場合には、触媒装置２０には前述のように三元触媒を内蔵することが好ましいが、燃焼空燃比を理論空燃比よりリーンとすることがある場合には、触媒装置２０にはＮＯX吸蔵還元触媒を内蔵するか又はＮＯX吸蔵還元触媒を内蔵する別の触媒装置を触媒装置２０の下流側に配置することが好ましい。
【００１５】
一方、図１に示される実施例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に示される実施例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吸気弁開閉アクチュエータである。
【００１６】
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、吸気弁開閉アクチュエータＢは、電磁又は油圧アクチュエータとして構成され、任意の時期に吸気弁７を開閉させることを可能とする。排気弁開閉アクチュエータＣも同様に電磁又は油圧アクチュエータであり、任意の時期に排気弁９を開閉させることを可能とする。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。
【００１７】
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、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の出力信号は夫々対応する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。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火栓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、吸気弁開閉アクチュエータＢおよび排気弁開閉アクチュエータＣに接続される。
【００１８】
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内には夫々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夫々対応する突出部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内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
【００１９】
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。
【００２０】
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。
【００２１】
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々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。
【００２２】
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から離間側に移動する。即ち、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、従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。
【００２３】
図２に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々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が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ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。
【００２４】
次に図４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４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４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。
【００２５】
図４（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４（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
【００２６】
図４（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。即ち、図４（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。従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４（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
【００２７】
図４（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４（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
【００２８】
次に図５および図７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５は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図６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。
【００２９】
図６（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６（Ａ）に示す例でも図４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６（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。即ち、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。
【００３０】
図５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、即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、即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。従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。
【００３１】
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い出されたのである。即ち、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。
【００３２】
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。従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５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５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。
【００３３】
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、従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６（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。
【００３４】
図６（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６（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６（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。
【００３５】
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、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即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６（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、従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。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図６（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６（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。
【００３６】
次に図７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７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７は、触媒装置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。
【００３７】
さて、前述したように機関高負荷運転時には図６（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図７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７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小さくされている。
【００３８】
一方、図７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７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、従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、従って燃焼室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。
【００３９】
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。即ち、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。従ってピストン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７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。
【００４０】
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限界機械圧縮比（上限機械圧縮比）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。従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即ち、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。
【００４１】
一方、図７に示される実施例では機関負荷が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。
【００４２】
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７に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁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。
【００４３】
一方、図７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。従って、図７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、本発明による実施例では吸気弁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７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。
【００４４】
前述したように図６（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５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。従って本実施例では膨張比が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。
【００４５】
ところで、吸排気効率を高めるために、吸気弁７は吸気上死点（ＴＤＣ）前に開弁され、排気弁９は吸気上死点後に閉弁される。それにより、吸気上死点近傍には、吸気弁７及び排気弁９の両方が開弁しているバルブオーバーラップ期間が設けられている。このようなバルブオーバーラップ期間を長くすると、吸気系へ流出して気筒内へ逆流する排気ガス量及び排気系から気筒内へ逆流する排気ガス量の合計である気筒内へ内部的に再循環される排気ガス（以下、内部ＥＧＲ）量も増加する。
【００４６】
スロットル弁１７が全開されていても、スロットル弁１７は多少の吸気抵抗となるために、ポンピング損失を完全に無くすことはできない。内部ＥＧＲによりＥＧＲ率が高くされれば、その分のスロットル弁１７を通過して気筒内へ供給される吸気量が減少するために、ポンピング損失を低減することができる。図７において説明した実施例では、機関負荷がＬ１以上のときにはスロットル弁１７は全開としたが、もちろん、最大機関負荷時のみスロットル弁１７を全開として、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度を小さくすることも考えられ、この場合には、内部ＥＧＲによりＥＧＲ率を高めれば、ポンピング損失を十分に低減することができる。
【００４７】
しかしながら、内部ＥＧＲによりＥＧＲ率が高くされると、燃焼悪化に伴って燃焼速度が低下するために、ノッキングが発生し易くなり、これを抑制するために点火時期を遅角しなければならない。可変圧縮比機構Ａを備える内燃機関においては、機械圧縮比が高くされるときには、膨張比が高くされて熱効率が高まるために、ポンピング損失が増加してもバルブオーバーラップ期間を短くして点火時期を遅角させない方が燃料消費率を低下させることができる。
【００４８】
こうして、可変圧縮比機構Ａを備える内燃機関において、機械圧縮比が設定値より高くされるときには、バルブオーバーラップ期間を短くし、機械圧縮比が設定値以下とされるときには、設定値より高くされるときに比較して、バルブオーバーラップ期間を長くすることが好ましいが、単にバルブオーバーラップ期間が長くされてＥＧＲ率を高くすると、燃焼速度の低下により点火時期が遅角されてもノッキングが発生することがある。
【００４９】
本実施例の可変圧縮比機構Ａを備える内燃機関は、図８に示すように、機械圧縮比が設定値ＥＳより高くされるときには、排気弁開閉アクチュエータＣによって排気弁９の閉弁時期はＥＶＣ１とされ、機械圧縮比が設定値ＥＳ以下とされるときには、排気弁閉弁アクチュエータＣによって排気弁９の閉弁時期はＥＶＣ１より遅角側のＥＶＣ２とされる。ここで、図７において説明したように、機械圧縮比が高くされるほど、吸気弁開閉アクチュエータＢによって吸気弁７の閉弁時期は遅角されるが、吸気弁開閉アクチュエータＢは開弁時期と閉弁時期とを独立して制御することができ、図８に示すように、吸気弁７の開弁時期は吸気上死点前のＩＶＯに固定される。機械圧縮比の設定値ＥＳは、例えば、上限機械圧縮比（図７における機関負荷がＬ１以下のときの機械圧縮比）より低くされ、機関負荷が中負荷のときの機械圧縮比とされる。
【００５０】
こうして、本実施例では、可変圧縮比機構Ａにより機械圧縮比が設定値ＥＳ以下とされるときには、設定値ＥＳより高くされるときに比較して、吸気弁開弁時期はＩＶＯとして変化させずに、排気弁閉弁時期をＥＶＣ１からＥＶＣ２へ遅角してバルブオーバーラップ期間が長くされるようになっている。
【００５１】
バルブオーバーラップ期間中に排気系から気筒内へ逆流する排気ガスは吸気系から逆流する排気ガスに比較して高温であるために、本実施例のように、排気弁閉弁時期を遅角してバルブオーバーラップ期間が長くされて排気系から気筒内へ逆流する排気ガスを増量してＥＧＲ率が高くされると、気筒内の混合気の温度が高くなって燃焼速度を速くすることができ、ノッキングの発生を抑制することができる。こうして、点火時期を遅角すれば確実にノッキングを防止することができる。
【００５２】
また、機械圧縮比の変化に対して吸気弁７の開弁時期ＩＶＯは一定に維持されるが、図９に示すマップのように、可変圧縮比機構Ａにより機械圧縮比が低くされるほど、排気弁９の閉弁時期ＥＶＣを遅角して、バルブオーバーラップ期間を長くするようにしても良い。それにより、機械圧縮比が低くされて膨張比低下に伴って熱効率が低下するほど、ノッキングの発生を抑制しながらＥＧＲ率の増加に伴ってポンピング損失を低減することができる。図９に示すマップでは、上限機械圧縮比とされるときには、排気弁閉弁時期ＥＶＣは、図８に示す進角側の閉弁時期ＥＶＣ１よりさらに進角側とされ、また、機械圧縮比を非常に低くするときには、図８に示す遅角側の閉弁時期ＥＶＣ２よりさらに遅角側とされるようになっている。
【００５３】
図９に示すマップは、機械圧縮比が変化しない定常時において現在の機械圧縮比に対して排気弁９の閉弁時期の設定に使用されるだけでなく、機械圧縮比を変化させている過渡時において、排気弁９の閉弁時期を変化中の機械圧縮比に対応させて変化させるのにも使用することができる。また、本発明において、バルブオーバーラップ期間を長くするときには、排気弁閉弁時期ＥＶＣを遅角することに加えて、排気弁閉弁時期の遅角量より小さく吸気弁開弁時期ＩＶＯを遅角しても良い。
【符号の説明】
【００５４】
１    クランクケース
２    シリンダブロック
Ａ    可変圧縮比機構
Ｂ    吸気弁開閉アクチュエータ
Ｃ    排気弁開閉アクチュエータ
【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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