火花点火式内燃机.pdf

在内燃机中，包括能够改变机械压缩比的可变压缩比机构(A)以及能够控制进气阀(7)的闭阀正时的可变气门正时机构(B)。当要求进入空气量变化时，相对于表示机械压缩比和进气阀闭阀正时的组合的动作点，计算出从当前的动作点向满足要求进入空气量的动作点在不侵入到侵入禁止区域(X1，X2)内的情况下能够在一定时间后到达的目标动作点，并使机械压缩比和进气阀闭阀正时向该目标动作点变化。

1.一种火花点火式内燃机，包括能够改变机械压缩比的可变压缩比机
构以及能够控制进气阀的闭阀正时的可变气门正时机构，在所述内燃机
中，对于机械压缩比与进气阀闭阀正时的组合设定侵入禁止区域，以禁止
表示机械压缩比与进气阀闭阀正时的组合的动作点侵入到所述侵入禁止区
域内，当要求进入空气量变化了时，计算从当前动作点朝向满足要求进入
空气量的动作点在不侵入到所述侵入禁止区域内的情况下能够在一定时间
后到达的目标动作点，并使得机械压缩比和进气阀闭阀正时向目标动作点
变化。
2.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，
所述目标动作点是在从当前动作点朝向满足要求进入空气量的动作点
在不侵入到所述侵入禁止区域内的情况下能够在一定时间后到达的动作点
中距离当前动作点最远的动作点。
3.如权利要求2所述的火花点火式内燃机，其中，
所述内燃机包括用于控制进入空气量的节流阀，
当节流阀被维持在全开状态时，所述目标动作点在处于所述侵入禁止
区域的外部并沿所述侵入禁止区域的外缘延伸的最小耗油率动作线上移
动。
4.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，
所述可变压缩比机构通过使用了旋转的凸轮的曲轴机构来改变曲轴箱
与气缸体间的相对位置，从而改变机械压缩比，当要求进入空气量变化了
时，根据内燃机负荷来改变能够在一定时间后到达的机械压缩比的到达
值。
5.如权利要求4所述的火花点火式内燃机，其中，
当要求进入空气量变化了时，根据所述凸轮的旋转角度来改变能够在
一定时间后到达的机械压缩比的到达值。
6.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，
设定高负荷侧的区域和低负荷侧的区域这两个区域作为所述侵入禁止
区域。
7.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，
所述内燃机包括用于控制进入空气量的节流阀，
在所述内燃机中，对于机械压缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀开度
的组合设定了三维侵入禁止区域，当要求进入空气量变化了时，关于机械
压缩比和进气阀闭阀正时，计算从当前动作点朝向满足要求进入空气量的
动作点在不侵入到所述三维侵入禁止区域内的情况下能够在一定时间后到
达的目标动作点，并且使机械压缩比和进气阀闭阀正时向算出的目标动作
点变化，并在此时使节流阀开度以不侵入到所述三维侵入禁止区域的方式
根据要求进入空气量而变化。
8.如权利要求7所述的火花点火式内燃机，其中，
所述目标动作点是从当前动作点朝向满足要求进入空气量的动作点并
在不侵入到所述三维侵入禁止区域内的情况下能够在一定时间后到达的动
作点中距离当前动作点最远的动作点。
9.如权利要求7所述的火花点火式内燃机，其中，
当要求进入空气量减少了时，关于机械压缩比和进气阀闭阀正时，计
算从当前动作点朝向满足要求进入空气量的动作点在不侵入到当前进入空
气量的侵入禁止区域内的情况下能够在一定时间后到达的目标动作点，并
且使机械压缩比和进气阀闭阀正时向算出的目标动作点变化，关于节流阀
开度，计算在算出的所述目标动作点处满足要求进入空气量的目标开度，
并且只要所述目标开度不在所述三维侵入禁止区域内就使节流阀开度变化
至所述目标开度。
10.如权利要求7所述的火花点火式内燃机，其中，
在要求进入空气量发生了变化时满足要求进入空气量的节流阀开度进
入所述三维侵入禁止区域内的情况下，使节流阀开度变化至就要侵入到所
述三维侵入禁止区域内之前的开度，接着，使表示机械压缩比、进气阀闭
阀正时以及节流阀开度的组合的动作点在不侵入到所述三维侵入禁止区域
内的情况下向满足要求进入空气量的动作点变化。

火花点火式内燃机

技术领域

本发明涉及火花点火式内燃机。

背景技术

公知有如下的火花点火式内燃机，该火花点火式内燃机包括能够改变
机械压缩比的可变压缩比机构以及能够控制进气阀的闭阀正时的可变气门
正时机构，并且与内燃机负荷无关地将实际压缩比维持为大致恒定(例如
参照专利文献1)。在该内燃机中，随着内燃机负荷变高，即随着要求进
入空气量变多，进气阀的闭阀正时以靠近进气下止点的方式被提前，此
时，随着为了将实际压缩比维持为大致恒定而要求进入空气量变多，使得
机械压缩比下降。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利文献特开2007-303423号公报。

发明内容

发明所要解决的问题

然而，当如上地根据要求进入空气量的变化来改变进气阀的闭阀正时
和机械压缩比时，在进气阀的闭阀正时和机械压缩比中，通常可改变它们
的速度不同，一般而言，改变机械压缩比时与改变进气阀的闭阀正时时相
比更需要时间。因此，例如当要求进入空气量增大时，与机械压缩比的下
降速度相比，进气阀闭阀正时的提前速度更快，这样在机械压缩比高时使
得进入空气量增大。其结果是，燃烧室内的压缩端压力变高，从而产生爆
震的问题。

与此相对，如果当要求进入空气量增大时使进气阀的闭阀正时缓慢地
提前，则进入空气量只能缓慢地增大，其结果是产生这次无法确保响应性
好的加速运转的问题。

另一方面，如果当要求进入空气量减少时使进气阀的闭阀正时快速地
延迟，则在机械压缩比没有变高时，进入空气量就减少，其结果是产生压
缩端压力变低而无法得到良好的燃烧的问题。与此相对，如果当要求进入
空气量减少时使进气阀的闭阀正时缓慢地延迟，则存在这次无法确保响应
性好的减速运转的问题。

即，为了当要求进入空气量变化时确保响应性好的加减速运转，需要
在确保良好的燃烧的同时尽可能快地改变进气阀的闭阀正时。但是，上述
的内燃机未考虑上述的情况。

本发明的目的在于提供当要求进入空气量变化时能够维持良好的燃烧
并且确保响应性好的运转的火花点火式内燃机。

用于解决问题的手段

根据本发明，能够提供一种火花点火式内燃机，包括能够改变机械压
缩比的可变压缩比机构以及能够控制进气阀的闭阀正时的可变气门正时机
构，在所述内燃机中，相对于机械压缩比与进气阀闭阀正时的组合设定侵
入禁止区域，并禁止表示机械压缩比与进气阀闭阀正时的组合的动作点侵
入到所述侵入禁止区域内，当要求进入空气量变化时，计算出从当前的动
作点向满足要求进入空气量的动作点在不侵入到侵入禁止区域内的情况下
能够在一定时间后到达的目标动作点，并使机械压缩比和进气阀闭阀正时
向目标动作点变化。

发明效果

当要求进入空气量变化时，优选为了确保响应性好的运转而使机械压
缩比和进气阀闭阀正时的动作点尽快地变化到满足要求进入空气量的动作
点。但是，此时，如果动作点在变化中侵入到侵入禁止区域内，则燃烧会
恶化。因此，在本发明中，首先计算出不侵入到侵入禁止区域内的目标动
作点，使机械压缩比和进气阀闭阀正时向该计算出的目标动作点变化。这
样一来，动作点能够在不侵入到侵入禁止区域内的情况下尽早地到达满足
要求进入空气量的动作点，从而能够在维持良好的燃烧的同时确保响应性
好的运转。

附图说明

图1是火花点火式内燃机的整体图；

图2是可变压缩比机构的分解立体图；

图3是图解性地示出的内燃机的侧面截面图；

图4是表示可变气门正时机构的图；

图5是表示进气阀和排气阀的升程量的图；

图6是用于说明机械压缩比、实际压缩比以及膨胀比的图；

图7是表示理论热效率与膨胀比的关系的图；

图8是用于说明通常的周期和超高膨胀比周期的图；

图9是表示与内燃机负荷相应的机械压缩比等的变化的图；

图10是表示侵入禁止区域和目标动作线的图；

图11是表示侵入禁止区域和目标动作线的图；

图12是表示侵入禁止区域的图；

图13是表示目标动作点和动作点的图；

图14是表示目标动作点和动作点的图；

图15是表示机械压缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀开度的变化的
图；

图16是表示一定时间内的机械压缩比的可改变量的图；

图17是表示一定时间内的机械压缩比的可改变量的图；

图18是表示一定时间内的机械压缩比的可改变量的图；

图19是表示一定时间内的机械压缩比的可改变量的图；

图20是表示机械压缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀开度的变化的
图；

图21是表示目标动作点和动作点的图；

图22是表示目标动作点和动作点的图；

图23是表示目标动作点和动作点的图；

图24是表示目标动作点和动作点的图；

图25是表示目标动作点和动作点的图；

图26是表示目标动作点和动作点的图；

图27是表示目标动作点和动作点的图；

图28是表示目标动作点和动作点的图；

图29是表示机械压缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀开度等的变化
的时序图；

图30是表示目标动作点和动作点的图；

图31是表示目标动作点和动作点的图；

图32是表示目标动作点和动作点的图；

图33是表示目标动作点和动作点的图；

图34是表示目标动作点和动作点的图；

图35是表示机械压缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀开度等的变化
的时序图；

图36是用于计算目标值的流程图；

图37是用于进行可变压缩比机构等的驱动控制的流程图。

具体实施方式

图1表示火花点火式内燃机的侧面截面图。

参照图1，1表示曲轴箱，2表示气缸体，3表示气缸盖，4表示活塞，
5表示燃烧室，6表示被配置于燃烧室5的项面中央部的火花塞，7表示进
气阀，8表示进气口，9表示排气阀，10表示排气口。进气口8经由进气
支管11与浪涌调整槽12连结，在各进气支管11中配置用于向各自对应的
进气口8内喷射燃料的燃料喷射阀13。另外，燃料喷射阀13也可以配置
在各燃烧室5内而取代安装到各进气支管11。

浪涌调整槽12经由进气管道14与空气滤清器15连结，在进气管道14
内配置有被执行器16驱动的节流阀17和例如使用了热线的进入空气量检
测器18。另另一方面面，排气口10经由排气歧管19与例如内置有三效催
化剂的催化转化器20连结，在排气歧管19内配置有空燃比传感器21。

另一方面，在图1所示的实施例中，在曲轴箱1与气缸体2的连结部
上设置有可变压缩比机构A，所述可变压缩比机构A能够通过改变曲轴箱
1和气缸体2在气缸轴线方向上的相对位置来改变活塞4位于压缩上止点
时的燃烧室5的容积，并且在上述连结部上还设置有能够改变实际的压缩
作用的开始正时的实际压缩作用开始正时改变机构B。另外在图1所示的
实施例中，该实际压缩作用开始正时改变机构B包括能够控制进气阀7的
闭阀正时的可变气门正时机构。

如图1所示，在曲轴箱1和气缸体2上安装有用于检测曲轴箱1与气
缸体2之间的相对位置关系的相对位置传感器22，从该相对位置传感器
22输出表示曲轴箱1与气缸体2的间隔的变化的输出信号。另外，在可变
气门正时机构B上安装有产生表示进气阀7的闭阀正时的输出信号的气门
正时传感器23，在节流阀驱动用的执行器16上安装有产生表示节流阀开
度的输出信号的节流阀开度传感器24。

电子控制单元30由数字计算机构成，并包括：由双向性母线31相互
连接的ROM(只读存储器)32、RAM(随机存取存储器)33、CPU(微处理
器)34、输入口35以及输出口36。进入空气量检测器18、空燃比传感器
21、相对位置传感器22、气门正时传感器23以及节流阀开度传感器24的
输出信号分别经由对应的AD变换器37被输入到输入口35。另外，产生
与加速踏板40的踏入量L成比例的输出电压的负荷传感器41被连接在加
速踏板40上，负荷传感器41的输出电压经由对应的AD变换器37被输入
到输入口35。并且，每当曲轴例如旋转30°就产生输出脉冲的曲轴角传感
器42与输入口35连接。另一方面，输出口36经由对应的驱动电路38与
火花塞6、燃料喷射阀13、节流阀驱动用执行器16、可变压缩比机构A
以及可变气门正时机构B连接。

图2示出了图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，图3示出了
以图解方式表示的内燃机的侧面截面图。参照图2，在气缸体2的两侧壁
的下方形成有互相隔开间隔的多个突出部50，在各突出部50内形成有截
面分别为圆形的凸轮插入孔51。另一方面，在曲轴箱1的上壁面上形成有
互相隔开间隔并分别嵌入到对应的突出部50之间的多个突出部52，在这
些各突出部52内也分别形成有截面为圆形的凸轮插入孔53。

如图2所示，设置有一对凸轮轴54、55，在各凸轮轴54、55上交替
地固定有可旋转地插入到各凸轮插入孔53内的圆形凸轮58。这些圆形凸
轮58具有与各凸轮轴54、55的旋转轴线相同的轴线。另一方面，如图3
所示相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线偏心配置的偏心轴57在各圆形凸
轮58的两侧延伸，其他的圆形凸轮56偏心地且可旋转地安装在该偏心轴
57上。如图2所示，这些圆形凸轮56被配置在各圆形凸轮58的两侧，这
些圆形凸轮56可旋转地插入到对应的各凸轮插入孔51内。另外，如图2
所示，在凸轮轴55上安装有产生表示凸轮轴55的旋转角度的输出信号的
凸轮旋转角度传感器25。

一旦使固定在各凸轮轴54、55上的圆形凸轮58从图3(A)所示的状态
如图3(A)中以箭头所示的那样彼此向相反方向旋转，则偏心轴57向互相
分离的方向移动，因此圆形凸轮56在凸轮插入孔51内向与圆形凸轮58相
反的方向旋转，如图3(B)所示偏心轴57的位置从高的位置变为中间高度
位置。接着，一旦使圆形凸轮58向以箭头所示的方向进一步旋转，则如
图3(C)所示偏心轴57处于最低的位置。

另外，图3(A)、图3(B)、图3(C)示出了各个状态下的圆形凸轮58的
中心a、偏心轴57的中心b、以及圆形凸轮56的中心c的位置关系。

通过比较图3(A)至图3(C)可知，曲轴箱1和气缸体2的相对位置根据
圆形凸轮58的中心a与圆形凸轮56的中心c的距离而确定，圆形凸轮58
的中心a与圆形凸轮56的中心c的距离越大，气缸体2越远离曲轴箱1。
即，可变压缩比机构A通过使用了旋转的凸轮的曲轴机构来改变曲轴箱1
与气缸体2之间的相对位置。一旦气缸体2离开曲轴箱1，则活塞4位于
压缩上止点时的燃烧室5的容积增大，因此通过使各凸轮轴54、55旋
转，能够改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。

如图2所示，为了使各凸轮轴54、55分别向相反方向旋转，在驱动
马达59的旋转轴上分别安装有螺旋方向反向的一对蜗杆61、62，与这些
蜗杆61、62噛合的蜗轮63、64分别被固定在各凸轮轴54、55的端部。在
该实施例中，通过对驱动马达59进行驱动，能够在大的范围内改变活塞4
位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。

另一方面，图4示出了图1中用于驱动进气阀7的被安装在凸轮轴70
的端部的可变气门正时机构B。参照图4，该可变气门正时机构B包括：
正时带轮71，所述正时带轮71通过内燃机的曲轴经由正时带向箭头方向
旋转；圆筒状壳体72，所述圆筒状壳体72与正时带轮71一起旋转；旋转
轴73，所述旋转轴73能够与进气阀驱动用凸轮轴70一起旋转，并且能够
相对于圆筒状壳体72相对旋转；多个间隔壁74，所述间隔壁74从圆筒状
壳体72的内周面延伸到旋转轴73的外周面；以及叶片75，所述叶片75
在各间隔壁74之间从旋转轴73的外周面延伸到圆筒状壳体72的内周面，
在各叶片75的两侧分别形成有提前用油压室76和延迟用油压室77。

向各油压室76、77供应工作油的控制由工作油供应控制阀78进行。
该工作油供应控制阀78包括：与各油压室76、77分别连结的油压口79、
80、用于从油压泵81喷出的工作油的供应口82、一对排放口83、84、以
及进行各口79、80、82、83、84之间的连通截断控制的滑阀85。

当应该提前进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位时，在图4中滑阀
85被向右方移动，从供应口82供应的工作油经由油压口79被供应给提前
用油压室76，并且延迟用油压室77内的工作油从排放口84排出。此时，
旋转轴73相对于圆筒状壳体72沿箭头方向相对旋转。

与此相对，当应该延迟进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位时，在
图4中滑阀85被向左方移动，从供应口82供应的工作油经由油压口80被
供应给延迟用油压室77，并且提前用油压室76内的工作油从排放口83排
出。此时，旋转轴73相对于圆筒状壳体72沿与箭头相反的方向相对旋
转。

当旋转轴73相对于圆筒状壳体72相对旋转时，如果滑阀85被返回到
图4所示的中立位置，则旋转轴73的相对旋转动作被停止，旋转轴73被
保持在此时的相对旋转位置。因此，通过可变气门正时机构B可以将进气
阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前期望的量，也可以将其延迟期望的
量。

在图5中，实线示出了进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位通过可
变气门正时机构B提前最大的情况，虚线示出了进气阀驱动用凸轮轴70
的凸轮的相位通过可变气门正时机构B延迟最大的情况。因此，进气阀7
的开阀期间可以在图5中以实线表示的范围和以虚线表示的范围之间任意
设定，因此进气阀7的闭阀正时可以设定为图5中以箭头C表示的范围内
的任意的曲轴角。

图1和图4所示的可变气门正时机构B示出一个例子，可以使用例如
能够在将进气阀的开阀正时维持为恒定的情况下仅改变进气阀的闭阀正时
的可变气门正时机构等各种形式的可变气门正时机构。

接着，参照图6对在本申请中使用的用语的含义进行说明。另外，图
6的(A)、(B)、(C)示出了燃烧室容积为50ml、活塞的行程容积为500ml的
发动机以用于说明，在图6的(A)、(B)、(C)中，燃烧室容积示出了活塞位
于压缩上止点时的燃烧室的容积。

图6(A)对机械压缩比进行说明。机械压缩比是仅根据压缩行程时的活
塞的行程容积和燃烧室容积来机械地确定的值，该机械压缩比以(燃烧室容
积+行程容积)/燃烧室容积来表示。在图6(A)所示的例子中，该机械压缩比
为(50ml+500ml)/50ml＝11。

图6(B)对实际压缩比进行说明。该实际压缩比是根据从实际开始了压
缩作用时起至活塞达到上止点的实际的活塞行程容积和燃烧室容积而确定
的值，该实际压缩比以(燃烧室容积+实际的行程容积)/燃烧室容积表示。
即，如图6(B)所示，即使在压缩行程中活塞开始上升，在进气阀开阀的期
间也不进行压缩作用，从进气阀闭阀时起开始实际的压缩作用。因此，实
际压缩比使用实际的行程容积如上地表示。在图6(B)所示的例子中，实际
压缩比为(50ml+450ml)/50ml＝10。

图6(C)对膨胀比进行说明。膨胀比是根据膨胀行程时的活塞的行程容
积和燃烧室容积而确定的值，该膨胀比以(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室
容积表示。在图6(C)所示的例子中，该膨胀比为(50ml+500ml)/50ml＝11。

接着，参照图7和图8对本发明中使用的超膨胀比周期进行说明。另
外，图7示出了理论热效率与膨胀比的关系，图8示出了本发明中根据负
荷分开使用的通常的周期与超高膨胀比周期的比较。

图8(A)示出了进气阀在下止点附近闭阀、大致从进气下止点附近开始
活塞的压缩作用时的通常的周期。在该图8(A)所示的例子中，也与图6的
(A)、(B)、(C)所示的例子相同，燃烧室容积为50ml，活塞的行程容积为
500ml。由图8(A)可知，在通常的周期中机械压缩比为
(50ml+500ml)/50ml＝11，实际压缩比也大致为11，膨胀比也为
(50ml+500ml)/50ml＝11。即，在通常的内燃机中机械压缩比、实际压缩比
和膨胀比大概相等。

图7中的实线示出了实际压缩比与膨胀比大致相等时、即通常的周期
中的理论热效率的变化。在此情况下，膨胀比越大，即实际压缩比越高，
理论热效率越高。因此，为了在通常的周期中提高理论热效率，提高实际
压缩比即可。但是，由于内燃机高负荷运转时爆震产生的限制，实际压缩
比最大只能提高至12左右，从而在通常的周期中无法充分地提高理论热
效率。

另一方面，在这样的情况下，研究在严格地区分机械压缩比和实际压
缩比的同时提高理论热效率，其结果是发现，膨胀比支配理论热效率，实
际压缩比对理论热效率几乎不施加影响。即，如果提高实际压缩比，则爆
发力会提高，但是为了进行压缩需要大的能量，这样即使提高实际压缩
比，理论热效率也几乎不会提高。

与此相对，如果增大膨胀比，则在膨胀行程时按下力作用于活塞的期
间变长，从而活塞对曲轴施加旋转力的期间变长。因此，膨胀比越大，理
论热效率越高。图7的虚线ε＝10示出了在使实际压缩比固定为10的状态
下提高膨胀比时的理论热效率。如上所述在将实际压缩比ε维持为低值的
状态下提高膨胀比时的理论热效率的上升量与如图7的实线所示那样实际
压缩比也与膨胀比一起增大时的理论热效率的上升量没有大的差异。

如果如上地实际压缩比被维持为低值，则不会发生爆震，因此如果在
将实际压缩比维持为低值的状态下提高膨胀比，则能够阻止爆震的发生并
且大幅度地提高理论热效率。图8(B)示出了使用可变压缩比机构A和可变
气门正时机构B将实际压缩比维持为低值并且提高膨胀比时的一个例子。

参照图8(B)，在该例子中，通过可变压缩比机构A将燃烧室容积从
50ml减少至20ml。另一方面，通过可变气门正时机构B将进气阀的闭阀
正时延迟至实际的活塞行程容积从500ml变为200ml。其结果是，在该例
子中实际压缩比为(20ml+200ml)/20ml＝11，膨胀比为
(20ml+500ml)/20ml＝26。在图8(A)所示的通常的周期中，如上所述实际压
缩比大致为11，膨胀比为11，与该情况相比，图8(B)所示的場合下，仅
膨胀比提高至26。这是被称为超高膨胀比周期的原因。

一般而言，在内燃机中内燃机负荷越低，热效率越差，因此为了提高
内燃机运转时的热效率，即为了改善耗油率，需要提高内燃机负荷低时的
热效率。另一方面，在图8(B)所示的超高膨胀比周期中，压缩行程时的实
际的活塞行程容积被减小，因此可进入燃烧室5内的进入空气量变少，因
而只能在内燃机负荷较低时采用该超高膨胀比周期。因此，在本发明中，
当内燃机负荷较低时为图8(B)所示的超高膨胀比周期，当内燃机高负荷运
转时为图8(A)所示的通常的周期。

接着，参照图9对整个运转控制进行简要说明。

图9示出了与某个内燃机转速下的内燃机负荷相应的进入空气量、进
气阀闭阀正时、机械压缩比、膨胀比、实际压缩比以及节流阀17的开度
的各变化。另外，图9示出了为了能够通过催化转化器20内的三效催化
剂同时降低排出气体中的未燃烧HC、CO以及NO_x而燃烧室5内的平均空
燃比基于空燃比传感器21的输出信号被反馈控制为理论空燃比的情况。

另外，如上所述，当内燃机高负荷运转时执行图8(A)所示的通常的周
期。因此，如图9所示，此时，由于机械压缩比被降低，因此膨胀比变
低，如图9中以实线所示那样，进气阀7的闭阀正时如在图5中以实线所
示那样被提前。另外，此时进入空气量多，此时节流阀17的开度被保持
为全开，因此泵送损失为零。

另一方面，当如图9中以实线所示的那样内燃机负荷变低，则随之为
了减少进入空气量，进气阀7的闭阀正时被延迟。另外，此时，为了使实
际压缩比大致保持恒定，如图9所示那样随着内燃机负荷变低，机械压缩
比被增大，因此随着内燃机负荷变低，膨胀比也被增大。另外，此时节流
阀17被保持为全开状态，因此被供应到燃烧室5内的进入空气量不依赖
于节流阀17而通过改变进气阀7的闭阀正时而被控制。

当如上地内燃机负荷从内燃机高负荷运转状态变低时，在实际压缩比
大致恒定的情况下随着进入空气量减少，机械压缩比被增大。即，活塞4
到达压缩上止点时的燃烧室5的容积与进入空气量的减少成比例地被减
少。因此，活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积与进入空气量成比
例地变化。另外，此时，在图9所示的例子中，燃烧室5内的空燃比为理
论空燃比，因此活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积与燃料量成比
例地变化。

如果内燃机负荷进一步变低，则机械压缩比被进一步增大，如果内燃
机负荷大概下降至靠近低负荷的中负荷L₁，则机械压缩比到达作为燃烧室
5的构造上极限的极限机械压缩比。一旦机械压缩比到达极限机械压缩
比，则在负荷比机械压缩比到达极限机械压缩比时的内燃机负荷L₁低的区
域，机械压缩比被保持为极限机械压缩比。因此，当低负荷侧的内燃机中
负荷运转时和内燃机低负荷运转时，即在内燃机低负荷运转侧，机械压缩
比最大，膨胀比也最大。换言之，在内燃机低负荷运转侧，使机械压缩比
最大，以能够得到最大的膨胀比。

另一方面，在图9所示的实施例中，一旦内燃机负荷下降至L₁，则进
气阀7的闭阀正时变为可控制被供应到燃烧室5内的进入空气量的极限闭
阀正时。一旦进气阀7的闭阀正时达到极限闭阀正时，则在负荷比进气阀
7的闭阀正时达到极限闭阀正时时的内燃机负荷L₁低的区域，进气阀7的
闭阀正时被保持为极限闭阀正时。

一旦进气阀7的闭阀正时被保持为极限闭阀正时，则已经无法通过进
气阀7的闭阀正时的变化来控制进入空气量。在图9所示的实施例中，在
负荷比此时、即进气阀7的闭阀正时达到极限闭阀正时时的内燃机负荷L₁
低的区域，通过节流阀17来控制被供应给燃烧室5内的进入空气量，内
燃机负荷越低，节流阀17的开度越被减小。

另一方面，在图9中如虚线所示，随着内燃机负荷变低，通过提前进
气阀7的闭阀正时而不依赖于节流阀17也能够控制进入空气量。因此，
当可均包含图9中以实线表示的情况和以虚线表示的情况来表现时，在本
发明的实施例中，随着内燃机负荷变低，进气阀7的闭阀正时在离开进气
下止点BDC的方向上移动到可控制被供应到燃烧室内的进入空气量的极
限闭阀正时L₁。这样，即使进气阀7的闭阀正时如图9中以实线所示的那
样变化，也能够控制进入空气量，并且即使进气阀7的闭阀正时如图9中
以虚线所示的那样变化，也能够控制进入空气量，以下，对于本发明，以
使进气阀7的闭阀正时如图9中以实线所示的那样变化的情况为例进行说
明。

然而，如上所述，在图8(B)所示的超高膨胀比周期中膨胀比为26。该
膨胀比越高越好，但是由图7可知，如果对于实用上可使用的下限实际压
缩比ε＝5，膨胀比为20以上，则能够得到很高的理论热效率。因此，在本
发明中，以膨胀比为20以上的方式形成了可变压缩比机构A。

接着，参照图10至图12来说明侵入禁止区域和对机械压缩比和进气
阀闭阀正时的基准动作线。

图10示出了为得到要求的内燃机负荷所需的进入空气量、即要求进
入空气量、机械压缩比以及进气阀闭阀正时。另外，在图10中，要求进
入空气量随着离开原点0而增大，机械压缩比随着离开原点0而增大。另
外，在图10中，进气阀闭阀正时以进气下止点后(ABDC)的曲轴角表示，
因此进气阀闭阀正时随着离开原点0而被延迟。

另一方面，在图10中，Q₁、Q₂、Q₃、Q₄、Q₅分别表示同一进入空气
量面，Q₆表示节流阀17全开的节流阀全开面。由图10可知，该节流阀全
开面Q₆由向上凸的弯曲面形成。在该节流阀全开面Q₆的下方的区域越靠
向下方，则节流阀开度越小。

图10中以阴影线表示的区域示出了各同一进入空气量面Q₁、Q₂、
Q₃、Q₄、Q₅内的侵入禁止区域。另一方面，图11示出了从图10的上部观
看到的部位，图12(A)示出了从箭头方向观看图10中的左侧面S₁的部位，
图12(B)示出了从箭头方向观看图10中的右侧面S₂的部位，在该图11和
图12(A)、(B)中也以阴影线表示的区域示出了侵入禁止区域。

由图10、图11、图12(A)、(B)可知，侵入禁止区域三维地扩展，并
且该侵入禁止区域包括高负荷侧的区域X₁以及低负荷侧的区域X₂这两个
区域。另外，由图10、图11、图12(A)、(B)可知，对于高负荷侧侵入禁
止区域X₁，要求进入空气量多，进气阀闭阀正时被形成在提前侧，机械压
缩比被形成在高侧，对于低负荷侧侵入禁止区域X₂，要求进入空气量少，
进气阀闭阀正时被形成在延迟侧，机械压缩比被形成在低侧。

另外，图9示出了相对于要求进入空气量能够得到最小耗油率的、进
气阀闭阀正时、机械压缩比、实际压缩比以及节流阀开度的关系，满足这
些关系的线在图10和图11中以实线W示出。由图10可知，该线W在进
入空气量比同一进入空气量面Q₃多的那侧在节流阀全开面Q₆上延伸，在
进入空气量比同一进入空气量面Q₃少的那侧在右侧面S₂上延伸。该同一
进入空气量面Q₃对应于图9的负荷L₁。

即，在图9中内燃机负荷比L₁高的区域，内燃机负荷越高，即要求进
入空气量越大，在节流阀17被保持为全开的状态下进气阀闭阀正时越被
提前，此时，为了使实际压缩比恒定，要求进入空气量越大，机械压缩比
越被降低。此时的机械压缩比与进气阀闭阀正时的关系以图10的节流阀
全开面Q₆上的线W表示。即，如图10所示，在进入空气量比同一进入空
气量面Q₃多的那侧，要求进入空气量越大，在节流阀17被保持为全开的
状态下进气阀闭阀正时越被提前，此时为了使实际压缩比恒定，要求进入
空气量越大，机械压缩比越被降低。

另一方面，图9中，在内燃机负荷比L₁低的区域，机械压缩比和进气
阀闭阀正时被保持为恒定，内燃机负荷越低，即要求进入空气量越少，节
流阀17的开度越被减少。此时的机械压缩比与进气阀闭阀正时的关系以
图10的右侧面S₂上的线W表示。即，如图10所示，在进入空气量比同
一进入空气量面Q₃少的那侧，机械压缩比和进气阀闭阀正时被保持为恒
定，内燃机负荷越低，即要求进入空气量越少，节流阀17的开度越被减
少。

在本申请说明书中，当要求进入空气量变化时，将机械压缩比和进气
阀闭阀正时追寻的线称为动作线，尤其是图10所示的线W称为基准动作
线。另外，如上所述，该基准动作线表示能够得到最小耗油率的最小耗油
率动作线。

如上所述，在该基准动作线W上，实际压缩比恒定。实际压缩比与节
流阀17的开度无关而仅根据机械压缩比和进气阀闭阀正时确定，因此在
图10中经过基准动作线W并沿垂直方向延伸的曲面上为同一实际压缩
比。在此情况下，在机械压缩比高于该曲面的那侧，实际压缩比变高，在
机械压缩比低于该曲面的那侧，实际压缩比变低。即，大体上说，高负荷
侧侵入禁止区域X₁位于实际压缩比高于基准动作线W上的实际压缩比的
区域，低负荷侧侵入禁止区域X₂位于实际压缩比低于基准动作线W上的
实际压缩比的区域。

另外，如果为了改善耗油率而提高实际压缩比，则会产生爆震，如果
为了阻止爆震的产生而延迟点火正时，则燃烧会变得不稳定，而产生转矩
变动。高负荷侧侵入禁止区域X₁是产生这样的转矩变动的运转区域，因
此在内燃机运转时需要避免内燃机的运转状态进入产生这样的转矩变动的
运转区域内。另一方面，如果进入空气量变少、实际压缩比变低，则变得
难以燃烧，如果节流阀17的开度变小、压缩端压力变低，则燃烧会恶
化，而产生转矩变动。低负荷侧侵入禁止区域X₂是产生这样的转矩变动
的运转区域，因此在内燃机运转时需要避免内燃机的运转状态也进入该运
转区域内。

另一方面，实际压缩比越高，越可改善耗油率，因此在不产生爆震或
转矩变动的情况下能够得到最小的耗油率的最小耗油率动作线在图10和
图11中如以W所示的那样在高负荷侧侵入禁止区域X₁的外部沿高负荷侧
侵入禁止区域X₁的外缘延伸。如上所述，在本发明的实施例中，该最小
燃烧动作线为基准动作线W，基本上说根据要求进入空气量来控制机械压
缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀17的开度，以使表示机械压缩比和进
气阀闭阀正时的组合的动作点在该基本动作线W上移动。另外，当前的动
作点始终由相对位置传感器22、气门正时传感器23以及节流阀开度传感
器24检测。

接着，对本发明涉及的机械压缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀17
的开度的控制方法从基本的控制方法起进行说明。该基本的控制方法表示
在图13至图15中。

即，图13示出了当机械压缩比和进气阀闭阀正时被维持为基准动作
线W上的m点的值时要求进入空气量被增大的情况。但是，在本发明涉
及的实施例中，例如每隔预定的时间计算出要求进入空气量，并依次计算
出满足每隔该预定的时间计算出的要求进入空气量的基准动作线W上的动
作点。满足该要求进入空气量的动作点、即要求动作点的一个例子在图13
中以a1、a2、a3、a4、a5、a6表示。即，在该例子中，在要求进入空气量
被增大之后，满足最初检测出的要求进入空气量的要求动作点是a₁，满足
接着检测出的要求进入空气量的要求动作点是a₂，满足接着检测出的要求
进入空气量的要求动作点是a₃。

一旦要求动作点变化，则表示机械压缩比和进气阀闭阀正时的动作点
会向新的要求动作点变化。即，在图13所示的例子中，当要求动作点为
a₁时，表示机械压缩比和进气阀闭阀正时的动作点从m点向a₁点变化，当
要求动作点为a₂时，表示机械压缩比和进气阀闭阀正时的动作点向a₂变
化。在此情况下，如果在要求动作点变化之前机械压缩比和进气阀闭阀正
时到达要求动作点，则机械压缩比和进气阀闭阀正时毫无问题地追随要求
动作点的变化而变化。但是，当在要求动作点变化之前机械压缩比和进气
阀闭阀正时未到达要求动作点时，有时会产生问题。

即，当在图13中机械压缩比和进气阀闭阀正时处于点m时，在要求
动作点为a₁时，机械压缩比和进气阀正时未变化，此时，为了满足要求进
入空气量，节流阀17的开度被增大。执行器16对节流阀17的开度变化的
响应性极快，因此一旦要求动作点变为a₁，则表示机械压缩比和进气阀闭
阀正时的动作点从m点直接移动到a₁点。

接着，一旦要求动作点变为a₂，则机械压缩比稍稍被降低，并且进气
阀闭阀正时被稍稍提前，同时节流阀17被全部打开。此时，当计算出下
一个要求动作点a₃时，机械压缩比和进气阀闭阀正时到达要求动作点a₂的
附近。此时到达的机械压缩比和进气阀闭阀正时在表示从图13的上方观
看的部位的图14中以动作点b₂表示。

一旦计算出要求动作点a₃，则机械压缩比和进气阀闭阀正时从动作点
b₂向要求动作点a₃开始移动。即，在节流阀17全部打开的状态下，机械
压缩比被降低，进气阀闭阀正时被提前。但是，可变压缩比机构A的机械
压缩比变化的响应性以及可变气门正时机构B的进气阀7的闭阀正时变化
的响应性不那么快，尤其是可变压缩比机构A的机械压缩比变化的响应性
相当慢。因此，当要求进入空气量的增大速度快时，要求动作点与表示机
械压缩比和进气阀闭阀正时的实际的值的动作点逐渐地分离。例如当在图
14中要求动作点移动到a₆时，产生表示机械压缩比和进气阀闭阀正时的实
际的值的动作点仍然位于b₂附近的状态。

但是，在这样的情况下，如果使机械压缩比和进气阀闭阀正时不侵入
到侵入禁止区域X₁内而通过反馈控制向要求动作点移动，则机械压缩比
和进气阀闭阀正时到达要求动作点需要时间。即，在此情况下，当由于使
进气阀闭阀正时提前而动作点将要侵入到侵入禁止区域X₁内时，停止进
气阀闭阀正时的提前作用，接着机械压缩比被减少一定量。当机械压缩比
被减少一定量，则进气阀闭阀正时被再次提前，当动作点将要侵入到侵入
禁止区域X₁内时，停止进气阀闭阀正时的提前作用。以下，反复进行上
述动作。

即，如果使机械压缩比和进气阀闭阀正时通过反馈控制向要求动作点
移动，则表示机械压缩比和进气阀闭阀正时的动作点沿侵入禁止区域X₁
的外缘呈锯齿状移动，从而机械压缩比和进气阀闭阀正时到达要求动作点
需要时间。其结果是，无法相对于要求进入空气量的变化得到良好的内燃
机的响应性。

因此，在本发明中，当要求进入空气量变化时，计算出机械压缩比和
进气阀闭阀正时能够从当前的动作点向满足要求进入空气量的要求动作点
在不侵入到侵入禁止区域X₁、X₂内的情况下在一定时间后到达的目标动
作点，使机械压缩比和进气阀闭阀正时向该目标动作点变化。

接着，对将该本发明具体化后的一个实施例参照表示节流阀全开面Q₆
的图14进行说明。如上所述，图14示出了当要求动作点变为a₃时表示机
械压缩比和进气阀闭阀正时的动作点为b₂的情况。在该情况下，箭头R₂
表示机械压缩比向要求动作点a₃能够以预定的一定时间到达的量，箭头S₂
表示进气阀闭阀正时向要求动作点a₃能够以预定的一定时间到达的量。另
外，在图14中，c₂示出了从当前的动作点b₂向满足要求进入空气量的要
求动作点a₃在不侵入到侵入禁止区域X₁内的情况下能够在一定时间后到
达的目标动作点。

如图14所示，当要求进入空气量被增大且动作点b₂和要求动作点a₃
处于节流阀全开面Q₆上时，该目标动作点c₂位于基准动作线W上，在图
14所示的例子中位于最小耗油率动作线W上。即，在图14所示的例子
中，当节流阀17被维持为全开状态时，目标动作点在位于侵入禁止区域
X₁的外部、沿侵入禁止区域X₁的外缘延伸的最小耗油率动作线W上移
动。

另外，如果在图14中当要求动作点为a₆时表示机械压缩比和进气阀
闭阀正时的动作点为b_i，则在此情况下目标动作点为基准动作线W上的点
c_i。另外，在图14中，箭头R_i同样表示机械压缩比能够在一定时间后到达
的量，箭头S_i同样表示进气阀闭阀正时能够在一定时间后到达的量。

如上所述，在图14所示的例子中，当动作点为b₂时，如果计算出目
标动作点c₂，则表示机械压缩比和进气阀闭阀正时的动作点在一定时间后
到达目标动作点c₂。此时，计算出从当前的动作点c₂向满足要求进入空气
量的要求动作点在不侵入到侵入禁止区域X₁内的情况下能够在一定时间
后到达的下一个新的目标动作点，动作点在一定时间后到达该新的目标动
作点。在此情况下，在本发明涉及的实施例中，机械压缩比、进气阀闭阀
正时以及节流阀17的开度通过PID(比例积分微分)控制到达目标动作点。

这样，在图14所示的例子中，表示机械压缩比和进气阀闭阀正时的
动作点沿基准动作线W不停滞地顺畅移动。即，当在图13中机械压缩比
和进气阀闭阀正时被维持为m点时，如果要求进入空气量被增大，则机械
压缩比和进气阀闭阀正时在图15中如以箭头所示的那样沿基准动作线W
不停滞地顺畅变化。其结果是，能够相对于要求进入空气量的变化确保良
好的内燃机的响应性。

在此情况下，为了进一步提高内燃机对要求进入空气量的响应性，优
选使目标动作点c₂、c_i尽量离开分别对应的当前的动作点b₂、b_i。因此，
在本发明涉及的实施例中，目标动作点c₂、c_i是在从对应的当前的动作点
b₂、b_i向满足要求进入空气量的要求动作点在不侵入到侵入禁止区域X₁内
的情况下能够在一定时间后到达的动作点中从当前的动作点b₂、b_i离开最
远的动作点。

即，在当前的动作点为b₂的情况下，距动作点b₂的机械压缩比的到
达极限为目标动作点c₂，对于进气阀闭阀正时，该目标动作点c₂靠近距动
作点b₂的进气阀闭阀正时的到达极限。因此，此时，机械压缩比以可能的
最大速度被降低，进气阀闭阀正时以比可能的最大速度慢的速度被提前。
与此相对，在当前的动作点为b_i的情况下，距动作点b_i的进气阀闭阀正时
的到达极限为目标动作点c_i，对于机械压缩比，该目标动作点c_i靠近距动
作点b_i的进气阀闭阀正时的到达极限。因此，此时，进气阀闭阀正时以可
能的最大速度被提前，机械压缩比以比可能的最大速度慢的速度被减少。

进气阀闭阀正时的可能的最大变化速度、即能够在一定时间后到达的
值几乎不受到内燃机的运转状态的影响，因此，进气阀闭阀正时的能够在
一定时间后到达的值与内燃机的运转状态无关而成为恒定。与此相对，机
械压缩比的可能的最大变化速度、即能够在一定时间后到达的值会受到内
燃机的运转状态等的很大的影响。接着，对这些情况参照图16至图19进
行说明。

图16示出了一定时间内的机械压缩比的可改变量、即当前的机械压
缩比与能够在一定时间后到达的机械压缩比的压缩比差、和内燃机负荷的
关系。另外，图16示出了机械压缩比为某个机械压缩比时的压缩比可改
变量，在图16中，点划线F₀表示内燃机已停止时的压缩比可改变量。另
外，图16通过虚线示出了通过燃烧压施加给可变压缩比机构A的转矩。
该转矩作用于使气缸体2离开曲轴箱1的方向、即降低压缩比的方向上。
该转矩如以虚线所示的那样，燃烧压越高、即内燃机负荷越高而越大。

如上所述，该转矩在降低压缩比的方向上作用于可变压缩比机构A，
因此在降低机械压缩比的情况下，机械压缩比容易下降，因此此时，压缩
比可改变量变大。在图16中，实线F₁表示此时的压缩比可改变量，此时
的压缩比可改变量随着内燃机负荷越高而越大。与此相对，该转矩抵抗机
械压缩比的增大，因此在增大机械压缩比的情况下，与降低机械压缩比的
情况相比，压缩比可改变量变小。在图16中，实线F₂表示使机械压缩比
增大时的压缩比可改变量，此时的压缩比可改变量随着内燃机负荷越高而
越小。

在本发明涉及的一个实施例中，预先存储有作为图16中以F₀表示的
基准的压缩比可改变量，通过图16中以F₁和F₂所示的关系来修正该基准
压缩比可改变量，从而计算出与内燃机负荷相应的压缩比可改变量。接着
根据该计算出的压缩比可改变量来计算出能够在一定时间后到达的机械压
缩比的到达值。即，在该实施例中，当要求进入空气量变化时，可根据内
燃机负荷来改变能够在一定时间后到达的机械压缩比的到达值。

图17示出了一定时间内的机械压缩比的可改变量与凸轮轴54、55的
旋转角度、即圆形凸轮58的旋转角度的关系。另外，图17中横轴的左端
示出了图3(A)所示的机械压缩比最低的状态时，图17中横轴的右端示出
了图3(C)所示的机械压缩比最高的状态时。另外，图17示出了内燃机负
荷为某个负荷时的压缩比可改变量，图17中，虚线表示通过燃烧压施加
给可变压缩比机构A的转矩。

在图2所示的实施例中，使用了不能通过作为蜗轮的蜗轮63、64来
旋转蜗杆61、62的型式的、即蜗杆61、62具有阻止蜗轮63、64的反转的
作用的型式的蜗轮，图17的点划线G₀示出了在使用了这样的蜗轮的情况
下内燃机的运转被停止时的压缩比可改变量。由图3(A)、(B)、(C)可知，
当机械压缩比为中间的时，即当如图3(B)所示时，凸轮轴54、55的每单
位旋转角度的压缩比度化量最大，因此，如以图17的点划线G₀所示的那
样，当机械压缩比为中间的时，压缩比可改变量最大。

另外，当如图3(B)所示时，即当机械压缩比为中间的时，图17中如
以虚线所示的那样通过燃烧压施加给可变压缩比机构A的转矩最高。另一
方面，图17中实线G₁示出了降低机械压缩比的情况，实线G₂示出了增大
机械压缩比的情况。如图17所示，降低机械压缩比时的压缩比可改变量
G₁大于增大机械压缩比时的压缩比可改变量G₂。另外，当机械压缩比为
中间的时，基于燃烧压的转矩最高，因此此时压缩比可改变量G₁变高，
压缩比可改变量G₂下降。

在本发明涉及的一个实施例中，预先存储有作为图17中以G₀表示的
基准的压缩比可改变量，通过图17中以G₁和G₂所示的关系来修正该基准
压缩比可改变量，从而计算出与凸轮轴54、55的旋转角度相应的压缩比
可改变量。并且，通过图16中以F₁和F₂所示的关系来修正该压缩比可改
变量，从而计算出与凸轮轴54、55的旋转角度和内燃机负荷相应的压缩
比可改变量。接着，根据该计算出的压缩比可改变量来计算出能够在一定
时间后到达的机械压缩比的到达值。

即，在该实施例中，当要求进入空气量变化时，能够在一定时间后到
达的机械压缩比的到达值可根据旋转的凸轮58的旋转角度和内燃机负荷
而变化。

另一方面，图18示出了在由滑动轴承构成可变压缩比机构A的全部
的轴承的情况下滑动轴承的润滑状态对压缩比可改变量施加的影响。即，
内燃机负荷越高，越容易成为开始产生油膜不足的界限润滑区域，并且，
轴承面上的动作速度越慢，越容易成为界限润滑区域。因此，如果如图18
所示(内燃机负荷/动作速度)超过某个极限值，则润滑状态变为界限润滑区
域，其结果是滑动轴承上的摩擦力增大，因此压缩比可改变量变小。

在本发明涉及的其他的实施例中，也考虑滑动轴承上的润滑状态来计
算压缩比可改变量。通过图16中以F₁和F₂所示的关系来修正例如图16
中以F₀所示的基准压缩比可改变量，通过图17中以G₁和G₂所示的关系
来修正被修正了的压缩比可改变量，通过图18所示的关系来修正被修正
了的压缩比可改变量，由此计算出与内燃机负荷、凸轮轴54、55的旋转
角度以及(内燃机负荷/动作速度)相应的压缩比可改变量。接着，根据该计
算出的压缩比可改变量来计算出能够在一定时间后到达的机械压缩比的到
达值。

图19示出了检测内燃机负荷的变动、并基于被检测出的内燃机负荷
的变动来计算出压缩比可改变量的实施例。一旦燃烧压在周期间或气缸间
发生变动，则偏心轴57产生挠曲，气缸体2与曲轴箱1的相对位置发生变
化。该气缸体2与曲轴箱1的相对位置的变化、即气缸体2与曲轴箱1的
间隔的变化由相对位置传感器22检测出。该气缸体2与曲轴箱1的间隔随
着燃烧压变高而变大。

如上所述，通过燃烧压对可变压缩比机构A施加转矩，该转矩在降低
压缩比的方向上作用于可变压缩比机构A。因此，一旦燃烧压变高，则能
够通过可变压缩比机构A容易降低机械压缩比。图19的H₁表示降低机械
压缩比时的压缩比可改变量，图19的H₂表示增大机械压缩比时的压缩比
改变量。根据该压缩比可改变量来计算出能够在一定时间后到达的机械压
缩比的到达值。

在该实施例中，能够根据燃烧压的变动来适当地控制压缩比可改变
量。尤其是，如果如图16所示地根据内燃机负荷来控制压缩比可改变
量，此时如图19所示地基于燃烧压的变动进一步控制压缩比可改变量，
则能够将压缩比可改变量精密地控制为最优的压缩比可改变量。另外，如
果使用能够通过作为蜗轮的蜗轮63、64来旋转蜗杆61、62的型式的蜗
轮，则燃烧压变动时的偏心轴57的弯曲进一步变大，其结果是，能够通
过相对位置传感器22进一步高精度地检测出通过燃烧压作用于可变压缩
比机构A的转矩的变动。

接着，参照图20至图35对要求进入空气量被减少的情况进行说明。
另外，在图20至图35中，图20和图21示出了要求进入空气量被缓慢地
减少的情况，图22至图29示出了要求进入空气量被较快地减少的情况，
图30至图35示出了要求进入空气量被急剧地减少的情况。另外，图20至
图35示出了当表示机械压缩比和进气阀闭阀正时的组合的动作点处于基
准动作线W上的n点时开始要求进入空气量的减少作用的情况。

首先，参照图20和图21来说明要求进入空气量被缓慢地减少的情
况。另外，图21示出了与图14相同的节流阀全开面Q₆。

图21示出了此情况下的当前的动作点与要求动作点的关系。即，图
21中以d_i示出了当前的动作点为e_i时的要求动作点，此时，以R_i示出了
机械压缩比能够在一定时间后到达的量，此时，以S_i示出了进气阀闭阀正
时能够在一定时间后到达的量。另外，图21中，以d_j示出了当前的动作
点为e_j时的要求动作点，此时，以R_j示出了机械压缩比能够在一定时间后
到达的量，此时，以S_j示出了进气阀闭阀正时能够在一定时间后到达的
量。

在此情况下，要求动作点d_i靠近机械压缩比的到达极限，并靠近进气
阀闭阀正时的到达极限，因此要求动作点d_i为目标动作点。同样地，要求
动作点d_j靠近机械压缩比的到达极限，并靠近进气阀闭阀正时的到达极
限，因此要求动作点d_j为目标动作点。因此，在此情况下，动作点沿基准
动作线W移动。即，当要求进入空气量缓慢地减少时，在节流阀17被保
持为全开的状态下进气阀闭阀正时被慢慢地延迟，并且机械压缩比以实际
压缩比为恒定的方式被慢慢地增大。

接着，参照图22至图29来说明要求进入空气量被较快地减少的情
况。如上所述，在本发明涉及的实施例中，例如每隔预定的时间计算出要
求进入空气量，满足依次计算出的要求进入空气量的基准动作线W上的要
求动作点在图22中以d1、d2、d3、d4、d5表示。

另外，为了能够容易理解本发明的控制，图22示出了要求动作点d₁
的要求进入空气量为Q₅，要求动作点d₂的要求进入空气量为Q₅与Q₄的中
间值，要求动作点d₃的要求进入空气量为Q₄，要求动作点d₄的要求进入
空气量为Q₄与Q₃的中间值，要求动作点d₅的要求进入空气量为Q₃的情
况。即，示出了依次计算出的要求进入空气量从Q₆(n点)变化到Q₅、Q₅与
Q₄的中间值、Q₄、Q₄与Q₃的中间值、Q₃的情况。

另外，图23示出了节流阀全开面Q₆，图24示出了进入空气量为Q₅
的同一进入空气量面，图25示出了进入空气量为Q₅与Q₄的中间值的同一
进入空气量面，图26示出了进入空气量为Q₄的同一进入空气量面，图27
示出了进入空气量为Q₄与Q₃的中间值的同一进入空气量面，图28示出了
进入空气量为Q₃的同一进入空气量面。

另外，如果当机械压缩比和进气阀闭阀正时被保持为图22所示的动
作点n时要求进入空气量从Q₆变化到Q₅，其结果是要求动作点变为d₁，
则首先如图23所示的那样在节流阀全开面Q₆上计算出目标动作点e₁。该
目标动作点e₁的算出方法与以前描述的算出方法相同，根据机械压缩比能
够在一定时间后到达的量和进气阀闭阀正时能够在一定时间到达的量来计
算出不侵入到侵入禁止区域X₁内而最靠近要求动作点d₁的目标动作点
e₁。在图23所示的例子中，该目标动作点e₁位于基准动作线W上。

然而，该目标动作点e₁的进入空气量是Q₆与Q₅的中间值，并且处于
大于要求进入空气量Q₅的状态。但是，优选进入空气量尽可能地与要求
进入空气量一致。但是，当要求进入空气量被减少时，能够通过改变节流
阀17的开度来调整进入空气量。因此，当目标动作点e₁的进入空气量处
于大于要求进入空气量Q₅的状态时，在与机械压缩比和进气阀闭阀正时
相对的目标值不变化的情况下使节流阀17关闭至使进入空气量成为要求
进入空气量Q₅所需的目标开度。

即，在图22中，位于图23所示的节流阀全开面Q₆上的目标动作点e₁
的正下方的同一进入空气量面Q₅上的点为最终的目标动作点e₁。该同一
进入空气量面Q₅上的最终的目标动作点e₁表示在图22和图24中，机械
压缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀17的开度向该最终的目标动作点e₁
变化。即，此时，机械压缩比被增大，进气阀闭阀正时被延迟，节流阀17
的开度从全开状态减小。

接着，如果要求进入空气量变为Q₅与Q₄的中间值、要求动作点变为
d₂，则这次如图24所示的那样在当前的进入空气量Q₅的同一进入空气量
面上计算出目标动作点e₂。该目标动作点e₂的算出方法也与以前描述的算
出方法相同，根据机械压缩比能够在一定时间后到达的量和进气阀闭阀正
时能够在一定时间到达的量来计算出不侵入到侵入禁止区域X₁内的情况
下最靠近要求动作点d₂的目标动作点e₂。在图24所示的例子中，该目标
动作点e₂位于同一进入空气量面Q₅内的基准动作线W上。

然而，在此情况下，目标动作点e₂的进入空气量也处于大于要求进入
空气量的状态。因此，在此情况下，在图22中，位于图24所示的同一进
入空气量面Q₅上的目标动作点e₂的正下方的同一进入空气量面(Q₅与Q₄
的中间值)上的点为最终的目标动作点e₂。该同一进入空气量面(Q₅与Q₄的
中间值)上的最终的目标动作点e₂表示在图22和图25中，机械压缩比、进
气阀闭阀正时以及节流阀17的开度向该最终的目标动作点e₂变化。此
时，机械压缩比被增大，进气阀闭阀正时被延迟，节流阀17的开度从全
开状态减小。

当接着要求进入空气量变为Q₄、然后变为Q₄与Q₃的中间值、接着变
为Q₃时，依次反复进行同样的动作。即，当要求进入空气量变为Q₄时，
如图26所示计算出同一进入空气量面Q₄上的最终的目标动作点e₃，当要
求进入空气量变为Q₄与Q₃的中间值时，如图27所示计算出同一进入空气
量面(Q₄与Q₃的中间值)上的最终的目标动作点e₄，接着当要求进入空气量
变为Q₃时，如图28所示计算出同一进入空气量面Q₃上的最终的目标动作
点e₅。

在此期间，即在机械压缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀17的开度
依次向最终的目标动作点e₃、e₄、e₅变化的期间，机械压缩比被增大，进
气阀闭阀正时被延迟，节流阀17的开度被减小。

当要求进入空气量变为Q₃时，如图28所示在同一进入空气量面Q₃上
依次计算出最终的目标动作点e₆、e₇、e₈、e₉、e₁₀，机械压缩比、进气阀
闭阀正时以及节流阀17的开度依次经过这些最终的目标动作点
e₆，e₇，e₈，e₉，e₁₀而变化到要求动作点d₅。在此期间，机械压缩比被增大，进气
阀闭阀正时被延迟至达到e₈，如果节流阀17的开度被慢慢增大达到e₈则
被全部打开。

图29示出了如图22所示目标进入空气量从Q₆(n点)较快地减少至
Q₃(目标动作点d₅)时的进气阀闭阀正时、机械压缩比、实际压缩比、节流
阀开度的变化。由图29可知，在此情况下，在要求进入空气量变为目标
值之后(动作点e₄)，进气阀闭阀正时的延迟作用结束(动作点e₈)，接着机械
压缩比的增大作用结束(目标动作点d₅)。另一方面，实际压缩比慢慢减少
至进气阀闭阀正时的延迟作用结束(动作点d₈)，之后慢慢上升。另外，节
流阀开度从全开状态慢慢下降至动作点为同一进入空气量面Q₃上的动作
点e₅，接着慢慢打开至进气阀闭阀正时的延迟作用结束(动作点e₈)，并且
至全开状态。

当如图22至图29所示要求进入空气量较快地被减少时，除了进行机
械压缩比和进气阀闭阀正时的控制以外，也控制节流阀开度。在本发明
中，此时，相对于机械压缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀开度的组合设
定了三维的侵入禁止区域X₁、X₂，禁止表示机械压缩比、进气阀闭阀正时
以及节流阀开度的组合的动作点侵入到该三维的侵入禁止区域X₁、X₂
内。

另外，在此情况下，当要求进入空气量变化时，针对机械压缩比和进
气阀闭阀正时，计算出从当前的动作点向满足要求进入空气量的动作点在
不侵入到三维的侵入禁止区域X₁、X₂内的情况下能够在一定时间后到达
的目标动作点，并且机械压缩比和进气阀闭阀正时向被计算出的目标动作
点变化。另外，在此情况下，当要求进入空气量变化时，节流阀开度根据
要求进入空气量变化，以免侵入到三维的侵入禁止区域X₁、X₂。

另外，在此情况下，为了机械压缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀开
度尽快地达到满足要求进入空气量的要求动作点，目标动作点被设定为从
当前的动作点向满足要求进入空气量的动作点在不侵入到三维的侵入禁止
区域X₁、X₂内的情况下能够在一定时间后到达的动作点中距离当前的动
作点最远的动作点。

另外，在此情况下，在本发明涉及的实施例中，当要求进入空气量减
少时，针对机械压缩比和进气阀闭阀正时，计算出从当前的动作点向满足
要求进入空气量的动作点在不侵入到当前的进入空气量的侵入禁止区域
X₁、X₂内的情况下能够在一定时间后到达的目标动作点，并且机械压缩比
和进气阀闭阀正时向被计算出的目标动作点变化。另一方面，在此情况
下，在针对节流阀开度计算出的目标动作点中计算出满足要求进入空气量
的目标开度，并且在目标开度不处于三维的侵入禁止区域X₁、X₂的限度
内节流阀开度变化至目标开度。

接着，参照图30至图35来说明要求进入空气量急剧地减少至最小进
入空气量Q₁的情况。如上所述，在本发明涉及的实施例中，例如每隔预
定的时间计算出要求进入空气量，满足依次计算出的要求进入空气量的基
准动作线W上的要求动作点在图30中以d₁、d₂、d₃表示。

另外，在此情况下，为了能够容易理解本发明涉及的控制，图30示
出了要求动作点d₁的要求进入空气量为Q₄，要求动作点d₂的要求进入空
气量为Q₂与Q₃的中间值，要求动作点d₃的要求进入空气量为Q₁的情
况。即，示出了依次计算出的要求进入空气量从Q₆(n点)变化到Q₄、Q₃与
Q₂的中间值、Q₁的情况。

另外，图31示出了节流阀全开面Q₆，图32示出了进入空气量为Q₄
的同一进入空气量面，图33示出了进入空气量为Q₃与Q₂的中间值的同一
进入空气量面，图34示出了进入空气量为Q₁的同一进入空气量面。

另外，如果当机械压缩比和进气阀闭阀正时保持为图30所示的动作
点n时要求进入空气量从Q₆变化到Q₄，其结果是要求动作点变化为d₁，
则首先如图31所示在节流阀全开面Q₆上计算出目标动作点e₁。该目标动
作点e₁的算出方法与图23所示的算出方法相同，根据机械压缩比能够在
一定时间后到达的量和进气阀闭阀正时能够在一定时间到达的量来计算出
不侵入到侵入禁止区域X₁内而最靠近要求动作点d₁的目标动作点e₁。在
图31所示的例子中，该目标动作点e₁位于基准动作线W上。

另一方面，此时与图22所示的情况同样地，在与机械压缩比和进气
阀闭阀正时相对的目标值不变化的情况下，节流阀17被关闭至使进入空
气量成为要求进入空气量Q₄所需的目标开度。

即，在图30中，位于图31所示的节流阀全开面Q₆上的目标动作点e₁
的正下方的同一进入空气量面Q₄上的点被设定为最终的目标动作点e₁。
该同一进入空气量面Q₄上的最终的目标动作点e₁表示在图30和图32
中，机械压缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀17的开度向该最终的目标
动作点e₁变化。此时，机械压缩比被增大，进气阀闭阀正时被延迟，节流
阀17的开度从全开状态减小。

接着，当要求进入空气量变为Q₃与Q₂的中间值、要求动作点变为d₂
时，这次如图32所示在当前的进入空气量Q₄的同一进入空气量面上计算
出目标动作点e₂。该目标动作点e₂的算出方法也与以前描述的算出方法相
同，根据机械压缩比能够在一定时间后到达的量和进气阀闭阀正时能够在
一定时间到达的量来计算出不侵入到侵入禁止区域X₁内而最靠近要求动
作点d₂的目标动作点e₂。在该情况下，在图30中，位于图32所示的同一
进入空气量面Q₄上的目标动作点e₂的正下方的同一进入空气量面(Q₃与Q₂
的中间值)上的点被设定为最终的目标动作点e₂。该同一进入空气量面(Q₃
与Q₂的中间值)上的最终的目标动作点e₂表示在图30和图33中。

接着，当要求进入空气量变为Q₁、要求动作点变为d₃时，如图33所
示在同一进入空气量面(Q₃与Q₂的中间值)上计算出目标动作点e₃，接着如
图34所示计算出同一进入空气量面Q₁上的最终的目标动作点e₃。当计算
出最终的目标动作点e₃时，机械压缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀17
的开度向该最终的目标动作点e₃变化。此时，机械压缩比被增大，进气阀
闭阀正时被延迟，节流阀17的开度从全开状态减小。

然而，当如上所述要求进入空气量变小时，在同一进入空气量面内出
现低负荷侧侵入禁止区域X₂。该同一进入空气量面内出现的低负荷侧侵入
禁止区域X₂随着进入空气量越小而越大，当如图34所示要求进入空气量
变为最小Q₁时，该同一进入空气量面出现的低负荷侧侵入禁止区域X₂最
大。另外，在本发明涉及的实施例中，在该低负荷侧侵入禁止区域X₂的
周围距低负荷侧侵入禁止区域X₂隔开一点点间隔而预先设定有用于防止
动作点侵入到低负荷侵入禁止区域X₂内的侵入阻止面，作为该侵入阻止
面与同一进入空气量面的交线的侵入阻止线在图34中以WX表示。

另外，在本发明涉及的实施例中，当进入空气量变为要求进入空气量
Q₁时，如图34所示在同一进入空气量面Q₁上根据机械压缩比能够在一定
时间后到达的量和进气阀闭阀正时能够在一定时间到达的量依次计算出最
靠近要求动作点d₃的各目标动作点e₄、e₅、e₆、e₇、e₈、e₉、e₁₀、e₁₁、e₁₂。
在此情况下，当如目标动作点e₄那样，最靠近要求动作点d₃而计算出的目
标动作点相对于侵入阻止线WX位于侵入禁止区域X₂的相反侧时，被计
算出的目标动作点被设定为目标动作点e₄。与此相对，当最靠近要求动作
点d₃而计算出的目标动作点处于比侵入阻止线WX靠近侵入禁止区域X₂
的那侧时，作为机械压缩比和进气阀闭阀正时中的任一个的到达极限的侵
入阻止线WX上的点被设定为目标动作点e₅、e₆、e₇、e₈、e₉。

即，当要求进入空气量变为Q₁时，机械压缩比、进气阀闭阀正时以
及节流阀17的开度在同一进入空气量面Q₁上依次经过最终的目标动作点
e₄、e₅、e₆、e₇、e₈、e₉、e₁₀、e₁₁、e₁₂变化到要求动作点d₃。在此期间，机
械压缩比被增大，进气阀闭阀正时被延迟至达到e₁₀，节流阀17的开度被
慢慢增大。

图35示出了如图30所示目标进入空气量从Q₆(n点)急剧减少至Q₁(目
标动作点d₃)时的进气阀闭阀正时、机械压缩比、实际压缩比、节流阀开
度的变化。由图35可知，在此情况下，在要求进入空气量变为目标值之
后(动作点e₂)，进气阀闭阀正时的延迟作用结束(动作点e₁₀)，接着机械压
缩比的增大作用结束(目标动作点d₃)。另一方面，实际压缩比慢慢减少至
进气阀闭阀正时的延迟作用结束(动作点e₁₀)，之后慢慢上升。另外，节流
阀开度从全开状态降低至动作点变为同一进入空气量面Q₁上的动作点
e₃，接着，慢慢打开至进气阀闭阀正时的延迟作用结束(动作点e₁₀)。

另外，当要求进入空气量变化时，满足要求进入空气量的节流阀17
的开度有时会处于三维侵入禁止区域内、即低负荷侧侵入禁止区域X₂
内。在此情况下，节流阀17的开度变化到前述的侵入阻止面、即侵入到
三维侵入禁止区域内的跟前，接着，表示机械压缩比、进气阀闭阀正时以
及节流阀开度的组合的动作点向满足要求进入空气量的动作点在不侵入到
三维侵入禁止区域内的情况下变化。

图36示出了用于计算出能够从当前的动作点在预定的一定时间后到
达的目标动作点的、即用于计算出机械压缩比、进气阀闭阀正时以及节流
阀开度的目标值的例程。

在该例程中，能够在预定的一定时间后到达的目标动作点每隔该预定
的一定时间而被计算出。因此，图36所示的例程通过每隔该预定的时间
的中断而被执行。该预定的时间可以任意设定，但是在本发明涉及的实施
例中该预定的一定时间为8msec。因此，在本发明涉及的实施例中，图36
所示的目标值的算出例程每隔8msec被执行，能够从当前的动作点在
8msec后到达的目标动作点每隔8msec被计算出。

参照图36，首先在步骤100中计算出要求进入空气量GX。该要求进
入空气量GX例如作为加速踏板40的踏入量和内燃机转速的函数而预先存
储在ROM32内。接着，在步骤101中，计算出与要求进入空气量GX相
应的基准动作线W上的要求动作点。接着，在步骤102中判断当前的动作
点是否是要求动作点，在当前的动作点是要求动作点时，结束处理周期。
与此相对，在当前的动作点不是要求动作点时，前进到步骤103而判断要
求进入空气量GX是否大于当前的动作点的进入空气量GA。

当GX＞GA时，即当应该增大进入空气量时，前进到步骤104，以基
于图13至图15说明的方式，来确定目标动作点。即，在步骤104中计算
出与要求进入空气量GX相应的目标节流阀开度。当要求动作点位于节流
阀全开面Q₆上时，该目标节流阀开度通常全部打开。接着，在步骤105
中，计算出能够在一定时间后到达的进气阀闭阀正时，接着在步骤106中
计算出能够在一定时间后到达的机械压缩比。此时，考虑参照图16至图
19进行说明的机械压缩比的可改变量来计算出能够在一定时间后到达的机
械压缩比。

接着，在步骤107中，通过基于图14说明的方法来确定目标动作
点。接着，在步骤108中根据确定出的目标动作点来计算出机械压缩比的
目标值和进气阀闭阀正时的目标值。节流阀开度的目标值在步骤104中已
经作为目标节流阀开度而被计算出。

另一方面，当在步骤103中判断出GX≤GA时，即当应该减少进入空
气量或者进入空气量为要求进入空气量时，前进到步骤109，以基于图20
至图35说明的方式来确定目标动作点。即，在步骤109中，计算出能够
在一定时间后到达的进气阀闭阀正时，接着在步骤110中计算出能够在一
定时间后到达的机械压缩比。此时，考虑参照图16至图19说明的机械压
缩比的可改变量来计算出能够在一定时间后到达的机械压缩比。

接着，在步骤112中计算出满足要求进入空气量的目标节流阀开度，
该目标节流阀开度被设定为节流阀开度的目标值。但是，当满足要求进入
空气量GX的节流阀开度处于侵入禁止区域内时，目标节流阀开度被设定
为前述的侵入阻止面上的值，随着机械压缩比和进气阀闭阀正时靠近要求
动作点，目标节流阀开度沿侵入阻止面变化。

另外，以前未进行说明，但是当要求进入空气量增大时，也会产生同
样的情况。例如，当动作点在图13中位于高负荷侧侵入禁止区域X₁的下
方区域时，如果要求进入空气量增大，则目标节流阀开度有时会处于高负
荷侧侵入禁止区域X₁内。此时，目标节流阀开度为包含相对于各同一进
入空气量面预先设定的各基准动作线W的基准动作面上的值，随着机械压
缩比和进气阀闭阀正时靠近要求动作点，目标节流阀开度沿该基准动作面
而变化。

图37示出了使用PID控制驱动可变压缩比机构A、可变气门正时机
构B以及节流阀17以使机械压缩比、进气阀闭阀正时以及节流阀开度成
为图36所示的例程中计算出的目标值的驱动例程。该例程当开始内燃机
的运转时被反复执行。

参照图37，在步骤200中，计算出进气阀闭阀正时的目标值IT₀与当
前的进气阀闭阀正时IT的差ΔIT(＝IT₀-IT)，计算出机械压缩比的目标值
CR₀与当前的机械压缩比CR的差ΔCR(＝CR₀-CR)，计算出节流阀开度的
目标值θ₀与当前的节流阀开度θ的差Δθ(θ₀-θ)。

接着，在步骤201中通过对ΔIT乘以比例常数K_p1，来计算出对可变
气门正时机构B的驱动电压的比例项E_p1，通过对ΔCR乘以比例常数K_p2
来计算出对可变压缩比机构A的驱动电压的比例项E_p2，通过对Δθ乘以比
例常数K_p3来计算出对节流阀17的驱动电压的比例项E_p3。

接着，在步骤202中，通过对ΔIT乘以积分常数K_i1并对该相乘结果
(K_i1·ΔIT)进行累计计算，来计算出对可变气门正时机构B的驱动电压的积
分项E_i1，通过对ΔCR乘以积分常数K_i2并对该相乘结果(K_i2·ΔCR)进行累
计计算来计算出对可变压缩比机构A的驱动电压的积分项E_i2，通过对Δθ
乘以积分常数K_i3并对该相乘结果(K_i3·Δθ)进行累计计算来计算出对节流阀
17的驱动电压的积分项E_i3。

接着，在步骤203中，通过对当前的ΔIT与前次算出的ΔIT₁的差
(ΔIT-ΔIT₁)乘以微分常数K_d1来计算出对可变气门正时机构B的驱动电压
的微分项E_d1，通过对当前的ΔCR与前次算出的ΔCR₁的差(ΔCR-ΔCR₁)乘
以微分常数K_d2来计算出对可变压缩比机构A的驱动电压的微分项E_d2，
通过对当前的Δθ与前次算出的Δθ₁的差(Δθ-Δθ₁)乘以微分常数K_d3来计算
出对节流阀17的驱动电压的微分项E_d3。

接着，在步骤204中，通过对比例项E_p1、积分项E_i1以及微分项E_d1
进行相加来计算出对可变气门正时机构B的驱动电压E₁，通过对比例项
E_p2、积分项E_i2以及微分项E_d2进行相加来计算出对可变压缩比机构A的
驱动电压E₂，通过对比例项E_p3、积分项E_i3以及微分项E_d3进行相加来计
算出对节流阀17的驱动电压E₃。

当按照上述驱动电压E₁、E₂、E₃来分别驱动可变气门正时机构B、可
变压缩比机构A以及节流阀17时，进气阀闭阀正时、机械压缩比以及节
流阀开度分别向依次变化的目标值变化。

符号说明：

1...曲轴箱

2...气缸体

3...气缸盖

4...活塞

5...燃烧室

7...进气阀

17...节流阀

70...进气阀驱动用凸轮轴

A...可变压缩比机构

B...可变气门正时机构