[go: up one dir, main page]

WO2018092586A1 - 内燃機関の可変システム及びその制御方法 - Google Patents

内燃機関の可変システム及びその制御方法 Download PDF

Info

Publication number
WO2018092586A1
WO2018092586A1 PCT/JP2017/039506 JP2017039506W WO2018092586A1 WO 2018092586 A1 WO2018092586 A1 WO 2018092586A1 JP 2017039506 W JP2017039506 W JP 2017039506W WO 2018092586 A1 WO2018092586 A1 WO 2018092586A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
engine torque
variable
internal combustion
valve
compression ratio
Prior art date
Application number
PCT/JP2017/039506
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
中村　信
Original Assignee
日立オートモティブシステムズ株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 日立オートモティブシステムズ株式会社 filed Critical 日立オートモティブシステムズ株式会社
Priority to US16/349,218 priority Critical patent/US20190285005A1/en
Priority to DE112017005745.0T priority patent/DE112017005745T5/de
Priority to CN201780070488.7A priority patent/CN109937291A/zh
Publication of WO2018092586A1 publication Critical patent/WO2018092586A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0223—Variable control of the intake valves only
    • F02D13/0226—Variable control of the intake valves only changing valve lift or valve lift and timing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0269—Controlling the valves to perform a Miller-Atkinson cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/356—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear making the angular relationship oscillate, e.g. non-homokinetic drive
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L13/0015—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L13/0015—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque
    • F01L13/0063—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque by modification of cam contact point by displacing an intermediate lever or wedge-shaped intermediate element, e.g. Tourtelot
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/18—Control of the pumps by bypassing exhaust from the inlet to the outlet of turbine or to the atmosphere
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F02B75/045—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of a variable connecting rod length
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F02D15/02—Varying compression ratio by alteration or displacement of piston stroke
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D23/00—Controlling engines characterised by their being supercharged
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F02D41/0007—Controlling intake air for control of turbo-charged or super-charged engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/02—Circuit arrangements for generating control signals
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/02—Circuit arrangements for generating control signals
    • F02D41/04—Introducing corrections for particular operating conditions
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D43/00—Conjoint electrical control of two or more functions, e.g. ignition, fuel-air mixture, recirculation, supercharging or exhaust-gas treatment
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D45/00—Electrical control not provided for in groups F02D41/00 - F02D43/00
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D9/00—Controlling engines by throttling air or fuel-and-air induction conduits or exhaust conduits
    • F02D9/02—Controlling engines by throttling air or fuel-and-air induction conduits or exhaust conduits concerning induction conduits
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L13/0015—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque
    • F01L13/0063—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque by modification of cam contact point by displacing an intermediate lever or wedge-shaped intermediate element, e.g. Tourtelot
    • F01L2013/0073—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque by modification of cam contact point by displacing an intermediate lever or wedge-shaped intermediate element, e.g. Tourtelot with an oscillating cam acting on the valve of the "Delphi" type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L13/0015—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque
    • F01L2013/0084—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque by modification of cam contact point by radially displacing the camshaft
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/10—Parameters related to the engine output, e.g. engine torque or engine speed
    • F02D2200/1002—Output torque
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a variable system for an internal combustion engine, and more particularly to a variable compression ratio mechanism that controls a mechanical compression ratio in a four-cycle internal combustion engine, and a variable system for an internal combustion engine that includes a variable valve mechanism that controls valve timing. It relates to a control method.
  • variable compression ratio mechanism that variably controls the geometric compression ratio of the internal combustion engine, that is, the mechanical compression ratio, and the opening and closing timings of the intake and exhaust valves that affect the actual compression ratio are variable. It has been proposed to improve the operating performance of an internal combustion engine by combining with a variable valve mechanism to be controlled.
  • a variable valve mechanism that variably controls the closing timing of the intake valve of the internal combustion engine, and a mechanical compression ratio that increases as the load increases.
  • a variable compression ratio mechanism that variably controls the mechanical compression ratio of the internal combustion engine by changing the piston position so as to decrease is provided.
  • the closing timing of the cranking intake valve is set to a time away from the intake bottom dead center by the variable valve mechanism while the mechanical compression ratio is maintained at a high compression ratio equivalent to idling.
  • the closing timing of the intake valve close to the intake bottom dead center after the start of ranking, even if the mechanical compression ratio is increased, the actual compression ratio is lowered, so that a decompression action that reduces the compression during cranking can be obtained. I have to. Therefore, the cranking speed increases, and further, if the closing timing of the intake valve is brought close to the intake bottom dead center after the cranking is started, the actual compression ratio is increased and the mixture temperature can be increased.
  • variable compression ratio mechanism By the way, the control which lowers a mechanical compression ratio is proposed using the variable compression ratio mechanism separately from patent document 1, so that it becomes high engine torque. This is because the aim is to increase the maximum engine torque by advancing the ignition timing after lowering the mechanical compression ratio and improving knock resistance. As a result, knock resistance can be improved without increasing fuel (increase in latent heat of vaporization), so that an effect of improving fuel efficiency can be expected.
  • this method can improve the knock resistance, but on the other hand, if the mechanical compression ratio is lowered, the mechanical expansion ratio is also lowered, so that not only the thermal efficiency is lowered and the fuel consumption is deteriorated, but also the exhaust gas temperature is lowered. Therefore, there may be a new problem that heat damage of exhaust system parts (exhaust pipes, exhaust gas purification catalysts, etc.) is likely to occur near the maximum engine torque (load).
  • An object of the present invention is to provide a novel variable system for an internal combustion engine that can suppress deterioration in fuel consumption and suppress thermal damage to exhaust system components when the engine torque increases to near the maximum engine torque, and a control method therefor. Is to provide.
  • variable valve mechanism when the engine torque increases to near the maximum engine torque, sets the closing timing of the intake valve to the closing timing separated from the intake bottom dead center, and variable compression.
  • the mechanical expansion ratio is increased by the ratio mechanism.
  • separation means that the closing timing of the intake valve is moved to the retard side or the advance side with respect to the intake bottom dead center.
  • the effective compression ratio is reduced and the mechanical expansion ratio is increased by reducing the effective compression ratio by separating the intake valve closing timing from the intake bottom dead center near the maximum engine torque.
  • FIG. 1 is an overall schematic diagram of a variable system for an internal combustion engine according to the present invention.
  • 1 is an overall perspective view of a variable valve mechanism used in the present invention. It is explanatory drawing explaining the lift characteristic of the intake valve by a variable valve mechanism.
  • It is a block diagram which shows the structure of the variable compression ratio mechanism used for this invention, and shows the state controlled to the minimum mechanical compression ratio.
  • It is a block diagram which shows the structure of the variable compression ratio mechanism used for this invention, and shows the state currently controlled by the maximum mechanical compression ratio.
  • FIG. 6 is a characteristic diagram for explaining the control characteristics shown in FIG. 5 in more detail.
  • FIG. 7 is a valve characteristic diagram for further explaining the control characteristics shown in FIG. 6. It is a control flowchart which performs control of the variable system which becomes a 1st embodiment. It is a control flowchart which performs control of the variable system which becomes the 2nd embodiment of the present invention. It is a valve
  • FIG. 1 shows the overall configuration of the variable system for an internal combustion engine to which the present invention is applied.
  • a piston 01 provided in a cylinder bore formed in a cylinder block SB so as to be slidable up and down by a combustion pressure, etc.
  • a pair of intake valves 4 for each cylinder that are slidably provided on the cylinder head SH and open and close the open ends of the intake and exhaust ports IP and EP, respectively.
  • An exhaust valve 5 is provided.
  • the piston 01 is connected to the crankshaft 02 via a connecting rod 03 composed of a lower link 42 and an upper link 43 described later, and a combustion chamber 04 is formed between the crown surface and the lower surface of the cylinder head SH. Yes.
  • a spark plug 05 is provided substantially at the center of the cylinder head SH.
  • the intake port IP is connected to an air cleaner (not shown), and intake air is supplied from a compressor 71 of a turbocharger 70 which is a supercharger via an electric throttle valve 72.
  • the electric throttle valve 72 is controlled by the controller 22 and basically its opening degree is controlled in accordance with the amount of depression of the accelerator pedal.
  • the exhaust port EP discharges exhaust gas to the atmosphere via the exhaust gas purification catalyst 74 and the muffler 75 via the turbine 73 of the turbocharger 70.
  • the upstream and downstream of the turbine 73 are connected by an exhaust bypass passage 76, and an electric control wastegate valve 77 is arranged in the middle of the exhaust bypass passage 76.
  • the electric control wastegate valve 77 adjusts the amount of exhaust gas flowing into the turbine 73, and thereby adjusts the supercharging pressure of the compressor 71.
  • the internal combustion engine includes a first variable valve mechanism as a “lift / operating angle variable mechanism” for controlling the valve lift and the operating angle (open period) of the intake valve 4.
  • a first variable valve mechanism as a “lift / operating angle variable mechanism” for controlling the valve lift and the operating angle (open period) of the intake valve 4.
  • (Intake VEL) 1 a second variable valve mechanism (intake VTC) 2 that is a “phase angle variable mechanism” that controls the center phase angle of the valve lift of the intake valve 4, and a cylinder mechanical compression ratio ⁇ C (machine A variable compression ratio mechanism (VCR) 3 which is a “piston stroke variable mechanism” for controlling the expansion ratio ⁇ E) is provided.
  • VCR variable compression ratio mechanism
  • the first variable valve mechanism 1 is an intake valve closing timing variable mechanism that changes the closing timing of the intake valve 4 to change the effective compression ratio by controlling the valve lift and operating angle (open period) of the intake valve 4.
  • the specific structure is the same as that described in, for example, “Japanese Patent Application Laid-Open No. 2003-172112” previously filed by the present applicant.
  • a hollow drive shaft 6 rotatably supported by a bearing at the upper part of the cylinder head SH, and an eccentric rotary cam fixed to the outer peripheral surface of the drive shaft 6 by press fitting or the like.
  • Two drive cams 7 are supported on the outer peripheral surface of the drive shaft 6 so as to be swingable, and are slidably contacted with the upper surface of the valve lifter 8 disposed at the upper end of the intake valve 4 to open the intake valve 4.
  • a swing cam 9 and a transmission mechanism that is interposed between the drive cam 7 and the swing cam 9 and converts the rotational force of the drive cam 7 into a swing motion and transmits the swing cam 9 to the swing cam 9 as a swing force. It has.
  • the drive shaft 6 receives a rotational force from the crankshaft 02 via a timing chain (not shown) via a timing sprocket 30 provided at one end, and this rotational direction is set in the direction of arrow Rd in FIG. .
  • the drive cam 7 has a substantially ring shape, and is fixed to the drive shaft 6 through a drive shaft insertion hole formed in the inner axial direction.
  • the shaft center of the cam body has a diameter from the shaft center of the drive shaft 6. Offset by a certain amount in the direction.
  • the swing cam 9 has a substantially raindrop shape of the same shape, and is integrally provided at both ends of the annular camshaft 10, and the camshaft 10 is interposed via the inner peripheral surface.
  • the drive shaft 6 is rotatably supported.
  • a cam surface is formed on the lower surface, and has a base circle surface on the shaft side of the camshaft 10, a ramp surface extending in an arc shape from the base circle surface to the cam nose portion side, and from the ramp surface to the tip side of the cam nose portion.
  • a lift surface that is continuous with the top surface of the maximum lift is formed, and the base circle surface, the ramp surface, and the lift surface are in contact with predetermined positions on the upper surface of each valve lifter 8 according to the swing position of the swing cam 9. It has become.
  • the transmission mechanism includes a rocker arm 11 disposed above the drive shaft 6, a link arm 12 that links the one end 11 a of the rocker arm 11 and the drive cam 7, and the other end 11 b of the rocker arm 11 and the swing cam 9.
  • the link rod 13 to be linked is provided.
  • the rocker arm 11 has a cylindrical base portion at the center thereof rotatably supported by a control cam, which will be described later, via a support hole, and one end portion 11 a is rotatably connected to the link arm 12 by a pin 14.
  • the other end portion 11 b is rotatably connected to one end portion of the link rod 13 via a pin 15.
  • the link arm 12 is formed with a fitting hole in which the cam body of the drive cam 7 is rotatably fitted at the center position of a relatively large-diameter annular base portion 12 a, while the protruding end 12 b is a rocker arm by a pin 14. It is connected to one end 11a.
  • the other end of the link rod 13 is rotatably connected to the cam nose of the swing cam 9 via a pin 16.
  • the control shaft 17 is rotatably supported by the same bearing member above the drive shaft 6, and is slidably fitted into the support hole of the rocker arm 11 on the outer periphery of the control shaft 17.
  • a control cam 18 serving as a moving fulcrum is fixed.
  • the control shaft 17 is arranged in the longitudinal direction of the engine in parallel with the drive shaft 6 and is rotationally controlled by the drive mechanism 19.
  • the control cam 18 has a cylindrical shape, and the axial center position is deviated from the axial center of the control shaft 17 by a predetermined amount.
  • the drive mechanism 19 includes an electric motor 20 that is fixed to one end of a housing (not shown), and a transmission unit 21 that is provided inside the housing and transmits the rotational driving force of the electric motor 20 to the control shaft 17. .
  • the electric motor 20 is constituted by a proportional type DC motor, and is driven by a control signal from a controller 22 as an engine control unit for detecting an engine operation state.
  • the transmission means 21 includes a ball screw shaft 23 disposed substantially coaxially with the drive shaft of the electric motor 20, a ball nut 24 that is a moving member screwed onto the outer periphery of the ball screw shaft 23, and one end portion of the control shaft 17. And a link member 26 that links the linkage arm 25 and the ball nut 24 together.
  • a ball circulation groove having a predetermined width is continuously formed in a spiral shape on the entire outer peripheral surface excluding both ends, and the rotational driving force of the drive shaft of the electric motor 20 coupled to one end is obtained. It is to be transmitted.
  • guide grooves for holding a plurality of balls in a freely rotatable manner in cooperation with the ball circulation grooves are formed continuously on the inner peripheral surface in a spiral shape, and the rotational movement of the ball screw shaft 23 via each ball. Is applied to the ball nut 24 while converting it into a linear motion.
  • a drive shaft angle sensor 28 that detects the rotation angle of the drive shaft 6 and a rotation angle sensor 29 that detects the rotation angle of the control shaft 17 are provided.
  • the second variable valve mechanism 2 is configured such that the sprocket 30 provided at the front end portion of the drive shaft 6 and the sprocket 30 and the drive shaft 6 are relative to each other within a predetermined angle range. And a hydraulic actuator 32 for phase control that rotates in a rotating manner.
  • the sprocket 30 is linked to the crankshaft via a timing chain or timing belt (not shown).
  • the hydraulic pressure supply to the phase control hydraulic actuator 32 is controlled by a second hydraulic pressure controller (not shown) based on a control signal from the same controller 22.
  • a second hydraulic pressure controller (not shown) based on a control signal from the same controller 22.
  • the second variable valve mechanism 2 is not limited to a hydraulic type, and various configurations such as those using an electric motor or an electromagnetic actuator are possible. Since these structures are also well known, further explanation is omitted.
  • detection signals from the drive shaft angle sensor 28 for detecting the rotation angle of the drive shaft 6 and the rotation angle sensor 29 of the control shaft 17 are input, and signals from the crank angle sensor and the drive shaft angle sensor 28 are input.
  • the relative rotational position of the sprocket 30 and the drive shaft 6 described later, that is, the position of the phase variable mechanism 2 is detected.
  • the position of the first variable valve mechanism 1 is detected by an information signal from the rotation angle sensor 29 of the control shaft 17.
  • FIG. 3 shows a change state of the lift and operating angle of the first variable valve mechanism 1 and the second variable valve mechanism 2.
  • the intake valve lift can change from the minimum lift L 1 to the first intermediate lift L 2, the second intermediate lift L 3, and the maximum lift L 4.
  • the operating angle which is the period, can change from the minimum operating angle D1 to the first intermediate operating angle D2, the second intermediate operating angle D3, and the maximum operating angle D4.
  • the second variable valve mechanism 2 does not change the operating angle while maintaining the respective lift characteristics (L1 to L4), so that the lift characteristics are set to the advance side or the retard side as a whole.
  • the center phase angle ⁇ can be adjusted by moving.
  • variable compression ratio mechanism 3 will be described with reference to FIGS. 1, 4A, and 4B.
  • 4A shows the piston position at the compression top dead center at the minimum mechanical compression ratio
  • FIG. 4B shows the piston position at the compression top dead center at the maximum mechanical compression ratio.
  • the piston position at the exhaust top dead center coincides with the piston position at the compression top dead center shown in FIGS. 4A and 4B in both the minimum mechanical compression ratio and the maximum mechanical compression ratio. ing.
  • variable compression ratio mechanism 3 is a mechanism that makes one cycle at a crank angle of 360 °, in principle, the piston position at the compression top dead center and the piston position at the exhaust top dead center coincide with each other. For the same reason, the piston position at the intake bottom dead center and the piston position at the expansion bottom dead center also coincide. This means that the compression stroke between the piston position at the intake bottom dead center and the piston position at the compression top dead center coincides with the expansion stroke between the piston position at the compression top dead center and the piston position at the expansion bottom dead center. It means to do. Therefore, the mechanical compression ratio ⁇ C and the mechanical expansion ratio ⁇ E are in principle coincident.
  • the variable compression ratio mechanism 3 has the same configuration as that described in Patent Document 1 described above.
  • the crankshaft 02 includes a plurality of journal portions 40 and a crank pin portion 41, and the journal portion 40 is rotatably supported by the main bearing of the cylinder block SB.
  • the crankpin portion 41 is eccentric from the journal portion 40 by a predetermined amount, and a lower link 42 serving as a second link is rotatably connected thereto.
  • the lower link 42 is configured to be split into two left and right members, and the crank pin portion 41 is fitted in a substantially central connecting hole.
  • the upper link 43 serving as the first link has a lower end side rotatably connected to one end of the lower link 42 by a connecting pin 44, and an upper end side rotatably connected to the piston 01 by a piston pin 45.
  • the control link 46 serving as the third link is pivotally connected at its upper end side to the other end of the lower link 42 by a connecting pin 47, and the lower end side of the lower part of the cylinder block SB that becomes part of the engine body via the control shaft 48. It is connected to the pivotable.
  • the control shaft 48 is rotatably supported by the engine body, and has an eccentric cam portion 48a that is eccentric from the center of rotation, and the lower end portion of the control link 46 is rotatably fitted to the eccentric cam portion 48a. ing.
  • the rotation position of the control shaft 48 is controlled by a compression ratio control actuator 49 using an electric motor based on a control signal from the controller 22.
  • variable compression ratio mechanism 3 using such a multi-link type piston-crank mechanism, when the control shaft 48 is rotated by the compression ratio control actuator 49, the center position of the eccentric cam portion 48a, particularly with respect to the engine main body. The relative position changes. Thereby, the rocking
  • the stroke of the piston 01 changes, and as shown in FIGS. 4A and 4B, the position of the piston 01 at the piston top dead center becomes higher or lower. Thereby, the mechanical compression ratio ⁇ C can be changed.
  • This mechanical compression ratio ⁇ C is a geometric compression ratio determined only by the change in the volume of the combustion chamber due to the stroke of the piston 01.
  • the cylinder compression volume at the bottom dead center of the intake stroke of the piston 01 and the top dead center of the compression stroke of the piston 01 are determined. It is the ratio of the cylinder volume at the point.
  • 4A shows the state of the minimum mechanical compression ratio
  • FIG. 4B shows the state of the maximum mechanical compression ratio, respectively, but the compression ratio can be continuously changed between these.
  • Min ⁇ C minimum mechanical expansion ratio Min ⁇ E
  • Max ⁇ C maximum machine compression
  • this embodiment proposes a control method described below.
  • the first possibility when the operating region (engine torque) changes is shown. Control operations of the variable valve mechanism 1, the second variable valve mechanism 2, and the variable compression ratio mechanism 3 will be described.
  • FIG. 5 shows the division of the operation region according to the engine torque and the rotational speed N.
  • the low load region of the low engine torque (Ta to Tb), the medium load region of the medium engine torque (Tb to Tc), and the high engine torque high. It is divided into load areas (Tc to Td). This section is divided into three areas for convenience, but it can also be divided into more areas, and the rotation speed N can be set for each of a plurality of areas.
  • the engine torque correlates with the amount of depression of the accelerator pedal, so the engine torque is estimated from the amount of depression of the accelerator pedal.
  • the rotation speed N is set so as to change from Nmin assuming an idle rotation state or the like to Nmax assuming a maximum output state or the like. Therefore, it can be determined to which region the current operating state belongs based on the detected rotational speed N and the accelerator pedal depression amount (engine torque).
  • the mechanical compression ratio ⁇ C and the mechanical expansion ratio ⁇ E are set to high values in the low load region (Ta to Tb), and the mechanical compression ratio ⁇ C and the mechanical expansion are set in the medium load region (Tb to Tc).
  • the ratio ⁇ E is set to a value that decreases as the load increases.
  • the mechanical compression ratio ⁇ C and the mechanical expansion ratio ⁇ E are set to values that rapidly increase. Since these are described in detail in FIGS. 6B and 6C, they will be described in detail in FIG.
  • boundary portion between the low load region and the medium load region and the boundary portion between the medium load region and the high load region are shown in such a manner that the boundary torque values (Tb, Tc) do not change depending on the rotational speed N.
  • a different torque may be set according to the rotational speed N.
  • the maximum torque value (Td) set for guaranteeing the durability of the drive system and the like is also shown so as not to change depending on the rotation speed N, but it is set to a different torque value according to the rotation speed N. There is no problem.
  • FIG. 6 shows the control characteristics of the control parameters for each engine torque region controlled by this embodiment.
  • the first variable valve mechanism 1, the second variable valve mechanism 2, and the variable compression ratio mechanism 3 are controlled so that the control characteristic of the control parameter is obtained.
  • Ta to Td shows the magnitude of the engine torque
  • (a) shows the change in supercharging pressure
  • (b) shows the change in mechanical compression ratio ⁇ C
  • (c) shows the mechanical expansion ratio.
  • the change of ⁇ E is shown
  • (d) shows the change of the closing timing of the intake valve
  • (e) shows the change of the opening timing of the intake valve.
  • control characteristic is adopted in which the mechanical compression ratio ⁇ C is “15” and the mechanical expansion ratio ⁇ E is “15” in the low load region, and the engine torque is increased in the medium load region.
  • the control characteristics that reduce the mechanical compression ratio ⁇ C from “15” to “9” and the mechanical expansion ratio ⁇ E from “15” to “9” are adopted.
  • a control characteristic is adopted in which the mechanical compression ratio ⁇ C is increased from “9” to “15” and the mechanical expansion ratio ⁇ E is increased from “9” to “15”.
  • the variable compression ratio mechanism 3 is controlled so as to have a maximum mechanical compression ratio Max ⁇ C shown in FIG. 6B and a maximum mechanical expansion ratio Max ⁇ E shown in FIG. As shown in FIG. 6, the values of the maximum mechanical compression ratio Max ⁇ C and the maximum mechanical expansion ratio Max ⁇ E are controlled to a constant mechanical compression ratio ⁇ C and a mechanical expansion ratio ⁇ E of about “15”, for example.
  • the intake valve closing timing IVC is controlled at an earlier time before the intake bottom dead center BDC, such as IVCa to IVCb.
  • the opening timing IVO of the intake valve is controlled in the vicinity of the top dead center TDC like IVOa to IVOb.
  • Such valve timing can be realized by a combination of the first variable valve mechanism 1 and the second variable valve mechanism 2 as shown in FIG. That is, with respect to the engine torque Ta, the first variable valve mechanism 1 sets the minimum lift L1 / operating angle D1, and the second variable valve mechanism 2 controls the center phase angle ⁇ to the most advanced angle ⁇ a.
  • the opening timing IVO is an opening timing IVOa near the top dead center TDC
  • the closing timing IVC of the intake valve is a closing timing IVCa sufficiently advanced from the intake bottom dead center BDC.
  • the first variable valve mechanism 1 causes the first intermediate lift L2 / slightly larger than the minimum lift L1.
  • the operating angle D2 is set, and further, the second variable valve mechanism 2 controls the central phase angle ⁇ b slightly delayed from the most advanced angle ⁇ a.
  • the opening timing IVO of the intake valve is set to an opening timing IVOb ( ⁇ IVOa) near the top dead center TDC
  • the closing timing IVC is set to a closing timing IVCb slightly advanced from the intake bottom dead center BDC.
  • the opening timing IVO of the intake valve hardly changes as shown by IVOa and IVOb, so that the amount of internal EGR captured during the overlap period is stable. Even if there is a transitional change between the low load regions (Ta to Tb), the internal EGR amount does not change, so that stable combustion can be realized.
  • the intake valve closing timing IVC is set so as to close the intake valve early.
  • the decrease in the temperature (effective compression ratio) at the compression top dead center due to the acceleration of the time can be offset, and thereby better combustion can be realized.
  • the mechanical expansion ratio ⁇ E is a large value such as “15”, the expansion work is increased and the theoretical thermal efficiency is also improved, so that the fuel consumption in the low load region (Ta to Tb) can be remarkably improved.
  • the second intermediate lift L3 larger than the first intermediate lift L2 is caused by the first variable valve mechanism 1.
  • the operating angle D3 is further controlled by the second variable valve mechanism 2 to the central phase angle ⁇ c delayed from the central phase angle ⁇ b.
  • the opening timing IVO of the intake valve is set to an opening timing IVOc ( ⁇ IVOa, IVOb) near the top dead center TDC
  • the closing timing IVC is set to a closing timing IVCc slightly retarded from the intake bottom dead center BDC.
  • the mechanical compression ratio ⁇ C is set to “15” in the middle load region (Tb to Tc). Control is performed so as to gradually decrease from “9” to “9”. Further, as shown in FIG. 6C, the mechanical expansion ratio ⁇ E gradually increases from “15” to “9” as the mechanical compression ratio ⁇ C decreases in the middle load region (Tb to Tc). It will be lowered.
  • the waste gate valve 77 is largely opened and bypassed so that a considerable amount of exhaust gas does not flow to the turbocharger, thereby increasing the boost pressure by the turbocharger 70. Suppressed. This makes it possible to control so as not to exceed the maximum engine torque Td.
  • the mechanical expansion ratio ⁇ E is greatly reduced, not only the thermal efficiency is lowered and the fuel consumption is deteriorated, but also the exhaust gas temperature is decreased. As the engine pressure increases, there is a risk of causing a problem such that heat damage of the exhaust system components is likely to occur near the engine maximum torque Td.
  • the waste gate valve 77 is opened, it means that the high-temperature exhaust gas directly acts on the exhaust system parts without passing through the turbocharger 70 having a heat capacity and a cooling effect. There is a risk of becoming noticeable.
  • the vicinity of the maximum engine torque indicates, for example, a case where the opening degree of the throttle valve is 80% or more.
  • the second variable valve mechanism 1 causes the second intermediate lift mechanism 1 to move as shown in FIG.
  • the maximum lift L4 / operating angle D4 is larger than L3, and the second variable valve mechanism 2 controls the central phase angle ⁇ d, which is delayed more than the central phase angle ⁇ c.
  • the opening timing IVO of the intake valve is set to an opening timing IVOd ( ⁇ IVOa, IVOb, IVOc) near the top dead center TDC
  • the closing timing IVC is set to a closing timing IVCd that is delayed more than the intake bottom dead center BDC.
  • the intake charge efficiency can be reduced.
  • the engine torque can be suppressed to the vicinity of the maximum engine torque Td without opening the waste gate valve 73, and the closing timing IVC of the intake valve is set to the closing timing IVCd that is delayed more than the intake bottom dead center BDC.
  • the effective compression ratio (actual compression ratio) can be reduced to increase the knock resistance.
  • the closing timing IVCd of the intake valve close to the intake bottom dead center BDC is set to the closing timing IVCd, so that the charging efficiency is reduced, but in addition to the increase in torque due to the improvement in knock resistance, the large mechanical expansion ratio ⁇ Ed Since torque increase (increase in combustion work) can be obtained, it is also possible to obtain a combined effect of suppressing the decrease in maximum torque value (for example, unintended torque drop) and ensuring the target maximum engine torque Td.
  • the opening timing IVO of the intake valve is set to be substantially constant in the vicinity of the top dead center TDC in response to an increase in engine torque.
  • the intake valve closing timing IVC is determined from the phase angle advanced from the intake bottom dead center BDC to the predetermined first region (low load region) and second region (medium load region). The phase angle is gradually retarded to a phase angle that is retarded from the point BDC, and in the predetermined third region (high load region), the phase angle is retarded more than the intake bottom dead center BDC as compared to the second region. ing.
  • the intake valve closing timing is retarded from the intake bottom dead center BDC in the vicinity of the maximum engine torque, thereby reducing the effective compression ratio and improving the knock resistance, and the mechanical expansion ratio ⁇ E.
  • it is possible to improve the thermal efficiency ( improve the fuel efficiency) and to reduce the exhaust gas temperature to suppress the heat damage of the exhaust system parts.
  • FIG. 8 is a control flow in which the activation is performed at the activation timing that arrives at every predetermined time, and is activated again when the next activation timing arrives when all the predetermined control steps are executed.
  • step S10 in order to estimate the target engine torque, the engine speed N and the accelerator opening ⁇ are read. In addition, since the operation information other than these operation information can be used for the estimation of the engine torque, the engine torque may be used as needed.
  • the process proceeds to step S11.
  • step S11 based on the read rotation speed N and accelerator opening degree ⁇ , the target torque T is calculated using a predetermined arithmetic expression and map. This target torque T is used to determine the operating range shown in FIG. 5, and the first variable valve mechanism 1, the second variable valve mechanism 2, and the variable compression ratio correspond to the engine torque shown in FIG. This is used for calculating the control amount of the mechanism 3.
  • the process proceeds to step S12.
  • step S12 the control amount of the first variable valve mechanism 1 is calculated according to the characteristics shown in FIG. In this case, basically, the lift characteristic of the intake valve is determined. As shown in FIG. 7, the valve lift is determined by the magnitude of the engine torque. These control characteristics are stored in a map using engine torque as a parameter, and appropriate values are set by matching work (matching). The control characteristics of the second variable valve mechanism 2 and the variable compression ratio mechanism 3 described below are also stored in the map in the same manner. When the valve lift is determined, the process proceeds to step S13.
  • step S13 the control amount of the second variable valve mechanism 2 is calculated according to the characteristics shown in FIG.
  • the center phase angle of the intake valve is basically determined. As shown in FIG. 7, the center phase angle is determined by the magnitude of the engine torque. In this case, the center phase angle is determined so as to obtain the opening timing IVO and the closing timing IVC of the intake valve shown in FIG. 7 in cooperation with the first variable valve mechanism 1.
  • the process proceeds to step S14.
  • step S14 the control amount of the variable compression ratio mechanism 3 is calculated in accordance with the characteristics shown in FIG.
  • the piston stroke characteristic is basically determined as shown in FIGS. 4A and 4B.
  • the process proceeds to step S15.
  • step S15 the control shown in FIGS. 6 and 7 is performed based on the control amounts of the first variable valve mechanism 1, the second variable valve mechanism 2, and the variable compression ratio mechanism 3 obtained in steps S12, S13, and S14.
  • the first variable valve mechanism 1, the second variable valve mechanism 2, and the variable compression ratio mechanism 3 are driven and controlled so as to have characteristics.
  • this drive control is completed, the process returns to the return and enters a standby state until the start timing comes again.
  • the engine torque Tc and the engine torque Td are substantially matched, that is, a high load region is not particularly provided, and the mechanical expansion ratio ⁇ Ec is shifted to the mechanical expansion ratio ⁇ Ed with a slight time difference. It is also possible to shift from the closing timing IVCc to the closing timing IVCd.
  • a method for closing and controlling the waste gate valve 73 when the engine torque reaches the maximum engine torque Td set for guaranteeing the durability of the drive system has been proposed.
  • the difference is that the wastegate valve 77 is opened and controlled near the maximum engine torque Td.
  • the closing timing IVC of the intake valve at the maximum engine torque Td is different in that it is not the retarded closing timing IVCd but the advanced timing closing timing IVCdad. Note that the closing timing IVCadd has substantially the same characteristics as the closing timing IVCa in the low load region.
  • the closing timing IVC of the intake valve at the maximum engine torque Td is set on the retard side as in the first embodiment with reference to the intake bottom dead center BDC, and in this embodiment. In some cases, it may be set to the advance side. For this reason, in the present invention, the closing timing IVCd set on the retard side and the closing timing IVCdad set on the advance side can be combined and expressed by the superordinate concept as “closing timing IVC separated from the intake bottom dead center BDC”. .
  • step S16 it is determined in step S16 whether or not the target engine torque T obtained in step S11 has reached the maximum engine torque Td. If the engine torque T has not reached the maximum engine torque calculation Td, the process proceeds to step S12, and the control shown in FIG. 8 is executed. Since the control at this time has been described with reference to FIG. On the other hand, when it is determined that the engine torque T has reached the maximum engine torque calculation Td, the routine proceeds to step S17.
  • step S17 the first variable valve mechanism 1 and the second variable valve mechanism 2 are controlled to the lift characteristic L1 indicated by the broken lines in FIG. 6 (d) and FIG. 7 (d). That is, the intake valve closing timing IVC is controlled at an earlier time before the intake bottom dead center BDC, like the closing timing IVCadd. Further, as shown in FIG. 6 (e) and FIG. 7 (d), the opening timing IVO of the intake valve is controlled in the vicinity of the top dead center TDC like IVOd. Since the variable compression ratio mechanism 3 has the control characteristics as described above, the description thereof is omitted.
  • step S18 the supercharging pressure (intake pipe pressure) due to the supercharging action of the turbocharger 70 is detected.
  • this supercharging pressure is obtained, the process proceeds to step S19.
  • step S19 a predicted engine torque Tp when the waste gate valve 77 is assumed to be fully closed is estimated.
  • the intake pipe pressure (supercharging pressure) is detected, and it is assumed that the wastegate valve 77 is fully closed.
  • Predictive engine torque Tp is estimated and calculated.
  • the process proceeds to step S20.
  • step S21 since the predicted engine torque Tp is larger than the target engine torque T, a waste gate target valve opening amount ⁇ w for reducing the predicted engine torque Tp to the maximum engine torque Td is calculated.
  • step S22 the waste gate valve is calculated. 77 is driven and controlled to the target valve opening amount ⁇ w. When the control of the waste gate valve 77 is completed, the process proceeds to step S23.
  • step 23 and 24 the intake pipe pressure (supercharging pressure) is re-detected, and the actual engine torque Tac is calculated based on this.
  • the process proceeds to step S25.
  • step S25 it is determined whether or not the actual engine torque Tac matches the maximum engine torque Td (within a predetermined range). If it is determined in this determination that the actual engine torque Tac coincides with the maximum engine torque Td, the actual engine torque Tac is determined to have reached the maximum engine torque Td, and the process returns to the return. On the other hand, when the actual engine torque Tac does not coincide with the maximum engine torque Td (when there is some difference), the process returns to step S18 again, and the same control step is executed.
  • the intake valve advanced from the high mechanical expansion ratio ⁇ Ed and the intake bottom dead center BDC also when the waste gate valve 77 is opened to suppress to the predetermined maximum engine torque.
  • the lift characteristic of the intake valve is the low lift characteristic L1
  • the absolute amount of exhaust gas can be reduced, the absolute amount of exhaust gas passing through the waste gate valve 77 can be reduced, and exhaust with a high mechanical expansion ratio ⁇ Ed can be achieved. Due to the synergistic effect with the gas temperature reduction effect, it is possible to further suppress the heat damage of the exhaust system components in the downstream.
  • the closing timing IVCa to IVCb of the intake valve in the low load region is a so-called “early closing mirror cycle” in which the pumping loss is reduced by advancing the closing timing IVC from the intake bottom dead center BDC.
  • the example is proposed.
  • the closing timing IVC is retarded from the intake bottom dead center BDC as indicated by the closing timing IVCd.
  • This is an example of a so-called “slow closing mirror cycle” for reducing the loss, and proposes an example of a variable valve operating form different from the first embodiment. This embodiment of the “slow closing mirror cycle” will be described with reference to FIG.
  • the lift characteristic is controlled by using the first variable valve mechanism 1, but in this embodiment, the lift amount characteristic of the intake valve is only the maximum lift characteristic L4, and the first possible The variable valve mechanism 1 (intake VEL) is not used and is controlled by the second variable valve mechanism 2 (intake VTC).
  • the third variable valve mechanism exhaust VTC having the same mechanism as the second variable valve mechanism 2 is also used on the exhaust side.
  • the lift characteristic at the maximum engine torque Td is the same as the lift characteristic shown in FIG. 7D of the first embodiment.
  • the lift characteristic is the maximum lift characteristic L4, the center phase angle is the phase angle ⁇ d, and the intake valve closing timing IVCd.
  • valve lift characteristics at the engine torque Ta in the low load region will be described.
  • the valve characteristics of the intake valve and the exhaust valve substantially coincide with the valve characteristics at the maximum engine torque Td shown in FIG. 10 (d). That is, the closing timing IVCam of the intake valve in FIG. 10 (a) substantially coincides with the closing timing IVCd in FIG. 10 (d), and as described above, the “delayed closing mirror cycle” is set, and the low engine torque Ta The fuel consumption is reduced by reducing the pump loss. Further, the valve overlap is also almost “0”, which can suppress instability of combustion due to residual gas.
  • the center phase angle of the exhaust valve is controlled by the third variable valve in the advance direction by a difference ⁇ as compared with the engine torque Ta.
  • the difference ⁇ is “ ⁇ am ⁇ bm”, that is, “IVCam ⁇ IVCbm”, and the valve overlap is substantially maintained at “0”. Therefore, as in the case of the engine torque Ta, the amount of residual gas in the cylinder can be reduced to suppress combustion fluctuations and combustion instability.
  • the closing timing IVC of the intake valve is advanced to the closing timing IVCcm and brought closer to the intake bottom dead center BDC side, and the charging efficiency is increased.
  • This closing time IVCcm substantially coincides with IVCc in FIG. 7C of the first embodiment, and is the closing time IVC at which the charging efficiency is increased.
  • the exhaust valve is controlled to move backward by ⁇ and return to the original position.
  • FIG. 10 (c) since the valve overlap becomes large, it is considered that a large amount of residual gas remains in the cylinder and the combustion state becomes unstable. In this way, the combustion state can be improved.
  • the opening timing of the exhaust valve is retarded and the central phase of the valve overlap is advanced. Therefore, the valve overlap time comes within a relatively short time after the exhaust valve is opened. That is, the exhaust valve is opened, and the pressure of the exhaust pipe near the exhaust valve increases, and the high pressure wave moves downstream, reflects off the end of the exhaust pipe, and returns to the vicinity of the exhaust valve again. Since the overlap time comes before the pressure wave returns, high-pressure exhaust gas is prevented from being introduced into the cylinder as residual gas through the exhaust valve, which prevents the combustion from becoming unstable. It becomes possible to suppress.
  • the closing timing IVC is retarded to the closing timing IVCd and is controlled to the high mechanical expansion ratio ⁇ Ed, so that the engine torque is suppressed to the maximum engine torque Td.
  • reduce the exhaust gas temperature by suppressing the heat damage of the exhaust system parts.
  • variable compression ratio mechanism 3 used in the first to third embodiments is a mechanism that makes one cycle at a crank angle of 360 °, and in principle, the piston position at the compression top dead center and the piston position at the exhaust top dead center. Is in agreement. For the same reason, the piston position at the intake bottom dead center and the piston position at the expansion bottom dead center also coincide. Therefore, the mechanical compression ratio ⁇ C and the mechanical expansion ratio ⁇ E are in principle coincident.
  • variable compression ratio mechanism 3 used in the fourth embodiment is a mechanism that makes one cycle at a crank angle of 720 °. Therefore, the mechanical compression ratio ⁇ C and the mechanical expansion ratio ⁇ E are different from each other. Can be controlled.
  • a schematic configuration of the variable compression ratio mechanism 3 having a different form will be briefly described with reference to FIG. The detailed description is described in “Japanese Patent Laid-Open No. 2016-017489” filed earlier by the present applicant.
  • the internal combustion engine 51 includes a piston 54 that reciprocates in a vertical direction along a cylinder bore 53 formed in the cylinder block 52, and a piston pin 55 and a link mechanism 57 of a piston position changing mechanism 56 by the vertical movement of the piston 54. And a crankshaft 58 that is rotationally driven.
  • a space defined between the crown surface of the piston 54 and the combustion chamber boundary indicated by a one-dot chain line above the crown surface is an in-cylinder volume (combustion chamber volume).
  • the piston position changing mechanism 56 includes a link mechanism 57 composed of a plurality of links, a link posture changing mechanism 59 that changes the posture of the link mechanism 57, and the like.
  • the link mechanism 57 is connected to the piston 54 via a piston pin 55 and is connected to the upper link 7 via a first connection pin 61 so as to be swingable.
  • a lower link 63 rotatably connected to the lower link 63, and a control link connected to the lower link 63 via a second connection pin 64 so as to be swingable and rotatably connected to an eccentric cam portion 66 of the control shaft 65.
  • -Relink 67 is a link mechanism 57 composed of a plurality of links, a link posture changing mechanism 59 that changes the posture of the link mechanism 57, and the like.
  • the link mechanism 57 is connected to the piston 54 via a piston pin 55 and is connected to the upper link 7 via a first connection pin 61 so as to be swingable.
  • a lower link 63 rotatably connected to the lower
  • first gear 68 that is a driving rotator is fixed to the front end of the crankshaft 58
  • second gear 69 that is a driven rotator on the front end side of the control shaft 65.
  • the first gear 68 and the second gear 69 mesh with each other so that the rotational force of the crankshaft 58 is transmitted to the control shaft 65 via the link attitude changing mechanism 59.
  • the first gear 68 has an outer diameter that is approximately half the outer diameter of the second gear 69, and therefore the rotational speed of the crankshaft 58 is the difference between the outer diameters of the first gear 68 and the second gear 69.
  • the control shaft 65 is transmitted to the control shaft 65 after being decelerated to a half angular velocity.
  • the phase of the control shaft 65 with respect to the second gear 69 is changed by the link posture changing mechanism 59, that is, the relative rotational phase with respect to the crankshaft 58 is changed.
  • crankshaft 58 and the control shaft 65 are rotatably supported by two common front and rear bearing members provided in the cylinder block. Further, the eccentric cam portion 66 is rotatably connected to a large diameter portion formed at the lower end portion of the control link 67 via a needle bearing 70.
  • the mechanical compression ratio ⁇ C and the mechanical expansion ratio ⁇ E can be controlled to be different from each other, as described in the above-mentioned “Japanese Patent Laid-Open No. 2016-017489”.
  • Japanese Patent Laid-Open No. 2016-017489 Japanese Patent Laid-Open No. 2016-017489.
  • the thermal efficiency is improved and the exhaust gas temperature is lowered to reduce the exhaust system component. It suppresses heat damage.
  • FIG. 12 shows the control characteristics of the control parameters for each engine torque region, similar to FIG. 6 of the first embodiment.
  • the first variable valve mechanism 1, the second variable valve mechanism 2, and the variable compression ratio mechanism 3 are controlled so that the control characteristic of the control parameter is obtained.
  • the control characteristics of the supercharging pressure, the intake valve closing timing IVC, and the intake valve opening timing IVO are the same as those in the first embodiment, the description thereof will be omitted.
  • the control characteristic is adopted in which the mechanical compression ratio ⁇ C is “11” and the mechanical expansion ratio ⁇ E is “15” in the low load region, and the engine torque in the medium load region.
  • the mechanical compression ratio ⁇ C is increased from “11” to “12” and the mechanical expansion ratio ⁇ E is decreased from “15” to “12”.
  • the mechanical compression ratio ⁇ C is decreased from “12” to “11” and the mechanical expansion ratio ⁇ E is increased from “12” to “15” corresponding to the increase in the engine torque.
  • the characteristic is adopted.
  • the mechanical compression ratio ⁇ C and the mechanical expansion ratio ⁇ E are set to substantially constant control characteristics even when the engine torque increases. That is, the mechanical expansion ratio ⁇ E is set as large as “15”, and the mechanical compression ratio ⁇ C is set as small as “11”. Accordingly, the work of combustion is increased by setting the mechanical expansion ratio ⁇ E to a large value of “15”, and the mechanical compression ratio ⁇ C is set to a value that is slightly suppressed to “11”. By suppressing the gas temperature, it is possible to suppress the cooling loss, thereby increasing the thermal efficiency and further improving the fuel consumption.
  • the control characteristic of the low load region is changed to the control characteristic of the middle load region, and the mechanical expansion ratio ⁇ E is changed from “15” to “12” at the engine torque Tc.
  • the mechanical compression ratio ⁇ C is changed from “11” to “12”.
  • the mechanical expansion ratio ⁇ E and the mechanical compression ratio ⁇ C are set to “9” in the engine torque Tc.
  • the mechanical expansion ratio ⁇ E and the mechanical compression ratio ⁇ C are “12”. Therefore, the intake ratio (intake stroke) is also increased, and the engine torque can be easily increased.
  • the control characteristics of the medium load range are changed to the control characteristics of the high load range, and the maximum engine set for guaranteeing the durability of the drive system etc.
  • the mechanical expansion ratio ⁇ E is changed and set from “12” to “15”
  • the effective compression ratio actual compression ratio
  • the intake valve closing timing IVC is retarded or advanced from the intake bottom dead center BDC in order to avoid knocking at the maximum engine torque Td. This means that the amount to be reduced, that is, the reduction amount of the effective compression ratio due to the closing timing IVC is reduced.
  • the retard amount of the closing timing IVCd of the present embodiment can be made smaller than the closing timing IVCd of the first embodiment indicated by “ ⁇ ”.
  • the advance amount of the closing timing IVCadd of this embodiment can be made smaller than the closing timing IVCadd of the second embodiment indicated by “ ⁇ ”.
  • the maximum engine torque Td set for guaranteeing durability of the drive system and the internal combustion engine is substantially constant regardless of the change in the rotational speed.
  • the maximum engine torque Td may be set so as to change in response to the change in the rotational speed. Further, the maximum engine torque Td may be set not only for ensuring the durability of the drive system but also for the durability of engine components such as pistons in the internal combustion engine and the vibration limit of the internal combustion engine.
  • variable valve mechanism has shown an example in which a variable lift / operating angle mechanism for controlling the valve lift and operating angle of the intake valve and a variable phase mechanism for controlling the lift center phase angle of the intake valve are shown.
  • the closing timing IVC can be changed, any method can be used.
  • the variable compression ratio mechanism for controlling the mechanical compression ratio ⁇ C and the mechanical expansion ratio ⁇ E in the cylinder has shown two methods, but any method can be used as long as the mechanical expansion ratio ⁇ E can be changed. Is.
  • variable valve mechanism separates the intake valve closing timing from the intake bottom dead center, and the variable compression ratio mechanism The expansion ratio was increased.
  • An internal combustion engine variable system comprising a variable valve mechanism for controlling the closing timing of the intake valve, and a control means for controlling the variable compression ratio mechanism for controlling the mechanical compression ratio and the mechanical expansion ratio.
  • the variable valve mechanism and the variable compression ratio mechanism are controlled by a first region where the engine torque is small, a second region where the engine torque is medium, and a third region where the engine torque is large.
  • the control means maintains the mechanical expansion ratio at the first mechanical expansion ratio in the first region, sets the closing timing of the intake valve to an advance side from the intake bottom dead center, and in the second region, The first mechanical expansion ratio is decreased to the second mechanical expansion ratio in response to the increase in the engine torque, and the closing timing of the intake valve is set to the advance of the intake bottom dead center in response to the increase in the engine torque.
  • the second mechanical expansion ratio is increased to the third mechanical expansion ratio in response to the increase in the engine torque
  • the closing timing of the intake valve is set in response to the increase in the engine torque. It is set on the retard side further than the retard side in the case of the second region.
  • control of a variable system of an internal combustion engine provided with a variable valve mechanism for controlling the closing timing of the intake valve and a control means for controlling the variable compression ratio mechanism for controlling the mechanical compression ratio and the mechanical expansion ratio.
  • the closing timing of the intake valve is set to an advance side from the intake bottom dead center, and when the engine torque is maximum, the closing timing of the intake valve is set. Is set to the retard side from the intake bottom dead center, the mechanical compression ratio and the mechanical expansion ratio are set to a first value, and the engine torque is in a state between the low engine torque and the maximum engine torque. Then, the closing timing of the intake valve is set to the closing timing between the low engine torque and the maximum engine torque, and the mechanical compression ratio and the mechanical expansion ratio are set to a second value smaller than the first value. Set to value.
  • this invention is not limited to above-described embodiment, Various modifications are included.
  • the above-described embodiment has been described in detail for easy understanding of the present invention, and is not necessarily limited to one having all the configurations described.
  • a part of the configuration of an embodiment can be replaced with the configuration of another embodiment, and the configuration of another embodiment can be added to the configuration of an embodiment.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
  • Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)
  • Supercharger (AREA)
  • Valve Device For Special Equipments (AREA)
  • Control Of Throttle Valves Provided In The Intake System Or In The Exhaust System (AREA)
  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)

Abstract

機関トルクが最大トルク付近まで増加した際に、可変動弁機によって吸気バルブの閉時期ＩＶＣを吸気下死点ＢＤＣより離間させると共に、可変圧縮比機構によって機械膨張比εＥを増大させる。最大機関トルク付近で、吸気バルブの閉時期ＩＶＣを吸気下死点ＢＤＣより離間させた閉時期ＩＶＣｄに設定する。これによって有効圧縮比を低減して耐ノック性を高め、しかも機械膨張比を増大することで、熱効率の向上が図れると共に、排気ガス温度を低下して排気系部品の熱害を抑制することができる。

Description

内燃機関の可変システム及びその制御方法
　本発明は内燃機関の可変システムに係り、特に４サイクル方式の内燃機関で機械圧縮比を制御する可変圧縮比機構、及びバルブタイミングを制御する可変動弁機構を備えた内燃機関の可変システム及びその制御方法に関するものである。
　この種に関連する内燃機関においては、内燃機関の幾何学的な圧縮比、つまり機械圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構と、実圧縮比を左右する吸気バルブ、排気バルブの開閉時期を可変制御する可変動弁機構との組み合わせによって、内燃機関の動作性能を改善することが提案されている。例えば、特開２００２‐２７６４４６号公報（特許文献１）に記載の内燃機関においては、内燃機関の吸気バルブの閉時期を可変制御する可変動弁機構と、負荷の上昇に伴って機械圧縮比が低下するようにピストン位置の変更によって内燃機関の機械圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構とが設けられている。
　そして、例えば機関起動時に、機械圧縮比をアイドリング時相当の高圧縮比に維持したまま、可変動弁機構によりクランキングの吸気バルブの閉時期を吸気下死点から離れた時期に設定し、クランキング開始後に吸気バルブの閉時期を吸気下死点に近づけることによって、機械圧縮比を高めてあっても実圧縮比を低下することで、クランキング中のコンプレッションを低下させるデコンプ作用が得られるようにしている。そのため、クランキング回転数が上昇し、更に、クランキング開始後に吸気バルブの閉時期を吸気下死点に近づければ、実圧縮比が上昇し、混合気温度の上昇が図れるようになる。
　この他にも、吸気バルブの閉時期を可変制御する可変動弁機構と、機械圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構とを用いて、内燃機関の動作性能を向上する試みがなされているが、ここではこれ以上の説明は省略する。
特開２００２‐２７６４４６号公報
　ところで、特許文献１とは別に可変圧縮比機構を用いて、高機関トルクになるほど機械圧縮比を低下させる制御が提案されている。これは、機械圧縮比を低下して耐ノック性を向上させた上で、点火時期を進角させて最大機関トルクを高めるようにすることを狙っているためである。これによって、燃料を増加（気化潜熱の増加）しないで耐ノック性を向上できるので、燃費を改善できる効果が期待できるものである。
　しかしながら、この方法だと耐ノック性は向上できるが、一方で機械圧縮比が低下すると付随して機械膨張比も低下するので、熱効率が低下して燃費が悪化するだけでなく、排気ガスの温度も高くなるので、最大機関トルク（負荷）付近において、排気系部品（排気管や排気ガス浄化触媒等）の熱害が発生し易くなるといった課題が新たに生じるおそれがある。
　本発明の目的は、機関トルクが最大機関トルク付近まで増加した際に、燃費の悪化を抑制し、しかも排気系部品の熱害を抑制することができる新規な内燃機関の可変システム及びその制御方法を提供することにある。
　本発明の一実施形態においては、機関トルクが最大機関トルク付近まで増加した際に、可変動弁機構によって吸気バルブの閉時期を吸気下死点より離間させた閉時期に設定すると共に、可変圧縮比機構によって機械膨張比を増大する、ところにある。ここで「離間」とは、吸気バルブの閉時期を吸気下死点に対して遅角側、或いは進角側に移動させることを意味している。
　本発明の一実施形態によれば、最大機関トルク付近で、吸気バルブの閉時期を吸気下死点より離間させることによって有効圧縮比を低減して耐ノック性を高め、しかも機械膨張比を増大することによって、熱効率の向上（＝燃費の向上）が図れると共に、排気ガスの温度を低下して排気系部品の熱害を抑制することができるようになる。
本発明に係る内燃機関の可変システムの全体概略図である。 本発明に使用される可変動弁機構の全体斜視図である。 可変動弁機構による吸気バルブのリフト特性を説明する説明図である。 本発明に使用される可変圧縮比機構の構成を示し、最小機械圧縮比に制御されている状態を示す構成図である。 本発明に使用される可変圧縮比機構の構成を示し、最大機械圧縮比に制御されている状態を示す構成図である。 本発明の第１の実施形態になる可変システムの制御特性を説明する説明図である。 図５に示す制御特性を更に詳細に説明するための特性図である。 図６に示す制御特性を更に説明するためのバルブ特性図である。 第１の実施形態になる可変システムの制御を実行する制御フローチャートである。 本発明の第２の実施形態になる可変システムの制御を実行する制御フローチャートである。 本発明の第３の実施形態になる可変システムの制御特性を説明するためのバルブ特性図である。 本発明の第４の実施形態になる可変システムで使用される可変圧縮比機構の構成を説明する構成図である。 第４の実施形態になる可変システムの制御特性を説明するための特性図である。
　以下、本発明の実施形態について図面を用いて詳細に説明するが、本発明は以下の実施形態に限定されることなく、本発明の技術的な概念の中で種々の変形例や応用例をもその範囲に含むものである。
　本発明の第1の実施形態になる内燃機関の可変システムについて説明するが、図１は本発明が適用される内燃機関の可変システムの全体の構成を示している。
　まず、内燃機関の可変システムの基本構成を、図１に基づいて説明すると、シリンダブロックＳＢ内に形成されたシリンダボア内を燃焼圧力などによって上下摺動自在に設けられたピストン０１と、シリンダヘッドＳＨの内部にそれぞれ形成された吸気ポートＩＰ及び排気ポートＥＰと、シリンダヘッドＳＨに摺動自在に設けられて吸、排気ポートＩＰ、ＥＰの開口端を開閉する一気筒当たりそれぞれ一対の吸気バルブ４及び排気バルブ５とを備えている。
　ピストン０１は、クランクシャフト０２に後述するロアリンク４２とアッパリンク４３とからなるコンロッド０３を介して連結されていると共に、冠面とシリンダヘッドＳＨの下面との間に燃焼室０４を形成している。また、シリンダヘッドＳＨのほぼ中央には、点火栓０５が設けられている。
　吸気ポートＩＰは図示しないエアクリーナと接続されており、過給機であるターボチャージャ７０のコンプレッサ７１から、電制スロットルバルブ７２を介して吸入空気が供給されている。電制スロットルバルブ７２は、コントローラ２２によって制御されており、基本的にはアクセルペダルの踏込量に対応してその開度が制御されるものである。
　また、排気ポートＥＰは、ターボチャージャ７０のタービン７３を介して排気ガス浄化触媒７４、マフラ７５を介して排気ガスを大気に放出している。ここで、タービン７３の上流と下流は排気バイパス通路７６によって接続されており、排気バイパス通路７６の途中に電制ウエイストゲ－ト弁７７が配置されている。この電制ウエイストゲ－ト弁７７は、タービン７３に流入する排気ガスの量を調整するものであり、これによってコンプレッサ７１の過給圧が調整されるものである。
　更に、この内燃機関には、図１及び図２に示すように、吸気バルブ４のバルブリフト及び作動角（開期間）を制御する「リフト・作動角可変機構」としての第１可変動弁機構（吸気ＶＥＬ）１と、吸気バルブ４のバルブリフトの中心位相角を制御する「位相角可変機構」である第２可変動弁機構（吸気ＶＴＣ）２と、筒内の機械圧縮比εＣ(機械膨張比εＥと同じ)を制御する「ピストンストローク可変機構」である可変圧縮比機構(ＶＣＲ)３とが設けられている。
　第１可変動弁機構１は、吸気バルブ４のバルブリフト及び作動角（開期間）を制御することによって吸気バルブ４の閉時期を変更して有効圧縮比を変化させる吸気バルブ閉時期可変機構として構成されており、具体的構造としては、本出願人が先に出願した例えば「特開２００３－１７２１１２号公報」などに記載されたものと同様である。
　図２に基づきその概略を説明すると、シリンダヘッドＳＨの上部の軸受に回転自在に支持された中空状の駆動軸６と、駆動軸６の外周面に圧入等により固設された偏心回転カムである駆動カム７と、駆動軸６の外周面に揺動自在に支持されて、吸気バルブ４の上端部に配設されたバルブリフター８の上面に摺接して吸気バルブ４を開作動させる２つの揺動カム９と、駆動カム７と揺動カム９との間に介装されて、駆動カム７の回転力を揺動運動に変換して揺動カム９に揺動力として伝達する伝達機構とを備えている。
　駆動軸６は、一端部に設けられたタイミングスプロケット３０を介してクランクシャフト０２から図示しないタイミングチェーンによって回転力が伝達されており、この回転方向は図２中、矢印Ｒｄ方向に設定されている。駆動カム７は、ほぼリング状を呈し、内部軸方向に形成された駆動軸挿通孔を介して駆動軸６に貫通固定されていると共に、カム本体の軸心が駆動軸６の軸心から径方向へ所定量だけオフセットしている。
　揺動カム９は、図２に示すように、同一形状のほぼ雨滴状を呈し、円環状のカムシャフト１０の両端部に一体的に設けられていると共に、カムシャフト１０が内周面を介して駆動軸６に回転自在に支持されている。また、下面にカム面が形成され、カムシャフト１０の軸側の基円面と、この基円面からカムノーズ部側に円弧状に延びるランプ面と、このランプ面からカムノーズ部の先端側に有する最大リフトの頂面に連なるリフト面が形成されており、基円面とランプ面及びリフト面が、揺動カム９の揺動位置に応じて各バルブリフター８の上面の所定位置に当接するようになっている。
　伝達機構は、駆動軸６の上方に配置されたロッカアーム１１と、ロッカアーム１１の一端部１１ａと駆動カム７とを連係するリンクアーム１２と、ロッカアーム１１の他端部１１ｂと揺動カム９とを連係するリンクロッド１３とを備えている。ロッカアーム１１は、中央に有する筒状の基部が支持孔を介して後述する制御カムに回転自在に支持されていると共に、一端部１１ａがピン１４によってリンクアーム１２に回転自在に連結されている一方、他端部１１ｂがリンクロッド１３の一端部にピン１５を介して回転自在に連結されている。
　リンクアーム１２は、比較的大径な円環状の基部１２ａの中央位置に駆動カム７のカム本体が回転自在に嵌合する嵌合孔が形成されている一方、突出端１２ｂがピン１４によってロッカアーム一端部１１ａに連結されている。リンクロッド１３は、他端部がピン１６を介して揺動カム９のカムノーズ部に回転自在に連結されている。また、駆動軸６の上方位置に同じ軸受部材に制御軸１７が回転自在に支持されていると共に、制御軸１７の外周にロッカアーム１１の支持孔に摺動自在に嵌入されて、ロッカアーム１１の揺動支点となる制御カム１８が固定されている。
　制御軸１７は、駆動軸６と並行に機関前後方向に配設されていると共に、駆動機構１９によって回転制御されている。一方、制御カム１８は、円筒状を呈し、軸心位置が制御軸１７の軸心から所定分だけ偏倚している。駆動機構１９は、図示しないハウジングの一端部に固定された電動モータ２０と、ハウジングの内部に設けられて電動モータ２０の回転駆動力を制御軸１７に伝達する伝達手段２１とから構成されている。電動モ－タ２０は、比例型のＤＣモータによって構成され、機関運転状態を検出するエンジンコントロールユニットとしてのコントローラ２２からの制御信号によって駆動するようになっている。
　伝達手段２１は、電動モータ２０の駆動シャフトとほぼ同軸上に配置されたボール螺子軸２３と、ボール螺子軸２３の外周に螺合する移動部材であるボールナット２４と、制御軸１７の一端部に直径方向に沿って連結された連係アーム２５と、連係アーム２５とボールナット２４とを連係するリンク部材２６とから主として構成されている。ボール螺子軸２３は、両端部を除く外周面全体に所定幅のボール循環溝が螺旋状に連続して形成されていると共に、一端部に結合された電動モータ２０の駆動シャフトの回転駆動力が伝達されるようになっている。
　ボールナット２４は、内周面にボール循環溝と共同して複数のボールを転動自在に保持するガイド溝が螺旋状に連続して形成され、各ボールを介してボール螺子軸２３の回転運動をボールナット２４に直線運動に変換しつつ軸方向の移動力が付与されるようになっている。また、駆動軸６の回転角度を検出する駆動軸角度センサ２８と、制御軸１７の回転角角度を検出する回転角度センサ２９が設けられている。
　次に、第２可変動弁機構２は、図２に示すように、駆動軸６の前端部に設けられたスプロケット３０と、このスプロケット３０と駆動軸６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３２と、から構成されている。スプロケット３０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。
　位相制御用油圧アクチュエータ３２への油圧供給は、同じコントローラ２２からの制御信号に基づき、図示しない第２油圧制御部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３２への油圧制御によって、スプロケット３０と駆動軸６とが相対的に回転し、リフト特性の中心位相θが遅角、或いは進角する。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。第２可変動弁機構２としては、油圧式のものに限られず、電動モータや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。これらの構成も良く知られたものであるので、これ以上の説明は省略する。
　更に図１及び図２にある通り、コントローラ（＝制御手段）２２は、現在の内燃機関の回転数Ｎ（ｒｐｍ）をクランク角から検出するクランク角センサからの出力信号や、エアーフローメータからの吸入空気量（負荷）、その他、アクセル開度センサ、車速センサ、ギア位置センサ、機関本体の温度を検出する機関冷却水温センサ３１、さらには大気湿度センサから吸気管内の湿度などの各種情報信号から現在の機関状態を検出している。
　また、駆動軸６の回転角度を検出する駆動軸角度センサ２８や制御軸１７の回転角度センサ２９からの検出信号を入力するようになっており、クランク角センサと駆動軸角度センサ２８からの信号によって後述するスプロケット３０と駆動軸６との相対回転位置、つまり位相可変機構２の位置を検出するようになっている。また、制御軸１７の回転角度センサ２９からの情報信号によって第１可変動弁機構１の位置を検出するようになっている。
　図３には、第１可変動弁機構１と第２可変動弁機構２のリフト・作動角の変化状態を示している。第１可変動弁機構１によれば、吸気バルブリフトは最小リフトＬ１から、第１中間リフトＬ２、第２中間リフトＬ３、及び最大リフトＬ４まで変化することができ、これに対応して開弁期間である作動角は、最小作動角Ｄ１から、第１中間作動角Ｄ２、第２中間作動角Ｄ３、及び最大作動角Ｄ４まで変化することができるものである。
　また、これとは別に第２可変動弁機構２は、夫々のリフト特性（Ｌ１～Ｌ４）を維持したまま作動角を変更しないで、リフト特性を全体的に進角側、或いは遅角側に移動して、中心位相角θを調整することができるものである。
　次に、可変圧縮比機構３について図１及び図４Ａ及び図４Ｂを用いて説明する。尚、図４Ａは、最小機械圧縮比での圧縮上死点のピストン位置を示し、図４Ｂは、最大機械圧縮比での圧縮上死点のピストン位置を示している。また、排気上死点の位置についても、最小機械圧縮比、及び最大機械圧縮比の両方とも、排気上死点のピストン位置は図４Ａ、図４Ｂに示す圧縮上死点のピストン位置と一致している。
　この可変圧縮比機構３は、クランク角３６０°で1サイクルとなる機構なので、原理的に圧縮上死点のピストン位置と排気上死点のピストン位置とは一致するようになっている。また、同様の理由で、吸気下死点のピストン位置と膨張下死点のピストン位置も一致する。これは、吸気下死点のピストン位置から圧縮上死点のピストン位置に至る間の圧縮ストロークと、圧縮上死点のピストン位置から膨張下死点のピストン位置に至る間の膨張ストロークも常に一致することを意味する。したがって、機械圧縮比εＣと機械膨張比εＥも原理的に一致するものである。
　可変圧縮比機構３は、先に述べた特許文献１に記載されたものと同様な構成である。その構造を簡単に説明すると、クランクシャフト０２は、複数のジャーナル部４０とクランクピン部４１とを備えており、シリンダブロックＳＢの主軸受に、ジャーナル部４０が回転自在に支持されている。クランクピン部４１は、ジャーナル部４０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４２が回転自在に連結されている。ロアリンク４２は、左右の２部材に分割可能に構成されているとともに、略中央の連結孔に前記クランクピン部４１が嵌合している。
　第１リンクとなるアッパリンク４３は、下端側が連結ピン４４によりロアリンク４２の一端に回動可能に連結され、上端側がピストンピン４５によりピストン０１に回動可能に連結されている。第３リンクとなるコントロールリンク４６は、上端側が連結ピン４７によりロアリンク４２の他端に回動可能に連結され、下端側が制御シャフト４８を介して機関本体の一部となるシリンダブロックＳＢの下部に回動可能に連結されている。
　制御シャフト４８は、回転可能に機関本体に支持されていると共に、その回転中心から偏心している偏心カム部４８ａを有し、この偏心カム部４８ａにコントロールリンク４６下端部が回転可能に嵌合している。制御シャフト４８は、コントローラ２２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４９によって回動位置が制御される。
　こ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３においては、制御シャフト４８が圧縮比制御アクチュエータ４９によって回動されると、偏心カム部４８ａ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４６の下端の揺動支持位置が変化する。そして、コントロールリンク４６の揺動支持位置が変化すると、ピストン０１のストロークが変化し、図４Ａ、図４Ｂに示すように、ピストン上死点におけるピストン０１の位置が高くなったり低くなったりする。これにより、機械圧縮比εＣを変えることが可能となる。
　この機械圧縮比εＣは、ピストン０１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であって、ピストン０１の吸気行程下死点における筒内容積とピストン０１の圧縮行程上死点における筒内容積の比である。図４Ａは最小機械圧縮比の状態を示し、図４Ｂは最大機械圧縮比の状態をそれぞれ示しているが、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。
　ここで、ピストン圧縮上死点における筒内容積をＶＯ、行程容積をＶとしたとき、ピストン下死点における筒内容積は(ＶＯ＋Ｖ)となるので、機械圧縮比εＣは、εＣ＝(ＶＯ＋Ｖ)／ＶＯ＝Ｖ／ＶＯ＋１と表せる。この考え方から、図４Ａに示す最小機械圧縮比ＭｉｎεＣ（＝最小機械膨張比ＭｉｎεＥ）は、ＭｉｎεＣ＝Ｖ１／ＶＯ１＋１(例えば、ＭｉｎεＣ＝９)となり、図４Ｂに示す最大機械圧縮比ＭａｘεＣ（＝最大機械膨張比ＭａｘεＥ）は、ＭａｘεＣ＝Ｖ２／ＶＯ２＋１(例えば、ＭａｘεＣ＝１５)となる。
　ところで、上述した「発明が解決しようとする課題」にあるように、可変圧縮比機構３を備えた内燃機関においては、高機関トルクになるほど機械圧縮比εＣを低下させる制御が提案されている。これは、機械圧縮比εＣを低下して耐ノック性を向上させた上で、点火時期を進角させて最大トルクを高めるようにすることを狙っているためである。これによって、燃料を増加（気化潜熱の増加）しないで耐ノック性を向上できるので燃費を改善できる効果が期待できるものである。
　しかしながら、機械圧縮比εＣが低下すると付随して機械膨張比εＥも低下するようになるので、その結果、熱効率が低下して燃費が悪化するだけでなく、排気ガスの温度も高くなるので、最大機関トルク（負荷）付近において、排気系部品の熱害が発生し易くなるといった課題が新たに生じるようになる。
　このような課題を解決するため、本実施形態では以下に説明する制御方式を提案するものである。次に、このような第１可変動弁機構１、第２可変動弁機構２、及び可変圧縮比機構３を有する内燃機関であって、運転領域(機関トルク)が変化した場合の第１可変動弁機構１、第２可変動弁機構２、及び可変圧縮比機構３の制御動作について説明する。
　図５は機関トルクと回転数Ｎによる運転領域の区分を示しており、低機関トルクの低負荷領域(Ｔａ～Ｔｂ)、中機関トルクの中負荷領域(Ｔｂ～Ｔｃ)、高機関トルクの高負荷領域(Ｔｃ～Ｔｄ)に区分されている。尚、この区分は便宜的に３領域に分割したものであるが、これ以上の領域に分割することも可能であり、また、回転数Ｎを複数の領域毎に設定することも可能である。
　ここで、本実施形態では、機関トルクはアクセルペダルの踏込量と相関しているので、アクセルペダルの踏込量から機関トルクを推定するようにしている。また、回転数Ｎはアイドル回転状態などを想定したＮｍｉｎから、最大出力状態などを想定したＮｍａｘまで変化するように設定されている。したがって、検出された回転数Ｎとアクセルペダルの踏込量（機関トルク）によって、現在の運転状態がどの領域に属しているかが判断できる。
　図５にあるように、低負荷領域(Ｔａ～Ｔｂ)では機械圧縮比εＣ、及び機械膨張比εＥは高い値に設定され、中負荷領域(Ｔｂ～Ｔｃ)では機械圧縮比εＣ、及び機械膨張比εＥは負荷の上昇に伴って減少する値に設定され、高負荷領域(Ｔｃ～Ｔｄ)では機械圧縮比εＣ、及び機械膨張比εＥは急増する値に設定されている。これらについては、図６の(ｂ)、(ｃ)に詳しく記載されているので、図６で詳しく説明する。
　尚、低負荷領域と中負荷領域との間の境界部分、及び中負荷領域と高負荷領域との間の境界部分は、境界トルク値(Ｔｂ、Ｔｃ)が回転数Ｎによって変化しないように図示しているが、回転数Ｎに応じて異なるトルクに設定しても差し支えないものである。また、駆動系などの耐久性保証のために設定された最大トルク値（Ｔｄ）も、回転数Ｎによって変化しないように図示しているが、回転数Ｎに応じて異なるトルク値に設定しても差し支えないものである。
　そして、図６には、本実施形態によって制御される機関トルク領域毎の制御パラメ－タの制御特性を示している。本実施形態ではこの制御パラメータの制御特性が得られるように、第１可変動弁機構１、第２可変動弁機構２、及び可変圧縮比機構３を制御するものである。ここで、機関トルクの大きさ(Ｔａ～Ｔｄ)に対応して、(ａ)は過給圧の変化を示し、(ｂ)は機械圧縮比εＣの変化を示し、(ｃ)は機械膨張比εＥの変化を示し、(ｄ)は吸気バルブの閉時期の変化を示し、(ｅ)は吸気バルブの開時期の変化を示している。
　尚、ここで本実施形態では、低負荷領域では、機械圧縮比εＣを「１５」、機械膨張比εＥを「１５」とする制御特性を採用し、中負荷領域では、機関トルクの増加に対応して機械圧縮比εＣを「１５」⇒「９」、機械膨張比εＥを「１５」⇒「９」のように減少する制御特性を採用し、高負荷領域では機関トルクの増加に対応して機械圧縮比εＣを「９」⇒「１５」、機械膨張比εＥを「９」⇒「１５」のように増加する制御特性を採用している。以下、夫々の負荷領域毎の制御特性について説明する。
　≪低負荷領域Ｔa～Ｔｂ≫先ず、アクセル開度(＝アクセルペダル踏込量)の小さい低負荷領域(Ｔａ～Ｔｂ)では、過給圧はＰａからＰｂの間に維持されている。そして、可変圧縮比機構３は、図６の(ｂ)に示す最大機械圧縮比ＭａｘεＣ、及び(ｃ)に示す最大機械膨張比ＭａｘεＥになるように制御される。図６に示すように、これらの最大機械圧縮比ＭａｘεＣ、及び最大機械膨張比ＭａｘεＥの値は、例えば「１５」程度の一定の機械圧縮比εＣと機械膨張比εＥに制御されるものである。
　また、低負荷領域（Ｔａ～Ｔｂ）では、図６の(ｄ)に示すように、吸気バルブの閉時期ＩＶＣは、ＩＶＣａ～ＩＶＣｂのように吸気下死点ＢＤＣ前の早い時期に制御される。更に、図６の(ｅ)に示すように、吸気バルブの開時期ＩＶＯは、ＩＶＯａ～ＩＶＯｂのように略上死点ＴＤＣ付近に制御される。
　このような、バルブタイミングは図７の(ａ)に示すように、第１可変動弁機構１と第２可変動弁機構２の組み合わせにより実現することができる。すなわち、機関トルクＴａにおいては、第１可変動弁機構１によって最小リフトＬ１／作動角Ｄ１とし、第２可変動弁機構２によって中心位相角θを最進角θａに制御することで、吸気バルブの開時期ＩＶＯは上死点ＴＤＣ付近の開時期ＩＶＯａとされ、吸気バルブの閉時期ＩＶＣは吸気下死点ＢＤＣより充分進角した閉時期ＩＶＣａとなる。
　このように吸気バルブを閉時期ＩＶＣａのように早く閉じることより、スロットルバルブを大きく開いて小さな機関トルクＴａとすることで、ポンプ損失を低減して燃費を向上できる効果を得ることができる。
　次に、アクセルペダルを踏み込んで、機関トルクが機関トルクＴｂに増加すると、図７の(ｂ)に示すように、第１可変動弁機構１によって最小リフトＬ１よりやや大きい第１中間リフトＬ２／作動角Ｄ２とし、更に第２可変動弁機構２によって最進角θaよりやや遅角した中心位相角θｂに制御する。これによって、吸気バルブの開時期ＩＶＯは上死点ＴＤＣ付近の開時期ＩＶＯｂ（≒ＩＶＯａ）とされ、閉時期ＩＶＣは吸気下死点ＢＤＣよりやや進角した閉時期ＩＶＣｂとされる。このように吸気バルブを閉時期ＩＶＣｂのように早く閉じることより、スロットルバルブを大きく開いて小さな機関トルクＴｂとすることで、低機関トルクＴａの場合と同様に、ポンプ損失を低減し燃費を向上できる。
　ここで、低負荷領域（Ｔａ～Ｔｂ）においては、吸気バルブの開時期ＩＶＯはＩＶＯａとＩＶＯｂに示すようにほぼ変化がないため、オーバ－ラップ期間中に取り込まれる内部ＥＧＲ量が安定するので、低負荷領域（Ｔａ～Ｔｂ）の間で過渡的な変化があったとしても、内部ＥＧＲ量が変動しなくなっているので、安定した燃焼を実現できるようになる。
　更に重要なことは、低負荷領域（Ｔａ～Ｔｂ）の間おいて、機械圧縮比εＣが「１５」といった大きな値に制御されているので、吸気バルブを早く閉じるように吸気バルブの閉時期ＩＶＣを早くすることによる圧縮上死点での温度（有効圧縮比）の低下が相殺でき、これによって一層良好な燃焼を実現できるようになる。加えて、機械膨張比εＥも「１５」といった大きな値となっているので、膨張仕事が増加して理論熱効率も向上するので、低負荷領域（Ｔａ～Ｔｂ）の燃費を著しく向上できるようになる。
　≪中負荷領域Ｔｂ～Ｔｃ≫次に、アクセルペダルが更に踏み込まれた中負荷領域（Ｔｂ～Ｔｃ）では、吸気バルブの閉時期ＩＶＣを閉時期ＩＶＣｂから吸気下死点ＢＤＣに近づけていくと、充填効率が高まり機関トルクＴｂを越えて更に機関トルクが増加していく。ここで、吸気バルブの開時期ＩＶＯは上死点ＴＤＣ付近の開時期ＩＶＯに設定されているで、開時期ＩＶＯｂ～開時期ＩＶＯｃのようにほぼ一定とされているため、内部ＥＧＲ量の変化は抑制されて燃焼の安定性が確保されている。
　次に、アクセルペダルを踏み込んで、機関トルクが機関トルクＴｃに増加すると、図７の(ｃ)に示すように、第１可変動弁機構１によって第１中間リフトＬ２より大きい第２中間リフトＬ３／作動角Ｄ３とし、更に第２可変動弁機構２によって中心位相角θｂより遅角した中心位相角θｃに制御する。これによって、吸気バルブの開時期ＩＶＯは上死点ＴＤＣ付近の開時期ＩＶＯｃ（≒ＩＶＯａ、ＩＶＯｂ）とされ、閉時期ＩＶＣは吸気下死点ＢＤＣよりやや遅角した閉時期ＩＶＣｃとされる。
　そして、機関トルクが増加することにより、排気ガス量が増加してターボチャ－ジャ７０のタービン７３の回転数が高まり、これによってコンプレッサ７１による吸気管圧（過給圧）が上昇し始める。ここで、機械圧縮比εＣが大きいままだと、ノッキングの発生が懸念されるので、図６の(ｂ)に示すように、中負荷領域（Ｔｂ～Ｔｃ）では機械圧縮比εＣを「１５」から「９」に次第に低下させていくように制御する。更に、これに付随して図６の(ｃ)に示すように、中負荷領域（Ｔｂ～Ｔｃ）では機械圧縮比εＣの低下に伴って機械膨張比εＥも「１５」から「９」に次第に低下されていくようになる。
　そして、図６の(ｄ)にある中負荷領域（Ｔｂ～Ｔｃ）に示すように、機関トルクの増加に合わせて吸気バルブの閉時期ＩＶＣを次第に遅角していき、閉時期ＩＶＣが吸気下死点ＢＤＣを少し超えた閉時期ＩＶＣｃに達すると、充填効率はかなり高まり過給圧も高くなる。この状態ではノッキングが発生し易いので、ここでは、機械圧縮比εＣ(＝機械膨張比εＥ)を「９」付近まで大きく低下させることで、ノッキングを防止するようにしている。
　≪高負荷領域Ｔｃ～Ｔｄ≫次に、アクセルペダルが更に踏み込まれた高負荷領域（Ｔｃ～Ｔｄ）では、スロットルバルブが大きな開度(例えば、８０％開度相当)から全開となると、充填効率は更に上昇すると共に、排気ガス量が増加するので、タ－チャージャ７０のコンプレッサ７１の回転が上昇して過給圧が増加して駆動系の耐久性保証などのために設定された最大機関トルクＴｄに達し、更にはこの最大機関トルクＴｄを越えてしまう恐れも出てくる。
　この場合、通常の一般的な制御においては、ウエイストゲ－ト弁７７を大きく開き、かなりの排気ガスがタ－ボチャージャに流れないようにバイパスさせることで、タ－ボチャージャ７０による過給圧の上昇を抑制している。これによって最大機関トルクＴｄを超えないように制御することができるが、この場合は、機械膨張比εＥが大きく低下しているので、熱効率が低下し燃費が悪化するだけでなく、排気ガスの温度が高まることで機関最大トルクＴｄ付近において排気系部品の熱害が発生しやすくなる、といった問題が惹き起こされる恐れがある。ここで、ウエイストゲート弁７７を開いていると、熱容量があり冷却効果を持つターボチャージャ７０を経ずに、高温排気ガスが直接的に排気系部品に作用することを意味し、一層熱害が顕著になる恐れがあるのである。
　この場合の機関最大トルク付近とは、例えばスロットルバルブの開度が８０％以上の場合を指すものである。
　一方、排気ガスの温度を下げるために混合気濃度を濃くする(燃料冷却)ことも考えられるが、この場合は燃費が悪化するという課題が発生する。あるいは、最大機関トルクＴｄに抑えるために、点火時期を遅角することも可能であるが、この場合は燃焼位相が遅れるので排気ガス温度が更に上昇して排気系部品に高温の排気ガスが流れるので、熱害が一層悪化するという課題が発生する。
　これに対して、本実施形態では、機関トルクが駆動系の耐久性保証のために設定された最大機関トルクＴｄに達する場合には、ウエイストゲ－ト弁７３は開放せず（或いはウエイストゲ－ト弁７３を設けず）、図６の(ｄ)に示すように、吸気バルブの閉時期ＩＶＣを閉時期ＩＶＣｄまで急激に大きく遅角させて、吸気充填効率を低下させると共に、機械圧縮比εＣ（＝機械膨張比εＥ）を、例えば「１５」まで増加させるように制御している。
　つまり、アクセルペダルを踏み込んでスロットルバルブが全開付近まで開かれ、機関トルクが最大機関トルクＴｄに増加すると、図７の(ｄ)に示すように、第１可変動弁機構１によって第２中間リフトＬ３より大きい最大リフトＬ４／作動角Ｄ４とし、更に第２可変動弁機構２によって中心位相角θｃより大きく遅角した中心位相角θｄに制御する。これによって、吸気バルブの開時期ＩＶＯは上死点ＴＤＣ付近の開時期ＩＶＯｄ（≒ＩＶＯａ、ＩＶＯｂ、ＩＶＯｃ）とされ、閉時期ＩＶＣは吸気下死点ＢＤＣより大きく遅角した閉時期ＩＶＣｄとされて吸気充填効率を低下させることができる。
　これにより、ウエイストゲ－ト弁７３を開放せずとも機関トルクを最大機関トルクＴｄ付近に抑制でき、また、吸気バルブの閉時期ＩＶＣを吸気下死点ＢＤＣより大きく遅角された閉時期ＩＶＣｄとすることによって、有効圧縮比（実圧縮比）を低減して耐ノック性を高めることができるようになる。また、大きな機械膨張比εＥd（＝１５）とすることにより、熱効率（＝燃費）を向上することができ、更には排気ガス温度を低下することができるようになる。これによって、最大機関トルクＴｄ付近で、排気系部品の熱害を抑制しつつ、良好な燃費を得ることができるようになる。
　したがって、機関トルクの低減あるいは耐ノック性を高めるための過度な点火時期の遅角化による排気ガス温度の上昇や燃費の悪化を招くことがなく、また、排気ガス温度を低下するために燃料リッチ化による燃費の悪化を招くことがないものである。更に、吸気バルブの閉時期ＩＶＣを吸気下死点ＢＤＣより大きく遅らせた閉時期ＩＶＣｄとしたことにより、充填効率は低下するものの、耐ノック性の向上によるトルク増加に加え、大きな機械膨張比εＥｄによるトルク増加（燃焼仕事の増加）が得られるので、最大トルク値の低下（例えば、意図せぬトルクの落ち込み）を抑制し、目標の最大機関トルクＴｄを確保できるという複合効果を得ることもできる。
　以上のように、本実施形態では、機関トルクの増加に対応して、吸気バルブの開時期ＩＶＯは、上死点ＴＤＣ付近でほぼ一定に設定している。これに対して、吸気バルブの閉時期ＩＶＣは、所定の第１領域(低負荷領域)、及び第２領域(中負荷領域)までは吸気下死点ＢＤＣより進角した位相角から吸気下死点ＢＤＣより遅角した位相角まで次第に遅角され、所定の第３領域(高負荷領域)では、第２領域に比べて吸気下死点ＢＤＣより更に大きく位相角が遅角される特性となっている。
　この時、機械圧縮比εＣ（＝機械膨張比εＥ）は、第１領域ではほぼ一定の大きな値に設定され、第２領域では機関トルクの増加に合わせて次第に小さく制御されていき、第３領域では、機関トルクの増加に合わせて急激に大きく制御するようにその特性が設定されている。このように制御することによって、最大機関トルク付近で、吸気バルブの閉時期を吸気下死点ＢＤＣより遅角させることによって、有効圧縮比を低減して耐ノック性を高め、しかも機械膨張比εＥを増大することによって、熱効率の向上（＝燃費の向上）が図れると共に、排気ガス温度を低下して排気系部品の熱害を抑制することができるようになるものである。
　次に、本実施形態による第１可変動弁機構１、第２可変動弁機構２、及び可変圧縮比機構３の制御フローを図８に基づき簡単に説明する。図８は所定時間毎に到来する起動タイミングによって起動が行われ、所定の全制御ステップが実行されると、再び次の起動タイミングの到来によって起動される制御フローである。
　図８において、ステップＳ１０においては、目標機関トルクを推定する為、内燃機関の回転数Ｎやアクセル開度αを読み込むものである。尚、機関トルクの推定には、これらの運転情報以外の運転情報を用いることができるので、必要に合わせて適宜使用すれば良いものである。回転数Ｎやアクセル開度αの読み込みが完了するとステップＳ１１に移行する。
　ステップＳ１１では、読み込んだ回転数Ｎやアクセル開度αに基づいて、所定の演算式やマップを利用して目標トルクＴを演算する。この目標トルクＴは、図５に示す運転領域を判断するものであり、しかも図６に示す機関トルクに対応して第１可変動弁機構１、第２可変動弁機構２、及び可変圧縮比機構３の制御量の演算に使用されるものである。目標機関トルクＴが求まるとステップＳ１２に移行する。
　ステップＳ１２では、第１可変動弁機構１の制御量を図６の特性に合わせて演算する。この場合は基本的には吸気バルブのリフト特性を決めるものである。図７にあるように機関トルクの大きさによってバルブリフトが決定されるものである。これらの制御特性は、機関トルクをパラメータとするマップに記憶されており、適合作業(マッチング)によって適切な値が設定されている。また、以下に説明する第２可変動弁機構２、可変圧縮比機構３の制御特性も、同様な手法でマップに記憶されている。バルブリフトが決定されるとステップＳ１３に移行する。
　ステップＳ１３では、第２可変動弁機構２の制御量を図６の特性に合わせて演算する。この場合は基本的には吸気バルブの中心位相角を決めるものである。図７にあるように機関トルクの大きさによって中心位相角が決定されるものである。この場合、第１可変動弁機構１と協調して図７に示す吸気バルブの開時期ＩＶＯと閉時期ＩＶＣが得られるように中心位相角が決定される。中心位相角が決定されるとステップＳ１４に移行する。
　ステップＳ１４では、可変圧縮比機構３の制御量を図６の特性に合わせて演算する。この場合は図４Ａ、図４Ｂに示すように基本的にはピストンストローク特性を決めるものである。ピストンストローク特性が決定されるとステップＳ１５に移行する。
　ステップＳ１５では、ステップＳ１２、Ｓ１３、Ｓ１４で求められた第１可変動弁機構１、第２可変動弁機構２、及び可変圧縮比機構３の制御量に基づき、図６及び図７に示す制御特性になるように、第１可変動弁機構１、第２可変動弁機構２、及び可変圧縮比機構３を駆動制御するものである。この駆動制御が終了するとリターンに抜けて再び起動タイミングが到来するまで待機状態となるものである。
　尚、図５、図６において、機関トルクＴｃと機関トルクＴｄをほぼ一致させ、すなわち高負荷領域を特に設けず、僅かな時間差をもって、機械膨張比εＥｃから機械膨張比εＥｄへ移行し、同様に閉時期ＩＶＣｃから閉時期ＩＶＣｄへと移行させることも可能である。
　次に本発明の第２の実施形態について図９を用いて説明する。上述した実施形態では、機関トルクが駆動系の耐久性保証のために設定された最大機関トルクＴｄに達する場合には、ウエイストゲ－ト弁７３を閉じ制御する方法を提案したが、本実施形態では、最大機関トルクＴｄ付近でウエイストゲ－ト弁７７を開き制御する点で異なっている。更に、最大機関トルクＴｄでの吸気バルブの閉時期ＩＶＣは、遅角側の閉時期ＩＶＣｄではなくて進角側の閉時期ＩＶＣｄａｄとなっている点で異なっている。尚、閉時期ＩＶＣｄａｄは、低負荷領域の閉時期ＩＶＣａとほぼ同一の特性となっている。
　ここで、最大機関トルクＴｄでの吸気バルブの閉時期ＩＶＣは、吸気下死点ＢＤＣを基準にして、第１の実施形態にあるように遅角側に設定する場合と、本実施形態にあるように進角側に設定する場合がある。このため、本発明では遅角側に設定した閉時期ＩＶＣｄと進角側に設定した閉時期ＩＶＣｄａｄを合せて、「吸気下死点ＢＤＣから離間した閉時期ＩＶＣ」と上位概念で表すことができる。
　次に図９において、本実施形態の詳細な制御フローを説明する。尚、図８と同じ参照番号は同じ制御ステップを表しているので、説明は省略する。
　ステップＳ１０、Ｓ１１の処理を完了すると、ステップＳ１６ではステップＳ１１で求めた目標となる機関トルクＴが最大機関トルクＴｄに達したかどうかを判定している。機関トルクＴが最大機関トルク演算Ｔｄに達していなければステップＳ１２に移行して、図８に示す制御を実行するが、この時の制御は図８で説明しているので省略する。一方、機関トルクＴが最大機関トルク演算Ｔｄに達していると判定されると、ステップＳ１７に移行する。
　ステップＳ１７では、第１可変動弁機構１及び第２可変動弁機構２によって、図６の(ｄ)及び図７の(ｄ)の破線で示すリフト特性Ｌ１に制御される。つまり、吸気バルブの閉時期ＩＶＣは、閉時期ＩＶＣｄａｄのように吸気下死点ＢＤＣ前の早い時期に制御される。更に、図６の(ｅ) 及び図７の(ｄ)に示すように、吸気バルブの開時期ＩＶＯは、ＩＶＯｄのように略上死点ＴＤＣ付近に制御される。尚、可変圧縮比機構３は上述した通りの制御特性であるので説明は省略する。
　このように、バルブリフトが低リフト特性Ｌ１に設定されることで、排気ガス量（吸入空気量と対応する）の絶対量が低減され、ウエイストゲ－ト弁７７で逃がす排気ガスの絶対量を少なくでき、高機械膨張比εＥによる排気ガス温度の低減効果との相乗効果で、後流の排気系部品の熱害を更に抑制することができる。第１可変動弁機構１、第２可変動弁機構２及び可変圧縮比機構３の駆動制御が終了するとステップＳ１８に移行する。
　ステップＳ１８ではターボチャージャ７０の過給作用による過給圧（吸気管圧）を検出する。この過給圧が求まるとステップＳ１９に移行する。
　ステップＳ１９ではウエイストゲート弁７７が全閉されていると仮定した場合の予測機関トルクＴｐを推定する。ステップＳ１６で目標機関トルクＴが最大機関トルクＴｄに達していると判定されており、吸気管圧（過給圧）を検出し、ウエイストゲ－ト弁７７が全閉されていると仮定した場合の予測機関トルクＴｐを推定演算する。予測機関トルクＴｐが推定されるとステップＳ２０に移行する。
　ステップＳ２０では予測機関トルクＴｐと目標機関トルクＴ（＝Ｔd）を比較して、予測機関トルクＴｐが目標機関トルクＴより小さいと判定されると、ウエイストゲ－ト弁７７を開く必要がないとしてステップＳ１８に戻り、同じ制御ステップを繰り返すものである。一方、予測機関トルクＴｐが目標機関トルクＴより大きいと判定されると、ステップＳ２１に移行する。
　ステップＳ２１では、予測機関トルクＴｐが目標機関トルクＴより大きいので、この予測機関トルクＴｐを最大機関トルクＴｄまで下げるためのウエイストゲ－ト目標開弁量θｗを演算し、ステップＳ２２でウエイストゲ－ト弁７７を目標開弁量θｗに駆動制御する。ウエイストゲ－ト弁７７の制御が完了するとステップＳ２３に移行する。
　ステップ２３、ステップ２４では、吸気管圧（過給圧）を再検出し、これに基づき実機関トルクＴａｃを演算する。実機関トルクＴａｃの演算が終了するとステップＳ２５に移行する。
　ステップＳ２５では、実機関トルクＴａｃが最大機関トルクＴｄと一致（所定の範囲内）したかどうかが判定される。この判定で実機関トルクＴａｃが最大機関トルクＴｄと一致したと判定された場合は、実機関トルクＴａｃが最大機関トルクＴｄになったとしてリタ－ンに抜ける。一方、実機関トルクＴａｃが最大機関トルクＴｄと一致しなかった場合（差がある程度あった場合）は、再度ステップＳ１８に戻り、同様の制御ステップを実行する。
　本実施形態では、ウエイストゲ－ト弁７７を用いるものの、ウエイストゲ－ト弁７７を開いて所定の最大機関トルクに抑制する際も、高機械膨張比εＥｄと吸気下死点ＢＤＣより進角した吸気バルブの閉時期ＩＶＣｄａｄにより、熱効率の向上（＝燃費の向上）が図れると共に、排気ガス温度を低下して排気系部品の熱害を抑制することができるようになる。
　更に、吸気バルブのリフト特性が低リフト特性Ｌ１であるため、排気ガス量の絶対量が少なくなり、ウエイストゲ－ト弁７７を通過させる排気ガスの絶対量を少なくでき、高機械膨張比εＥｄによる排気ガス温度の低減効果との相乗効果で、後流の排気系部品の熱害を更に抑制することができる。
　第２の実施形態では、低負荷領域での吸気バルブの閉時期ＩＶＣａ～ＩＶＣｂは、閉時期ＩＶＣを吸気下死点ＢＤＣから進角することでポンプ損失を低減する、いわゆる「早閉じミラ－サイクル」の例を提案している。
　これに対して、第３の実施形態では、低負荷領域においても、第１の実施形態と同様に、閉時期ＩＶＣを閉時期ＩＶＣｄに示すように吸気下死点ＢＤＣから遅角させることでポンプ損失を低減する、いわゆる「遅閉じミラ－サイクル」の例で、第１の実施形態とは異なった可変動弁形態の例を提案するものである。図１０を用いて、この「遅閉じミラ－サイクル」の本実施形態について説明する。
　第１の実施形態では第１可変動弁機構１を利用してリフト特性を制御しているが、本実施形態では、吸気バルブのリフト量特性は、最大リフト特性Ｌ４だけであり、第１可変動弁機構１（吸気ＶＥＬ）は用いられず、第２可変動弁機構２（吸気ＶＴＣ）で制御されるものである。尚、本実施形態では排気側にも第２可変動弁機構２と同じ機構の第３可変動弁機構（排気ＶＴＣ）が用いられている。
　ここで、最大機関トルクＴｄにおけるリフト特性は図１０の(ｄ)に示すように、第１の実施形態の図７の(ｄ)に示すリフト特性と同じであり、具体的には、吸気バルブのリフト特性は最大リフト特性Ｌ４、中心位相角は位相角θd、吸気バルブの閉時期ＩＶＣｄとなっている。同様に排気側のリフト特性、開閉時期、中心位相角も、第１の実施形態の図７の(ｄ)に示す排気バルブのバルブ特性と同じである。従って、第１の実施形態と同様に、最大機関トルクＴｄ付近で熱効率の向上（＝燃費の向上）が図れると共に、排気ガス温度を低下して排気系部品の熱害を抑制することができるようになる。
　次に、低負荷領域の機関トルクＴａでのバルブリフト特性について説明する。図１０の(ａ)にあるように、吸気バルブ及び排気バルブのバルブ特性は、図１０の(ｄ)にある最大機関トルクＴｄにおけるバルブ特性とほぼ一致している。すなわち、図１０の(ａ)の吸気バルブの閉時期ＩＶＣａｍは、図１０の(ｄ)の閉時期ＩＶＣｄとほぼ一致しており、前述のように「遅閉じミラーサイクル」とし、低い機関トルクＴａに抑えると共に、ポンプ損失を低減して燃費を低減しているものである。また、バルブオーバーラップもほぼ「０」であり、残留ガスによる燃焼の不安定を抑制できるものである。
　次に、機関トルクが機関トルクＴｂまで上昇すると、図１０の(ｂ)に示すように、やや遅閉じの閉時期ＩＶＣｂｍまで進角して、機関トルクＴｂを確保しながらポンプ損失を低減して燃費を可及的に低減するようにしている。ここで、排気バルブの中心位相角は、第３可変動弁によって、機関トルクＴaの時に比べて差分Δθだけ進角方向に制御されている。
　この差分Δθは、「θaｍ―θｂｍ」、すなわち、「ＩＶＣaｍ－ＩＶＣｂｍ」となっており、バルブオーバーラップはほぼ「０」に維持されている。したがって、機関トルクＴａの場合と同様に、筒内の残留ガス量を低減して燃焼変動や燃焼の不安定化を抑制できるようになる。
　更に、アクセルペダルを踏み込んでいくと、図１０の(ｃ)に示しているように、吸気バルブの閉時期ＩＶＣを、閉時期ＩＶＣｃｍまで進角して吸気下死点ＢＤＣ側に近づけ、充填効率を高めていく。この閉時期ＩＶＣｃｍは、第１の実施形態の図７の(ｃ)のＩＶＣcとほぼ一致しており、充填効率が高められる閉時期ＩＶＣとなっている。一方、図１０の(ｂ)に比べて、排気バルブはΔθだけ逆に遅角側に移動して元の位置に戻るように制御されている。ここで、図１０の(ｃ)に示しているように、バルブオーバーラップが大きくなるので、筒内に残留ガスが多く残ってしまい、燃焼状態が不安定になることが考えられるが、以下のようにして燃焼状態を改善することができる。
　すなわち、排気バルブの開時期は遅角し、バルブオーバーラップの中心位相は進角する。したがって、排気バルブが開いてから比較的短時間のうちに、バルブオーバーラップ時期を迎えることになる。つまり、排気バルブが開いて、排気バルブ付近の排気管の圧力が高まり、その高い圧力波は、後流に移動し排気管端部で反射して、再び排気バルブ付近に戻ってくる。この圧力波が戻ってくる前にオーバーラップ時期を迎えるので、高圧の排気ガスが排気バルブを介して筒内に残留ガスとして導入されるのが抑制され、これによって燃焼が不安定になるのを抑制できるようになる。
　更に、アクセルペダルを最大限に踏み込むと、スロットルバルブが全開となり、充填効率がさらに上昇し、更に排気ガス量も増加するので、タ－ボチャージャの過給圧（吸気管圧）が大きく増加しようとするが、図１０の(ｄ)に示すように、閉時期ＩＶＣが閉時期ＩＶＣｄまで遅角され、また、高機械膨張比εＥｄに制御されるので、機関トルクを最大機関トルクＴｄに抑制しつつ、第１の実施形態と同様に、熱効率の向上（＝燃費の向上）が図れると共に、排気ガス温度を低下して排気系部品の熱害を抑制することができるようになるものである。
　第１～３の実施形態に使用した可変圧縮比機構３は、クランク角３６０°で1サイクルとなる機構となっており、原理的に圧縮上死点のピストン位置と排気上死点のピストン位置とは一致するようになっている。また、同様の理由で、吸気下死点のピストン位置と膨張下死点のピストン位置も一致する。したがって、機械圧縮比εＣと機械膨張比εＥも原理的に一致するものである。
　これに対して、第４の実施形態に使用する可変圧縮比機構３は、クランク角７２０°で１サイクルとなる機構となっており、このため機械圧縮比εＣと機械膨張比εＥを互いに異なるように制御することができる。この異なった形態の可変圧縮比機構３の概略の構成を図１１を用いて簡単に説明する。尚、詳細な説明は本出願人が先に出願した「特開２０１６－０１７４８９号公報」に記載されているので参照されたい。
　内燃機関５１は、シリンダブロック５２内に形成されたシリンダボア５３に沿って上下方向へ往復運動するピストン５４と、ピストン５４の上下運動によって、ピストンピン５５やピストン位置変更機構５６のリンク機構５７を介して回転駆動するクランクシャフト５８と、を備えている。ピストン５４の冠面と、この冠面上方に一点鎖線で示す燃焼室境界線との間に隔成された空間は気筒内容積（燃焼室容積）である。
　ピストン位置変更機構５６は、複数のリンクからなるリンク機構５７や、リンク機構５７の姿勢を変化させるリンク姿勢変更機構５９などから構成されている。リンク機構５７は、ピストン５４にピストンピン５５を介して連結されたアッパリンク６０と、アッパリンク７に第１連結ピン６１を介して揺動可能に連結されると共に、クランクシャフト５８のクランクピン６２に回転可能に連結されたロアリンク６３と、ロアリンク６３に第２連結ピン６４を介して揺動可能に連結されると共に、コントロ－ルシャフト６５の偏心カム部６６に回転可能に連結されたコントロ－ルリンク６７と、から構成されている。
　また、クランクシャフト５８の前端部には、駆動回転体である小径な第１歯車６８が固定されている一方、コントロールシャフト６５の前端部側に従動回転体である大径な第２歯車６９が設けられ、第１歯車６８と第２歯車６９が噛み合ってクランクシャフト５８の回転力がリンク姿勢変更機構５９を介してコントロールシャフト６５に伝達されるようになっている。
　第１歯車６８は、外径が第２歯車６９の外径の約半分の大きさになっており、したがって、クランクシャフト５８の回転速度は、第１歯車６８と第２歯車６９の外径差によってコントロールシャフト６５に半分の角速度に減速して伝達されるようになっている。コントロールシャフト６５は、リンク姿勢変更機構５９によって、第２歯車６９に対する位相が変化し、つまりクランクシャフト５８に対して相対回転位相が変更されるようになっている。
　クランクシャフト５８とコントロールシャフト６５は、シリンダブロックに設けられた共通の前後２つの軸受部材によって各々回転自在に支持されている。また、偏心カム部６６は、コントロ－ルリンク６７の下端部に形成された大径部にニードルベアリング７０を介して回転自在に連結されている。
　このような可変圧縮比機構３においては、上述した「特開２０１６－０１７４８９号公報」に記載されているように、機械圧縮比εＣと機械膨張比εＥを互いに異なるように制御することができるものであり、本実施形態においては、この特性を利用して、最大機関トルク付近で、機械膨張比εＥを増大することによって、熱効率の向上を図る共に、排気ガス温度を低下して排気系部品の熱害を抑制するものである。
　次に第１可変動弁機構１、第２可変動弁機構２、及び図１１に示した可変圧縮比機構３の具体的な制御特性について説明する。
　図１２には、第１の実施形態である図６と同様の機関トルク領域毎の制御パラメ－タの制御特性を示している。本実施形態ではこの制御パラメータの制御特性が得られるように、第１可変動弁機構１、第２可変動弁機構２、及び可変圧縮比機構３を制御するものである。ここで、過給圧、吸気バルブの閉時期ＩＶＣ、及び吸気バルブの開時期ＩＶＯの制御特性は第１の実施形態と同様であるので、説明は省略する。
　尚、本実施形態では図１２にあるように、低負荷領域では、機械圧縮比εＣを「１１」、機械膨張比εＥを「１５」とする制御特性を採用し、中負荷領域では、機関トルクの増加に対応して、機械圧縮比εＣを「１１」⇒「１２」のように増大すると共に、機械膨張比εＥを「１５」⇒「１２」のように減少する制御特性を採用し、高負荷領域では、機関トルクの増加に対応して、機械圧縮比εＣを「１２」⇒「１１」のように減少すると共に、機械膨張比εＥを「１２」⇒「１５」のように増大する制御特性を採用している。
　低負荷領域では、機械圧縮比εＣ、及び機械膨張比εＥは、機関トルクが増加してもほぼ一定の制御特性に設定されている。すなわち、機械膨張比εＥは「１５」と大きく、機械圧縮比εＣは「１１」と小さく設定される。これによって、機械膨張比εＥを「１５」と大きい値に設定することにより燃焼仕事が増加し、また、機械圧縮比εＣを「１１」とやや抑えた値とすることにより、圧縮上死点でのガス温度を抑えることで冷却損失を抑え、これによって熱効率を高めて燃費を更に向上することができるものとしている。
　更に、アクセルペダルが踏み込まれて中負荷領域に入ると、低負荷領域の制御特性から中負荷領域の制御特性に変更されていき、機関トルクＴｃにおいて機械膨張比εＥは「１５」から「１２」に変更され、機械圧縮比εＣは「１１」から「１２」に変更される。第１の実施形態では、機関トルクＴｃにおいて機械膨張比εＥ、及び機械圧縮比εＣは「９」に設定されているが、本実施形態では機械膨張比εＥ、及び機械圧縮比εＣは「１２」に設定されるので、吸入比（吸入ストロ－ク）も増加して機関トルクの増加が得やすくなる特性となっている。
　そして、更にアクセルペダルが踏み込まれて高負荷領域に入ると、中負荷領域の制御特性から高負荷領域の制御特性に変更されていき、駆動系などの耐久性保証のために設定された最大機関トルクＴｄ付近になると、機械膨張比εＥは「１２」から「１５」に変更、設定され、機械圧縮比εＣは「１２」から「１１」に変更、設定される。この制御特性は、第１の実施形態と同様に大きな機械膨張比εＥ＝「１５」に設定されているので、排気ガスの温度を十分低下できるものである。
　その一方で、機械圧縮比εＣの値は、「１２」から「１１」へと低下すると共に、機機械膨張比εＥ＝「１５」に対して機械圧縮比εＣ＝１１と小さくなっている。このように機械圧縮比εＣが、第１の実施形態で設定された機械圧縮比εＣ＝１５より小さくなっている。つまり、これは有効圧縮比（実圧縮比）が低下することになるので、最大機関トルクＴｄにおけるノックを回避のために吸気バルブの閉時期ＩＶＣを吸気下死点ＢＤＣから遅角、或いは進角させる量、すなわち閉時期ＩＶＣによる有効圧縮比の低減量が減少することを意味している。
　したがって、図１２示すように、「〇」印で示す第１の実施形態の閉時期ＩＶＣｄに比べて、本実施形態の閉時期ＩＶＣｄの遅角量を小さくすることができる。同様に「〇」印で示す第２の実施形態の閉時期ＩＶＣｄａｄに比べて、本実施形態の閉時期ＩＶＣｄａｄの進角量を小さくすることができる。
　尚、上述した第１の実施形態～第４の実施形態では、駆動系や内燃機関などの耐久性保証のために設定された最大機関トルクＴｄは回転数の変化に拘わらずほぼ一定としているが、回転数の変化に対応して最大機関トルクＴｄを変更するように設定しても差し支えないものである。また、駆動系の耐久性保証のためでなく、内燃機関におけるピストンのような機関構成要素そのものの耐久性や内燃機関の振動限界などから最大機関トルクＴｄを設定しても差し支えないものである。
　更に可変動弁機構は、吸気バルブのバルブリフト及び作動角を制御するリフト・作動角可変機構、吸気バルブのリフト中心位相角を制御する位相可変機構を併設する例を示したが、吸気バルブの閉時期ＩＶＣを変化できるものであれば、どのような方式のものでも差し支えないものである。同様に筒内の機械圧縮比εＣ、機械膨張比εＥを制御する可変圧縮比機構は２つの方式を示したが、機械膨張比εＥを変えられるものであればどのような方式のものでも差し支えないものである。
　以上説明したように本発明によれば、機関トルクが最大機関トルク付近まで増加した際に、可変動弁機構によって吸気バルブの閉時期を吸気下死点より離間させると共に、可変圧縮比機構によって機械膨張比を増大させる、構成とした。
　これによれば、最大機関トルク付近で、吸気バルブの閉時期を吸気下死点より離間させることによって有効圧縮比を低減して耐ノック性を高め、しかも機械膨張比を増大することによって、熱効率の向上（＝燃費の向上）が図れると共に、排気ガス温度を低下して排気系部品の熱害を抑制することができる。
　更に、以上に説明した実施形態から把握しうる技術思想について、以下に記載する。
　吸気バルブの閉時期を制御する可変動弁機構、及び機械圧縮比と機械膨張比を制御する可変圧縮比機構を制御する制御手段を備えた内燃機関の可変システムは、前記制御手段は、少なくとも、機関トルクが小さい第１領域と、機関トルクが中程度の第２領域と、機関トルクが大きい第３領域とで、前記可変動弁機構と前記可変圧縮比機構を制御するものであり、更に前記制御手段は、前記第１領域では、前記機械膨張比を第１機械膨張比に維持すると共に、前記吸気バルブの閉時期を吸気下死点より進角側に設定し、前記第２領域では、前記機関トルクの増加に対応して前記第１機械膨張比を第２機械膨張比まで減少させると共に、前記機関トルクの増加に対応して前記吸気バルブの前記閉時期を前記吸気下死点の進角側から遅角側に設定し、前記第３領域では、前記機関トルクの増加に対応して前記第２機械膨張比を第３機械膨張比まで増加させると共に、前記機関トルクの増加に対応して前記吸気バルブの閉時期を前記第２領域の場合の遅角側よりも更に遅角側に設定する。
　また、他の観点から、吸気バルブの閉時期を制御する可変動弁機構、及び機械圧縮比と機械膨張比を制御する可変圧縮比機構を制御する制御手段を備えた内燃機関の可変システムの制御方法であって、機関トルクが低機関トルクの状態では、前記吸気バルブの前記閉時期を吸気下死点より進角側に設定し、また、最大機関トルクの状態では前記吸気バルブの前記閉時期を前記吸気下死点より遅角側に設定すると共に、前記機械圧縮比と前記機械膨張比を第１の値に設定し、前記機関トルクが前記低機関トルクと前記最大機関トルクの間の状態では、前記吸気バルブの前記閉時期を前記低機関トルクと前記最大機関トルクの間の前記閉時期に設定すると共に、前記機械圧縮比と前記機械膨張比を前記第１の値より小さい第２の値に設定する。
　尚、本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施形態は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施形態の構成の一部を他の実施形態の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施形態の構成に他の実施形態の構成を加えることも可能である。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。
　本願は、２０１６年１１月１５日付出願の日本国特許出願第２０１６－２２２１８０号に基づく優先権を主張する。２０１６年１１月１５日付出願の日本国特許出願第２０１６－２２２１８０号の明細書、特許請求の範囲、図面、及び要約書を含む全開示内容は、参照により本願に全体として組み込まれる。
　０１…ピストン、０２…クランクシャフト、０３…コンロッド、０４…燃焼室、０５…点火栓、１…第１可変動弁機構、２…第２可変動弁機構、３…可変圧縮比機構、７０…ターボチャージャ、７１…コンプレッサ、７３…タービン、７７…ウエイストゲ－ト弁。

Claims (16)

  1. 　内燃機関の可変システムであって、
    　該内燃機関の可変システムは、制御手段を備えており、
    　前記制御手段は、吸気バルブの閉時期を調整する可変動弁機構と、機械圧縮比と機械膨張比を調整する可変圧縮比機構とを制御しており、
    　前記制御手段は、
    　機関トルクが最大機関トルク付近では、前記可変動弁機構によって前記吸気バルブの前記閉時期を吸気下死点より進角側、或いは遅角側に移行させる吸気バルブ閉時期制御手段と、
    　前記機関トルクの増加に伴って前記可変圧縮比機構によって前記機械膨張比を増大する機械膨張比制御手段とを備えていることを特徴とする内燃機関の可変システム。
  2. 　請求項１に記載の内燃機関の可変システムにおいて、
    　前記可変動弁機構は、前記吸気バルブのバルブ特性の中心位相角を制御する位相角可変機構であり、
    　前記可変圧縮比機構は、ピストンストロークを制御して前記機械圧縮比と前記機械膨張比を同じ値に調整するピストンストローク可変機構であることを特徴とする内燃機関の可変システム。
  3. 　請求項２に記載の内燃機関の可変システムにおいて、
    　前記可変動弁機構は、前記位相角可変機構と、前記吸気バルブのリフト及び作動角を制御するリフト・作動角可変機構とを備えていることを特徴とする内燃機関の可変システム。
  4. 　請求項３に記載の内燃機関の可変システムにおいて、
    　前記リフト・作動角可変機構と前記位相角可変機構は、前記吸気バルブの前記リフト及び前記作動角を変更すると共に前記吸気バルブの閉時期を変更するものであり、
    　前記吸気バルブ閉時期制御手段は、前記機関トルクが低機関トルクの状態から前記最大機関トルクの状態に増大するにしたがって、前記吸気バルブの前記リフト及び前記作動角を大きくすると共に、前記吸気バルブの前記閉時期を前記吸気下死点より進角側から前記吸気下死点より遅角側に設定することを特徴とする内燃機関の可変システム。
  5. 　請求項４に記載の内燃機関の可変システムにおいて、
    　前記機械膨張比制御手段は、
    　前記機関トルクが前記低機関トルクの状態と前記最大機関トルクの状態では前記機械圧縮比と前記機械膨張比を第１の値に設定し、
    　前記機関トルクが前記低機関トルクと前記最大機関トルクの間の状態では、前記機械圧縮比と前記機械膨張比を前記第１の値より小さい第２の値に設定することを特徴とする内燃機関の可変システム。
  6. 　請求項２に記載の内燃機関の可変システムにおいて、
    　前記位相角可変機構は、前記吸気バルブの前記バルブ特性を変更しないで前記吸気バルブの前記閉時期を変更するものであり、
    　前記吸気バルブ閉時期制御手段は、
    　前記機関トルクが低機関トルクの状態と前記最大機関トルクの状態では、前記吸気バルブの前記閉時期を前記吸気下死点より遅角側に設定し、
    　前記機関トルクが前記低機関トルクと前記最大機関トルクの間の状態では、前記吸気バルブの前記閉時期を前記低機関トルクと前記最大機関トルクの閉時期の間に設定することを特徴とする内燃機関の可変システム。
  7. 　請求項６に記載の内燃機関の可変システムにおいて、
    　前記機械膨張比制御手段は、
    　前記機関トルクが前記低機関トルクの状態と前記最大機関トルクの状態では、前記機械圧縮比と前記機械膨張比を第１の値に設定し、
    　前記機関トルクが前記低機関トルクと前記最大機関トルクの間の状態では、前記機械圧縮比と前記機械膨張比を前記第１の値より小さい第２の値に設定することを特徴とする内燃機関の可変システム。
  8. 　請求項１に記載の内燃機関の可変システムにおいて、
    　前記可変動弁機構は、前記吸気バルブのバルブ特性の中心位相角を制御する位相角可変機構と、前記吸気バルブのリフト及び作動角を制御するリフト・作動角可変機構とを備えており、
    　前記可変圧縮比機構は、ピストンストロークを可変制御して、前記機械圧縮比と前記機械膨張比を異なった値に調整するピストンストローク可変機構であることを特徴とする内燃機関の可変システム。
  9. 　請求項８に記載の内燃機関の可変システムにおいて、
    　前記リフト・作動角可変機構と前記位相角可変機構は、前記吸気バルブの前記リフト及び前記作動角を変更すると共に前記吸気バルブの閉時期を変更するものであり、
    　前記吸気バルブ閉時期制御手段は、前記機関トルクが低機関トルクの状態から前記最大機関トルクの状態に増大するにしたがって、前記吸気バルブの前記リフト及び前記作動角を大きくすると共に、前記吸気バルブの前記閉時期を前記吸気下死点より進角側から前記吸気下死点より遅角側に設定し、
    　前記機械膨張比制御手段は、前記最大機関トルクの状態では前記機械圧縮比に比べて前記機械膨張比の方を大きく設定することを特徴とする内燃機関の可変システム。
  10. 　請求項９に記載の内燃機関の可変システムにおいて、
    　前記機械膨張比制御手段は、
    　前記機関トルクの大きさに拘わらず前記機械圧縮比に比べて前記機械膨張比を大きく設定し、
    　前記機関トルクが前記低機関トルクの状態と前記最大機関トルクの状態では前記機械圧縮比を第１の値に設定すると共に、前記機関トルクが前記低機関トルクと前記最大機関トルクの間の状態では、前記機械圧縮比を前記第１の値より大きい第２の値に設定し、
    　前記機関トルクが前記低機関トルクの状態と前記最大機関トルクの状態では前記機械膨張比を第３の値に設定する共に、前記機関トルクが前記低機関トルクと前記最大機関トルクの間の状態では、前記機械膨張比を前記第３の値より小さい第４の値に設定することを特徴とする内燃機関の可変システム。
  11. 　請求項１に記載の内燃機関の可変システムにおいて、
    　前記内燃機関は、過給機を備えていることを特徴とする内燃機関の可変システム
  12. 　請求項１１の内燃機関の可変システムにおいて、
    　前記過給機はウエイストゲ－ト弁を備えるターボチャージャであることを特徴とする内燃機関の可変システム。
  13. 　請求項１１の内燃機関の可変システムにおいて、
    　前記過給機はウエイストゲ－ト弁を備えていないターボチャージャであることを特徴とする内燃機関の可変システム。
  14. 　請求項１に記載の内燃機関の可変システムにおいて、
    　前記制御手段は、スロットルバルブをほぼ全開の状態に設定することによって、前記機関トルクを前記最大機関トルクに設定することを特徴とする内燃機関の可変システム。
  15. 　内燃機関の可変システムであって、
    　前記可変システムは、ウエイストゲート弁を備えた過給機と、吸気バルブの閉時期を制御する可変動弁機構と、機械圧縮比と機械膨張比を制御する可変圧縮比機構とを備えた内燃機関に使用されており、
    　また、前記可変システムは、前記ウエイストゲート弁、前記可変動弁機構、及び可変圧縮比機構を制御する制御手段を備えており、
    　前記制御手段は、少なくとも、機関トルクが中程度の領域と、機関トルクが前記中程度の領域より大きい領域とで、前記可変動弁機構と前記可変圧縮比機構を制御するものであり、
    　更に前記制御手段は、
    　前記機関トルクが中程度の領域では、前記機関トルクの増加に対応して前記機械膨張比を所定の機械膨張比まで減少させると共に、前記機関トルクの増加に対応して前記吸気バルブの前記閉時期を前記吸気下死点の進角側から遅角側に設定し、
    　前記機関トルクが前記中程度の領域より大きい領域では、前記機関トルクの増加に対応して前記所定の機械膨張比を増加して前記ウエイストゲート弁を開き制御すると共に、前記機関トルクの増加に対応して前記吸気バルブの閉時期を前記吸気下死点から進角側に設定することを特徴とする内燃機関の可変システム。
  16. 　内燃機関の可変システムの制御方法であって、
    　前記可変システムは、吸気バルブの閉時期を制御する可変動弁機構、及び機械圧縮比と機械膨張比を制御する可変圧縮比機構を制御する制御手段を備え、
    　前記制御方法は、
    　機関トルクが小さい第１領域では、前記機械膨張比を第１機械膨張比に維持すると共に前記吸気バルブの閉時期を吸気下死点より進角側に設定し、
    　前記機関トルクが中程度の第２領域では、前記機関トルクの増加に対応して前記第１機械膨張比を第２機械膨張比まで減少させると共に、前記機関トルクの増加に対応して前記吸気バルブの前記閉時期を前記吸気下死点の進角側から遅角側に設定し、
    　前記機関トルクが大きい第３領域では、前記機関トルクの増加に対応して前記第２機械膨張比を第３機械膨張比まで増加させると共に、前記機関トルクの増加に対応して前記吸気バルブの閉時期を前記第２領域の場合の遅角側よりも更に遅角側に設定することを特徴とする内燃機関の可変システムの制御方法。
PCT/JP2017/039506 2016-11-15 2017-11-01 内燃機関の可変システム及びその制御方法 WO2018092586A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US16/349,218 US20190285005A1 (en) 2016-11-15 2017-11-01 Variable system of internal combustion engine and method for controlling the same
DE112017005745.0T DE112017005745T5 (de) 2016-11-15 2017-11-01 Variables System für Brennkraftmaschine und Steuerverfahren hierfür
CN201780070488.7A CN109937291A (zh) 2016-11-15 2017-11-01 内燃机的可变系统及其控制方法

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2016222180A JP6666232B2 (ja) 2016-11-15 2016-11-15 内燃機関の可変システム及びその制御方法
JP2016-222180 2016-11-15

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2018092586A1 true WO2018092586A1 (ja) 2018-05-24

Family

ID=62146251

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2017/039506 WO2018092586A1 (ja) 2016-11-15 2017-11-01 内燃機関の可変システム及びその制御方法

Country Status (5)

Country Link
US (1) US20190285005A1 (ja)
JP (1) JP6666232B2 (ja)
CN (1) CN109937291A (ja)
DE (1) DE112017005745T5 (ja)
WO (1) WO2018092586A1 (ja)

Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US10801417B1 (en) * 2019-07-12 2020-10-13 GM Global Technology Operations LLC Methods and systems for regulating exhaust gas flow
DE102019135344A1 (de) * 2019-12-20 2021-06-24 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschinenanordnung eines Fahrzeugs
US11465518B2 (en) * 2020-04-17 2022-10-11 Hamilton Sundstrand Corporation Charging scheme for electric propulsion systems
JP2024077168A (ja) * 2022-11-28 2024-06-07 トヨタ自動車株式会社 水素エンジンの制御装置
US12326108B1 (en) * 2023-12-01 2025-06-10 Fca Us Llc System and method for determining available engine torque based on cold light off catalyst
CN118188155A (zh) * 2024-03-12 2024-06-14 李斯特技术中心(天津)有限公司 一种用于发动机的高膨胀比多连杆机构

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2006097657A (ja) * 2004-09-30 2006-04-13 Mazda Motor Corp ４サイクルエンジン
JP2008196407A (ja) * 2007-02-14 2008-08-28 Toyota Motor Corp 内燃機関
JP2013160185A (ja) * 2012-02-07 2013-08-19 Toyota Motor Corp エンジン
JP2014185569A (ja) * 2013-03-22 2014-10-02 Toyota Motor Corp 火花点火式内燃機関
JP2016017489A (ja) * 2014-07-10 2016-02-01 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の制御装置
JP2016142255A (ja) * 2015-02-05 2016-08-08 日野自動車株式会社 可変膨張比機構
WO2016167186A1 (ja) * 2015-04-17 2016-10-20 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の圧縮比調整装置

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8215292B2 (en) * 1996-07-17 2012-07-10 Bryant Clyde C Internal combustion engine and working cycle
JP4581273B2 (ja) 2001-03-19 2010-11-17 日産自動車株式会社 内燃機関の起動制御装置
JP2003172112A (ja) 2001-12-04 2003-06-20 Hitachi Unisia Automotive Ltd 内燃機関の可変動弁装置
JP4416377B2 (ja) * 2002-05-16 2010-02-17 日産自動車株式会社 内燃機関の制御装置
DE102004026157B4 (de) * 2003-05-30 2017-11-09 Honda Motor Co., Ltd. Ventilzeitsteuerungs-Steuer-/Regelsystem und Steuer-/Regelsystem für einen Verbrennungsmotor
JP4188158B2 (ja) * 2003-07-03 2008-11-26 本田技研工業株式会社 内燃機関の制御装置
JP4082596B2 (ja) * 2003-07-07 2008-04-30 本田技研工業株式会社 制御装置
US7765966B2 (en) * 2006-03-09 2010-08-03 Ford Global Technologies, Llc Hybrid vehicle system having engine with variable valve operation
JP4725561B2 (ja) * 2007-08-13 2011-07-13 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関
JP6320882B2 (ja) * 2014-09-11 2018-05-09 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の可変燃焼システム
JP2016222180A (ja) 2015-06-02 2016-12-28 富士重工業株式会社 車両操舵制御装置
JP6564652B2 (ja) * 2015-09-03 2019-08-21 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の圧縮比調整装置及び内燃機関の圧縮比調整装置の制御方法
JP6494502B2 (ja) * 2015-12-24 2019-04-03 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関のピストンストローク調整装置
CN105888832B (zh) * 2016-06-05 2018-05-22 吉林大学 米勒循环柴油-天然气双燃料发动机及其控制方法

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2006097657A (ja) * 2004-09-30 2006-04-13 Mazda Motor Corp ４サイクルエンジン
JP2008196407A (ja) * 2007-02-14 2008-08-28 Toyota Motor Corp 内燃機関
JP2013160185A (ja) * 2012-02-07 2013-08-19 Toyota Motor Corp エンジン
JP2014185569A (ja) * 2013-03-22 2014-10-02 Toyota Motor Corp 火花点火式内燃機関
JP2016017489A (ja) * 2014-07-10 2016-02-01 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の制御装置
JP2016142255A (ja) * 2015-02-05 2016-08-08 日野自動車株式会社 可変膨張比機構
WO2016167186A1 (ja) * 2015-04-17 2016-10-20 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の圧縮比調整装置

Also Published As

Publication number Publication date
US20190285005A1 (en) 2019-09-19
JP6666232B2 (ja) 2020-03-13
DE112017005745T5 (de) 2019-08-14
CN109937291A (zh) 2019-06-25
JP2018080605A (ja) 2018-05-24

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2018092586A1 (ja) 内燃機関の可変システム及びその制御方法
JP4749988B2 (ja) 内燃機関の始動制御装置
JP4727518B2 (ja) 内燃機関の制御装置
US7451739B2 (en) Ignition timing control system and method for internal combustion engine, and engine control unit
CN105324562B (zh) 可变气门机构的控制装置
US6840201B2 (en) Variable valve timing control apparatus and method for an internal combustion engine
JP4931740B2 (ja) 内燃機関の制御装置
US8001936B2 (en) Control apparatus for internal combustion engine and control method therefor
WO2019035312A1 (ja) 内燃機関の可変動作システム及びその制御装置
JPH04246249A (ja) 内燃機関の実圧縮比制御装置
JP6564652B2 (ja) 内燃機関の圧縮比調整装置及び内燃機関の圧縮比調整装置の制御方法
JP2007239555A (ja) 内燃機関
US20130306012A1 (en) Internal combustion engine
WO2014162517A1 (ja) 可変動弁機構の制御装置
JP4345197B2 (ja) 内燃機関のノッキング制御装置
WO2016098768A1 (ja) 内燃機関の可変動弁システム及び可変動弁制御装置
JP5227265B2 (ja) 排気過給機を備える内燃機関
JP5434243B2 (ja) 可変圧縮比式内燃機関
JP6753530B2 (ja) 内燃機関の制御方法および制御装置
JP2007182828A (ja) 内燃機関の制御装置
WO2018211853A1 (ja) 内燃機関の可変動作システム及びその制御装置
JP5169682B2 (ja) 内燃機関を制御する方法及び内燃機関システム
WO2020008941A1 (ja) 内燃機関の制御システム及びその制御装置
JP3909299B2 (ja) 内燃機関の動弁装置
JP4962580B2 (ja) 内燃機関の制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 17872482

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 17872482

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1