(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
複リンク式ピストン−クランク機構を用い、そのリンク構成の一部を動かすことによりピストン上死点が変化する可変圧縮比機構と、少なくとも吸気弁の閉時期を可変制御可能な可変動弁機構と、を備え、運転条件に応じて圧縮比および吸気弁閉時期を制御する内燃機関の制御装置において、
上記可変圧縮比機構は、ピストンに連結された第１のリンクとシリンダ軸線とのなす角θが、圧縮行程後半よりも膨張行程前半において小さく、膨張行程前半において最小となるように、そのリンク構成が設定されており、
高圧縮比時に、上記角θが相対的に大きな圧縮行程後半におけるピストンスラスト荷重が、上記角θが最小となる膨張行程前半におけるピストンスラスト荷重と同等もしくはこれよりも小さくなるように、上記吸気弁閉時期を制御して、上記吸気弁閉時期によって定まる実圧縮比を、排気弁開時期によって定まる実膨張比よりも小さくすることを特徴とする内燃機関の制御装置。
【請求項２】
過給機を備えており、
吸入行程におけるシリンダ内圧力が大気圧よりも高い過給領域では圧縮比を低く制御し、
吸入行程におけるシリンダ内圧力が大気圧よりも低い非過給領域において、圧縮比を高く制御するとともに、上記実圧縮比が上記実膨張比よりも小さくなるように、上記吸気弁閉時期を制御することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
【請求項３】
過給圧が高くなるほど上記圧縮比が低く制御されることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の制御装置。
【請求項４】
実圧縮比を小さくするために、吸気弁作動角をクランク角で１８０°以下にするとともに、吸気弁閉時期を吸気下死点よりも進角させることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関の制御装置。
【請求項５】
実圧縮比を小さくするために、吸気弁作動角をクランク角で１８０°以上にするとともに、吸気弁閉時期を吸気下死点よりも遅角させることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関の制御装置。
【請求項６】
上記可変動弁機構は、吸気弁のリフト・作動角を連続的に拡大・縮小可能なリフト・作動角可変機構と、吸気弁のリフトの中心角の位相を遅進させる位相可変機構と、のいずれか一方もしくは双方の組み合わせから構成されることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の内燃機関の制御装置。
【請求項７】
上記リフト・作動角可変機構は、駆動軸により回転駆動される偏心カムと、この偏心カムの外周に相対回転可能に嵌合したリンクアームと、上記駆動軸と平行に設けられ、かつ偏心カム部を備えた回動可能な制御軸と、この制御軸の偏心カム部に回転可能に装着され、かつ上記リンクアームにより揺動されるロッカアームと、上記駆動軸に回転可能に支持されるとともに、上記ロッカアームにリンクを介して連結され、該ロッカアームに伴って揺動することにより吸気弁のタペットを押圧する揺動カムと、を備えており、上記制御軸の偏心カム部の回動位置を変化させることにより吸気弁のリフト・作動角が同時に増減変化するように構成されていることを特徴とする請求項６に記載の内燃機関の制御装置。
【請求項８】
上記可変圧縮比機構は、ピストンにピストンピンを介して連結された第１のリンクと、この第１のリンクに揺動可能に連結されるとともにクランクシャフトのクランクピン部に回転可能に連結された第２のリンクと、上記第２のリンクに揺動可能に連結されるとともに機関本体に揺動可能に支持された第３のリンクと、を備え、上記第３のリンクの機関本体に対する支点位置を変化させることで圧縮比の可変制御を行うことを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載の内燃機関の制御装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、機関圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構を備えた内燃機関の制御装置、特に、吸気弁側に可変動弁機構を備えたガソリン機関における部分負荷時の燃費向上技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
本出願人は、先に、吸気弁のリフト・作動角を連続的に拡大・縮小制御可能な可変動弁機構を提案しており、さらに、リフトの中心角の位相を遅進させる機構と組み合わせて、リフト特性の大幅な自由度を得るようにした可変動弁機構を提案している（例えば特開２００２−８９３０３号公報、特開２００２−８９３４１号公報参照）。
【０００３】
また本出願人は、レシプロ式内燃機関の可変圧縮比機構として、複リンク式ピストン−クランク機構を用い、そのリンク構成の一部を動かすことによりピストン上死点位置を変化させるようにした機構を種々提案している（例えば特開２００２−２１５９２号公報）。この種の可変圧縮比機構は、内燃機関の機械的な圧縮比つまり公称圧縮比を変化させるものであり、一般に、部分負荷時には、熱効率向上のために高圧縮比に制御され、高負荷時には、ノッキング回避のために低圧縮比に制御される。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記のような複リンク式ピストン−クランク機構を用いた場合、ピストンスラスト荷重による摩擦損失や摩耗を低減するためには、上記特開２００２−２１５９２号公報に記載のように、ピストンに連結された第１のリンクとシリンダ軸線とのなす角（第１のリンクの倒れ角）θが、圧縮行程後半よりも膨張行程前半において小さくなるように、そのリンク構成を設定することが望ましい。つまり、ピストンに作用する燃焼圧力は膨張行程前半において最大となり、かつこれは圧縮行程中にピストンに作用する反力よりも大きいので、上記の第１のリンクの倒れ角θが、圧縮上死点よりも遅れた位置つまり燃焼圧力が作用する膨張行程前半で最も小さくなるようにすれば、燃焼圧力に起因するピストンスラスト荷重が軽減する。換言すれば、ピストン上死点よりも遅れて燃焼圧力が最大となる付近で第１のリンクが最も垂直姿勢に近い状態となるように構成することが望ましい。
【０００５】
しかしながら、このように上記の第１のリンクの倒れ角θが上死点よりも遅れた位置で最小となるようにリンク構成を設定すると、圧縮行程後半における第１のリンクの倒れ角θが逆にそれだけ大きくなる。従って、圧縮行程後半の期間で生じるピストンスラスト荷重は、上記倒れ角θがピストン上死点位置で最小となるようにしたリンク構成の場合に比べて、むしろ増加する。勿論、サイクル全体を通した摩擦損失の点では、上記倒れ角θが膨張行程前半で最小となることが有利であるが、特に、可変圧縮比機構として高圧縮比とした状態では、圧縮に伴うピストンへの反力が大となるので、圧縮行程後半におけるピストンスラスト荷重が比較的大きくなり、摩擦損失や摩耗等の点でなお改善の余地があった。
【０００６】
そこで、この発明は、ポンプ損失低減などのために設けられる可変動弁機構を利用して、上記の圧縮行程後半におけるピストンスラスト荷重を抑制し、ピストンスラスト荷重による摩擦損失や摩耗をさらに改善することを目的とする。
【０００７】
本発明は、請求項１のように、複リンク式ピストン−クランク機構を用い、そのリンク構成の一部を動かすことによりピストン上死点が変化する可変圧縮比機構と、少なくとも吸気弁の閉時期を可変制御可能な可変動弁機構と、を備え、運転条件に応じて圧縮比および吸気弁閉時期を制御する内燃機関の制御装置において、
上記可変圧縮比機構は、ピストンに連結された第１のリンクとシリンダ軸線とのなす角θが、圧縮行程後半よりも膨張行程前半において小さく、膨張行程前半において最小となるように、そのリンク構成が設定されており、
高圧縮比時に、上記角θが相対的に大きな圧縮行程後半におけるピストンスラスト荷重が、上記角θが最小となる膨張行程前半におけるピストンスラスト荷重と同等もしくはこれよりも小さくなるように、上記吸気弁閉時期を制御して、上記吸気弁閉時期によって定まる実圧縮比を、排気弁開時期によって定まる実膨張比よりも小さくすることを特徴としている。
【０００８】
ここで、上記実圧縮比は、吸気弁閉時期から圧縮が開始すると想定してピストン上死点まで圧縮したときの圧縮比であり、また実膨張比は、ピストン上死点から膨張して排気弁開時期に膨張が終了すると想定した膨張比であって、いずれもその具体的な値としては、機械的圧縮比に左右されるが、両者の大小比較の上では、そのときの機械的圧縮比は影響しない。つまり、上記の「実圧縮比が実膨張比よりも小さい」という関係は、「（実圧縮比／実膨張比）＜１」ということであり、それぞれの基礎となる機械的圧縮比は同一であるから、考慮する必要がなく、吸気弁閉時期によって、上記の大小関係が定まる。そして、「（実圧縮比／実膨張比）＜１」という関係は、実圧縮比を積極的に抑制していることになる。
【０００９】
このように実圧縮比を低下させるためには、吸気弁を吸気下死点よりも早く閉じる所謂早閉じの方法と、吸気下死点よりも遅く閉じる所謂遅閉じの方法と、のいずれでもよい。
【００１０】
例えば請求項４の発明では、実圧縮比を小さくするために、吸気弁作動角をクランク角で１８０°以下にするとともに、吸気弁閉時期を吸気下死点よりも進角させるようにしている。
【００１１】
あるいは請求項５の発明では、実圧縮比を小さくするために、吸気弁作動角をクランク角で１８０°以上にするとともに、吸気弁閉時期を吸気下死点よりも遅角させるようにしている。
【００１２】
すなわち、上記可変圧縮比機構によって公称圧縮比（機械的圧縮比）が変化するが、同じ公称圧縮比であっても、例えば吸気弁を吸気下死点よりも進角した位置で閉じれば、実圧縮比は低下する。これは、吸気下死点よりも遅らせて閉じる遅閉じの場合も同様である。このように実圧縮比を低下させることで、圧縮行程後半においてピストンに作用する反力が低下し、ピストンスラスト荷重が抑制される。
【００１３】
なお、可変圧縮比機構による圧縮比制御は、一般に、ノッキングが問題とならない低負荷側では高圧縮比に、高負荷側では相対的に低圧縮比に制御されるので、低負荷側での実圧縮比の低下は問題とならず、公称圧縮比を高めつつ吸気弁閉時期により実圧縮比を抑制することで、ポンプ損失の点で有利となる。
【００１４】
請求項１の発明をさらに減縮した請求項２の発明は、過給機を備えており、
吸入行程におけるシリンダ内圧力が大気圧よりも高い過給領域では圧縮比を低く制御し、
吸入行程におけるシリンダ内圧力が大気圧よりも低い非過給領域において、圧縮比を高く制御するとともに、上記実圧縮比が上記実膨張比よりも小さくなるように、上記吸気弁閉時期を制御することを特徴としている。
【００１５】
上記過給機としては、ターボ過給機のほか、機械式過給機であってもよい。
【００１６】
過給領域では、ノッキングが問題となるので、低圧縮比に制御されるが、非過給領域では、熱効率や燃焼安定性等の点で高圧縮比化することが望ましい。そして、本発明では、この非過給領域で、実圧縮比が実膨張比よりも小さくなるように吸気弁閉時期が制御され、ピストンスラスト荷重が抑制される。
【００１７】
望ましくは、請求項３のように、過給圧が高くなるほど上記圧縮比が低く制御される。
【００１８】
また上記可変動弁機構は、請求項６のように、吸気弁のリフト・作動角を連続的に拡大・縮小可能なリフト・作動角可変機構と、吸気弁のリフトの中心角の位相を遅進させる位相可変機構と、のいずれか一方もしくは双方の組み合わせから構成することができる。
【００１９】
上記リフト・作動角可変機構としては、請求項７のように、駆動軸により回転駆動される偏心カムと、この偏心カムの外周に相対回転可能に嵌合したリンクアームと、上記駆動軸と平行に設けられ、かつ偏心カム部を備えた回動可能な制御軸と、この制御軸の偏心カム部に回転可能に装着され、かつ上記リンクアームにより揺動されるロッカアームと、上記駆動軸に回転可能に支持されるとともに、上記ロッカアームにリンクを介して連結され、該ロッカアームに伴って揺動することにより吸気弁のタペットを押圧する揺動カムと、を備えており、上記制御軸の偏心カム部の回動位置を変化させることにより吸気弁のリフト・作動角が同時に増減変化するように構成されたものを用いることができる。
【００２０】
また可変圧縮比機構としては、請求項８のように、ピストンにピストンピンを介して連結された第１のリンクと、この第１のリンクに揺動可能に連結されるとともにクランクシャフトのクランクピン部に回転可能に連結された第２のリンクと、上記第２のリンクに揺動可能に連結されるとともに機関本体に揺動可能に支持された第３のリンクと、を備え、上記第３のリンクの機関本体に対する支点位置を変化させることで圧縮比の可変制御を行うように構成されたものを用いることができる。
【００２１】
【発明の効果】
この発明によれば、複リンク式ピストン−クランク機構を利用した可変圧縮比機構のリンク構成を、ピストンに連結された第１のリンクとシリンダ軸線とのなす角θが、圧縮行程後半よりも膨張行程前半において小さくなるように設定することで、燃焼圧力によるピストンスラスト荷重を低減でき、かつこれに伴って逆に増加傾向となる圧縮行程後半におけるピストンスラスト荷重を、吸気弁閉時期の制御により抑制することができる。従って、全体としてピストンスラスト荷重を低減でき、摩擦損失や摩耗の低減が図れる。
【００２２】
特に過給機と組み合わせた場合に、非過給領域での大幅な燃費低減を達成することができる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００２４】
図１は、この発明に係る内燃機関の制御装置の一実施例を示している。この内燃機関は、吸気弁開閉時期を可変制御するための可変動弁機構１０１と、内燃機関の公称圧縮比（機械的圧縮比）εを可変制御する圧縮比可変機構１０２と、点火時期を制御する点火進角制御装置１０３と、後述するターボ過給機１０４と、を備えている。
【００２５】
図２は、上記可変動弁機構１０１の構成を示す構成説明図であり、この可変動弁機構は、吸気弁１２のリフト・作動角を変化させるリフト・作動角可変機構１と、そのリフトの中心角の位相（クランクシャフトに対する位相）を進角もしくは遅角させる位相可変機構２と、が組み合わされて構成されている。
【００２６】
まず、図３の動作説明図を併せて、リフト・作動角可変機構１を説明する。なお、このリフト・作動角可変機構１は、本出願人が先に提案したものであるが、位相可変機構２とともに上記の特開２００２−８９３０３号公報や特開２００２−８９３４１号公報等によって公知となっているので、その概要のみを説明する。
【００２７】
リフト・作動角可変機構１は、シリンダヘッド上部の図示せぬカムブラケットに回転自在に支持された中空状の駆動軸１３と、この駆動軸１３に、圧入等により固定された偏心カム１５と、上記駆動軸１３の上方位置に同じカムブラケットによって回転自在に支持されるとともに駆動軸１３と平行に配置された制御軸１６と、この制御軸１６の偏心カム部１７に揺動自在に支持されたロッカアーム１８と、各吸気弁１２の上端部に配置されたタペット１９に当接する揺動カム２０と、を備えている。上記偏心カム１５とロッカアーム１８とはリンクアーム２５によって連係されており、ロッカアーム１８と揺動カム２０とは、リンク部材２６によって連係されている。
【００２８】
上記駆動軸１３は、後述するように、タイミングチェーンないしはタイミングベルトを介して機関のクランクシャフトによって駆動されるものである。
【００２９】
上記偏心カム１５は、円形外周面を有し、該外周面の中心が駆動軸１３の軸心から所定量だけオフセットしているとともに、この外周面に、リンクアーム２５の環状部２５ａが回転可能に嵌合している。
【００３０】
上記ロッカアーム１８は、略中央部が上記偏心カム部１７によって支持されており、その一端部に、上記リンクアーム２５の延長部２５ｂが連係しているとともに、他端部に、上記リンク部材２６の上端部が連係している。上記偏心カム部１７は、制御軸１６の軸心から偏心しており、従って、制御軸１６の角度位置に応じてロッカアーム１８の揺動中心は変化する。
【００３１】
上記揺動カム２０は、駆動軸１３の外周に嵌合して回転自在に支持されており、側方へ延びた端部２０ａに、上記リンク部材２６の下端部が連係している。この揺動カム２０の下面には、駆動軸１３と同心状の円弧をなす基円面２４ａと、該基円面２４ａから上記端部２０ａへと所定の曲線を描いて延びるカム面２４ｂと、が連続して形成されており、これらの基円面２４ａならびにカム面２４ｂが、揺動カム２０の揺動位置に応じてタペット１９の上面に当接するようになっている。
【００３２】
すなわち、上記基円面２４ａはベースサークル区間として、リフト量が０となる区間であり、図３に示すように、揺動カム２０が揺動してカム面２４ｂがタペット１９に接触すると、徐々にリフトしていくことになる。なお、ベースサークル区間とリフト区間との間には若干のランプ区間が設けられている。
【００３３】
上記制御軸１６は、図１，２に示すように、一端部に設けられたリフト・作動角制御用油圧アクチュエータ３１によって所定角度範囲内で回転するように構成されている。このリフト・作動角制御用油圧アクチュエータ３１への油圧供給は、エンジンコントロールユニット３３からの制御信号に基づき、第１油圧制御部３２によって制御されている。
【００３４】
このリフト・作動角可変機構１の作用を説明すると、駆動軸１３が回転すると、偏心カム１５のカム作用によってリンクアーム２５が上下動し、これに伴ってロッカアーム１８が揺動する。このロッカアーム１８の揺動は、リンク部材２６を介して揺動カム２０へ伝達され、該揺動カム２０が揺動する。この揺動カム２０のカム作用によって、タペット１９が押圧され、吸気弁１２がリフトする。
【００３５】
ここで、リフト・作動角制御用油圧アクチュエータ３１を介して制御軸１６の角度が変化すると、ロッカアーム１８の初期位置が変化し、ひいては揺動カム２０の初期揺動位置が変化する。
【００３６】
例えば偏心カム部１７が図３（Ａ）のように上方へ位置しているとすると、ロッカアーム１８は全体として上方へ位置し、揺動カム２０の端部２０ａが相対的に上方へ引き上げられた状態となる。つまり、揺動カム２０の初期位置は、そのカム面２４ｂがタペット１９から離れる方向に傾く。従って、駆動軸１３の回転に伴って揺動カム２０が揺動した際に、基円面２４ａが長くタペット１９に接触し続け、カム面２４ｂがタペット１９に接触する期間は短い。従って、リフト量が全体として小さくなり、かつその開時期から閉時期までの角度範囲つまり作動角も縮小する。
【００３７】
逆に、偏心カム部１７が図３（Ｂ）のように下方へ位置しているとすると、ロッカアーム１８は全体として下方へ位置し、揺動カム２０の端部２０ａが相対的に下方へ押し下げられた状態となる。つまり、揺動カム２０の初期位置は、そのカム面２４ｂがタペット１９に近付く方向に傾く。従って、駆動軸１３の回転に伴って揺動カム２０が揺動した際に、タペット１９と接触する部位が基円面２４ａからカム面２４ｂへと直ちに移行する。従って、リフト量が全体として大きくなり、かつその作動角も拡大する。
【００３８】
上記の偏心カム部１７の初期位置は連続的に変化させ得るので、これに伴って、バルブリフト特性は、図４に示すように、連続的に変化する。つまり、リフトならびに作動角を、両者同時に、連続的に拡大，縮小させることができる。なお、この実施例では、リフト・作動角の大小変化に伴い、吸気弁１２の開時期と閉時期とがほぼ対称に変化する。
【００３９】
次に、位相可変機構２は、図２に示すように、上記駆動軸１３の前端部に設けられたスプロケット３５と、このスプロケット３５と上記駆動軸１３とを、所定の角度範囲内において相対的に回転させる位相制御用油圧アクチュエータ３６と、から構成されている。上記スプロケット３５は、図示せぬタイミングチェーンもしくはタイミングベルトを介して、クランクシャフトに連動している。上記位相制御用油圧アクチュエータ３６への油圧供給は、エンジンコントロールユニット３３からの制御信号に基づき、第２油圧制御部３７によって制御されている。この位相制御用油圧アクチュエータ３６への油圧制御によって、スプロケット３５と駆動軸１３とが相対的に回転し、図５に示すように、リフト中心角が遅進する。つまり、リフト特性の曲線自体は変わらずに、全体が進角もしくは遅角する。また、この変化も、連続的に得ることができる。位相可変機構２としては、油圧式のものに限られず、電磁式アクチュエータを利用したものなど、種々の構成が可能である。
【００４０】
なお、リフト・作動角可変機構１ならびに位相可変機構２の制御としては、実際のリフト・作動角あるいは位相を検出するセンサを設けて、クローズドループ制御するようにしても良く、あるいは運転条件に応じて単にオープンループ制御するようにしても良い。
【００４１】
このようにリフト・作動角可変機構１と位相可変機構２とを組み合わせた可変動弁機構１０１によれば、吸気弁開時期および吸気弁閉時期の双方をそれぞれ独立して任意に制御することが可能である。
【００４２】
図６は、可変圧縮比機構１０２の構成を示す図である。
【００４３】
クランクシャフト５１は、複数のジャーナル部５２とクランクピン部５３とを備えており、シリンダブロック５０の主軸受に、ジャーナル部５２が回転自在に支持されている。上記クランクピン部５３は、ジャーナル部５２から所定量偏心しており、ここに第２リンクとなるロアリンク５４が回転自在に連結されている。
【００４４】
上記ロアリンク５４は、複数の部材に分割可能に構成されているとともに、略中央の連結孔に上記クランクピン部５３が嵌合している。
【００４５】
第１リンクとなるアッパリンク５５は、下端側が連結ピン５６によりロアリンク５４の一端に回動可能に連結され、上端側がピストンピン５７によりピストン５８に回動可能に連結されている。上記ピストン５８は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック５０のシリンダ５９内を往復動する。なお、上記シリンダ５９の上部に、上記吸気弁１２および図示せぬ排気弁が配置されている。
【００４６】
第３リンクとなるコントロールリンク６０は、上端側が連結ピン６１によりロアリンク５４の他端に回動可能に連結され、下端側が制御軸６２を介して機関本体の一部となるシリンダブロック５０の下部に回動可能に連結されている。詳しくは、制御軸６２は、回転可能に機関本体に支持されているとともに、その回転中心から偏心している偏心カム部６２ａを有し、この偏心カム部６２ａに上記コントロールリンク６０下端部が回転可能に嵌合している。
【００４７】
上記制御軸６２は、エンジンコントロールユニット３３（図１参照）からの制御信号に基づき、電動モータを用いた圧縮比制御アクチュエータ６３によって回動位置が制御される。
【００４８】
上記のような複リンク式ピストン−クランク機構を用いた可変圧縮比機構１０２においては、上記制御軸６２が圧縮比制御アクチュエータ６３によって回動されると、偏心カム部６２ａの中心位置、特に、機関本体に対する相対位置が変化する。これにより、コントロールリンク６０の下端の揺動支持位置が変化する。そして、上記コントロールリンク６０の揺動支持位置が変化すると、ピストン５８の行程が変化し、図７のように、ピストン上死点（ＴＤＣ）におけるピストン５８の位置が高くなったり低くなったりする。これにより、機関圧縮比を変えることが可能となる。図７は、高圧縮比状態と低圧縮比状態とを代表的に示しているが、これらの間で圧縮比を連続的に変化させることができる。
【００４９】
なお、この圧縮比は後述するように機関運転条件に応じて予め与えられた制御マップに基づいて制御されるが、本実施例では、図１に示したように、ノッキング発生を検出するノッキングセンサ７１がシリンダブロック５０等に設けられており、このノッキングによっても圧縮比が修正されるようになっている。
【００５０】
また、上記の複リンク式ピストン−クランク機構を用いた可変圧縮比機構１０２は、リンク構成の自由度が大きいが、特に、この発明では、前述したように、膨張行程前半におけるピストンスラスト荷重を低減するために、ピストン５８に連結されたアッパリンク５５とシリンダ軸線ｍとのなす角（アッパリンク５５の倒れ角）θが、圧縮行程後半よりも膨張行程前半において小さくなるように、そのリンク構成が設定されている。図８は、ピストン５８に単位荷重を加えたときに発生するスラスト荷重をピストンスラスト荷重率と定義し、クランク角に伴うその変化を示している。なお、上記ピストンスラスト荷重率は、tanθに比例する。図示するように、この例では、ピストン上死点位置よりも遅れた膨張行程前半においてアッパリンク５５が略垂直つまりθ≒０となる。この位置は、燃焼圧力が最大となる位置にほぼ対応する。そして、その前後では、倒れ角θは、いずれも正の値となっているが、その大きさは、ピストン上死点を中心として、膨張行程前半に比べて圧縮行程後半の方が大きい。つまり、ピストン上死点から同じ角度離れた２点で比較したときに、上死点前の方が上死点後よりも倒れ角θが大きく、それだけピストンスラスト荷重率も大となる。
【００５１】
図９は、ターボ過給機１０４の構成を示している。このターボ過給機１０４は、内燃機関の排気通路８１に位置するタービン８２と吸気通路８３に位置するコンプレッサ８４とを同軸状に連結した構成であり、運転条件に応じて過給圧を制御するために、タービン８２の上流側から排気の一部をバイパスさせる排気バイパス弁８５を備えている。また、吸気通路８３のコンプレッサ８４下流側には、過給圧を検出する過給圧センサ８６が配置され、シリンダブロック５０に前述したようにノッキングセンサ７１が配置されている。なお、８７は排気弁である。
【００５２】
次に、上記のように構成された内燃機関の各部の制御について説明する。
【００５３】
可変圧縮比機構１０２による機械的圧縮比εの制御特性を図１０に示す。図示するように、基本的に、過給領域となる高負荷域では機械的圧縮比εは低く保たれ、かつ非過給領域となる低負荷域では機械的圧縮比εは高く制御される。機械的圧縮比εは負荷が高くなるほど低くなるが、図示例では、圧縮比１０以下の領域が概ね過給領域であり、圧縮比１２以上の領域が概ね非過給領域である。なお、この圧縮比は、ピストン５８のストロークによる燃焼室の容積変化のみで決まる幾何学的な圧縮比εであり、可変動弁機構１０１と組み合わせた本発明では、最終的な実圧縮比は、吸気弁１２のバルブリフト特性によっても左右される。
【００５４】
図１１は、代表的な運転条件下での可変動弁機構１０１による吸気弁開閉時期の制御を示す。なお、排気弁側には可変動弁機構は設けられていないので、排気弁開時期（ＥＶＯ）は、常に一定である。図示するように、▲１▼アイドリングおよび▲２▼部分負荷域（Ｒ／Ｌ域）では、小作動角とするとともにリフト中心角Φを進角させる。従って、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）が下死点より相当早い特性となる。これにより、大幅なポンプ損失の低減が図れる。ここで、もし公称圧縮比εが通常のレベルであると、実圧縮比が低下して燃焼が悪化するが、図１０に示すように、このような低負荷領域では圧縮比εが高くなるので、燃焼悪化は回避される。
【００５５】
▲３▼加速領域では吸気充填効率を高める必要から、吸気弁閉時期が下死点に近づくように可変動弁機構１０１を制御する。そのため、ノック発生を回避するように、圧縮比εは徐々に低下する。なお、図の▲３▼の点は、まだ非過給領域にあり、従って、圧縮比εはある程度高く、かつ吸気弁閉時期は下死点よりもかなり早い特性となっている。
【００５６】
▲４▼および▲５▼の過給領域となる全開出力時は、充填効率を最大とするために、作動角を十分に拡大し、吸気弁開時期を上死点近傍とするとともに、吸気弁閉時期を下死点近傍とする。従って実圧縮比が高くなる傾向となるので、ノッキング回避のために可変圧縮比機構１０２による圧縮比εはさらに低く制御される。
【００５７】
ここで、上記の例では、▲２▼や▲３▼の部分負荷域や緩加速域で実圧縮比を低下させるに際して、作動角を１８０°以下にするとともに、吸気弁閉時期を吸気下死点よりも進角させる例（所謂早閉じ）を説明したが、作動角を１８０°以上とし、吸気弁閉時期を下死点よりも遅角させる（所謂遅閉じ）ようにしてもよい。図１１の▲２▼および▲３▼のバルブタイミングチャートには、前者の例と後者の例とを併記してある。
【００５８】
上記のように、▲２▼や▲３▼の部分負荷域や緩加速域で実圧縮比を低下させることにより、実圧縮比が実膨張比よりも小さくなる。つまり、「（実圧縮比／実膨張比）＜１」という関係となる。ここで、上記実圧縮比は、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）から圧縮が開始すると想定してピストン上死点まで圧縮したときの圧縮比であり、また実膨張比は、ピストン上死点から膨張して排気弁開時期（ＥＶＯ）に膨張が終了すると想定した膨張比である。
【００５９】
図１２は、負荷に対する、可変圧縮比機構１０２による圧縮比εの制御特性と、過給圧の変化と、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）の制御特性と、これによる上記の（実圧縮比／実膨張比）の比の変化、とを対比して示している。なお、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）の制御特性としては、上述した早閉じと遅閉じの双方の特性を併記してある。このように、過給圧が大気圧以下である非過給領域においては、圧縮比εが高く与えられると同時に実圧縮比が低くなり、「（実圧縮比／実膨張比）＜１」となる。このように、機械的圧縮比εが高い非過給領域で実圧縮比を低下させることにより、前述したように、圧縮行程後半におけるピストンスラスト荷重が低減する。
【００６０】
図１３は、負荷に対する、可変圧縮比機構１０２による圧縮比εの制御特性と、過給圧の変化と、（実圧縮比／実膨張比）の比の変化と、圧縮行程および膨張行程における摩擦損失と、を対比して示している。ここで、摩擦損失については、図８で説明したような本発明のものと、倒れ角θが上死点を中心として圧縮行程後半と膨張行程前半とで略等しい特性のものと、を対比して示している。圧縮行程後半の倒れ角をθｃ、膨張行程前半の倒れ角をθｅとし、（θｃ＞θｅ）が本発明の特性であり、（θｃ≒θｅ）が一般の単リンク式ピストン−クランク機構のような従来例の特性である。図示するように、本発明が前提とする（θｃ＞θｅ）の特性では、前述したように、（θｃ≒θｅ）の場合に比べて、特に膨張行程での摩擦損失が大幅に低下する。一方、圧縮行程においては、倒れ角θが増加することから、（θｃ≒θｅ）の場合に比べて摩擦損失が増加する。ここで、仮に、本発明のように「（実圧縮比／実膨張比）＜１」となるように実圧縮比を小さくしないとすると、比較例として仮想線で示すように、圧縮行程での摩擦損失がさらに大きなものとなる。これに対し、本発明では、部分負荷時に、圧縮比εは高く設定されるため膨張比は高くなるが、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）を下死点から大きく進角もしくは遅角させて「（実圧縮比／実膨張比）＜１」とすることにより、圧縮行程中の圧縮による吸気圧力および温度の上昇が緩和され、圧縮行程での摩擦損失が実線のように抑制される。なお、実圧縮比の低下は充填効率の低下を伴うため、スロットル開度がその分だけ大きく開くことになり、筒内圧力自体の差はその分縮小するが、それよりも実圧縮比の低下による圧縮行程での圧力や温度の影響が大きい。
【００６１】
なお、高負荷域つまり過給領域では、充填効率を高めるために、実圧縮比が高くなるように吸気弁閉時期（ＩＶＣ）が制御されるが、この領域では機械的圧縮比εが大幅に低下するので、摩擦損失の上昇は比較的小さく、過度の摩耗が回避される。
【００６２】
図１４は、参考として、非過給領域においても（実圧縮比＝実膨張比）となるように吸気弁閉時期（ＩＶＣ）を制御した場合の摩擦損失等を示したものである。図示するように、この場合、部分負荷域での摩擦損失、特に圧縮行程での摩擦損失が大となる。この運転領域は、自動車用内燃機関としては使用頻度が特に高いので、実用的な燃費には大きな影響がある。
【００６３】
上記実施例では、可変圧縮比機構としてリフト・作動角可変機構１と位相可変機構２とを組み合わせた例を説明したが、本発明では、少なくとも吸気弁閉時期（ＩＶＣ）を遅進させ得る構成であれば足り、いずれか一方でも実圧縮比の抑制を実現することができる。
【００６４】
図１５は、上記実施例のように、リフト・作動角可変機構１と位相可変機構２との双方を備えた場合の実圧縮比の可変制御の一例を示している。また、図１６は、位相可変機構２のみを備えた場合の実圧縮比の可変制御の一例を示している。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明に係る制御装置のシステム全体を示す構成説明図。
【図２】この実施例における可変動弁機構を示す斜視図。
【図３】リフト・作動角可変機構の動作説明図。
【図４】リフト・作動角可変機構によるリフト・作動角の特性変化を示す特性図。
【図５】位相可変機構によるバルブリフト特性の位相変化を示す特性図。
【図６】この実施例における可変圧縮比機構を示す正面図。
【図７】可変圧縮比機構の動作説明図。
【図８】この可変圧縮比機構におけるピストンスラスト荷重率の特性を示す特性図。
【図９】ターボ過給機の構成説明図。
【図１０】圧縮比制御特性を示す特性図。
【図１１】代表的な運転条件でのバルブリフト特性を示す特性図。
【図１２】負荷に対する吸気弁閉時期の制御特性等を対比して示す特性図。
【図１３】負荷に対する摩擦損失等の特性を対比して示す特性図。
【図１４】実圧縮比＝実膨張比とした参考例の場合の図１３と同様の特性図。
【図１５】リフト・作動角可変機構と位相可変機構の双方を備えた場合の実圧縮比の可変制御の例を示す特性図。
【図１６】位相可変機構のみを備えた場合の実圧縮比の可変制御の例を示す特性図。
【符号の説明】
１０１…可変動弁機構
１０２…可変圧縮比機構
１０４…ターボ過給機
１…リフト・作動角可変機構
２…位相可変機構
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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