本领域公知一种火花点火式内燃发动机，其设置有能改变机械压缩 比的可变压缩比机构和能单独控制进气门的打开正时和关闭正时并使进 气门的关闭正时沿远离进气下止点的方向移位并在发动机负荷降低时提 升机械压缩比的可变气门正时机构(例如，见日本专利公开(A) No.2002-285876)。在该内燃发动机中，怠速运转时，在已显著地经过进 气上止点后使进气门打开并在短暂的打开时间后使进气门关闭。
进一步地，一般而言，在内燃发动机中，发动机负荷越低，则热效 率越差，因此要在车辆运转时提高热效率，亦即，要改善燃料消耗，需 要在发动机低负荷运转时提高热效率。然而，在内燃发动机中，膨胀比 越大，则在膨胀行程时下压活塞的力作用的时间段越长，因此膨胀比越 大，则热效率就提高得越多。另一方面，如果提高发动机压缩比，则膨 胀比变高。因此，为了在车辆运转时提高热效率，优选地在发动机低负 荷运转时尽可能多地提高机械压缩比以便在发动机低负荷运转时能获得 最大膨胀比。
然而，如果提高发动机压缩比，则燃烧室容积在进气上止点变小。 相应地，存在这样的问题：如果过早在进气上止点之前打开进气门，则 进气门将最终与活塞顶部相干涉。因此，当提高机械压缩比时，有必要 通过使进气门在不与活塞相干涉的非干涉区域打开来防止出现该问题。 这种情况下，当在进气上止点之后打开进气门时，进气门通常不会与活 塞相干涉。当进气门在进气上止点之前打开时进气门与活塞相干涉。因 此，要防止进气门与活塞相干涉，必须使进气门在进气上止点之前在上 述非干涉区域打开或者必须使进气门在进气上止点之后打开。
然而，这种情况下，如果使进气门在进气上止点之后打开，则燃烧 室内部变成真空压力直到进气门打开为止并相应地出现泵气损失。因此， 与上述公知内燃发动机一样，在怠速运转时，当使进气门显著地在进气 上止点之后打开时将出现相当大的泵气损失。
现在，如上所述，为了在车辆运转时提高热效率，优选地通过使机 械压缩比尽可能高以在发动机低负荷运转时获得最大膨胀比。然而，此 时，出现泵气损失并且热效率最终将下降，所以提高机械压缩比的意义 最终被减半。

本发明的一个目的是提供一种火花点火式内燃发动机，其可防止进 气门与活塞相干涉，可防止出现泵气损失，并可在通过提高机械压缩比 来提高发动机热效率时获得高的热效率。
根据本发明，提供一种火花点火式内燃发动机，包括能改变机械压 缩比的可变压缩比机构和能单独控制进气门的打开正时和关闭正时的可 变气门正时机构，通过随着发动机负荷降低而使进气门的关闭正时沿远 离进气下止点的方向移位来将与所需负荷对应的吸气量供给到燃烧室 内，使机械压缩比最大从而在发动机低负荷运转时获得最大膨胀比，并 且进气门的打开正时在非干涉区域中维持在大致为进气上止点的目标打 开正时，在非干涉区域中进气门至少在机械压缩比为最大的时段内不与 活塞相干涉。
附图说明
图1是火花点火式内燃发动机的概况图。
图2是可变压缩比机构的分解立体图。
图3是图示的内燃发动机的侧向剖视图。
图4是可变气门正时机构的视图。
图5是示出进气门和排气门的升程量的视图。
图6是用于解释发动机压缩比、实际压缩比和膨胀比的视图。
图7是示出理论热效率与膨胀比之间的关系的视图。
图8是用于解释普通循环和超高膨胀比循环的视图。
图9是示出机械压缩比等根据发动机负荷变化的视图。
图10是示出进气门和排气门的升程量的视图。
图11是示出进气门的打开正时IO和关闭正时IC以及机械压缩比 的变化的视图。
图12是示出进气门的打开正时IO和关闭正时IC以及机械压缩比 的变化的视图。
图13是示出进气门的打开正时IO和关闭正时IC以及机械压缩比 的变化的视图。
图14是进气门的打开正时IO的映射图。
图15是用于运转控制的流程图。

图1示出火花点火式内燃发动机的侧向剖视图。
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表示设置在燃烧室5的顶部中心部位的火花塞，7 表示进气门，8表示进气口，9表示排气门，并且10表示排气口。进气 口8经进气支管11连接至稳压罐12，同时每个进气支管11设置有用于 向相应进气口8喷射燃料的燃料喷射器13。注意，每个燃料喷射器13 可设置在每个燃烧室5而不是附连于每个进气支管11。
稳压罐12经由进气管14连接至废气涡轮增压器15的压缩机15a的 出口，同时，压缩机15a的入口经由采用诸如热丝之类器件的进气量检 测器16而连接至空气滤清器。进气管14内布置有由致动器18驱动的节 气门19。
另一方面，排气口10经排气歧管20连接至废气涡轮增压器15的废 气涡轮15b的入口，同时废气涡轮15b的出口经排气管21例如连接至 容纳三元催化剂的催化转换器22。排气管21中布置有空燃比传感器23。
另一方面，图1所示的实施方式中，曲轴箱1与气缸体2的连接部 设置有能改变曲轴箱1和气缸体2在气缸轴向的相对位置的可变压缩比 机构A，以便当活塞4定位在压缩上止点时改变燃烧室5的容积，进一 步设置有可变气门正时机构B，所述可变气门正时机构B能单独控制进 气门7的关闭正时和进气门7的打开正时以便改变实际压缩作用的开始 正时。
电控单元30包括数字计算机，该数字计算机设置有经双向总线31 彼此连接的元件，诸如ROM(只读存储器)32、RAM(随机存取存储 器)33、CPU(微处理器)34、输入端口35和输出端口36。进气量检 测器16的输出信号和空燃比传感器23的输出信号经相应的AD转换器 37输入至输入端口35。另外，加速器踏板40连接至产生与加速器踏板 40的下压量L成比例的输出电压的负荷传感器41。负荷传感器41的输 出电压经相应的AD转换器37输入至输入端口35。进一步地，输入端 口35连接至曲轴转角传感器42，所述曲轴转角传感器42在所述曲轴每 次旋转例如30°时产生输出脉冲。另一方面，输出端口36经驱动电路38 连接至火花塞6、燃料喷射器13、节气门驱动致动器18、可变压缩比机 构A和可变气门正时机构B。
图2是图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，同时图3是图 示的内燃发动机的侧向剖视图。参照图2，在气缸体的两个侧壁的底部， 形成有多个以一定距离彼此隔开的突出部50。每个突出部50设置有圆 形横截面的凸轮插入孔51。另一方面，曲轴箱1的顶面形成有多个突出 部52，所述突出部52以一定距离彼此隔开并配合在相应的突出部50之 间。这些突出部52也形成有圆形横截面的凸轮插入孔53。
如图2所示，设置了一对凸轮轴54、55。每个凸轮轴54、55具有 固定在其上的圆形凸轮56，各凸轮56能每隔一个位置以可旋转方式插 入在各凸轮插入孔51中。这些圆形凸轮56与凸轮轴54、55的旋转轴线 同轴。另一方面，在圆形凸轮56之间，如图3的剖面线所示，延伸出相 对于凸轮轴54、55的旋转轴线偏心设置的偏心轴57。每个偏心轴57具 有另外的圆形凸轮58，该圆形凸轮58以可旋转方式偏心地附连于偏心 轴57。如图2所示，这些圆形凸轮58设置在圆形凸轮56之间。这些圆 形凸轮58以可旋转方式插入在相应的凸轮插入孔53中。
当紧固至凸轮轴54、55的圆形凸轮56从图3(A)所示的状态如图 3(A)中的实线箭头所示沿着相反的方向旋转时，偏心轴57向底部中 心部位移动，所以圆形凸轮58在凸轮插入孔53中如图3(A)的虚线箭 头所示沿着与圆形凸轮56相反的方向旋转。如图3(B)所示，当偏心 轴57向底部中心部位移动时，圆形凸轮58的中心移动至偏心轴57的下 方。
根据图3(A)和3(B)的对比可理解，曲轴箱1与气缸体2的相 对位置由圆形凸轮56的中心与圆形凸轮58的中心之间的距离决定。圆 形凸轮56的中心与圆形凸轮58的中心之间的距离越大，则气缸体2离 曲轴箱1越远。如果气缸体2移动离开曲轴箱1，则燃烧室5在活塞4 位于压缩上止点时的容积增加，因此，通过使凸轮轴54、55旋转，能改 变燃烧室5在活塞4位于压缩上止点时的容积。
如图2所示，为了使凸轮轴54、55沿着相反的方向旋转，驱动马达 59的轴上设置有一对螺纹方向相反的蜗轮61、62。与这些蜗轮61、62 啮合的齿轮63、64被紧固至凸轮轴54、55的端部。本实施方式中，驱 动马达59可被驱动以在宽范围内改变燃烧室5在活塞4位于压缩上止点 时的容积。注意，图1至3所示的可变压缩比机构A只是示例。可采用 任意类型的可变压缩比机构。
另一方面，图4示出设置在凸轮轴70的可变气门正时机构B以用 于驱动图1中的进气门7。如图4所示，可变气门正时机构B包括凸轮 换相器B1以及凸轮致动角度变换器B2，凸轮换相器B1附连于凸轮轴 70一端并改变凸轮轴70的凸轮相位，凸轮致动角度变换器B2设置在凸 轮轴70与进气门7的气门挺杆24之间并将凸轮轴70的凸轮的工作角度 改变为不同的工作角度以传输至进气门7。注意，图4是凸轮致动角度 变换器B2的侧向剖视图和平面视图。
首先，解释可变气门正时机构B的凸轮换相器B1，该凸轮换相器 B1设置有通过正时皮带沿着箭头方向被发动机曲轴旋转的正时皮带轮 71、与正时皮带轮71一起旋转的圆柱形壳体72、可与凸轮轴70一起旋 转并相对于圆柱形壳体72旋转的轴73、从圆柱形壳体72的内周延伸至 轴73的外周的多个隔板74、以及在隔板74之间从轴73的外周延伸至 圆柱形壳体72的内周的叶片75，叶片75的两侧形成有提前用液压室76 和延迟用液压室77。
通过工作油供给控制阀78控制工作油向液压室76、77的供给。该 工作油供给控制阀设置有：连接至液压室76、77的液压端口79、80； 用于从液压泵81排出的工作油的供给端口82；一对排放端口83、84； 以及用于控制端口79、80、82、83、84的连通和断开的滑阀85。
为了提前凸轮轴70的凸轮的相位，在图4中，使滑阀85向下移动， 从供给端口82供给的工作油经液压端口79供给至提前用液压室76，并 且延迟用液压室77中的工作油从排放端口84排放。此时，使轴73沿着 箭头X的方向相对于圆柱形壳体72旋转。
与此相反，为了延迟凸轮轴70的凸轮的相位，在图4中，使滑阀 85向上移动，从供给端口82供给的工作油经液压端口80供给至延迟用 液压室77，并且提前用液压室76中的工作油从排放端口83排放。此时， 使轴73沿着与箭头X相反的方向相对于圆柱形壳体72旋转。
当使轴73相对于圆柱形壳体72旋转时，如果滑阀85返回至图4所 示的中间位置，则用于相对旋转轴73的操作终止，并且轴73保持在此 时的相对旋转位置。因此，可利用凸轮换相器B1精确地以期望量提前 或延迟凸轮轴70的凸轮的相位。亦即，凸轮换相器B1可自由提前或延 迟进气门7的打开正时。
接下来，解释可变气门正时机构B的凸轮致动角度变换器B2，该凸 轮致动角度变换器B2设置有：控制杆90，其平行于凸轮轴70设置并通 过致动器91而沿轴向移动；中间凸轮94，其与凸轮轴70的凸轮92接 合并以可滑动方式与形成在控制杆90上且沿轴向延伸的花键93配合； 以及滑动凸轮96，其与用于驱动进气门7的气门挺杆24接合并以可滑 动方式与形成在控制杆90上的以螺旋形式延伸的花键95配合。该滑动 凸轮96形成有凸轮97。
当凸轮轴90旋转时，凸轮92使得中间凸轮94一直精确地以恒定角 度摆动。此时，也使滑动凸轮96精确地以恒定角度摆动。另一方面，中 间凸轮94和滑动凸轮96以可沿控制杆90的轴向移动的方式被支撑，因 此当通过致动器91使控制杆90沿轴向移动时，使滑动凸轮96相对于中 间凸轮94旋转。
当凸轮轴70的凸轮92由于中间凸轮94与滑动凸轮96之间的相对 旋转位置关系而开始与中间凸轮94接合时，如果滑动凸轮86的凸轮97 开始与气门挺杆24接合，如图5(B)的“a”所示，则进气门7的打开时 间和升程变成最大值。与此相反，当利用致动器91来使滑动凸轮96沿 着图4的箭头Y的方向相对于中间凸轮94旋转时，凸轮轴70的凸轮92 与中间凸轮94接合，过一会后滑动凸轮96的凸轮97与气门挺杆24接 合。这种情况下，如图5(B)中的“b”所示，进气门7的打开时间和升 程量变成小于“a”。
当使滑动凸轮96沿着图4中箭头Y的方向相对于中间凸轮94旋转 时，如图5(B)中的“c”所示，进气门7的打开时间和升程量进一步变 小。亦即，通过利用致动器91来改变中间凸轮94与滑动凸轮96的相对 旋转位置，进气门7的打开时间可自由改变。然而，这种情况下，进气 门7的升程量变得越小，则进气门7的打开时间越短。
这样可利用凸轮换相器B1来自由改变进气门7的打开正时并且可 利用凸轮致动角度变换器B2来自由改变进气门7的打开时间，所以可 利用凸轮换相器B1和凸轮致动角度变换器B2，即，可利用可变气门正 时机构B来自由改变进气门7的打开正时和打开时间，亦即自由改变进 气门7的打开正时和关闭正时。
注意，图1和4所示的可变气门正时机构B只是示例。也可采用有 别于图1和4所示的示例的各种可变气门正时机构。
接下来，将参照图6解释本申请中使用的术语的含义。注意，图6 (A)、(B)和(C)出于说明性的目的示出燃烧室容积为50ml并且活 塞行程容积为500ml的发动机。这些图6(A)、(B)和(C)中，燃烧 室容积示出燃烧室在活塞处于压缩上止点时的容积。
图6(A)解释了机械压缩比。所述机械压缩比是在压缩行程时从活 塞的行程容积和燃烧室容积机械地确定的值。该机械压缩比由(燃烧室 容积+行程容积)/燃烧室容积表示。图6(A)所示的示例中，该压缩比 变成(50ml+500ml)/50ml＝11。
图6(B)解释了实际压缩比。该实际压缩比是从实际行程容积和燃 烧室容积确定的值，所述实际行程容积是活塞从压缩作用实际开始时至 活塞到达上止点时的容积。该实际压缩比由(燃烧室容积+实际行程容 积)/燃烧室容积表示。亦即，如图6(B)所示，即使活塞在压缩行程 中开始上升，在进气门打开时不会执行压缩作用。实际压缩作用在进气 门关闭后开始。因此，用实际压缩容积将实际压缩比表示如下。图6(B) 所示的示例中，实际压缩比变成(50ml+450ml)/50ml＝10。
图6(C)解释了膨胀比。所述膨胀比是从燃烧室容积以及活塞在膨 胀行程时的行程容积确定的值。该膨胀比由(燃烧室容积+行程容积)/ 燃烧室容积表示。图6(C)所示的示例中，该膨胀比变成(50ml+500ml) /50ml＝11。
接下来，将参照图7和图8解释本发明最基本的特征。注意，图7 示出理论热效率与膨胀比之间的关系，而图8示出本发明中普通循环与 根据负荷选用的超高膨胀比循环之间的对比。
图8(A)示出当进气门在靠近下止点的部位关闭并且活塞的压缩作 用从接近大致压缩下止点的部位开始时的普通循环。该图8(A)所示的 示例也与图6(A)、(B)和(C)所示的示例一样，燃烧室容积为50ml， 并且活塞的行程容积为500ml。从图8(A)可理解，在普通循环中，机 械压缩比是(50ml+500ml)/50ml＝11，实际压缩比也约是11，并且膨胀 比也变成(50ml+500ml)/50ml＝11。亦即，在普通内燃发动机中，机械 压缩比和实际压缩比与膨胀比变成大致相等。
图7中的实线示出在实际压缩比和膨胀比大致相等的情况下——亦 即在普通循环中——理论热效率的变化。这种情况下，可了解到，膨胀 比越大，亦即，实际压缩比越高，则理论热效率越高。因此，在普通循 环中，为了提高理论热效率，应该使实际压缩比更高。然而，由于在发 动机高负荷运转时出现爆燃的限制，即使实际压缩比升高到最大值也只 有约12，相应地，在普通循环中，不能使理论热效率足够高。
然而，在这种状况下，发明人在机械压缩比与实际压缩比之间进行 严格区分并研究理论热效率，结果发现在理论热效率中，膨胀比是主要 的，并且热效率根本不受实际压缩比的很大影响。亦即，如果升高实际 压缩比，则爆炸力升高，但是压缩需要高能量，相应地即使升高实际压 缩比，理论热效率也根本不会上升很大。
与此相反，如果增加膨胀比，在膨胀行程时下压活塞的力作用的时 间段越长，则活塞对曲轴提供旋转力的时间越长。因此，膨胀比变得越 大，则理论热效率变得越高。图7中的虚线示出在将实际压缩比固定在 10并在该状态下提高膨胀比的情况下的理论热效率。这样，可知理论热 效率的上升量在以下两种情况相差不大：在实际压缩比维持在低值的状 态下提高膨胀比时；以及如图7的实线所示的实际压缩比与膨胀比一起 增加时。
如果以这种方法将实际压缩比维持在低值，则爆燃将不会发生，因 此如果在实际压缩比维持在低值的状态下提高膨胀比，则可防止发生爆 燃并可极大地提高理论热效率。图8(B)示出当利用可变压缩比机构A 和可变气门正时机构B来将实际压缩比维持在低值并提高膨胀比的情况 的示例。
参照图8(B)，该示例中，可变压缩比机构A用来将燃烧室容积从 50ml降至20ml。另一方面，利用可变气门正时机构B来延迟进气门的 关闭正时直到活塞的实际行程容积从500ml改变为200ml。结果，在该 示例中，实际压缩比变成(20ml+200ml)/20ml＝11并且膨胀比变成 (20ml+500ml)/20ml＝26。如以上，在图8(A)所示的普通循环中， 实际压缩比是约11并且膨胀比是11。与这种情况相比，在图8(B)所 示的情况中，可知只有膨胀比被提高至26。这是将其称为“超高膨胀比 循环”的原因。
如上所述，一般而言，在内燃发动机中，发动机负荷越低，则热效 率越差，因此要在车辆运转时提高热效率，亦即，要改善燃料消耗，有 必要提高发动机低负荷运转时的热效率。另一方面，在图8(B)所示的 超高膨胀比循环中，在压缩行程时活塞的实际行程容积变小，所以可被 吸入到燃烧室5内的进气量变小，因此该超高膨胀比循环只能在发动机 负荷较低时采用。因此，在本发明中，在发动机低负荷运转时设定图8 (B)所示的超高膨胀比循环，而在发动机高负荷运转时设定图8(A) 所示的普通循环。这是本发明的基本特征。
图9示出当发动机转速低时在稳定运转时的总体运转控制。下面将 参照图9解释总体运转控制。
图9示出机械压缩比、膨胀比、进气门7的关闭正时、实际压缩比、 进气量、节气门17的开度和泵气损失随发动机负荷的变化。注意，在根 据本发明的实施方式中，通常基于空燃比传感器21的输出信号将燃烧室 5中的平均空燃比反馈控制为理论空燃比，从而使催化转换器20中的三 元催化剂能够同时减少废气中的未燃烧的HC、CO和NOx。
现在，如上所述，在发动机高负荷运转时，执行图8(A)所示的普 通循环。因此，如图9所示，此时，由于机械压缩比变小，所以膨胀比 变小。如图9的实线所示，进气门7的关闭正时如图5的实线所示提前。 进一步地，此时，进气量大。此时，节气门17的开度保持完全打开或大 致完全打开，所以泵气损失变成“零”。
另一方面，如图9所示，机械压缩比随发动机负荷降低而增加，因 此膨胀比也增加。进一步地，此时，如图9的实线所示，随着发动机负 荷降低延迟进气门7的关闭正时，使得实际压缩比基本保持恒定。注意， 此时，节气门17还是保持在完全打开或大致完全打开的状态。因此供给 至燃烧室5的进气量不是由节气门17控制，而是通过改变进气门7的关 闭正时控制。此时，泵气损失也变成“零”。
这样，当发动机负荷从发动机高负荷运转状态降低时，在实际压缩 比大致恒定的状况下，机械压缩比随着进气量的下降而增加。亦即，燃 烧室5在活塞4达到压缩上止点时的容积随进气量的减少而成比例地减 少。因此燃烧室5在活塞4达到压缩上止点时的容积随着进气量成比例 地改变。注意，此时燃烧室5中的空燃比变成理论空燃比，所以燃烧室 5在活塞4达到压缩上止点时的容积随着燃料量成比例地改变。
如果发动机负荷进一步降低，则机械压缩比进一步增加。当机械压 缩比达到形成燃烧室的5的结构强度极限的极限机械压缩比时，在比机 械压缩比达到极限压缩比时的发动机负荷L1低的负荷区域内，机械压缩 比保持在极限机械压缩比。因此在发动机低负荷运转时，机械压缩比变 成最大值，并且膨胀比变成最大值。从另一点来说，在本发明中，为了 在发动机低负荷运转时获得最大膨胀比，使机械压缩比为最大值。进一 步地，此时，实际压缩比维持在与发动机中负荷及高负荷运转时大致相 同的实际压缩比。
另一方面，如图9中的实线所示，随着发动机负荷变低，进气门7 的关闭正时延迟至能够控制供给到燃烧室5的进气量的极限关闭正时。 在比进气门7的关闭正时达到极限关闭正时时的发动机负荷L2低的负荷 区域内，进气门7的关闭正时保持在极限关闭正时。如果进气门7的关 闭正时保持在极限关闭正时，则再也不能够通过改变进气门7的关闭正 时控制进气量。因此，必须通过其他方法控制进气量。
图9所示的实施方式中，此时，亦即，在比进气门7的关闭正时达 到极限关闭正时时的发动机负荷L2低的负荷区域内，利用节气门17来 控制供给至燃烧室5的进气量。然而，如图9所示，如果利用节气门17 来控制进气量，则泵气损失增加。
注意，为了防止此泵气损失，在比进气门7的关闭正时达到极限关 闭正时时的发动机负荷L2低的负荷区域内，进气门17保持在完全打开 或大致完全打开的状态。在此状态，发动机负荷越低，可使空燃比越大。 此时，燃料喷射器13优选地设置在燃烧室5中以执行分层燃烧。
如图9所示，在发动机低速运转时，不管发动机负荷如何，实际压 缩比保持大致恒定。此时使实际压缩比处于在发动机中负荷及高负荷运 转时的实际压缩比的约±10％、优选地±5％的范围。注意在根据本发明 的实施方式中，发动机低速时实际压缩比设成约10±1，亦即，从9到11。 然而，如果发动机转速变高，则燃烧室5中的空燃混合气被搅动，所以 爆燃变得困难，因此在根据本发明的实施方式中，发动机转速越高，则 实际压缩比越高。
另一方面，如上所述，在图8(B)所示的超高膨胀比循环中，膨胀 比设成26。该膨胀比越高越好，而且如果等于或大于20，可获得相当高 的理论热效率。因此，在本发明中，形成可变压缩比机构A使得膨胀比 变成20或更大。
进一步地，在图9所示的示例中，机械压缩比根据发动机负荷连续 改变。然而，机械压缩比也可根据发动机负荷分阶段改变。
另一方面，如图9中的虚线所示，即使随着发动机负荷变低提前进 气门7的关闭时间，可不依靠节气门17控制进气量。因此，在图9中， 如果综合性地表示实线所示和虚线所示的两种情况，则在根据本发明的 实施方式中，进气门7的关闭正时随着发动机负荷降低而移位，沿着远 离进气下止点BDC的方向直到能够控制供给到燃烧室的进气量的极限 关闭正时L2为止。
接下来，将集中在低负荷运转时解释进气门7的打开正时，在低负 荷运转时执行如图8(B)所示的高膨胀比循环。
图10(A)示出进气门7升程的变化、排气门9升程的变化以及活 塞干涉线，所述活塞干涉线示出在发动机低负荷运转时当机械压缩比高 时进气门7或排气门9与活塞4相干涉的界线。在图10(A)中，当排 气门9的升程曲线与活塞干涉线相交时，排气门9与活塞4相干涉，而 在进气门7的升程曲线与活塞干涉线相交时，进气门7与活塞4相干涉。
因此，在图10(A)中，相对于进气门7的打开正时的非干涉区域 θ起始于进气上止点(TDC)附近，在所述非干涉区域θ内进气门7将 不与活塞4相干涉。因此，在本发明中，进气门7的打开正时设定在该 非干涉区域θ内。
另一方面，如果使进气门7在进气上止点之后打开，则燃烧室5内 部将变成真空压力并且相应地将出现泵气损失直到进气门7打开为止。 该泵气损失越大则进气门7的打开正时越多地从进气上止点延迟。因此， 在本发明中，进气门7的目标打开正时维持在进气上止点附近，优选地 在非干涉区域θ中稍微在进气上止点之前。
进一步地，在发动机低负荷运转时当机械压缩比高时，要供给至燃 烧室5内的进气量变小，因此，此时，如图10(A)中的实线所示，进 气门7的关闭正时显著延迟，或者，如图10(A)中的虚线所示，进气 门7的关闭正时显著提前。注意，在根据本发明的实施方式中，排气门 9的关闭正时固定在大致进气上止点。
另一方面，图10(B)示出在发动机中速及高速和中负荷及高负荷 运转的特定运转状态下进气门7升程的变化、排气门9升程的变化以及 活塞干涉线。在发动机中负荷及高负荷运转时，机械压缩比变小，所以 活塞干涉线上升。因此，此时，不需要担心与活塞4相干涉。进一步地， 在图10(B)所示的运转状态时，进气门7的打开正时变成显著地在进 气上止点(TDC)之前，并且进气门7的关闭正时与图10(A)中的实 线所示的情况相比提前而与图10(A)中的虚线所示的情况相比延迟。
然而，如上所述，在图10(B)所示的运转状态时，进气门7的打 开正时变成显著地在进气上止点之前，而在图10(A)所示的运转状态 时，进气门7的打开正时变成大致进气上止点。因此，当发动机的工况 从图10(B)所示的运转状态改变为图10(A)所示的运转状态时，进 气门7的打开正时必须延迟，而当发动机的工况从图10(A)所示的运 转状态改变为图10(B)所示的运转状态时，进气门7的打开正时必须 提前。
另一方面，当发动机的工况从图10(B)所示的运转状态改变为图 10(A)所示的运转状态时，进气门7的关闭正时改变以减少要供给到 燃烧室5内部的进气量并增加机械压缩比，而当发动机的工况从图10 (A)所示的运转状态改变为图10(B)所示的运转状态时，类似地， 进气门7的关闭正时改变以增加要供给到燃烧室5内部的进气量并减小 机械压缩比。
然而，如上所述，当减少要供给到燃烧室5内部的进气量并增加机 械压缩比时，如果机械压缩比在进气量充分减少之前变大，亦即，在进 气量大时，实际压缩比将变高并将相应地出现爆燃。另一方面，如上所 述，当增加要供给到燃烧室5内部的进气量并降低机械压缩比时，如果 在机械压缩比还没有下降时增加进气量，则实际压缩比将变高并将相应 地出现爆燃。
在根据本发明的实施方式中，为了防止出现这种爆燃，在可变压缩 比机构A的致动与可变气门正时机构B的致动之间设定时滞。接下来， 将参照图11和图12进行解释，图11和图12作为在发动机低负荷运转 时使进气门7的升程量成为图10(A)中的实线所示的升程量的示例。
图11示出当发动机的工况从图10(B)所示的运转状态改变为图10 (A)所示的运转状态时进气门7的打开正时IO的变化、进气门7的关 闭正时IC的变化以及机械压缩比的变化。注意，在图11中，(B)示出 如图11(B)所示的运转状态，而(A)示出如图11(A)所示的运转状 态。
注意，图11示出以下情况：当发动机的工况从图10(B)所示的运 转状态改变为图10(A)所示的运转状态时，通过可变气门正时机构B 改变进气门7的打开正时IO的操作和改变进气门7的关闭正时IC的操 作同时开始并且同时结束。
参照图11，当发动机的工况从图10(B)所示的中速及高速和中负 荷及高负荷运转切换至图10(A)所示的低负荷运转时，在(I)所示的 示例中，用于改变机械压缩比的操，亦即，用于增加机械压缩比的操作， 是在进气门7的打开正时IO变成非干涉区域B中的目标打开正时之后 开始。另一方面，在(II)所示的示例中，用于改变机械压缩比的操作， 亦即，用于用于增加机械压缩比的操作，是在用于改变进气门7的打开 正时IO的操作开始之后并在进气门7的打开正时变成非干涉区域θ中 的目标打开正时之前开始。进一步地，在(III)所示的示例中，用于改 变机械压缩比的操作是在用于改变进气门7的打开正时IO的操作开始 时开始，但在此时，减缓机械压缩比的改变速度。
如果概括地表述图11的(I)、(II)和(III)所示的用于改变机械 压缩比的操作，则当发动机的工况从图10(B)所示的中速及高速和中 负荷及高负荷运转切换至图10(A)所示的低负荷运转时，用于改变机 械压缩比的操作从用于改变进气门7的打开正时IO的操作延迟，使得 机械压缩比在进气门7的打开正时IO变成非干涉区域θ中的目标打开 正时之后变成最大。
如果用于改变机械压缩比的操作以这种方式从用于改变进气门7的 打开正时IO的操作延迟，则机械压缩比在供给至燃烧室5的进气量减 少之前不会变高，相应地防止了爆燃。
图12示出当发动机的工况从图10(A)所示的运转状态改变为图 10(B)所示的运转状态时进气门7的打开正时IO的变化、进气门7的 关闭正时IC的变化和机械压缩比的变化。注意，在图11中，(A)示出 图11(A)所示的运转状态，而(B)示出图11(B)所示的运转状态。
注意，也像图11一样，图12示出以下情况：当发动机的工况从图 10(A)所示的运转状态改变为图10(B)所示的运转状态时，利用可 变气门时机构B使得用于改变进气门7的打开正时IO的操作和用于改 变关闭正时IC的操作同时开始并且同时结束。
参照图12，当发动机的工况从图10(A)所示的低负荷运转切换至 图10(B)所示的中速及高速和中负荷及高负荷运转时，在(I)所示的 示例中，用于改变进气门7的打开正时IO的操作在机械压缩比按照发 动机运转状态下降至目标机械压缩比之后开始。另一方面，在(II)所 示的示例中，用于改变进气门7的打开正时IO的操作在机械压缩比按 照发动机运转状态正在向目标机械压缩比下降时开始。进一步地，在 (III)所示的示例中，用于改变进气门7的打开正时IO的操作在机械 压缩比按照发动机运转状态正在向目标机械压缩比下降时开始，但是在 该示例中，当用于改变进气门7的打开正时IO的操作开始时，减缓机 械压缩比的改变速度，亦即，减缓机械压缩比下降的速度。
如果概括地表述图12的(I)、(II)和(III)所示的用于改变机械 压缩比的操作，则当发动机的工况从图10(A)所示的低负荷运转切换 至图10(B)所示的中速及高速和中负荷及高负荷运转时，用于改变进 气门7的打开正时IO的操作在用于改变机械压缩比即减小机械压缩比 的操作开始之后开始。
这样，如果用于改变进气门的打开正时的操作在用于改变机械压缩 比的操作开始之后开始，则当机械压缩比高时，供给至燃烧室5的进气 量将不会增加并且可相应地防止爆燃。
图13示出当发动机负荷的变化量小时，因此进气门7的打开正时 IO、进气门7的关闭正时IC和机械压缩比的变化都小。此时，如图13 所示，用于改变进气门7的打开正时IO的操作、用于改变进气门7的 关闭正时IC的操作和用于改变机械压缩比的操作同时开始并且基本同 时结束。
参照图14，预先将进气门7的目标打开正时IO以如图14(A)所 示的映射图的形式作为发动机负荷L和发动机转速N的函数而存储在 ROM32中。进一步地，预先将所需进气量供给至燃烧室5内所需的进 气门7的目标关闭正时IC以如图14(B)所示的映射图的形式作为发 动机负荷L和发动机转速N的函数而存储在ROM 32中。
另一方面，图14(D)示出用于发动机转速N1、N2、N3、N4 (N1接下来，将参照图15说明运转控制程序。
参照图15，首先，在步骤100，判断发动机负荷L是否高于图9所 示的负荷L2。当L≥L2时，程序进行至步骤101，在步骤101中利用图 14(A)所示的映射图来计算进气门7的打开正时IO并且利用图14(B) 所示的映射图来计算进气门7的关闭正时IC。接下来，程序进行至步骤 104。与此相反，当在步骤100判断L在步骤104，判断发动机负荷L是否低于图9所示的发动机负荷L1， 当L≥L1时，程序进行至步骤105，在步骤105中利用图14(C)所示的 映射图来计算机械压缩比CR。接下来，程序进行至步骤107。另一方面， 当在步骤104判断L在步骤107，判断发动机负荷的变化量ΔL的绝对值|ΔL|是否大于 设定值XL。当|ΔL|>XL时，程序进行至步骤108，在步骤108中判断 发动机负荷的变化量ΔL是否为负值。当ΔL<0时，亦即，当发动机负 荷以设定值XL或更大的值下降时，程序进行至步骤109，在步骤109 中通过驱动可变气门正时机构B如图11所示改变进气门7的打开正时 IO和关闭正时IC，并且利用图11的(I)、(II)和(III)中的任一种 改变方式通过相对于用于进气门7的打开正时IO和关闭正时IC的操作 延迟地驱动可变压缩比机构A来改变机械压缩比。
与此相反，当在步骤108判断出ΔL≥0时，亦即，当发动机负荷以 设定值XL或更大的值增加时，程序进行至步骤110，在步骤110中利 用图12的(I)、(II)和(III)中的任一种改变方式通过驱动可变压缩 比机构A来改变机械压缩比。如图12所示，通过相对于用于改变机械 压缩比的操作延迟地驱动可变气门正时机构B来改变进气门7的打开正 时IO和关闭正时IC。
另一方面，当在步骤107判断出|ΔL|≤XL时，亦即，当发动机负 荷的变化量ΔL小时，程序进行至步骤111，在步骤111中，如图13所 示，通过驱动可变压缩比机构A和可变气门正时机构B同时开始并且大 致同时结束用于改变进气门7的打开正时IO的操作、用于改变进气门7 的关闭正时IC的操作以及用于改变机械压缩比的操作。