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WO2018211853A1 - 内燃機関の可変動作システム及びその制御装置 - Google Patents

内燃機関の可変動作システム及びその制御装置 Download PDF

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WO2018211853A1
WO2018211853A1 PCT/JP2018/014656 JP2018014656W WO2018211853A1 WO 2018211853 A1 WO2018211853 A1 WO 2018211853A1 JP 2018014656 W JP2018014656 W JP 2018014656W WO 2018211853 A1 WO2018211853 A1 WO 2018211853A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
variable
internal combustion
combustion engine
compression ratio
intake
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2018/014656
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English (en)
French (fr)
Inventor
中村　信
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Hitachi Astemo Ltd
Original Assignee
Hitachi Automotive Systems Ltd
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 Hitachi Automotive Systems Ltd filed Critical Hitachi Automotive Systems Ltd
Publication of WO2018211853A1 publication Critical patent/WO2018211853A1/ja
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Ceased legal-status Critical Current

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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • 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
    • F02D13/0261—Controlling the valve overlap
    • F02D13/0265—Negative valve overlap for temporarily storing residual gas in the cylinder
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • 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
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    • 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
    • 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
    • F02D2013/0292—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation in the start-up phase, e.g. for warming-up cold engine or catalyst
    • 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 operation system for an internal combustion engine, and in particular, includes a variable compression ratio mechanism for controlling a mechanical compression ratio (including an expansion ratio) in a four-cycle internal combustion engine, and a variable valve mechanism for controlling valve timing.
  • the present invention relates to a variable operation system for an internal combustion engine and a control device therefor.
  • variable compression ratio mechanism that variably controls the mechanical compression ratio and the mechanical expansion ratio, an intake valve and an exhaust that influence the actual compression ratio. It has been proposed to improve the operating performance of an internal combustion engine by combining with a variable valve mechanism that variably controls the valve timing (opening / closing timing) of the valve.
  • the variable compression ratio mechanism for example, one described in JP-A-2002-276446 (Patent Document 1) is known.
  • Non-Patent Document 1 the mechanical compression ratio map is shown in Figs.
  • An object of the present invention is to provide a novel variable internal combustion engine system and its control device that can increase the temperature of exhaust gas at the time of cold start of the internal combustion engine to promote the warm-up of the exhaust gas purification catalyst. Is to provide.
  • the features of the present invention include at least a variable compression ratio mechanism that controls a mechanical compression ratio and a mechanical expansion ratio in a four-cycle internal combustion engine, and an intake side variable valve mechanism that controls the phase of the opening and closing timing of the intake valve,
  • the variable compression ratio mechanism sets the piston position to a position where the mechanical expansion ratio becomes substantially minimum, and the intake side variable valve mechanism closes the intake valve as compared with the low load after warm-up.
  • the timing is set near the bottom dead center, and the opening timing of the intake valve is set at a position on the advance side before the top dead center.
  • the temperature of the exhaust gas can be increased by reducing the mechanical expansion ratio at the time of cold start, and the exhaust gas purification catalyst can be warmed up early to improve the conversion efficiency of exhaust harmful components.
  • the amount of exhaust harmful components in the exhaust gas can be reduced.
  • the effective compression ratio can be increased, and the combustion improvement effect can be enhanced.
  • FIG. 1 is an overall schematic diagram of a variable operation system for an internal combustion engine according to the present invention. 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 minimum mechanical compression ratio (minimum mechanical expansion 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 (maximum mechanical expansion ratio). It is explanatory drawing explaining the control characteristic of the intake valve and exhaust valve of the variable operation system which becomes the 1st Embodiment of this invention.
  • FIG. 3B is a lift characteristic diagram illustrating control characteristics of the intake valve and the exhaust valve shown in FIG. 3A with lift characteristic lines.
  • 3 is a control flowchart for executing control at the time of engine stop transition of the variable operation system for the internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention. It is a control flowchart which performs control from the time of starting of the variable operation system of the internal combustion engine which becomes a 1st embodiment of the present invention. It is explanatory drawing which shows an example of the control value of the piston position by the variable compression ratio mechanism used for the 2nd Embodiment of this invention. It is a characteristic view explaining the control characteristic of the main parameter of the variable operation system of the internal combustion engine which becomes the 2nd Embodiment of this invention.
  • FIG. 1 shows the overall configuration of the variable operation system for an internal combustion engine to which the present invention is applied.
  • a piston 01 provided inside a cylinder bore formed in a cylinder block SB so as to be slidable up and down by combustion pressure or the like, and a cylinder head
  • an exhaust valve 5 An exhaust valve 5.
  • 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 via the 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 from the tail pipe to the atmosphere via the exhaust gas purification catalyst 74.
  • an intake side variable valve mechanism that controls the valve opening characteristics of the intake valve 4 and the exhaust valve 5
  • an exhaust side variable valve mechanism that controls the piston position characteristics.
  • a compression ratio mechanism that controls the compression ratio of the intake valve 4 and the exhaust valve 5
  • An intake side variable valve mechanism (hereinafter referred to as an intake side VTC mechanism) 1A, which is a “phase angle variable mechanism” for controlling the center phase angle of the valve lift of the intake valve 4, is provided on the intake side.
  • an exhaust side variable valve mechanism (hereinafter referred to as an exhaust side VTC mechanism) 1B which is a “phase angle variable mechanism” that controls the central phase angle of the valve lift of the exhaust valve 5.
  • a variable compression ratio mechanism hereinafter referred to as a VCR mechanism) 3 that is a “piston stroke variable mechanism” for controlling the mechanical compression ratio ⁇ C and the mechanical expansion ratio ⁇ E in the cylinder is provided.
  • the mechanical compression ratio ⁇ C and the mechanical expansion ratio ⁇ E are both set to the same value.
  • the intake-side VTC mechanism 1A and the exhaust-side VTC mechanism 1B are equipped with phase control hydraulic actuators 2A and 2B, and are configured to control the opening / closing timing of the intake valve 4 and the exhaust valve 5 by hydraulic pressure.
  • the hydraulic pressure supply to the phase control hydraulic actuators 2 ⁇ / b> A and 2 ⁇ / b> B is controlled by a hydraulic control unit (not shown) based on a control signal from the controller 22.
  • the center phase ⁇ of the lift characteristic is controlled to the retard side or the advance side by the hydraulic control to the phase control hydraulic actuators 2A and 2B.
  • the intake-side VTC mechanism 1A and the exhaust-side VTC mechanism 1B are not limited to hydraulic types, and various configurations such as those using an electric motor or an electromagnetic actuator are possible.
  • the intake side VTC mechanism 1A both when there is a hydraulic supply from the hydraulic pump and when there is no hydraulic supply, the intake side VTC mechanism 1A is mechanically moved by a biasing spring or the like near the “most advanced position” that is the default position. It is controlled. Therefore, even when there is a disconnection failure or the like in the electrical system, the mechanical fail-safe effect is provided. Therefore, as will be described later, when the internal combustion engine is stopped, the intake valve is set near the “most advanced angle position”.
  • the present engine state is detected from various information signals such as an opening sensor, a vehicle speed sensor, a gear position sensor, an engine cooling water temperature sensor 31 that detects the temperature of the engine body, and humidity from the atmospheric humidity sensor.
  • the controller 22 outputs an intake VTC control signal to the intake side VTC mechanism 1A, and outputs an exhaust VTC control signal to the exhaust side VTC mechanism 1B.
  • FIGS. 1, 2A, and 2B show the piston position at the compression top dead center at the minimum mechanical compression ratio
  • FIG. 2B 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. 2A and 2B in both the minimum mechanical compression ratio and the maximum mechanical compression ratio. ing.
  • the VCR mechanism 3 has the same configuration as that described in Patent Document 1 described above as the prior art.
  • 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 crankpin 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.
  • the lower end portion of the control link 46 is rotatably fitted to the eccentric cam portion 48a. is doing.
  • 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.
  • the eccentric cam portion 48a faces upward, thereby pushing up the control link 46 and rotating the lower link 42 counterclockwise. Accordingly, the position of the piston 01 is lowered by lowering the upper link 43.
  • the eccentric cam portion 48a faces to the left side, whereby the control link 46 is relatively lowered and the lower link 42 is rotated clockwise. Thus, the position of the piston 01 is pushed up by pushing up the upper link 43.
  • This mechanical compression ratio 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, and the cylinder volume at the bottom dead center of the intake stroke of the piston 01 and the compression stroke of the piston 01. It is the ratio of the in-cylinder volume at the top dead center.
  • 2A shows the state of the minimum mechanical compression ratio
  • FIG. 2B shows the state of the maximum mechanical compression ratio, respectively, and the compression ratio can be continuously changed between these.
  • the mechanical compression ratio ( ⁇ C) is set to the maximum mechanical compression ratio ( ⁇ Cmax) in Non-Patent Document 1. Therefore, the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) also becomes the maximum mechanical expansion ratio ( ⁇ Emax), and the phenomenon that the temperature of the exhaust gas discharged from the internal combustion engine decreases occurs. For this reason, it is difficult to warm up the exhaust gas purification catalyst provided in the middle of the exhaust pipe, and the conversion rate of exhaust harmful components in the exhaust gas purification catalyst becomes low. As a result, there is a problem that the exhaust amount of exhaust harmful components in the exhaust gas discharged from the tail pipe after passing through the exhaust gas purifying catalyst increases.
  • the VCR mechanism 3 sets the piston position to a position where the mechanical expansion ratio is substantially minimum, and the intake variable valve mechanism 1A Compared to the low load after warm-up, the closing timing of the intake valve 4 is set near the bottom dead center, and the opening timing of the intake valve 4 is set to a position on the advance side before the top dead center. It is what we propose.
  • FIG. 3A shows the control characteristics of the opening / closing timing of the intake valve 4 and the exhaust valve 5 by the intake side VTC mechanism 1A and the exhaust side VTC mechanism 1B according to this embodiment, and FIG. The lift characteristic line of the control characteristic of the exhaust valve 5 is shown.
  • FIGS. 3A and 3B “at the time of cold start”, “at the time of low load after warm-up” including “idle after warm-up”, “at the time of medium load after warm-up”, and “at the time of high load after warm-up”
  • the opening / closing timing of the intake valve 4 and the exhaust valve 5 will be described.
  • the exhaust valve 5 is controlled in the vicinity of the most retarded angle position which is the default position. Therefore, the opening timing (EVOc) and closing timing (EVCc) of the exhaust valve 5 are set near the most retarded position.
  • valve overlap between the intake valve 4 and the exhaust valve 5 is a positive valve overlap state in which both the intake valve 4 and the exhaust valve 5 are opened, and the phase angle of the positive valve overlap is
  • the positive valve overlap (PVOLc) is set.
  • the intake valve 4 is controlled by the phase control hydraulic actuator 2A of the intake side VTC mechanism 1A. It is controlled to the retard side. Accordingly, the opening timing (IVOi) and closing timing (IVCi) of the intake valve 4 are set to the retarded position by a predetermined angle compared to the most advanced position.
  • the exhaust valve 5 is controlled to the advance side by the phase control hydraulic actuator 2B of the exhaust side VTC mechanism 1B. Therefore, the opening timing (EVOi) and closing timing (EVCi) of the exhaust valve 5 are set to the advance position by a predetermined angle compared to the most retarded position.
  • valve overlap between the intake valve 4 and the exhaust valve 5 is set to “substantially 0”.
  • the valve overlap is not completely “0”, and may include a valve overlap that does not cause a problem in control (positive valve overlap or negative valve overlap described later).
  • the exhaust valve 5 is further controlled to be advanced by the phase control hydraulic actuator 2B of the exhaust side VTC mechanism 1B than in the case of “(B) low load after warming up”. Therefore, the opening timing (EVOm) and closing timing (EVCm) of the exhaust valve 5 are set to an advanced position by a predetermined angle as compared with “(B) Low load after warm-up”.
  • the valve overlap between the intake valve 4 and the exhaust valve 5 is a negative valve overlap state in which both the intake valve 4 and the exhaust valve 5 are closed, and the phase angle of the negative valve overlap is Negative valve overlap (NVOLm) is set.
  • the intake valve 4 is "(C) medium load after warm-up” by the hydraulic actuator 2A for phase control of the intake-side VTC mechanism 1A. It is controlled to the advance side beyond the top dead center (TDC). Accordingly, the opening timing (IVOh) and closing timing (IVCh) of the intake valve are set by returning to the advance position by a predetermined angle compared to “(C) During middle load after warm-up”.
  • the exhaust valve 5 is controlled by the phase control hydraulic actuator 2B of the exhaust side VTC mechanism 1B beyond the top dead center (TDC) to the retard side than in the case of “(C) middle load after warm-up”.
  • TDC top dead center
  • the opening timing (EVOh) and closing timing (EVCh) of the exhaust valve are set by returning to the retarded position by a predetermined angle as compared with “(C) During middle load after warm-up”.
  • valve overlap between the intake valve and the exhaust valve is a positive valve overlap state in which both the intake valve 4 and the exhaust valve 5 are opened, and the phase angle of the positive valve overlap is positive.
  • Valve overlap (PVOLh) is set.
  • the positive overlap (PVOLh) of “(D) at the time of high load after warm-up” is set to a smaller phase angle than the positive valve overlap (PVOLc) of “(A) at the time of cold start”, and “PVOLc> PVOLh ".
  • the intake valve opening timing (IVO) has a relationship of “IVOc> IVOh> IVOi> IVOm” with respect to the advance side.
  • the intake valve closing timing (IVC) also has a relationship of “IVCc> IVCh> IVCi> IVCm”.
  • the exhaust valve opening timing (EVO) has a relationship of “EVOc> EVOh> EVOi> EVOm” with respect to the retard side.
  • the exhaust valve closing timing (EVC) also has a relationship of “EVCc> EVCh> EVCi> EVCm”.
  • the intake side VTC mechanism 1A and the exhaust side VTC mechanism 1B are provided with an intake air that is suitable for cold start before the internal combustion engine is stopped and then left (cooling water temperature decreases) before the next start.
  • the valve 4 is moved to near the opening / closing timing (IVOc, IVCc) and the exhaust valve 5 is opened / closed (EVOc, EVCc).
  • the VCR mechanism 3 is a highly irreversible speed reduction mechanism such as a worm mechanism, and a return biasing spring is also particularly provided.
  • a stable transition to a specific default position does not occur as the rotation speed of the internal combustion engine decreases.
  • the opening / closing timing (IVO, IVC) of the intake valve 4 and the opening / closing timing (EVO, EVC) of the exhaust valve 5 are the opening / closing timing (IVOc, IVCc) of the intake valve 4 and The default position substantially coincides with the opening / closing timing (EVOc, EVCc) of the exhaust valve 5. For this reason, since the amount of control conversion at the time of starting is small, the conversion response time can be extremely shortened, and the required energy (hydraulic energy) required for conversion can be suppressed.
  • the opening and closing timings of the intake valve 4 and the exhaust valve 5 when the engine is stopped, and the intake of the cold start Since the required opening / closing timings (IVOc, IVCc, EVOc, EVCc) of the valve 4 and the exhaust valve 5 can be made coincident with each other, it can be set to an appropriate valve opening / closing timing from the beginning of the start, and less driving energy is required. Therefore, even if it is a hydraulic actuator, start control without a problem is attained.
  • (A) “ ⁇ Emin” shown in FIG. 4 or the like when starting the cold machine indicates the mechanical expansion ratio at the time of starting combustion after finishing the cranking. That is, it is not the variation “ ⁇ Emax” to “ ⁇ Emin” at the beginning of cranking, but the mechanical expansion ratio at the time of completion of cranking and starting combustion.
  • the piston position at which the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) is minimized is controlled by the VCR mechanism 3, and the closing timing (IVCc) of the intake valve 4 exceeds the bottom dead center (BDC) by the intake side VTC mechanism 1A.
  • the opening timing (IVOc) of the intake valve 4 is controlled to the most advanced position beyond the top dead center (TDC). .
  • the VCR mechanism 3 is controlled to a substantially minimum mechanical expansion ratio ( ⁇ Emin), there is little expansion work, and the temperature of the exhaust gas is relatively increased accordingly.
  • ⁇ Emin substantially minimum mechanical expansion ratio
  • the exhaust gas purification catalyst 74 provided in the exhaust pipe can be warmed up early, and the conversion efficiency of the exhaust gas purification catalyst 74 can be improved.
  • the intake side VTC mechanism 1A controls the closing timing (IVCc) of the intake valve 4 to a position close to the vicinity of the bottom dead center (BDC), so that the effective compression ratio is improved and the combustion improvement effect is enhanced. be able to.
  • harmful exhaust components themselves in the exhaust gas of the internal combustion engine can be reduced.
  • exhaust harmful components in the exhaust gas exhausted from the tail pipe are further reduced. Components can be reduced.
  • the combustion gas containing unburned HC and unburned PM is reintroduced into the cylinder in the next intake stroke. Exhaust harmful components in the gas can be further reduced.
  • the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) is set to be small
  • the mechanical compression ratio ( ⁇ C) is also set to be small, which may cause deterioration of combustion. Therefore, in this embodiment, the closing timing (IVC) of the intake valve 4 is set to the most advanced angle position near the bottom dead center (BDC) that exceeds the bottom dead center (BDC) by the intake side VTC mechanism 1A.
  • the effective compression ratio is improved, and the opening timing (IVOc) of the intake valve 4 is set to the position of the most advanced angle beyond the top dead center (TDC). It has a special supplementary effect of offsetting the deterioration of combustion.
  • the closing timing (EVC) of the exhaust valve 5 is delayed by a predetermined angle from the most advanced angle phase within the variable range, and is controlled to the closing timing (EVCc) on the retarded side exceeding the top dead center (TDC). ing.
  • the most retarded position is set.
  • the high-temperature combustion gas on the exhaust port side can be sucked back into the cylinder by the piston lowering operation, and the in-cylinder heating effect thereby
  • combustion can be improved and generation of harmful exhaust components from the internal combustion engine can be further reduced.
  • high-concentration HC contained in the high-temperature combustion gas sucked back on the exhaust port side can be recombusted in the next combustion stroke, and from this aspect, the generation of harmful exhaust components from the internal combustion engine can be further reduced.
  • exhaust gas harmful substances at the time of cold start can be sufficiently reduced by various effects.
  • the reason why the fuel efficiency is improved is that when the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) is increased, the expansion work is increased even with the same fuel injection amount, so that the thermal efficiency is increased.
  • the closing timing (IVC) of the intake valve 4 is set by retarding the intake side VTC mechanism 1A in order to maintain the engine torque. Moving from the bottom dead center (BDC) to the retard side, the closing timing (IVCc) is changed to the closing timing (IVCi). Therefore, by reducing the charging efficiency of fresh air by this intake valve closing timing control, it becomes possible to reduce the combustion injection amount and improve the fuel efficiency.
  • the opening / closing timing (EVOi, EVCi) of the exhaust valve 5 is controlled to the advance side by the exhaust side VTC mechanism 1B. Since the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) is increased by the VCR mechanism 3 described above, a slight in-cylinder negative pressure tends to be generated in the cylinder slightly before the bottom dead center (BDC) at the end of the expansion stroke. . When negative pressure is generated in the cylinder, this negative pressure acts to hinder the downward movement of the piston, resulting in another pump loss (pump loss at the end of the expansion stroke).
  • the exhaust valve 5 opening timing (EVO) opening timing (EVO) to the opening timing (EVOi) by the exhaust side VTC mechanism 1B, the exhaust valve 5 is opened before the in-cylinder negative pressure is generated, and the pump loss at the end of the expansion stroke is reduced. Suppresses and improves fuel efficiency.
  • the valve overlap between the closing timing (EVCi) of the exhaust valve 5 and the opening timing (IVOi) of the intake valve 4 is controlled to “substantially 0” by the intake side VTC mechanism 1A and the exhaust side VTC mechanism 1B. .
  • the amount of internal EGR gas which is an inert gas, can be suppressed, and instability of combustion in a low load range that tends to occur during idling after warm-up can be sufficiently suppressed.
  • lean burn combustion with good fuel efficiency it becomes possible to increase the amount of lean mixture as much as the internal EGR is reduced, and increase the limit torque in lean burn combustion. Since it can shift to the load side, the lean burn combustion region can be expanded, and the fuel efficiency can be reduced from that aspect.
  • NVOLm negative valve overlap
  • This negative valve overlap (NVOLm) is different from the in-cylinder residual combustion gas by the positive valve overlap (PVOL) in which the combustion gas returned to the intake system is re-inhaled.
  • the absolute temperature is high. For this reason, there is a volume expansion of the residual combustion gas in the cylinder, and the intake ratio (filling efficiency) of fresh air tends to decrease by that amount, so the throttle opening is opened more widely to obtain the predetermined engine torque. Therefore, the pump loss in the middle load range can be sufficiently reduced.
  • the closing timing (IVC) of the intake valve 4 is further retarded from the closing timing (IVCi) to the closing timing (IVCm), the so-called Atkinson cycle effect (pump loss reduction effect) is further increased and fuel efficiency is further improved. Can be achieved.
  • the intake valve 4 is controlled to be advanced by the intake side VTC mechanism 1A as the load increases, so that the closing timing (IVCh) of the intake valve 4 is slightly closer to the bottom dead center (BDC). Yes. This is because it is necessary to increase the charging efficiency as the required load increases, so that the closing timing (IVCh) of the intake valve 4 is made slightly closer to the bottom dead center (BDC) (slightly advanced). Yes. For further increases in load, the throttle opening is increased, and at full load (accelerator opening is fully open), the throttle opening is fully open.
  • This control flow is executed by a microcomputer built in the controller 22 at a start timing of every 10 ms, for example.
  • FIG. 5A shows a control flow for setting the stop positions of the intake side VTC mechanism 1A, the exhaust side VTC mechanism 1B, and the VCR mechanism 3 at the time of stop transition for stopping the internal combustion engine.
  • step S10 engine stop information for stopping the internal combustion engine and operating condition information for the internal combustion engine are read.
  • the engine stop information for stopping the internal combustion engine there is typically a key-off signal, and there are many signals indicating the operating condition information of the internal combustion engine.
  • the engine speed information, the intake air There are quantity information, water temperature information, required load information (accelerator opening), and the like, and further, actual position information of the intake side VTC mechanism 1A and the exhaust side VTC mechanism 1B. If various information is read in this step S10, it will transfer to step S11.
  • Step S11 it is determined whether the engine stop transition condition is satisfied. For this determination, for example, the key-off signal may be monitored, and if the key-off signal is not input, the process ends and waits for the next activation timing. On the other hand, when the key-off signal is input, the engine stop transition condition is determined and the process proceeds to step S12.
  • Step S12 a fuel cut signal is sent to the fuel injection valve to stop the internal combustion engine, and an ignition cut signal is sent to the ignition device. As a result, the rotational speed Ne of the internal combustion engine decreases and the internal combustion engine is stopped.
  • Step S13 the conversion control signal is transmitted to the intake side VTC mechanism 1A and the exhaust side VTC mechanism 1B to the default position, the phase control hydraulic actuator 2A of the intake side VTC mechanism 1A, and the exhaust side VTC mechanism. 1B is output to the hydraulic actuator 2B for phase control. That is, in order to respond to the next start, control is performed so that the opening / closing timing characteristics of “(O) When the engine is stopped” in FIG. 4 are obtained. Actually, it is configured to mechanically return to the default position when the conversion control signal is cut off.
  • the opening timing (IVO) of the intake valve 4 is set near the opening timing (IVOc)
  • the closing timing (IVC) of the intake valve 4 is set near the closing timing (IVCc)
  • the closing timing of the exhaust valve 5 is set.
  • (EVC) is set near the closing timing (EVCc).
  • the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) by the VCR mechanism 3 depends on the state of the internal combustion engine when it is stopped, and depends on the position of the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) immediately before reaching the stop condition of the internal combustion engine.
  • the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) at the time of stoppage is almost determined. This is because the VCR mechanism 3 does not have a default position that is mechanically stable. Accordingly, the position is set to vary depending on the position at the start of the stop transition between “ ⁇ Emax” and “ ⁇ Emin”. In practice, the VCR mechanism 3 conversion control signal may be cut off.
  • Step S20 engine start information for starting the internal combustion engine and operating condition information for the internal combustion engine are read.
  • the engine start information for starting the internal combustion engine is typically a key-on signal or a starter activation signal, and there are many signals indicating the operating condition information of the internal combustion engine.
  • Step S21 it is determined whether the engine start condition is satisfied. For this determination, for example, a key-on signal or a starter activation signal may be monitored. If no starter activation signal is input, the process returns to return and waits for the next activation timing. On the other hand, when the starter activation signal is input, the engine start condition is determined and the process proceeds to step S22.
  • a key-on signal or a starter activation signal may be monitored. If no starter activation signal is input, the process returns to return and waits for the next activation timing. On the other hand, when the starter activation signal is input, the engine start condition is determined and the process proceeds to step S22.
  • Step S22 the conversion control signal is transferred to the default position to the intake side VTC mechanism 1A and the exhaust side VTC mechanism 1B, and the phase control hydraulic actuator 2A and the exhaust side of the intake side VTC mechanism 1A. It is output to the phase control hydraulic actuator 2B of the VTC mechanism 1B.
  • a conversion control signal is also output to the compression ratio control actuator 49 of the VCR mechanism 3. That is, in order to respond to the start, control is performed so that the valve opening / closing timing characteristics and the piston position characteristics shown in “(A) Cold start” in FIG. 4 are obtained.
  • the opening timing (IVO) of the intake valve 4 is set to the opening timing (IVOc)
  • the closing timing (IVC) of the intake valve 4 is set to the closing timing (IVCc)
  • the closing timing (EVC) of the exhaust valve 5 is set.
  • the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) is set to the mechanical compression ratio ( ⁇ Emin).
  • the conversion control signal is output to the phase control hydraulic actuator 2A of the intake side VTC mechanism 1A and the phase control hydraulic actuator 2B of the exhaust side VTC mechanism 1B, and the conversion control is performed to the compression ratio control actuator 49 of the VCR mechanism 3.
  • the process proceeds to step S23 and step S24.
  • Step S23 cranking is started by the starter motor, and then it is determined in step 24 whether the rotational speed Ne has reached a predetermined cranking rotational speed. When the rotational speed Ne reaches the predetermined cranking rotation, it is determined that each mechanism has been converted to the target position, and the process proceeds to step S25.
  • Step S25 a drive signal is supplied to the fuel injection valve and the ignition device in order to start the internal combustion engine in accordance with the rotation of the starter motor.
  • the process proceeds to step S26.
  • Step S26 the engine temperature (cooling water temperature) of the internal combustion engine is detected to determine whether or not a predetermined temperature To has been exceeded. If the temperature does not exceed the predetermined temperature To, it is determined that the engine is in the cold state, and the process returns to step S25 to execute again, and this loop is continued until the temperature exceeds the predetermined temperature To.
  • step S25 to S26 (until the predetermined temperature To is reached), the opening / closing timing of the intake valve 4 (IVO, IVC), the closing timing of the exhaust valve 5 (EVO, EVC), and With respect to the mechanical expansion ratio ( ⁇ E), an operation as shown in FIG. 4 (A) is performed. That is, during this time, exhaust emission (exhaust harmful components) discharged from the tail pipe during the cold start operation is greatly suppressed.
  • the warm-up of the internal combustion engine proceeds and exceeds the predetermined temperature To, it is determined that the warm-up has been completed from the cold state, and the process proceeds to step S27.
  • Step S27 the conversion control signal when the warm-up is completed is output to the phase control hydraulic actuator 2A of the intake side VTC mechanism 1A and the phase control hydraulic actuator 2B of the exhaust side VTC mechanism 1B. Is done. A conversion control signal is also output to the compression ratio control actuator 49 of the VCR mechanism 3.
  • the example shown in FIG. 4B shows an idle state after warm-up as an example of “(B) low load after warm-up”.
  • the opening timing (IVO) of the intake valve 4 is set to the opening timing (IVOi)
  • the closing timing (IVC) of the intake valve 4 is set to the closing timing (IVCi)
  • the closing timing (EVC) of the exhaust valve 5 is set.
  • the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) is set to the mechanical expansion ratio ( ⁇ Emax).
  • the conversion control signal is output to the phase control hydraulic actuator 2A of the intake side VTC mechanism 1A and the phase control hydraulic actuator 2B of the exhaust side VTC mechanism 1B, and the conversion control is performed to the compression ratio control actuator 49 of the VCR mechanism 3.
  • the process proceeds to step S28.
  • Step S28 it is determined whether or not the load of the internal combustion engine has exceeded the low load range after warming up.
  • the routine returns to return and waits for the next start timing.
  • the program is created so as to execute the control step of step S27 without executing the control steps of step S20 to step 26 using the “execution flag” or the like. That is, when the “execution flag” is set after the process of step S27 and this “execution flag” is set at the next activation timing, the process proceeds to step S27.
  • step S28 when it is determined in step S28 that the load of the internal combustion engine exceeds the low load region after warming up, the process proceeds to step S29.
  • Step S29 a conversion control signal corresponding to the load is output to the phase control hydraulic actuator 2A of the intake side VTC mechanism 1A and the phase control hydraulic actuator 2B of the exhaust side VTC mechanism 1B.
  • a conversion control signal is also output to the compression ratio control actuator 49 of the VCR mechanism 3.
  • the opening timing (IVO) of the intake valve 4 is set to the opening timing (IVOm), and the closing timing (IVC) of the intake valve 4 is set to the closing timing (IVCm).
  • the closing timing (EVC) of the exhaust valve 5 is set to the closing timing (EVCm).
  • the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) is set to the mechanical compression ratio ( ⁇ Emax).
  • the opening timing (IVO) of the intake valve 4 is set to the opening timing (IVOh), and the closing timing (IVC) of the intake valve 4 is the closing timing. (IVCh) is set, and the closing timing (EVC) of the exhaust valve 5 is set to the closing timing (EVCh). Further, the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) is set to the mechanical compression ratio ( ⁇ Emin).
  • the conversion control signal is output to the phase control hydraulic actuator 2A of the intake side VTC mechanism 1A and the phase control hydraulic actuator 2B of the exhaust side VTC mechanism 1B, and the conversion control is performed to the compression ratio control actuator 49 of the VCR mechanism 3.
  • the process ends and waits for the next activation timing.
  • the exhaust gas purification catalyst is warmed up early by raising the temperature of the exhaust gas.
  • the conversion efficiency of the exhaust gas purifying catalyst can be improved.
  • the effective compression ratio can be increased and the combustion improvement effect can be enhanced.
  • IVC intake valve closing timing
  • BDC bottom dead center
  • the combustion gas containing a large amount of unburned HC and unburned PM (particulate matter) at the end of the exhaust stroke is pushed up to the piston from the opening timing (IVO) of the intake valve to the top dead center (TDC).
  • IVO opening timing
  • TDC top dead center
  • the combustion improvement effect can be further enhanced by stirring the intake system.
  • the combustion gas containing unburned HC and unburned PM is reintroduced into the cylinder in the next intake stroke. Exhaust harmful components in the gas can be further reduced.
  • the mechanical compression ratio ( ⁇ C) and the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) obtained by the VCR mechanism are equal, but in this embodiment, the mechanical compression ratio ( ⁇ C) and the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) ) Is controlled using different values.
  • this VCR mechanism is referred to as a “heterogeneous VCR mechanism” for convenience of explanation.
  • the heterogeneous VCR mechanism is described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2016-17489 filed by the applicant of the present application, and therefore detailed description thereof is omitted here.
  • the intake side VTC mechanism and the exhaust side VTC mechanism are the same as those in the first embodiment, and the same operation is performed. Therefore, when these explanations are not necessary, they are omitted.
  • FIG. 6 shows a variable range of the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) and the mechanical compression ratio ( ⁇ C) by the heterogeneous VCR mechanism 3 according to the present embodiment, and the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) and the mechanical compression ratio ( The change characteristic of ⁇ C) is shown in FIG.
  • the mechanical compression ratio is set to “10.5” of the maximum mechanical compression ratio ( ⁇ Cmax) with respect to “9.0” of the minimum mechanical expansion ratio ( ⁇ Emin).
  • the mechanical compression ratio is set to the same value as “10.0” of the minimum mechanical compression ratio ( ⁇ Cmin) with respect to “10.0” of the maximum mechanical expansion ratio ( ⁇ Emax).
  • the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) and the mechanical compression ratio ( ⁇ C) can be set differently, and the minimum mechanical expansion ratio ( ⁇ Emin) to the maximum mechanical expansion ratio ( ⁇ Emax), and the minimum
  • the configuration is such that it can be continuously changed within a variable range from the mechanical compression ratio ( ⁇ Cmin) to the maximum mechanical compression ratio ( ⁇ Cmax). This value is exemplary, and an appropriate value can be selected depending on the capacity of the internal combustion engine.
  • the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) is set to the minimum mechanical expansion ratio ( ⁇ Emin) as in the first embodiment.
  • ( ⁇ C) is set to the maximum mechanical compression ratio ( ⁇ Cmax).
  • the closing timing (IVCc) of the intake valve 4 is controlled near the bottom dead center (BDC) by the intake side VTC mechanism 1A, and the effective compression ratio is increased. Since the mechanical compression ratio ( ⁇ C) itself is set high, the overall effective compression ratio can be set even larger. Thereby, the combustion improvement effect at the time of cold start can be enhanced, and as a result, the stability of the start combustion and the purification of exhaust harmful components at the cold start can be further enhanced.
  • the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) is the minimum mechanical expansion ratio ( ⁇ Emin) as in the first embodiment, it is possible to increase the temperature of the exhaust gas and promote the warm-up of the exhaust gas purification catalyst. Is the same as in the first embodiment.
  • FIG. 7 shows the main parameters of the variable operation system according to the second embodiment, which are the intake valve 4 opening timing (IVO), the exhaust valve 5 closing timing (EVC), the intake valve 4 closing timing (IVC), The control characteristics of mechanical expansion ratio ( ⁇ E) and mechanical compression ratio ( ⁇ C) are shown. Parameters other than the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) and the mechanical compression ratio ( ⁇ C) are the same as those in the first embodiment.
  • the intake-side VTC mechanism 1A and the exhaust-side VTC mechanism 1B are stable at the above-described default positions, which are mechanically stable positions. Specifically, the intake valve opening / closing timing (IVOc, IVCc) and the exhaust valve opening / closing timing (EVOc, EVCc) are shifted to a position that substantially coincides with this, which is the same as in the first embodiment. .
  • the heterogeneous VCR mechanism 3 also moves to the default position (the control position (A)).
  • the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) set to the minimum mechanical expansion ratio ( ⁇ Emin)
  • the mechanical compression ratio ( ⁇ C) is set to the maximum mechanical compression ratio ( ⁇ Cmax).
  • the intake valve 4 is opened and closed (IVOc, IVCc) by the intake side VTC mechanism 1A
  • the exhaust valve 5 is opened and closed (EVOc, EVCc) by the exhaust side VTC mechanism 1B. And controlled. This is the same as in the first embodiment.
  • control position (A) of the heterogeneous VCR mechanism 3 is continued and controlled to the minimum mechanical expansion ratio ( ⁇ Emin) and the maximum mechanical compression ratio ( ⁇ Cmax).
  • the mechanical compression ratio ( ⁇ C) is set to the maximum mechanical compression ratio ( ⁇ Cmax)
  • the effective compression ratio can be set larger.
  • the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) and the mechanical compression ratio ( ⁇ C) when the engine is stopped are set at the time of cold start. Therefore, it is possible to obtain appropriate mechanical expansion ratio ( ⁇ E) and mechanical compression ratio ( ⁇ C) from the beginning at the time of starting.
  • the hydraulic energy required for the conversion of the heterogeneous VCR mechanism 3 can be reduced, and good start control can be performed even for the heterogeneous VCR mechanism 3 even if it is a hydraulic actuator.
  • the same effect can be obtained if a biasing spring is similarly provided for the return and is fixed to the default position by a fastening pin having a fixing function. Can do.
  • the mechanical expansion ratio ( ⁇ E) is the minimum mechanical expansion.
  • the ratio ( ⁇ Emin) shifts to the maximum mechanical expansion ratio ( ⁇ Emax), and the mechanical compression ratio ( ⁇ C) shifts from the maximum mechanical compression ratio ( ⁇ Cmax) to the minimum mechanical compression ratio ( ⁇ Cmin).
  • the VCR mechanism in the present invention may be a type in which the mechanical compression ratio and the mechanical expansion ratio are always controlled with the same value, or a type in which the mechanical compression ratio and the mechanical expansion ratio can be controlled to different values. It ’s good.
  • the intake-side VTC mechanism and the exhaust-side VTC mechanism may be a hydraulic phase variable type or an electric variable phase type.
  • a mechanism provided with a mechanism capable of controlling the lift may be used.
  • the present invention includes a variable compression ratio mechanism that controls the mechanical compression ratio and the mechanical expansion ratio in an at least four-cycle internal combustion engine, and an intake side variable valve mechanism that controls the phase of the opening / closing timing of the intake valve.
  • the piston position is set to a position where the mechanical expansion ratio becomes substantially minimum by the variable compression ratio mechanism, and the intake valve is set by the intake side variable valve mechanism compared with the low load after warm-up. Is set near the bottom dead center, and the opening timing of the intake valve is set to a position before the top dead center.
  • the exhaust gas temperature can be increased by reducing the mechanical expansion ratio at the time of cold start, and the exhaust gas purification catalyst can be warmed up early to improve the exhaust gas harmful component conversion performance. It is possible to reduce emissions of harmful exhaust components in gas.
  • the effective compression ratio can be improved and the combustion improvement effect can be enhanced.
  • the amount of harmful exhaust components themselves in the exhaust gas can be reduced.
  • exhaust harmful components in the exhaust gas discharged from the tailpipe are further reduced. Components can be reduced.
  • 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.

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Abstract

機械圧縮比を制御する可変圧縮比機構３、及び吸気バルブの開閉時期の位相を制御する吸気可変動弁機構１Ａを備え、冷機始動時において、可変圧縮比機構３によって、ピストン位置を機械膨張比が略最小となる位置に設定し、また、吸気可変動弁機構１Ａによって、吸気バルブ４の閉時期が下死点(ＢＤＣ)付近に設定されると共に、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)が上死点(ＴＤＣ)を越えた進角側の位置に設定される。　これらの構成によって、内燃機関の冷機始動時での排気ガスの温度を上昇させて排気ガス浄化用触媒の暖機の進行を促進することができる。

Description

内燃機関の可変動作システム及びその制御装置
　本発明は内燃機関の可変動作システムに係り、特に４サイクル方式の内燃機関で機械圧縮比(膨張比も含む)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動作システム及びその制御装置に関するものである。
　最近の内燃機関においては、内燃機関の幾何学的な圧縮比及び膨張比、つまり機械圧縮比及び機械膨張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、及び排気バルブのバルブタイミング(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。ここで、可変圧縮比機構は、例えば、特開２００２‐２７６４４６号公報(特許文献１)等に記載されているものが知られている。
　また、「 CO2-potentiａl of ａ two-stａge VCR system in combinａtion with future gａsoline powertrａins 」（非特許文献１）においては、図１３～図１４に機械圧縮比マップが示されており、これによれば低負荷になるほど機械圧縮比を高めている。これは、低負荷ほどノック発生の問題が低減するので、機械圧縮比を大きくすることができ、それに付随して機械膨張比（＝機械圧縮比）も大きくさせることができ、結果的に内燃機関の熱効率高めることができる。このため、始動時においても、機械圧縮比は最大機械圧縮比（＝最大機械膨張比）付近になっていると推測される。始動時に機械圧縮比を大きくすることは圧縮上死点の温度が高まり、始動時における燃焼を改善して良好な始動性に繋げることができる。
特開２００２‐２７６４４６号公報
CO2-potentiａl of ａ two-stａge VCR system in combinａtion with future gａsoline powertrａins（33. Internａtionａles Wiener Motorensymposium 2012）
　ところで、内燃機関を冷機始動する冷機始動時において、非特許文献１では機械圧縮比を最大機械圧縮比に設定しているため、機械膨張比も最大となって内燃機関から排出される排気ガスの温度が低下する現象が発生する。このため、排気管の途中に設けられている排気ガス浄化用触媒の暖機が進みにくく、排気ガス浄化用触媒での排気有害成分の転化率が低くなってしまうことになる。その結果、排気ガス浄化用触媒を経た後のテ－ルパイプから排出される排気ガス中の排気有害成分の排出量が増加するという課題がある。
　本発明の目的は、内燃機関の冷機始動時での排気ガスの温度を上昇させて排気ガス浄化用触媒の暖機の進行を促進することができる新規な内燃機関の可変動作システム及びその制御装置を提供することにある。
　本発明の特徴は、少なくとも、４サイクル方式の内燃機関で機械圧縮比及び機械膨張比を制御する可変圧縮比機構、及び吸気バルブの開閉時期の位相を制御する吸気側可変動弁機構を備え、冷機始動時において、可変圧縮比機構によって、ピストン位置を機械膨張比が略最小となる位置に設定し、また、吸気側可変動弁機構によって、暖機後低負荷時に比べて、吸気バルブの閉時期を下死点付近に設定すると共に、吸気バルブの開時期を上死点前の進角側となる位置に設定する、ところにある。
　本発明によれば、冷機始動時において機械膨張比が小さくなることによる排気ガスの温度の上昇が図れ、早期に排気ガス浄化用触媒の暖機を行なって排気有害成分の転化効率を向上できるので、排気ガス中の排気有害成分の排出量を低減できる。
　また、これに加え、吸気バルブの閉時期が下死点に近いことから有効圧縮比を大きくでき、燃焼改善効果を高めることができる。その結果、機関本体からの排気有害成分自体の発生量を低減でき、上述の排ガス浄化用触媒での排気有害成分の転化率の向上と併せ、更にテールパイプから排出される排気ガス中の排気有害成分を低減できるようになる。
本発明に係る内燃機関の可変動作システムの全体概略図である。 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（最小機械膨張比）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（最大機械膨張比）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動作システムの吸気バルブと排気バルブの制御特性を説明する説明図である。 図３Ａに示す吸気バルブと排気バルブの制御特性をリフト特性線で描いたリフト特性線図である。 本発明の第１の実施形態になる内燃機関の可変動作システムの主要なパラメータの制御特性を説明する特性図である。 本発明の第１の実施形態になる内燃機関の可変動作システムの機関停止移行時における制御を実行する制御フローチャートである。 本発明の第１の実施形態になる内燃機関の可変動作システムの始動時から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の実施形態に使用される可変圧縮比機構によるピストン位置の制御値の一例を示す説明図である。 本発明の第２の実施形態になる内燃機関の可変動作システムの主要なパラメータの制御特性を説明する特性図である。
　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動作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動作システムの全体の構成を示している。
　まず、内燃機関の可変動作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に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、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、排気ガス浄化触媒７４を介してテールパイプから排気ガスを大気に放出している。
　更に、この内燃機関には、図１に示すように吸気バルブ４と排気バルブ５の開弁特性を制御する吸気側可変動弁機構、排気側可変動弁機構、及びピストン位置特性を制御する可変圧縮比機構とが備えられている。
　吸気側には、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」である吸気側可変動弁機構（以下、吸気側ＶＴＣ機構と表記する）１Ａが設けられ、また、排気側には、排気バルブ５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」である排気側可変動弁機構（以下、排気側ＶＴＣ機構と表記する）１Ｂが設けられている。更に、筒内の機械圧縮比εＣ、及び機械膨張比εＥ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(以下、ＶＣＲ機構と表記する)３が設けられている。尚、このＶＣＲ機構３では、機械圧縮比εＣ、及び機械膨張比εＥは共に同じ値に設定する構成となっている。
　吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂは、位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、２Ｂを備えており、油圧によって吸気バルブ４と排気バルブ５の開閉時期を制御する構成となっている。位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、２Ｂへの油圧供給は、コントローラ２２からの制御信号に基づき、図示しない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２Ａ、２Ｂへの油圧制御によって、リフト特性の中心位相θが遅角側、或いは進角側に制御される。
　つまり、リフト特性の全体の曲線自体は変わらずに、全体が進角側もしくは遅角側に移動される。また、この移動変化も連続的に得ることができる。吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂ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。
　尚、吸気側ＶＴＣ機構１Ａにおいては、油圧ポンプからの油圧供給が有る場合、及び油圧供給が無い場合の両方において、デフォルト位置である「最進角位置」付近に付勢スプリング等により機械的に制御されるのである。従って、電気系に断線故障等があった場合にも、メカニカルフェールセーフの効果を備えているものである。したがって、後述するが、内燃機関が停止されている状態では、吸気バルブは「最進角位置」付近に設定されることになる。
　同様に、排気側ＶＴＣ機構１Ｂにおいても、油圧ポンプからの油圧供給が有る場合、及び油圧供給が無い場合の両方において、デフォルト位置である「最遅角位置」付近に付勢スプリング等により機械的に制御されるのである。従って、電気系に断線故障等があった場合にも、メカニカルフェールセーフの効果を備えているものである。したがって、後述するが、内燃機関が停止されている状態では、排気バルブは「最遅角位置」付近に設定されることになる。
　これらの吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂは、本出願人が出願した、特開２０１１‐２２０３４９号公報等に詳細に記載されているので、ここでは、これ以上の説明は省略する。
　コントローラ(＝制御手段)２２は、現在の内燃機関の回転数Ｎｅ(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、更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。そして、コントローラ２２は、吸気側ＶＴＣ機構１Ａに対して吸気ＶＴＣ制御信号を出力し、排気側ＶＴＣ機構１Ｂに対して排気ＶＴＣ制御信号を出力する。
　次に、ＶＣＲ機構３について図１、図２Ａ、及び図２Ｂを用いて説明する。尚、図２Ａ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２Ｂ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２Ａ、図２Ｂに示す圧縮上死点のピストン位置と一致している。
　このＶＣＲ機構３は、クランク角３６０ーで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（εＣ＝εＥ）するものである。
　ＶＣＲ機構３は、先に従来技術として述べた特許文献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から所定量だけ偏心しており、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の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ＶＣＲ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のストローク位置やストローク量Ｓ１、Ｓ２が変化し、図２Ａ、図２Ｂ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)、及び機械膨張比(εＥ)を変えることが可能となる。
　補足すると、図２Ａに示す最小機械圧縮比(εＣｍｉｎ)の位置では、偏心カム部４８ａが上方を向いており、これにより、コントロールリンク４６を押し上げ、ロアリンク４２を反時計方向に回動させ、もってアッパリンク４３を引き下げることでピストン０１の位置を引き下げるのである。一方、図２Ｂに示す最大機械圧縮比(εＣｍａｘ)の位置では、偏心カム部４８ａが左側方を向いており、これにより、コントロールリンク４６を相対的に引き下げ、ロアリンク４２を時計方向に回動させ、もってアッパリンク４３を押し上げることでピストン０１の位置を押し上げるのである。
　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２Ａは最小機械圧縮比の状態を示し、図２Ｂ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２Ａに示す最小機械圧縮比εＣｍｉｎ（＝最小機械膨張比εＥｍｉｎ）は、「εＣｍｉｎ＝Ｖ１／ＶＯ１＋１」(例えば、εＣｍｉｎ＝９)となり、図２Ｂに示す最大機械圧縮比εＣｍａｘ（＝最大機械膨張比εＥｍａｘ)は、「εＣｍａｘ＝Ｖ２／ＶＯ２＋１」(例えば、εＣｍａｘ＝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、内燃機関を冷機始動する冷機始動時において、非特許文献１では機械圧縮比(εＣ)を最大機械圧縮比(εＣｍａｘ)に設定しているため、機械膨張比(εＥ)も最大機械膨張比(εＥｍａｘ)となって、内燃機関から排出される排気ガスの温度が低下する現象が発生する。このため、排気管の途中に設けられている排気ガス浄化用触媒の暖機が進みにくく、排気ガス浄化用触媒での排気有害成分の転化率が低くなってしまうことになる。その結果、排気ガス浄化用触媒を経た後のテ－ルパイプから排出される排気ガス中の排気有害成分の排出量が増加するという課題がある。
　このような課題を解決するため、本実施形態では、冷機始動時において、ＶＣＲ機構３によって、ピストン位置を機械膨張比が略最小となる位置に設定し、また、吸気可変動弁機構１Ａによって、暖機後低負荷に比べて、吸気バルブ４の閉時期を下死点付近に設定すると共に、吸気バルブ４の開時期を上死点前で進角側となる位置に設定する、という構成を提案するものである。
　次に、このよう吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及びＶＣＲ機構３を有する内燃機関における、冷機始動時での吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及びＶＣＲ機構３の制御動作について説明する。
　図３Ａは、本実施形態になる吸気側ＶＴＣ機構１Ａと排気側ＶＴＣ機構１Ｂによる、吸気バルブ４と排気バルブ５の開閉時期の制御特性を示しており、更に、図３Ｂは、吸気バルブ４と排気バルブ５の制御特性のリフト特性線を示している。以下、図３Ａ、図３Ｂを用いて、「冷機始動時」、暖機後アイドルを含む「暖機後低負荷時」、「暖機後中負荷時」、及び「暖機後高負荷時」での、吸気バルブ４と排気バルブ５の開閉時期について説明する。
　［(Ａ)冷機始動時］冷機始動時においては、上述したように吸気側ＶＴＣ機構１Ａにおいては、吸気バルブ４はデフォルト位置である最進角位置付近に制御される。したがって、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯｃ)、及び閉時期(ＩＶＣｃ)は最進角位置付近に設定される。
　同様に、排気側ＶＴＣ機構１Ｂにおいては、排気バルブ５はデフォルト位置である最遅角位置付近に制御される。したがって、排気バルブ５の開時期(ＥＶＯｃ)、及び閉時期(ＥＶＣｃ)は最遅角位置付近に設定される。
　この状態で、吸気バルブ４と排気バルブ５のバルブオーバーラップは、吸気バルブ４と排気バルブ５が共に開弁されている、ポジティブバルブオーバーラップの状態とされ、そのポジティブバルブオーバーラップの位相角度は、ポジティブバルブオーバーラップ(ＰＶＯＬｃ)に設定されている。
　［(Ｂ)暖機後低負荷時］内燃機関が運転を継続して暖機された暖機後低負荷時においては、吸気側ＶＴＣ機構１Ａの位相制御用油圧アクチュエータ２Ａによって、吸気バルブ４は遅角側に制御される。したがって、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯｉ)、及び閉時期(ＩＶＣｉ)は最進角位置に比べて所定角度だけ遅角位置に設定される。
　同様に、排気側ＶＴＣ機構１Ｂの位相制御用油圧アクチュエータ２Ｂによって、排気バルブ５は進角側に制御される。したがって、排気バルブ５の開時期(ＥＶＯｉ)、及び閉時期(ＥＶＣｉ)は最遅角位置に比べて所定角度だけ進角位置に設定される。
　この状態で、吸気バルブ４と排気バルブ５のバルブオーバーラップは「略０」に設定されている。ここで、バルブオーバーラップは完全に「０」とはならず、制御上で問題とならない程度のバルブオーバーラップ(ポジティブバルブオーバーラップ、或いは後述するネガティブバルブオーバーラップ)を含んでも良いものである。
　［(Ｃ)暖機後中負荷］暖機後中負荷時においては、吸気側ＶＴＣ機構１Ａの位相制御用油圧アクチュエータ２Ａによって、吸気バルブ４は「(Ｂ)暖機後低負荷時」の場合より更に遅角側に制御される。したがって、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯｍ)、及び閉時期(ＩＶＣｍ)は「暖機後低負荷時」に比べて所定角度だけ更に遅角位置に設定される。
　同様に、排気側ＶＴＣ機構１Ｂの位相制御用油圧アクチュエータ２Ｂによって、排気バルブ５は更に「(Ｂ)暖機後低負荷時」の場合より進角側に制御される。したがって、排気バルブ５の開時期(ＥＶＯｍ)、及び閉時期(ＥＶＣｍ)は「(Ｂ)暖機後低負荷時」に比べて所定角度だけ更に進角位置に設定される。
　この状態で、吸気バルブ４と排気バルブ５のバルブオーバーラップは、吸気バルブ４と排気バルブ５が共に閉弁されている、ネガティブバルブオーバーラップの状態とされ、そのネガティブバルブオーバーラップの位相角度は、ネガティブバルブオーバーラップ(ＮＶＯＬｍ)に設定されている。
　［(Ｄ)暖機後高負荷］暖機後高負荷時においては、吸気側ＶＴＣ機構１Ａの位相制御用油圧アクチュエータ２Ａによって、吸気バルブ４は「(Ｃ)暖機後中負荷時」の場合より上死点(ＴＤＣ)を越えて進角側に制御される。したがって、吸気バルブの開時期(ＩＶＯｈ)、及び閉時期(ＩＶＣｈ)は「(Ｃ)暖機後中負荷時」に比べて所定角度だけ進角位置に戻されて設定される。
　同様に、排気側ＶＴＣ機構１Ｂの位相制御用油圧アクチュエータ２Ｂによって、排気バルブ５は「(Ｃ)暖機後中負荷時」の場合より上死点(ＴＤＣ)を越えて遅角側に制御される。したがって、排気バルブの開時期(ＥＶＯｈ)、及び閉時期(ＥＶＣｈ)は「(Ｃ)暖機後中負荷時」に比べて所定角度だけ遅角位置に戻されて設定される。
　この状態で、吸気バルブと排気バルブのバルブオーバーラップは、吸気バルブ４と排気バルブ５が共に開弁されている、ポジティブバルブオーバーラップの状態とされ、そのポジティブバルブオーバーラップの位相角度は、ポジティブバルブオーバーラップ(ＰＶＯＬｈ)に設定されている。
　この「(Ｄ)暖機後高負荷時」のポジティブオーバーラップ(ＰＶＯＬｈ)は、「(Ａ)冷機始動時」のポジティブバルブオーバーラップ(ＰＶＯＬｃ)に比べて小さい位相角度に設定され、「ＰＶＯＬｃ＞ＰＶＯＬｈ」の関係を有している。
　このように、吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)は進角側を基準にすると、「ＩＶＯｃ＞ＩＶＯｈ＞ＩＶＯｉ＞ＩＶＯｍ」の関係を有している。同様に、作動角が同じであるので、吸気バルブの閉時期(ＩＶＣ)も、「ＩＶＣｃ＞ＩＶＣｈ＞ＩＶＣｉ＞ＩＶＣｍ」の関係を有している。
　一方、排気バルブの開時期(ＥＶＯ)は遅角側を基準にすると、「ＥＶＯｃ＞ＥＶＯｈ＞ＥＶＯｉ＞ＥＶＯｍ」の関係を有している。同様に、作動角が同じであるので、排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)も、「ＥＶＣｃ＞ＥＶＣｈ＞ＥＶＣｉ＞ＥＶＣｍ」の関係を有している。
　次に、上述した運転領域での変化に対応した吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及びＶＣＲ機構３の制御動作を、内燃機関の停止時から全負荷に至るまで運転領域毎に説明する。図４は第１の実施形態になる可変動作システムの主要なパラメータである、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)、排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣ)、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)、機械膨張比εＥ（＝機械圧縮比εＣ)の制御特性を示したものである。
　[(０)停止時]内燃機関が運転状態から機関停止条件になると、燃料カット、点火カット等の制御が行われて内燃機関の駆動燃焼トルクも失われ、内燃機関の回転数Ｎｅは低下していく。その際、内燃機関の停止時には、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂは、機械的安定位置である上述のデフォルト位置に安定していくようになる。具体的には、図３Ａ、図３Ｂに示した吸気バルブ４の開閉時期(ＩＶＯｃ、ＩＶＣｃ)及び排気バルブ５の開閉時期(ＥＶＯｃ、ＥＶＣｃ)に略一致する位置へと安定移行することになる。
　このように、内燃機関が停止され後に放置されて(冷却水の温度は低下)次の始動を迎える前に、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂは、冷機始動に適した、吸気バルブ４の開閉時期(ＩＶＯｃ、ＩＶＣｃ)付近、及び排気バルブ５の開閉時期(ＥＶＯｃ、ＥＶＣｃ)付近に移行させる。
　一方、ＶＣＲ機構３は、図２Ａ、図２Ｂに示すように、圧縮比制御アクチュエータ４９はウォーム機構のような非可逆性の強い減速機構であり、また、復帰用の付勢スプリングも特に設けられておらず、内燃機関の回転低下に伴い、特定のデフォルト位置に安定移行することはないものである。そして、停止条件に至る直前の機械膨張比(εＥ＝εＣ)の位置付近で内燃機関の停止を迎え、停止条件に至る直前の機械膨張比εＥ(＝機械圧縮比εＣ）の位置に応じて、内燃機関の停止時の機械膨張比εＥ(＝機械圧縮比εＣ）が概ね決まることになる。したがって、その機械膨張比εＥ＝(機械圧縮比εＣ)は、図４のεＥで示す、「εＥｍａｘ」～「εＥｍｉｎ」の間でばらつくことになる。
　ここで、内燃機関の停止時には、上述のように吸気バルブ４の開閉時期(ＩＶＯ、ＩＶＣ)及び排気バルブ５の開閉時期(ＥＶＯ、ＥＶＣ)は、吸気バルブ４の開閉時期(ＩＶＯｃ、ＩＶＣｃ)及び排気バルブ５の開閉時期(ＥＶＯｃ、ＥＶＣｃ)と略一致するデフォルト位置になっている。このため、始動時の制御変換量が僅かで済むので変換応答時間を極めて短縮できる上に、変換に要する所要エネルギ（油圧エネルギ）も抑制できる。
　特に、本実施形態のように、デフォルト位置で機械的な固定機能を備える締結ピンで固定している場合には、機関停止時の吸気バルブ４及び排気バルブ５の開閉時期と、冷機始動の吸気バルブ４及び排気バルブ５の要求開閉時期(ＩＶＯｃ、ＩＶＣｃ、ＥＶＯｃ、ＥＶＣｃ)とを一致させることができるので、始動の最初から適切なバルブ開閉時期に設定でき、また、必要とする駆動エネルギも少なくできるので、油圧アクチュエ－タであっても問題ない始動制御が可能となる。
　一方、ＶＣＲ機構３は、内燃機関の停止時の位置が前述のようにばらついているので、冷機始動に適した最小の機械膨張比(εＥｍｉｎ＝εＣｍｉｎ）に素早く変換するには、大きな出力を持った電動アクチュエ－タが必要になる。その結果、変換に必要なエネルギ(電力)は過大なものとなってしまい、また、変換応答性も悪化しがちである。
　しかしながら、本実施形態においては、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂの冷機始動時の状態では、殆ど駆動エネルギを消費しなくて済むので、ＶＣＲ機構３に限って大型の電動アクチュエ－タを用いることで、変換応答機能を満足させることが可能となっている。
　［(Ａ)冷機始動時］そして、機関始動条件（キーオン）になりクランキングが開始されて、そのクランキング回転数が所定回転数に達すると、ＶＣＲ機構３も目標の最小の機械膨張比(εＥｍｉｎ＝εＣｍｉｎ)に変換されたとして、始動燃焼制御を開始する。具体的には、燃料噴射制御、点火制御などが開始されて始動燃焼を開始するものである。
　なお、ここで(Ａ)冷機始動時として図４などで示される「εＥｍｉｎ」とは、クランキングを終了して始動燃焼する時点の機械膨張比を示している。すなわち、クランキング開始初期のばらついた「εＥｍａｘ」～「εＥｍｉｎ」ではなく、クランキングを終了して始動燃焼する時点の機械膨張比のことである。
　そして、このεＥｍｉｎの場合は、良好な冷機始動性、特に良好な排気ガス中の排気有害成分の低減性能を得ることができる。すなわち、ＶＣＲ機構３によって機械膨張比(εＥ)が最小となるピストン位置に制御され、更に、吸気側ＶＴＣ機構１Ａによって吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣｃ)が、下死点(ＢＤＣ)を越えているものの下死点(ＢＤＣ)側の最進角位置に制御されると共に、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯｃ)が、上死点(ＴＤＣ)を越えた最進角の位置に制御されている。
　これによれば、ＶＣＲ機構３によって略最小の機械膨張比(εＥｍｉｎ)に制御されているので、膨張仕事が少なくその分だけ排気ガスの温度が相対的に高くなる。これにより排気管に設けられた排気ガス浄化用触媒７４を早期に暖機でき、排気ガス浄化用触媒７４の転化効率を向上することができる。
　また、吸気側ＶＴＣ機構１Ａによって吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣｃ)が、下死点(ＢＤＣ)を越えた付近の近い位置に制御されるので、有効圧縮比が向上して燃焼改善効果を高めることができる。その結果、内燃機関の排気ガス中の排気有害成分自体を低減でき、上述の排ガス浄化用触媒での排気有害成分の転化率の向上と併せ、更にテールパイプから排出される排気ガス中の排気有害成分を低減することができる。
　更に、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯｃ)から、上死点(ＴＤＣ)に至るまでの間、排気行程末期の未燃ＨＣや未燃ＰＭ（粒子状物質）を多く含む燃焼ガスが、ピストンに押し上げられることにより吸気系に戻されて、吸気系を撹拌することにより燃焼改善効果をさらに高めることが可能となる。これに加えて、未燃ＨＣや未燃ＰＭを含む燃焼ガスは次の吸気行程で再度筒内に導入されるので、未燃ＨＣや未燃ＰＭが再燃焼されることで、内燃機関の排気ガス中の排気有害成分を更に低減することができる。
　尚、一般的なＶＣＲ機構では機械膨張比(εＥ)を小さく設定すると、付随的に機械圧縮比(εＣ)も小さく設定されるので、燃焼の悪化を伴う恐れがある。そこで、本実施形態では、吸気側ＶＴＣ機構１Ａによって吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)を、下死点(ＢＤＣ)を越えているものの下死点(ＢＤＣ)付近の最進角位置に設定して有効圧縮比を向上し、更に、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯｃ)を、上死点(ＴＤＣ)を越えた最進角側の位置に設定して、吸気系撹拌による燃焼改善効果で上述燃焼悪化分を相殺するという格別の補完効果を持たせている。
　更に、排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣ)を、可変できる範囲における最進角位相より所定角だけ遅角させ、上死点(ＴＤＣ)を越えた遅角側の閉時期(ＥＶＣｃ)に制御されている。尚、本実施形態では最遅角位置に設定されている。
　これによれば、上死点(ＴＤＣ)から閉時期(ＥＶＣｃ)に至る間、排気ポ－ト側の高温燃焼ガスをピストン下降作動によって筒内に吸い戻すことができ、これによる筒内加熱効果により燃焼を改善でき、内燃機関からの排気有害成分の発生を更に低減することができる。また、排気ポ－ト側の吸い戻された高温燃焼ガスに含まれる高濃度ＨＣを次の燃焼行程で再燃焼でき、その面からも更に内燃機関からの排気有害成分の発生を更に低減することができる。
　次に、異なるメカニズムによるＶＣＲ機構３の別の効果であるが、冷機始動時には上述のように略最小の機械膨張比εＥｍｉｎ(＝εＣｍｉｎ)に制御されるが、図２Ａに示すように、ピストンの圧縮上死点位置が最も低い位置となっている。これによって、冷機始動時に筒内燃料噴射弁から噴射された燃料噴霧がピストン冠面に付着しにくく、これによって排気行程末期の未燃ＨＣや未燃ＰＭの発生を抑制でき、内燃機関からの排気有害成分の発生を更に低減することができる。特に、筒内に直接噴射される筒内直噴式内燃機関では、圧縮行程噴射を行った場合に、この効果が大きくなるものである。
　このように、本実施例では、多岐にわたった諸効果により、冷機始動時の排気有害物質充分低減できるのである。
　［(Ｂ)暖機後低負荷時］次に、内燃機関の暖機が進み冷却水の温度が所定温度に達すると、冷機始動時における排気有害成分が問題となる領域は脱したとして、燃費を重視したモ－ドに切り替わる。そして、暖機後に負荷が上昇していくと、この負荷に対応して吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及びＶＣＲ機構３によって、吸気バルブ４の開閉時期(ＩＶＯ、ＩＶＣ)、排気バルブ５の開閉時期(ＥＶＯ、ＥＶＣ)、及び機械膨張比εＥ(＝εＣ)が図４（Ｂ）に示すように制御される。
　すなわち、アイドルを含む暖機後の低負荷では燃費の良い最大機械膨張比εＥｍａｘ(＝εＣｍａｘ)で運転を行なうことになる。この最大機械膨張比εＥｍａｘ(＝εＣｍａｘ)は可変できる範囲で最も大きな機械膨張比(εＥ)である。
　ここで、燃費が良くなる理由は、機械膨張比(εＥ)が大きくなると、同じ燃料噴射量でも膨張仕事が増加するので、熱効率が上がるためである。このように、同じ燃料噴射量だと機関トルクが増大することになるので、機関トルクを維持するために吸気側ＶＴＣ機構１Ａを遅角制御することにより、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)を下死点(ＢＤＣ)から遅角側に移動して、閉時期(ＩＶＣｃ)から閉時期(ＩＶＣｉ）に変更している。したがって、この吸気バルブ閉時期制御により新気の充填効率を下げることで、その分だけ燃焼噴射量を低減して燃費を向上することが可能となる。
　ここで、このように吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)を下死点(ＢＤＣ)から遅角側に移動して閉時期(ＩＶＣｃ)から閉時期(ＩＶＣｉ）に変更することにより、いわゆるアトキンソンサイクル効果（ポンプ損失低減効果）も加わり、一層の燃費向上を図ることができる。
　尚、本実施形態では、併せて排気側ＶＴＣ機構１Ｂによって、排気バルブ５の開閉時期(ＥＶＯｉ、ＥＶＣｉ）を進角側に制御している。上述のＶＣＲ機構３によって機械膨張比(εＥ)を大きくしているので、膨張行程末期の下死点(ＢＤＣ)より少し手前で筒内に僅かな筒内負圧が発生してくる傾向がある。筒内に負圧が発生すると、この負圧はピストンの下降動作を阻害するように働き、別なポンプ損失（膨張行程末期のポンプ損失）となる。
　そこで、排気側ＶＴＣ機構１Ｂによって排気バルブ５の開時期(ＥＶＯ)を開時期(ＥＶＯｉ)まで早めることで、筒内負圧が発生する前に排気バルブ５を開いて膨張行程末期のポンプ損失を抑制して燃費を向上するようにしている。
　ところで、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂによって、排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣｉ)と、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯｉ)とのバルブオーバーラップは「略０」に制御されている。これにより、不活性ガスであるところの内部ＥＧＲガス量を抑制でき、暖機後のアイドルで発生しがちな低負荷域の燃焼の不安定化も充分に抑制することができる。
　また、ここで燃費の良いリーンバーン燃焼を行う場合を想定してみると、リーン混合気の充填量を内部ＥＧＲが低下した分だけ増量することが可能となり、リーンバーン燃焼での限界トルクを高負荷側にシフトできるので、リーンバーン燃焼領域を拡大できてその面から燃費を低減することができる。
　［(Ｃ)暖機後中負荷］　暖機後低負荷から更に負荷が上昇していくと、この負荷上昇に対応して吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及びＶＣＲ機構３によって、吸気バルブ４の開閉時期(ＩＶＯ、ＩＶＣ)、排気バルブ５の開閉時期(ＥＶＯ、ＥＶＣ)、及び機械膨張比εＥ(＝εＣ)が図４（Ｃ）に示すように制御される。
　尚、中負荷に達すると、ＶＣＲ機構３によるピストン位置の変換は抑制されて、大きな機械膨張比εＥｍａｘ(＝εＣｍａｘ）を維持しながら、吸気側ＶＴＣ機構１Ａによって吸気バルブ４の開閉時期(ＩＶＯ、ＩＶＣ)を遅角し、また排気側ＶＴＣ機構１Ｂによって排気バルブ５の開閉時期(ＩＶＯ、ＩＶＣ)を進角させる制御を行なうものである。
　これによって、図３Ａ、図３Ｂ、図４に示すように、排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣｍ)と吸気バルブ５の開時期(ＩＶＯｍ)との間に大きなネガティブバルブオーバーラップ（ＮＶＯＬｍ）区間が生じるようになる。ネガティブバルブオーバーラップ（ＮＶＯＬｍ）が生じると、高温燃焼ガスが筒内に封じ込まれることになる。
　このネガティブバルブオーバーラップ（ＮＶＯＬｍ）は、吸気系に戻した燃焼ガスを再吸入するポジティブバルブオーバーラップ（ＰＶＯＬ）による筒内残留燃焼ガスとは異なり、吸気撹拌効果はないものの筒内残留燃焼ガスの絶対温度が高いという特徴を有している。このため、筒内残留燃焼ガスの容積膨張があり、その分だけ新気の吸入比率(充填効率)が減少する傾向にあるため、所定の機関トルクを得るためにスロットル開度をより大きく開くことから中負荷域でのポンプ損失が充分に低減できるようになる。
　更に、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)が閉時期(ＩＶＣｉ)から閉時期（ＩＶＣｍ）に更に遅角されるので、いわゆるアトキンソンサイクル効果（ポンプ損失低減効果）も一層増加し、一層の燃費向上を図ることができる。
　また、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣｍ)が遅閉じとなるため、有効圧縮比が低減されることによって耐ノック性を向上することができる。これによって、低負荷から中負荷へと負荷が増加したにも拘らず、大きな機械圧縮比εＣｍａｘ(＝εＥｍａｘ)を維持できるので高い熱効率を得ることができ、結果的に中負荷域において良好な燃費を得ることができる。
　［(Ｄ)暖機後高負荷］　暖機後中負荷から更に負荷が上昇していくと、この負荷上昇に対応して吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及びＶＣＲ機構３によって、吸気バルブ４の開閉時期(ＩＶＯ、ＩＶＣ)、排気バルブ５の開閉時期(ＥＶＯ、ＥＶＣ)、及び機械膨張比εＥ(＝εＣ)が図４（Ｃ）～（Ｄ）に示すように制御される。
　暖機後中負荷から暖機後高負荷へと移行すると、機械圧縮比εＣ(＝εＥ)は減少方向に制御される。これは、高負荷側に負荷が上昇すると耐ノック性が急激に悪化するので、機械圧縮比εＣ(＝εＥ)を負荷の上昇に対応させて急減させるようにしている。例えば、中負荷の状態から更に機関トルク(負荷)Ｓが増加すると、機械圧縮比εＣ(＝εＥ)は、最大機械圧縮比εＣｍａｘ(＝εＥｍａｘ)から略最小の機械圧縮比εＣｍｉｎ(＝εＥｍｉｎ）まで急激に減少するように制御される。
　ここで、耐ノック性を上げる手法として、従来のように点火時期を遅角する手法もあるが、これは燃焼による熱発生時期が遅れて熱効率の顕著な低下を伴うし、排気ガスの温度が過度に上昇して、排気ガス浄化用触媒７４の熱劣化を生じて排気有害成分の転化効率が低下する、すなわち排気ガス浄化用触媒７４の耐久性が悪化するという不具合を生じる。したがって、負荷の上昇と共に略最小の機械圧縮比εＣｍｉｎ(＝εＥｍｉｎ)に迄小さくすることで、点火時期の遅角をおさえノックの発生を抑制しながら、所望の機関トルクを発生させることがきる。
　また、本実施形態では、負荷の増加に伴って吸気側ＶＴＣ機構１Ａによって吸気バルブ４を進角側に制御して吸気バルブ４の閉時期（ＩＶＣｈ）を下死点(ＢＤＣ)にやや近づけている。これは、要求される負荷の増加に伴って充填効率を高める必要があり、そのために吸気バルブ４の閉時期（ＩＶＣｈ）を下死点(ＢＤＣ)にやや近づける（やや進角する）ようにしている。そして、更なる負荷の増加に対しては、スロットル開度を大きくし、全負荷(アクセル開度が全開)ではスロットル開度を全開としている。
　また、中負荷からの負荷の増加に伴って、吸気側ＶＴＣ機構１Ａによって吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯｈ)をやや進角し、一方、排気側ＶＴＣ機構１Ｂによって排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣｈ)をやや遅角する。その結果、上述したネガティブバルブオーバーラップ(ＮＶＯＬｍ)から、ポジティブバルブオーバーラップ（ＰＶＯＬｈ）に急変する。
　ネガティブバルブオーバーラップ(ＮＶＯＬ)に設定すると、筒内に高温燃焼ガスが封じ込まれるため、混合気の温度が高くなって高負荷においてはノックが発生しやすくなる。このため、ポジティブバルブオーバーラップ（ＰＶＯＬ）に変更して、燃焼ガスを吸気系（比較的冷たい）に戻してから筒内に再度吸入することで、混合気の温度をネガティブバルブオーバーラップ(ＮＶＯＬ)に比べて低くでき、機械圧縮比(εＣｍｉｎ)を小さくしたことと相俟ってノックの発生を抑制することができる。
　一方、更に負荷を増加していくとノックの発生の危険性が高まるが、ポジティブバルブオーバーラップ（ＰＶＯＬ）の場合は、負荷の増加(吸気管負圧減少)に伴って燃焼ガスが筒内から吸気ポ－ト側に吸い戻されにくくなるので、結果として次の行程に吸気ポート側から筒内に吸入される既燃焼ガス量が減少していき、その分だけ耐ノック性が向上される。その結果、更なる負荷の増加に対応して機械圧縮比(εＣｍｉｎ)をさらに小さくしなくても、言い換えれば略一定の機械圧縮比(εＣｍｉｎ)であっても、耐ノック性の要求を満たせるようになる。
　次に、上述した図４に示す制御特性を実行するための制御フローを図５Ａ、図５Ｂに基づき簡単に説明する。この制御フローは、例えば１０ｍｓ毎の起動タイミングでコントローラ２２に内蔵されているマイクロコンピュータで実行されるものである。
　図５Ａには、内燃機関を停止する停止移行時に、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及びＶＣＲ機構３の停止位置を設定する制御フローを示している。
　≪ステップＳ１０≫まず、ステップＳ１０においては、内燃機関を停止する機関停止情報や、内燃機関の運転条件情報を読み込む。内燃機機関を停止する機関停止情報としては、代表的にはキーオフ信号があり、また、内燃機関の運転条件情報を示す信号としては数多くあるが、本実施形態では、内燃機関の回転数情報、吸気量情報、水温情報、要求負荷情報(アクセル開度)等があり、更に吸気側ＶＴＣ機構１Ａや排気側ＶＴＣ機構１Ｂの実位置情報等がある。このステップＳ１０で各種情報を読み込むとステップＳ１１に移行する。
　≪ステップＳ１１≫ステップＳ１１においては、機関停止移行条件かどうかを判断する。この判断は、例えば、キーオフ信号を監視しておけばよく、キーオフ信号が入力されないとエンドに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。一方、キーオフ信号が入力されると、機関停止移行条件と判断してステップＳ１２に移行する。
　≪ステップＳ１２≫ステップＳ１２においては、内燃機関を停止するために燃料カット信号を燃料噴射弁に送り、また点火カット信号を点火装置に送る。これによって内燃機関の回転数Ｎｅが低下していき、内燃機関が停止されるようになる。
　≪ステップＳ１３≫ステップＳ１３においては、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂにデフォルト位置に移行するように、変換制御信号を吸気側ＶＴＣ機構１Ａの位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂの位相制御用油圧アクチュエータ２Ｂに出力する。つまり、次回の始動に対応するために、図４の「(Ｏ)機関停止時」の開閉時期特性になるように制御するものである。実際には、変換制御信号を遮断すれば機械的にデフォルト位置に戻る構成となっている。
　したがって、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)は開時期(ＩＶＯｃ)付近に設定され、また、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)は閉時期(ＩＶＣｃ)付近に設定され、排気バルブ５の閉時期（ＥＶＣ）は閉時期（ＥＶＣｃ）付近に設定されるものである。
　また、ＶＣＲ機構３による機械膨張比(εＥ)は、停止される時の内燃機関の状態に依存し、内燃機関の停止条件に至る直前の機械膨張比(εＥ）の位置に応じて、内燃機関の停止時の機械膨張比(εＥ）が概ね決まることになる。これは、ＶＣＲ機構３が機械的に安定するデフォルト位置を持たないためである。したがって、「εＥｍａｘ」～「εＥｍｉｎ」の間の停止移行開始する時点の位置にばらついて設定されることになる。これも、実際には、ＶＣＲ機構３変換制御信号を遮断すれば良い。吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及びＶＣＲ機構３による設定が終了するとエンドに抜けて次の内燃機関の始動を待つことになる。
　次に、この状態から内燃機関の運転を再開する場合の制御フローを図５Ｂに基づき説明する。この制御フローもコントローラ２２に内蔵されているマイクロコンピュータで実行されるものである。
　≪ステップＳ２０≫まず、ステップＳ２０においては、内燃機関を始動する機関始動情報や、内燃機関の運転条件情報を読み込む。内燃機機関を始動する機関始動情報としては、代表的にはキーオン信号、或いはスタータ起動信号があり、また、内燃機関の運転条件情報を示す信号としては数多くあるが、本実施形態では、内燃機関の回転数情報、吸気量情報、水温情報、要求負荷情報(アクセル開度)等があり、更に排気側ＶＴＣ機構１Ｂや吸気側ＶＴＣ機構１Ａの実位置情報等がある。このステップＳ２０で各種情報を読み込むとステップＳ２１に移行する。
　≪ステップＳ２１≫ステップＳ２１においては、機関始動条件かどうかを判断する。この判断は、例えば、キーオン信号、或いはスタータ起動信号を監視しておけばよく、スタータ起動信号が入力されないとリターンに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。一方、スタータ起動信号が入力されると、機関始動条件と判断してステップＳ２２に移行する。
　≪ステップＳ２２≫ステップＳ２２においては、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂにデフォルト位置に移行するように、変換制御信号が吸気側ＶＴＣ機構１Ａの位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂの位相制御用油圧アクチュエータ２Ｂに出力される。また、ＶＣＲ機構３の圧縮比制御アクチュエータ４９にも変換制御信号が出力される。つまり、始動に対応するために、図４の「(Ａ)冷機始動時」に示すバルブ開閉時期特性、及びピストン位置特性になるように制御するものである。
　したがって、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)は開時期(ＩＶＯｃ)に設定され、また、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)は閉時期(ＩＶＣｃ)に設定され、排気バルブ５の閉時期（ＥＶＣ）は閉時期(ＥＶＣｃ)に設定される。更に、機械膨張比(εＥ）は機械圧縮比(εＥｍｉｎ)に設定される。そして、変換制御信号を吸気側ＶＴＣ機構１Ａの位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂの位相制御用油圧アクチュエータ２Ｂに出力し、また、ＶＣＲ機構３の圧縮比制御アクチュエータ４９に変換制御信号を出力すると、ステップＳ２３、ステップＳ２４に移行する。
　≪ステップＳ２３、ステップＳ２４≫ステップＳ２３においては、スタータモータによってクランキングを開始し、その後にステップ２４にて回転数Ｎｅが所定クランクング回転数に達したかどうかを判定している。回転数Ｎｅが所定クランキング回転に達すると、各機構とも目標位置に変換されたとして、ステップＳ２５に移行する。
　≪ステップＳ２５≫ステップＳ２５においては、スタータモータの回転に合せて内燃機関を始動するため燃料噴射弁や点火装置へ駆動信号を供給する。そして、燃料噴射弁や点火装置へ駆動信号を供給により機関が始動するとステップＳ２６に移行する。
　≪ステップＳ２６≫ステップＳ２６においては、内燃機関の機関温度(冷却水温度)を検出して所定温度Ｔｏを超えたかどうかを判断する。所定温度Ｔｏを超えていなければ冷機状態と判断して、再度ステップＳ２５に戻って実行し、所定温度Ｔｏを超えるまでこのループを継続する。
　尚、ステップＳ２５～ステップＳ２６を実行している間(所定温度Ｔｏに達するまでの間)は、吸気バルブ４の開閉時期(ＩＶＯ、ＩＶＣ)、排気バルブ５の閉時期(ＥＶＯ、ＥＶＣ)、及び機械膨張比(εＥ)は、図４（Ａ）に示す通りの動作が行われるようになっている。すなわち、この間、冷機始動運転時にテールパイプから排出される排気エミッション（排気有害成分）が大幅に抑制されるのである。そして、内燃機関の暖機が進行して所定温度Ｔｏを超えると、冷機状態から暖機が完了したと判断してステップＳ２７に移行する。
　≪ステップＳ２７≫ステップＳ２７においては、暖機が完了した時点での変換制御信号が、吸気側ＶＴＣ機構１Ａの位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂの位相制御用油圧アクチュエータ２Ｂに出力される。また、ＶＣＲ機構３の圧縮比制御アクチュエータ４９にも変換制御信号が出力される。図４（Ｂ）に示す例は、「(Ｂ)暖機後低負荷時」の例として、暖機後のアイドル状態を示している。
　したがって、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)は開時期(ＩＶＯｉ)に設定され、また、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)は閉時期(ＩＶＣｉ)に設定され、排気バルブ５の閉時期（ＥＶＣ）は閉時期(ＥＶＣｉ)に設定される。更に、機械膨張比(εＥ）は機械膨張比(εＥｍａｘ)に設定される。
　そして、変換制御信号を吸気側ＶＴＣ機構１Ａの位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂの位相制御用油圧アクチュエータ２Ｂに出力し、また、ＶＣＲ機構３の圧縮比制御アクチュエータ４９に変換制御信号を出力すると、ステップＳ２８に移行する。
　≪ステップＳ２８≫ステップＳ２８においては、内燃機関の負荷が暖機後低負荷の領域を超えたかどうかの判断を行なっている。内燃機関の負荷が暖機後低負荷の領域を超えていない場合は、リターンに抜けて次の起動タイミングを待つようになっている。尚、この場合は、「実行フラグ」等を利用してステップＳ２０～ステップ２６の制御ステップを実行することなく、ステップＳ２７の制御ステップを実行するようにプログラムが作られている。つまり、ステップＳ２７の処理の後に「実行フラグ」を立て、次の起動タイミングでこの「実行フラグ」が立っていると、ステップＳ２７に移行するようになっている。
　一方、ステップＳ２８において、内燃機関の負荷が暖機後低負荷の領域を超えていると判断された場合は、ステップＳ２９に移行する。
　≪ステップＳ２９≫ステップＳ２９においては、負荷に対応した変換制御信号が、吸気側ＶＴＣ機構１Ａの位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂの位相制御用油圧アクチュエータ２Ｂに出力される。また、ＶＣＲ機構３の圧縮比制御アクチュエータ４９にも変換制御信号が出力される。
　「(Ｃ)暖機後中荷時」の場合は、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)は開時期(ＩＶＯｍ)に設定され、また、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)は閉時期(ＩＶＣｍ)に設定され、排気バルブ５の閉時期（ＥＶＣ）は閉時期(ＥＶＣｍ)に設定される。更に、機械膨張比(εＥ）は機械圧縮比(εＥｍａｘ)に設定される。
　また、「(Ｄ)暖機後高荷時」の場合は、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)は開時期(ＩＶＯｈ)に設定され、また、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)は閉時期(ＩＶＣｈ)に設定され、排気バルブ５の閉時期（ＥＶＣ）は閉時期(ＥＶＣｈ)に設定される。更に、機械膨張比(εＥ）は機械圧縮比(εＥｍｉｎ)に設定される。
　そして、変換制御信号を吸気側ＶＴＣ機構１Ａの位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂの位相制御用油圧アクチュエータ２Ｂに出力し、また、ＶＣＲ機構３の圧縮比制御アクチュエータ４９に変換制御信号を出力すると、エンドに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。
　以上説明した通り、本実施形態によれば、冷間始動時にＶＣＲ機構によって、小さな機械膨張比に設定することで、排気ガスの温度を上昇して排気ガス浄化用触媒を早期に暖機して、排気ガス浄化用触媒の転化効率を向上することができる。
　また、吸気側ＶＴＣ機構によって、吸気バルブの閉時期(ＩＶＣ)を下死点（ＢＤＣ）付近に制御することで、有効圧縮比を大きくして燃焼改善効果を高めることができる。その結果、排気ガス中の排気有害成分自体の発生量を低減でき、上述の排ガス浄化用触媒での排気有害成分の転化効率の向上と併せ、更にテールパイプから排出される排気ガス中の排気有害成分を低減できるようになる。
　更に、吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)から、上死点(ＴＤＣ)に至るまでの間、排気行程末期の未燃ＨＣや未燃ＰＭ（粒子状物質）を多く含む燃焼ガスが、ピストンに押し上げられることにより吸気系に戻されて、吸気系を撹拌することにより燃焼改善効果を更に高めることが可能となる。これに加えて、未燃ＨＣや未燃ＰＭを含む燃焼ガスは次の吸気行程で再度筒内に導入されるので、未燃ＨＣや未燃ＰＭが再燃焼されることで、内燃機関の排気ガス中の排気有害成分を更に低減することができる。
　次に本発明の第２の実施形態について説明する。第１の実施形態では、ＶＣＲ機構による得られる機械圧縮比(εＣ)と機械膨張比(εＥ)は夫々等しいものであったが、本実施形態では機械圧縮比(εＣ)と機械膨張比(εＥ)を異なる値に制御できるＶＣＲ機構を用いている。
　以下、このＶＣＲ機構を説明の都合から「異種ＶＣＲ機構」と表記する。尚、この異種ＶＣＲ機構は、本出願人が出願した特開２０１６-１７４８９号公報等に記載されているので、ここでは詳細な説明を省略する。また、本実施形態では、吸気側ＶＴＣ機構、及び排気側ＶＴＣ機構は、第１の実施形態と同様のものが用いられ、同様の動作が行われるものである。したがって、これらの説明も必要がない場合は省略する。
　本実施形態になる異種ＶＣＲ機構３による、機械膨張比(εＥ)と機械圧縮比(εＣ)との可変範囲を図６に示し、異種ＶＣＲ機構３の機械膨張比(εＥ)と機械圧縮比(εＣ)の変化特性を図７に示している。
　図６において、制御位置（Ａ）では、最小の機械膨張比(εＥｍｉｎ)の「９.０」に対して、機械圧縮比は最大機械圧縮比(εＣｍａｘ)の「１０.５」に設定され、制御位置（Ｂ）では、最大の機械膨張比(εＥｍａｘ)の「１０.０」に対して、機械圧縮比は最小機械圧縮比(εＣｍｉｎ)の「１０.０」と同じ値に設定されている。このように、機械膨張比(εＥ)と機械圧縮比(εＣ)は異なってに設定することができ、しかも、最小の機械膨張比(εＥｍｉｎ)～最大の機械膨張比(εＥｍａｘ)、及び最小の機械圧縮比(εＣｍｉｎ)～最大の機械圧縮比(εＣｍａｘ)の可変範囲で連続的に変更できる構成となっている。尚、この値は例示的なものであり、内燃機関の容量等によって適切な値が選択できる。
　したがって、図６からわかるように、第１の実施形態では、機械膨張比(εＥ)及び機械圧縮比(εＣ)は、「εＥｍｉｎ＝εＣｍｉｎ」、「εＥｍａｘ＝εＣｍａｘ」の関係であったが、本実施形態では、機械膨張比(εＥ)及び機械圧縮比(εＣ)は、「εＥｍｉｎ＜εＣｍｉｎ」、「εＥｍａｘ＜εＣｍａｘ」の関係となっている。また、「εＥｍａｘ＝εＣｍｉｎ」の関係となっている。
　そして、本実施形態では冷機始動時（制御位置（Ａ））には、実施例１と同様に、機械膨張比(εＥ)は最小の機械膨張比(εＥｍｉｎ)に設定されるが、機械圧縮比(εＣ)は最大の機械圧縮比(εＣｍａｘ)に設定されるようになっている。これにより、冷機始動時の始動性や排気有害成分の低減効果は、第１の実施形態に比べて向上することができる。
　すなわち、吸気側ＶＴＣ機構１Ａによって吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣｃ)は、下死点(ＢＤＣ)付近に制御されて有効圧縮比が大きくなっているが、これに加えて、異種ＶＣＲ機構３によって機械圧縮比(εＣ)そのものが高く設定されているので、総合的な有効圧縮比を更に大きく設定できる。これによって、冷機始動時における燃焼改善効果を高めることができ、その結果、始動燃焼の安定性や、冷機始動時の排気有害成分の浄化性を更に高めることができる。
　もちろん、第１の実施形態と同様に機械膨張比(εＥ)が最小の機械膨張比(εＥｍｉｎ)となっているので、排気ガスの温度が上昇して排気ガス浄化用触媒の暖機を促進できることは第１の実施形態と同様である。
　次に、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂ、及び異種ＶＣＲ機構３の制御動作を、内燃機関の停止時から全負荷に至るまで運転領域毎に説明する。図７は第２の実施形態になる可変動作システムの主要なパラメータである、吸気バルブ４の開時期(ＩＶＯ)、排気バルブ５の閉時期(ＥＶＣ)、吸気バルブ４の閉時期(ＩＶＣ)、機械膨張比(εＥ)、機械圧縮比（εＣ)の制御特性を示したものである。尚、機械膨張比(εＥ)、機械圧縮比(εＣ)以外のパラメータは、第１の実施形態と同様である。
　まず、「(０）停止時」においては、吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、排気側ＶＴＣ機構１Ｂは機械的安定位置である上述のデフォルト位置に安定している。具体的には、吸気バルブの開閉時期(ＩＶＯｃ、ＩＶＣｃ)と、排気バルブの開閉時期(ＥＶＯｃ、ＥＶＣｃ)に略一致する位置へと移行しており、これは第１の実施形態と同様である。
　ここで、異種ＶＣＲ機構３の方も、第１の実施形態とは異なり、デフォルト位置（前記制御位置（Ａ））に移行して行く。本実施形態の場合は、冷機始動時に有利なように、機械膨張比(εＥ)を最小の機械膨張比(εＥｍｉｎ)に設定するだけでなく、機械圧縮比(εＣ)を最大の機械圧縮比(εＣｍａｘ)に設定している。
　次に、「(Ａ)冷機始動時」においては、吸気側ＶＴＣ機構１Ａによって吸気バルブ４の開閉時期(ＩＶＯｃ、ＩＶＣｃ)と、排気側ＶＴＣ機構１Ｂによって排気バルブ５の開閉時期(ＥＶＯｃ、ＥＶＣｃ)とに制御される。これは第１の実施形態と同様である。
　一方、異種ＶＣＲ機構３の方は、前記制御位置（Ａ）が継続され、最小の機械膨張比(εＥｍｉｎ)と最大の機械圧縮比(εＣｍａｘ)に制御されている。ここで、機械圧縮比(εＣ)が最大の機械圧縮比(εＣｍａｘ)に設定されているので、有効圧縮比を更に大きく設定できる。これによって、冷機始動時における燃焼改善効果を高めることができ、その結果、始動燃焼の安定性や、冷機始動時の排気有害成分の浄化性を更に高めることができる。
　尚、本実施形態の異種ＶＣＲ機構３について、固定機能を備える締結ピンによってデフォルト位置に固定する構成を採用すると、機関停止時の機械膨張比(εＥ)と機械圧縮比（εＣ）を冷機始動時の要求位置と一致させることができるので、始動時の最初から適切な機械膨張比(εＥ)と機械圧縮比（εＣ）を得ることができる。これによって、副次的であるが、異種ＶＣＲ機構３の変換に必要とする油圧エネルギも少なくでき、異種ＶＣＲ機構３に関しても油圧アクチュエ－タであっても良好な始動制御が可能になる。ちなみに、第１の実施形態のＶＣＲ機構３に関しても、同様に復帰用に付勢スプリングを設け、同様に固定機能を備える締結ピンによってデフォルト位置に固定する構成とすれば、同様の効果を得ることができる。
　次に、暖機が完了したアイドルを含む「(Ｂ)暖機後低負荷時」においては、図６の制御位置（Ｂ）に示すように、機械膨張比(εＥ)が、最小の機械膨張比(εＥｍｉｎ)から最大の機械膨張比(εＥｍａｘ)に移行し、機械圧縮比(εＣ)が、最大の機械圧縮比(εＣｍａｘ)から最小の機械圧縮比(εＣｍｉｎ)に移行する。ここで、「(Ｂ)暖機後低負荷時」(本実施形態ではアイドル時)においては、最大の機械膨張比(εＥｍａｘ)と最小の機械圧縮比(εＣｍｉｎ)の値は等しく、例えば、「εＥｍａｘ＝εＣｍｉｎ＝１０.０」に設定されている。
　更に、「(Ｂ)暖機後低負荷時」から負荷が上昇しても、「(Ｃ)暖機後中負荷時」、「(Ｄ)暖機後高負荷時」に示すように、最大の機械膨張比(εＥｍａｘ)、最小の機械圧縮比(εＣｍｉｎ)が維持されて変化しないようになっている。つまり、暖機後は負荷の大きさによらず、平均的な（一般的な）機械圧縮比(εＣ)及び機械膨張比(εＥ)に維持される。これによって、負荷(トルク)の急変があった場合でも、これに追従して異種ＶＣＲ機構３を高応答で変換させる必要がなく、大きな駆動エネルギを必要とする異種ＶＣＲ機構３を変換させなくて済むので、変換遅れに起因する過渡性能の不安定化を回避することができる。
　尚、暖機後の低負荷から高負荷にかけての吸気側ＶＴＣ機構１Ａによる吸気バルブの開閉時期(ＩＶＯ、ＩＶＣ)、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂによる排気バルブの開閉時期(ＥＶＯ、ＥＩＶＣ)の変換特性は、第１の実施形態と同様である。したがって、アイドルを含む「(Ｂ)暖機後低負荷」では、バルブオーバーラップ量が「略０」に設定され、「(Ｃ)暖機後中負荷」では、ネガティブバルブオーバーラップ(ＮＶＯＬｍ)に設定され、「(Ｄ)暖機後高負荷」では、ポジティブバルブオーバーラップ(ＰＶＯＬｈ)に設定される。これらの制御による効果は、第１の実施形態と同様であるので説明は省略する。
　以上の説明からわかる通り、本発明におけるＶＣＲ機構は、機械圧縮比と機械膨張比が常に同じ値で制御される形式でも良いし、機械圧縮比と機械膨張比が異なった値に制御できる形式でも良いものである。また、吸気側ＶＴＣ機構、及び排気側ＶＴＣ機構は、油圧式の位相可変型でも良いし、電動式の可変位相型であっても良いものである。更には、リフトを制御できる機構を併設したものを使用しても良いものである。
　以上述べた通り、本発明は、少なくとも４サイクル方式の内燃機関で機械圧縮比及び機械膨張比を制御する可変圧縮比機構、及び吸気バルブの開閉時期の位相を制御する吸気側可変動弁機構を備え、冷機始動時において、可変圧縮比機構によって、ピストン位置を機械膨張比が略最小となる位置に設定し、また、吸気側可変動弁機構によって、暖機後低負荷時に比べて、吸気バルブの閉時期を下死点付近に設定すると共に、吸気バルブの開時期を上死点前となる位置に設定する、構成を採用したものである。
　これによれば、冷機始動時において機械膨張比が小さくなることによる排気ガスの温度の上昇が図れ、早期に排気ガス浄化用触媒の暖機を行なって排気有害成分転化性能を向上できるので、排気ガス中の排気有害成分の排出量を低減できる。
　また、これに伴って吸気バルブの閉時期が下死点に近いことから有効圧縮比の向上が図れ、燃焼改善効果を高めることができる。その結果、排気ガス中の排気有害成分自体の発生量を低減でき、上述の排ガス浄化用触媒での排気有害成分の転化率の向上と併せ、更にテールパイプから排出される排気ガス中の排気有害成分を低減できるようになる。
　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

Claims (12)

  1. 　少なくとも、４サイクル方式の内燃機関のピストンの位置を変更して機械圧縮比及び機械膨張比を制御する可変圧縮比機構、及び吸気バルブの開閉時期の位相を制御する吸気側可変動弁機構、及び前記可変圧縮比機構と前記吸気側可変動弁機構を制御する制御手段を備え、冷機始動時においては、
    　前記可変圧縮比機構によって、前記ピストンの位置を機械膨張比が略最小となる位置に設定し、
    　また、前記吸気側可変動弁機構によって、暖機後低負荷時に比べて、前記吸気バルブの閉時期(ＩＶＣ)を下死点(ＢＤＣ)付近に設定すると共に、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を上死点(ＴＤＣ)前の進角側となる位置(以下、吸気バルブ始動位置と表記する)に設定することを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  2. 　請求項１に記載の内燃機関の可変動作システムにおいて、
    　前記排気バルブの開閉時期の位相を制御する排気側可変動弁機構を有し、また前記排気側可変動弁機構は前記制御手段によって制御されると共に、冷機始動時においては、
    　前記排気側可変動弁機構によって、前記排気バルブの閉時期(ＥＶＣ)を予め定めた最進角位置より所定角だけ遅角させ、上死点（ＴＤＣ）を越えて遅角した位置(以下、排気バルブ始動位置と表記する)に制御することを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  3. 　請求項２に記載の内燃機関の可変動作システムにおいて、
    　前記可変圧縮比機構の機械膨張比が略最小となる位置は、前記ピストンの圧縮上死点の位置が、前記可変圧縮比機構の可変範囲における最高位置よりも低い位置であることを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  4. 　請求項３に記載の内燃機関の可変動作システムにおいて、
    　前記可変圧縮比機構は、冷機始動時における機械圧縮比と機械膨張比を同じ値に設定するか、或いは冷機始動時における機械圧縮比を機械膨張比より大きな値に設定することを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  5. 　請求項２に記載の内燃機関の可変動作システムにおいて、
    　前記内燃機関を停止する場合に前記制御手段は、前記可変圧縮比機構、前記吸気側可変動弁機構、及び排気動弁機構への変換制御信号を遮断し、
    　前記変換制御信号が遮断されると前記可変圧縮比機構は、停止される時の機械膨張比を維持するように前記ピストンの位置を設定し、
    　前記変換制御信号が遮断されると前記吸気側可変動弁機構は、前記吸気バルブの開閉時期を前記吸気バルブ始動位置の付近に設定し、
    　前記変換制御信号が遮断されると前記排気側可変動弁機構は、前記排気バルブの開閉時期を前記排気バルブ始動位置の付近に設定することを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  6. 　請求項５に記載の内燃機関の可変動作システムにおいて、
    　前記可変圧縮比機構、前記吸気側可変動弁機構、及び前記排気側可変動弁機構は夫々の位置を機械的な固定機能によって固定されることを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  7. 　請求項１に記載の内燃機関の可変動作システムにおいて、
    　冷機始動後に前記内燃機関の温度が所定温度まで上昇した場合は、
    　前記可変圧縮比機構は、機械膨張比が略最小となる位置から機械膨張比が更に大きくなる位置に前記ピストンの位置を変更し、
    　前記吸気側可変動弁機構は、前記吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）を、冷機始動時に比べて下死点(ＢＤＣ)から離れる遅角側に移動させることを特徴とする内燃機関の可変動作システム。
  8. 　４サイクル方式の内燃機関のピストンの位置を変更して機械圧縮比及び機械膨張比を制御する可変圧縮比機構と、吸気バルブの開閉時期の位相を制御する吸気側可変動弁機構と、前記可変圧縮比機構と前記吸気側可変動弁機構を制御するための制御手段と、を備えた内燃機関の可変動作システムの制御装置であって、冷機始動時においては、
    　前記制御手段は、
    　前記ピストンの位置を機械膨張比の可変範囲の最大値より小さい値となる位置に設定するように前記可変圧縮比機構を制御し、
    　また、暖機後低負荷状態に比べて、前記吸気バルブの閉時期(ＩＶＣ)を下死点(ＢＤＣ)付近に設定すると共に、前記吸気バルブの開時期(ＩＶＯ)を上死点(ＴＤＣ)前の進角側となる位置に設定するように前記吸気側可変動弁機構を制御することを特徴とする内燃機関の可変動作システムの制御装置。
  9. 　請求項８に記載の内燃機関の可変動作システムの制御装置において、
    　冷機始動後に前記内燃機関の温度が所定温度まで上昇した後の暖機後低負荷状態においては、
    　前記制御手段は、
    　冷機始動時の機械膨張比となる位置から機械膨張比が更に大きくなる位置に前記ピストンの位置を変更するように前記可変圧縮比機構を制御し、
    　また、前記吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）を、冷機始動時に比べて下死点(ＢＤＣ)から離れる遅角側に移動させるように前記吸気側可変動弁機構を制御することを特徴とする内燃機関の可変動作システムの制御装置。
  10. 　請求項９に記載の内燃機関の可変動作システムの制御装置において、
    　前記内燃機関の温度が所定温度まで上昇した後の暖機後全負荷状態においては、
    　前記制御手段は、
    　前記暖機後低負荷状態の機械膨張比となる位置から機械膨張比が小さくなる位置に前記ピストンの位置を変更するように前記可変圧縮比機構を制御し、
    　また、前記吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）を、前記暖機後低負荷状態に比べて下死点(ＢＤＣ)に近づく進角側に移動させるように前記吸気側可変動弁機構を制御することを特徴とする内燃機関の可変動作システムの制御装置。
  11. 　請求項８に記載の内燃機関の可変動作システムの制御装置において、
    　前記暖機後低負荷状態は、暖機後のアイドル状態であることを特徴とする内燃機関の可変動作システムの制御装置。
  12. 　請求項１０に記載の内燃機関の可変動作システムの制御装置において、
    　前記暖機後全負荷状態は、アクセル開度が全開状態であることを特徴とする内燃機関の可変動作システムの制御装置。
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