本领域已知的火花点火式内燃发动机设置有能够改变机械压缩比 的可变压缩比机构和能够控制进气门的闭合正时的可变气门正时机构， 在发动机处于中负荷运转和发动机高负荷运转时由涡轮增压器执行增 压作用，并且在发动机中负荷运转和高负荷运转时随着发动机负荷降低 而在保持实际燃烧比恒定的状态下提高机械压缩比并且延迟进气门的 闭合正时(例如，参见日本专利公报(A)No.2004-218522)。
但是，在火花点火式内燃发动机中，即将燃烧之前的压缩行程结束 时燃烧室中气体的状态——例如燃烧室中的压力或气体温度——对燃 烧具有很大影响。即，一般来说，在压缩行程结束时燃烧室中的压力或 气体温度越高，燃烧越容易，但是燃烧室中的压力或气体温度越高，则 发生爆燃越多。因此，燃烧室中的压力或气体温度优选地维持在最优值， 即，在不发生爆燃的范围中尽可能为最大值。
另一方面，如果如上述已知内燃发动机中一样，实际燃烧比保持恒 定，则送入燃烧室中的吸入气体总是受到常数比的压缩。但是，在这种 情况下，在压缩行程结束时燃烧室中的压力或气体温度根据压缩开始时 燃烧室中的压力或气体温度——即送入燃烧室中的吸入气体的压力或 温度——而改变。如果送入燃烧室中的吸入气体的压力或温度变高，则 在压缩行程结束时燃烧室中的压力或温度也随此一起变高。因此，存在 这样的问题：即，即使如上述已知的内燃发动机中一样使实际压缩比维 持恒定，在压缩行程结束时燃烧室中的压力或气体温度也不能保持在最 优值。

本发明的目的是提供一种火花点火式内燃发动机，其将压缩行程结 束时燃烧室中的气体状态维持在最优状态，从而能够获得良好的燃烧而 不会发生爆燃。
根据本发明，提供了一种火花点火式内燃发动机，其包括能够控制 进气门的闭合正时的可变气门正时机构和能够改变机械压缩比的可变 压缩比机构，将进气门的闭合正时控制为使得对应于所需负荷的进气量 被送入燃烧室中，并且将机械压缩比控制为使得不论发动机的负荷如何 在基本相同的发动机速度下压缩行程结束时燃烧室中的压力都基本恒 定。
另外，根据本发明，提供了一种火花点火式内燃发动机，其包括能 够控制进气门的闭合正时的可变气门正时机构以及能够改变机械压缩 比的可变机械压缩比机构，将进气门的闭合正时控制为使得对应于所需 负荷的进气量被送入燃烧室中，并且将机构压缩比控制为使得不论发动 机的负荷如何在基本上相同的发动机速度下压缩行程结束时燃烧室中 气体的温度都基本恒定。
另外，根据本发明，提供了一种火花点火式内燃发动机，其包括能 够控制进气门的闭合正时的可变气门正时机构和能够改变机构压缩比 的可变压缩比机构，将所述进气门的闭合正时控制为使得对应于所需负 荷的进气量被送入燃烧室中，实现存储当压缩行程结束时燃烧室中的压 力和气体温度的目标值，并且将机械压缩比控制为使得压缩行程结束时 燃烧室中的压力和气体温度变成所存储的目标值。
另外，根据本发明，提供了一种火花点火式内燃发动机，其包括能 够控制进气门的闭合正时的可变气门正时机构和能够改变机械压缩比 的可变压缩比机构，将进气门的闭合正时控制为使得对应于所需负荷的 进气量被送入燃烧室中，并且将机械压缩比控制为使得不论发动机的负 荷如何在基本相同的发动机速度下压缩行程结束时燃烧室中的气体密 度都基本恒定。
附图说明
图1是一种火花点火式内燃发动机的总图。
图2是可变压缩比机构的分解立体图。
图3是所示内燃发动机的侧视横截面图。
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是用于说明发动机的压缩比、实际压缩比以及膨胀比的视图。
图7是示出理论热效率和膨胀比之间关系的视图。
图8是用于说明一般循环和超高膨胀比循环的视图。
图9是示出机构压缩比等根据发动机负荷变化的视图。
图10是示出目标压力等的视图。
图11是用于操作控制的流程图。
图12是用于操作控制的流程图。
图13是示出目标机械压缩比的视图。
图14是用于操作控制的流程图。
图15是示出目标温度的视图。
图16是用于操作控制的流程图。
图17是用于操作控制的流程图。
图18是示出目标机械压缩比的视图。
图19是用于操作控制的流程图。
图20是示出目标值等的视图。
图21是用于操作控制的流程图。
图22是示出目标密度的视图。
图23是用于操作控制的流程图。

图1示出火花点火式内燃发动机的侧视横截面图。
参照图1，1表示曲轴箱，2表示气缸体，3表示气缸盖，4表示活 塞，5表示燃烧室，6表示设置在燃烧室5顶部中心处的火花塞，7表示 进气门，8表示进气口，9表示排气门，10表示排气口。进气口8通过 进气支管11连接到稳压罐12，同时每个进气支管11设置有用于向相应 的进气口8喷射燃料的燃料喷射器13。应当注意，每个燃料喷射器13 可以设置在每个燃烧室5处而不附接到每个进气支管11。
稳压罐12经由进气管14连接到排气涡轮增压器15的压缩机15a 的出口，同时压缩机15a的入口通过使用例如热丝等的进气量检测器16 连接到空气滤清器17。进气管14的内部设置有通过致动器18驱动的节 气门19。
另一方面，排气口10通过排气歧管20连接到排气涡轮增压器15 的排气涡轮15b的入口，排气涡轮15b的出口通过排气管21连接到例 如容纳三元催化剂的催化转化器22。排气管21内部设置有空燃比传感 器23。
另一方面，在图1中所示的实施方式中，曲轴箱1和气缸体2的连 接部分设置有可变压缩比机构A，所述可变压缩比机构A能够沿气缸轴 向改变曲轴箱1和气缸体2的相对位置，从而改变当活塞4位于压缩上 止点时燃烧室5的容积，并且还设置有可变气门正时机构B，其能够控 制进气门7的闭合正时，以便于改变实际压缩作用的开始正时。
电子控制单元30包括数子计算机，设置有通过双向总线31彼此连 接的部件，例如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以及输出端口36。进气量检测器16 的输出信号和空燃比传感器23的输出信号通过相应的AD转换器37输 入到输入端口35。在燃烧室5的顶部上方设置有用于检测燃烧室5中的 压力的压力传感器23和用于检测燃烧室5中的气体温度的温度传感器 24。压力传感器23和温度传感器24的输出信号通过相应的AD转换器 37输入到输入端口35。另外，稳压罐12——即节气门19下游的进气通 道——设置有用于检测进气通道中的压力的压力传感器25和用于检测 流入燃烧室5中的进气的温度的温度传感器26。压力传感器25和温度 传感器26的输出信号通过相应的AD转换器37输入到输入端口35。
另外，加速器踏板40连接到负荷传感器41，所述负荷传感器41产 生与加速器踏板40的推压量L成正比的输出电压。负荷传感器41的输 出电压通过相应的AD转换器37输入到输入端口35。另外，输入端口 35连接到曲轴转角传感器42，所述曲轴转角传感器42在曲轴每旋转例 如30°时产生输出脉冲。另一方面，输出端口36通过驱动电路38连接 到火花塞6、燃料喷射器13、节气门驱动致动器18、可变压缩比机构A 以及可变气门正时机构B。
图2是图1中所示可变压缩比机构A的分解立体图，图3是所示内 燃发动机的侧视横截面图。参照图2，在气缸体2的两个侧壁的底部处 形成有多个以特定距离彼此分开的突起部50。每个突起部50都形成有 横截面为圆形的凸轮插入孔51。另一方面，曲轴箱1的顶表面上形成有 多个以特定距离彼此分开并且装配在相应的突起部50之间的突起部 52。这些突起部52也形成有横截面为圆形的凸轮插入孔53。
如图2中所示，设置有一对凸轮轴54、55。每个凸轮轴54、55都 具有圆形凸轮56，所述圆形凸轮56固定在凸轮轴上并且每隔一个地以 可旋转方式插入到凸轮插入孔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，如图3中的阴影线所示，在圆形凸轮56 之间延伸有相对于凸轮轴54、55的旋转轴线偏心设置的偏心轴57。每 个偏心轴57都具有以可旋转方式偏心地附接到其上的其它的圆形凸轮 58。如图2中所示，这些圆形凸轮58设置在圆形凸轮56之间。这些圆 形凸轮58以可旋转方式插入到相应的凸轮插入孔53中。
当紧固到凸轮轴54、55的圆形凸轮56从图3(A)中所示的状态 沿如图3(A)中的实线箭头所示地沿相反的方向旋转时，偏心轴57朝 向底部中心移动，因此圆形凸轮58在凸轮插入孔53中如图3(A)中 的虚线箭头所示地沿着与圆形凸轮56相反的方向旋转。如图3(B)中 所示，当偏心轴57朝向底部中心移动时，圆形凸轮58的中心移动至低 于偏心轴57。
比较图3(A)和图3(B)可以理解，曲轴箱1和气缸体2的相对 位置由圆形凸轮56的中心和圆形凸轮58的中心之间的距离确定。圆形 凸轮56的中心和圆形凸轮58的中心之间的距离越大，则气缸体2距离 曲轴箱1越远。如果气缸体2远离曲轴箱1，则当活塞4位于压缩上止 点时燃烧室5的容积增加，因此通过使凸轮轴54、55旋转，能够改变 当活塞4位于压缩上止点时燃烧室5的容积。
如图2中所示，为了使凸轮轴54、55沿相反的方向旋转，驱动马 达59的轴设置有一对具有螺旋方向相反的蜗轮61、62。与这些蜗轮61、 62啮合的齿轮63、64紧固到凸轮轴54、55的端部。在此实施方式中， 可以驱动驱动马达59以在大范围内改变当活塞4位于压缩上止点时燃 烧室5的容积。应当注意，图1至图3所示的可变压缩比机构A示出了 一个示例。可以使用任意类型的可变压缩比机构。
另一方面，图4示出图1中附接到凸轮轴70的端部上的用于驱动 进气门7的可变气门正时机构B。参照图4，这种可变气门正时机构B 设置有由发动机曲轴通过正时皮带沿箭头方向旋转的正时带轮71、与正 时皮带71一起旋转的筒形壳体72、能够和进气门驱动凸轮轴70一起旋 转并且相对于筒形外壳72旋转的轴73、从筒形外壳72的内周延伸到轴 73的外周的多个隔离件74以及从轴73的外周在隔离件74之间延伸到 筒形外壳72的内周的叶片75，叶片75的两侧形成有用于提前的液压室 76和用于延迟的液压室77。
工作油向液压室76、77的给送受到工作油给送控制阀85的控制。 此工作油给送控制阀85设置有：连接到液压室76、77的液压端口78、 79；用于从液压泵80排放的工作油的给送端口81；一对排出端口82、 83；以及用于控制端口78、79、81、82、83的连接和断开的滑阀84。
为了提前进气门驱动凸轮轴70的凸轮的相位，在图4中，使滑阀 84向右移动，从给送端口81给送的工作油通过液压端口78给送到用于 提前的液压室76，并且用于延迟的液压室77中的工作油从排出端口83 排出。此时，轴73相对于筒形壳体72沿箭头方向旋转。
与此相反，为了使进气门驱动凸轮轴70的凸轮的相位延迟，在图4 中，使滑阀84向左移动，从给送端口81给送的工作油通过液压端口79 给送到用于延迟的液压室77，用于提前的液压室76中的工作油从排出 端口82排出。此时，轴73相对于筒形壳体72沿与箭头相反的方向旋 转。
当轴73相对于筒形壳体72旋转时，如果滑阀84返回到如图4所 示的中间位置，则用于使轴73相对旋转的操作结束，并且轴73保持在 当时的相对旋转位置处。因此，可以利用可变气门正时机构B来使进气 门驱动凸轮轴70的凸轮相位精确地提前或延迟所需量。
在图5中，实线示出当使用可变气门正时机构B最大程度地使进气 门驱动凸轮轴70的凸轮相位提前时的情形，而虚线示出当使用可变气 门正时机构B以最大程度地使进气门驱动凸轮轴70的凸轮相位延迟时 的情形。因此，能够在由图5中实线所示范围和虚线所示范围之间自由 地设定进气门7的打开正时，因此进气门7的闭合正时能够设定为由图 5中箭头C所示范围中的任意曲轴转角。
图1和图4中所示的可变气门正时机构B是一个示例。例如，可以 使用能够仅改变进气门的闭合正时同时维持进气门的打开正时恒定的 可变气门正时机构或其它各种类型的可变气门正时机构。另外，在本发 明中，可变气门正时机构B用来改变实际压缩作用的开始正时，因此即 使不是可变气门正时机构，如果实际压缩作用开始正时改变机构能够改 变实际压缩作用的开始正时，则任何形式的实际压缩作用开始正时改变 机构都能够使用。
接下来将参照图6解释本申请中所使用的术语的含意。应当注意， 图6(A)、(B)和(C)以说明为目的示出具有燃烧室容积为50毫升 并且活塞的行程容积为500毫升的发动机。在这些图6(A)、(B)和(C) 中，燃烧室容积示出当活塞处于压缩上止点时燃烧室的容积。
图6(A)解释机械压缩比。机械压缩比是由压缩行程时燃烧室容 积与活塞的行程容积机械地确定的值。此机械压缩比由(燃烧室容积+ 行程容积)/燃烧室容积表示。在图6(A)中所示的示例中，此机械压 缩比为(50毫升+500毫升)/50毫升＝11。
图6(B)解释实际压缩比。此实际压缩比是由燃烧室容积与从压缩 作用实际开始时到活塞达到上止点时活塞的实际行程容积确定的值。此 实际压缩比由(燃烧室容积+实际行程容积)/燃烧室容积表示。即，如 图6(B)中所示，即使在压缩行程中活塞开始上升，在进气门打开时 也没有执行压缩作用。实际压缩作用在进气门闭合之后开始。因此，实 际压缩比使用实际行程容积表示如下。在图6(B)中所示的示例中， 实际压缩比为(50毫升+450毫升)/50毫升＝10。
图6(C)解释膨胀比。膨胀比是由燃烧室容积与在膨胀行程时活 塞的行程容积确定的值。此膨胀比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室 容积表示。在图6(C)中所示的示例中，此膨胀比为(50毫升+500毫 升)/50毫升＝11。
接下来将参照图7和图8解释本发明的最基本的特征。注意，图7 示出理论热效率和膨胀比之间的关系，而图8示出在本发明中根据负荷 选择性地使用的一般循环和超高膨胀比循环之间的对比。
图8(A)示出当接近下止点时进气门关闭并且活塞的压缩作用大 致从压缩下止点附近开始时的一般循环。在此图8(A)中所示的示例 中，以与图6(A)、(B)和(C)中所示示例相同的方式，使燃烧室容 积为50毫升，使活塞的行程容积为500毫升。从图8(A)中可以理解， 在一般循环中，机械压缩比是(50毫升+500毫升)/50毫升＝11，实际 压缩比也大约是11，并且膨胀比也为(50毫升+500毫升)/50毫升＝11。 即，在一般的内燃发动机中，机械压缩比和实际压缩比以及膨胀比基本 相等。
图7中的实线示出在实际压缩比和膨胀比基本相等的情况下——即 在一般循环的情况下——理论热效率的变化。在这种情况下，可以知道， 膨胀比越大，即实际压缩比越大，则理论热效率越高。因此，在一般循 环中，要提高理论热效率，则应该使实际压缩比变大。但是，由于在发 动机高负荷运转时发生爆燃的限制，所以即使在最大值时实际压缩比也 只能达到约12，因而，在一般循环中，不能使理论热效率足够高。
另一方面，在这种情形下，发明人严格区分了机械压缩比和实际压 缩比，并且研究了理论热效率，结果发现在理论热效率中，膨胀比是主 导的，并且理论热效率基本上不太受实际压缩比的影响。即，如果提高 实际压缩比，则爆发力增大，但是压缩需要的能量多，因而即使提高实 际压缩比，理论热效率也根本不会提高太多。
与此相反，如果提高膨胀比，则在膨胀行程时向下推压活塞的力作 用时间段越长，则活塞向曲轴施加旋转力的时间越长。因此，膨胀比越 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并且在这种状态下提高膨胀比的情况下的理论热效率。以这种方式， 可以知道，当在实际压缩比维持在低值的状态下提高膨胀比时的理论热 效率的提高量与如图7中的实线所示的在实际压缩比和膨胀比一起提高 的情况下理论热效率的提高量的差别不大。
如果实际压缩比以这种方式维持在低值，则不会发生爆燃，因此如 果在实际压缩比维持在低值的情况下提高膨胀比，则能够防止爆燃的发 生并且能够大大提高理论热效率。图8(B)示出当使用可变压缩比机 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且提高膨胀 比的情形的示例。
参照图8(B)，在此示例中，使用可变压缩比机构A来将燃烧室容 积从50毫升降低到20毫升。另一方面，使用可变气门正时机构B使进 气门的闭合正时延迟，直到活塞的实际行程容积从500毫升改变到200 毫升。结果，在此示例中，实际压缩比为(20毫升+200毫升)/20毫升 ＝11并且膨胀比为(20毫升+500毫升)/20毫升＝26。在图8(A)中所 示的一般循环中，如上所述，实际压缩比为约11，膨胀比为11。与这 种情况相比，在图8(B)中所示的情况下，可以知道，仅膨胀比提高 到26。这就是将其称为“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，发动机的负荷越低，则热 效率越差，因此要提高车辆运转时的热效率，即要改善燃料消耗，就必 须提高发动机低负荷运行时的热效率。在这种情况下，如上所述，膨胀 比越大，热效率提高得越多。另一方面，如果提高发动机的压缩比，则 膨胀比也变大。因此，为了提高车辆运行时的热效率，则优选尽可能多 地提高发动机低负荷运行时的机械压缩比，以便能够在发动机低负荷操 作时获得最大膨胀比。此外，在图8(B)中所示的超高膨胀比循环中， 在压缩行程时的活塞的实际行程容积较小，因此能够吸入到燃烧室5中 的进气的量较小，所以此超高膨胀比循环仅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，设定如图8(B)中所示 的超高膨胀比循环，而在发动机高负荷运转时，设定如图8(A)中的 一般循环。这就是本发明的基本特征。
接下来参照图9说明根据本发明的整个操作控制。
图9示出机械压缩比、膨胀比、进气门7的闭合正时、在压缩行程 结束时燃烧室5中的压力——更具体地说是即将燃烧之前或即将由火花 塞6点火的动作之前燃烧室5内的压力、进气量、节气门17的开度以 及泵气损失随所需扭矩的改变。应当注意，在根据本发明的实施方式中， 燃烧室5中的平均空燃比一般基于空燃比传感器23的输出信号反馈控 制为化学计量空燃比，使得催化转化器22中的三元催化剂能够同时地 还原排气中的未燃烧HC、CO以及NOX。
现在，在本发明中，进气门7的闭合正时被控制为使得将对应于所 需负荷的进气量送入燃烧室5中。机械压缩比被控制为使得在压缩行程 结束时不论发动机负荷如何燃烧室5中气体的状态都基本恒定。应当注 意，在图9中所示的示例中，机械压缩比被控制为使得在压缩行程结束 时不论发动机负荷如何燃烧室5中的压力都基本恒定。
如果进气门7的闭合正时和机械压缩比以如此方式控制，则进气门 7的闭合正时和机械压缩比大致如图9中的实线所示随发动机负荷变 化。应当注意，此图9示出当发动机速度维持恒定时发动机负荷变化的 情况。
现在，在本发明中，如上所述，在发动机高负荷运转时，执行图8 (A)中所示的一般循环。此时，进气量大，从而如图9中的实线所示， 进气门7的闭合正时如图5中的实线所示提前。另外，如图9中所示， 此时机械压缩比变低，因此膨胀比变低。应当注意，此时，节气门17 的开度维持完全打开或者基本上完全打开，因此泵气损失为零。
另一方面，如图9中所示，如果发动机负荷变低，则送入燃烧室5 内部的进气量随此减小，因此如图9中的实线所示，当发动机负荷变低 时，进气门7的闭合正时也延迟。另外，此时，可以获知节气门7保持 在完全打开或基本上完全打开的状态，因此送入燃烧室5的进气量不受 节气门17的控制，而是受进气门7的闭合正时的变化控制。因此，此 时泵气损失也为零。
另一方面，当发动机负荷变低并且送入燃烧室5中的进气量以这种 方式减小时，为了使压缩行程结束时燃烧室5中的压力维持恒定，则必 须使压缩上止点时燃烧室5的容积更小，也就是使提高机械压缩比。因 此，如图9中所示，随着发动机负荷变低，机械压缩比提高，因此膨胀 比也提高。
如果发动机负荷进一步变低，为了进一步减小待送入燃烧室5内部 的进气量，如图9中的实线所示，将进气门7的闭合正时延迟到使得能 够控制送入燃烧室5的进气量的极限闭合正时。在低于当进气门7的闭 合正时达到极限闭合正时时的发动机负荷L2的负荷区域中，进气门7 的闭合正时保持在极限闭合正时。如果进气门7的闭合正时保持在极限 闭合正时，则进气量将不能再由进气门7的闭合正时的改变控制。因此， 必须用其它方法控制进气量。
在图9中所示的实施方式中，此时，即在低于当进气门7的闭合正 时达到极限闭合正时时的发动机负荷L2的负荷区域中，使用节气门17 控制送入燃烧室5的进气量。但是，如果使用节气门17控制进气量， 则如图9中所示，泵气损失增加。
应当注意，为了防止这些泵气损失，在低于当进气门7的闭合正时 达到极限闭合正时时的发动机负荷L2的负荷区域中，节气门17保持完 全打开或者基本完全打开。在这种状态下，发动机负荷越低，则使得空 燃比越大。此时，燃烧喷射器13优选地设置在燃烧室5中以执行分层 燃烧。
另一方面，如果发动机负荷变低并且送入燃烧室5的进气量减少， 则机械压缩比进一步提高以维持在压缩行程结束时燃烧室5中的压力恒 定。接下来，当机械压缩比达到形成燃烧室5的结构极限的极限机械压 缩比时，在低于当机械压缩比达到极限机械压缩比时的发动机负荷L1 的负荷区域中，机械压缩比保持在极限发动机压缩比。因此，在发动机 低负荷运转时，机械压缩比变成最大，并且膨胀比也变成最大。换句话 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。
这样，根据本发明，不论发动机负荷如何，都使压缩行程结束时燃 烧室5中的压力基本恒定。即，不论发动机负荷如何，都使压缩行程结 束时燃烧室5中的气体的状态为气体实现稳定性良好的燃烧而不引起爆 燃的最优状态。因此，在所有负荷区域，例如在机械压缩比变成最大值 的发动机低负荷运转时，都可以获得良好的燃烧稳定性。
如上所述，在如图8(B)中所示的超高膨胀比循环中，膨胀比为 26。此膨胀比越高越好，但是如果为20或更高，就能够获得相当高的 理论热效率。因此，在本发明中，在发动机低负荷运转时，可变压缩比 机构A被形成为使得膨胀比为20或更高。
另外，在图9中所示的示例中，机械压缩比根据发动机负荷连续地 改变。然而，机械压缩比也能够根据发动机负荷分级地改变。
另外，如图9中的虚线所示，当发动机负荷变低时，在不依赖节气 门17的情况下，通过使进气门7的闭合正时提前，就可以控制进气量。 因此，在图9中，如果综合地表示由实线所示的情形和由虚线所示的情 形，在根据本发明的实施方式中，随着发动机负荷的变低，进气门7的 闭合正时沿着远离压缩下止点BDC的方向变化，直到使得能够控制送 入燃烧室内的进气量的极限闭合正时L2。
接下来将参照图10到图14说明一实施方式，该实施方式用于控制 机械压缩比使得在压缩行程结束时不论发动机负荷如何燃烧室5中的压 力都基本恒定。
图10(A)示出向燃烧室5内部送入对应于所需负荷的进气量所需 的进气门7的闭合正时IC的映射。从图10(A)中可以理解，进气门 7的闭合正时IC是发动机负荷L和发动机速度N的函数。此映射预先 存储在ROM 32中。
图10(B)示出在压缩行程结束时燃烧室5的目标压力PN——确 切地说，是即将燃烧之前或即将由火花塞6点火之前燃烧室5中的目标 压力PN——与发动机负荷L之间的关系。在图10(B)中，PN1、PN2、 PN3和PN4示出用于不同发动机速度的目标压力。在这种情况下，对于 发动机速度，存在关系PN1如图10(B)中所示，在相同的发动机速度下不论发动机负荷如何， 目标压力PN都恒定。但是，此目标压力PN也可能根据发动机负荷的 大小而有所变化。
图11示出当直接检测燃烧室5中的压力并基于所检测到的燃烧室5 中的压力控制机械压缩比时的操作控制程序。
参照图11，首先，在步骤100中判定发动机负荷L是否高于图9 中所示的负荷L2。当L≥L2时，程序前进到步骤101，在步骤101中使 用图10(A)中所示的映射计算进气门7的闭合正时IC并且将进气门 7控制为在所计算的闭合正时IC处闭合。接下来，程序前进到步骤104。 与此相反，当在步骤100中判定L在步骤104中，判定发动机负荷L是否低于图9中所示的负荷L1。 当L≥L1时，程序前进到步骤105，在步骤105中由压力传感器23检测 压缩行程结束时燃烧室5中的压力PO。接下来，在步骤106中，判定 压力PO是否高于根据图10(B)计算的目标压力PN加上固定值α的 和，即，值PN+α。当PO>PN+α时，程序前进到步骤107，在步骤 107中将机械压缩比CR减小固定值ΔCR。接下来，程序前进到步骤111。 与此相反，当在步骤106中判定PO≤PN+α时，则程序前进到步骤108， 在步骤108中判定压力PO是否低于根据图10(B)所计算的目标压力 PN减去固定值α的差，即，值PN-α。当PO≤PN-α时，则程序前进到 步骤109，在步骤109中将机械压缩比CR增大固定值ΔCR。
另一方面，当在步骤104判定L图12示出当检测发动机进气通道中的压力、使用此检测到的压力 估算压缩行程结束时燃烧室5中的压力以及基于燃烧室5中的估算压力 控制机械压缩比时的操作控制程序。
参照图12，首先，在步骤200中，判定发动机负荷L是否高于图9 中所示的负荷L2。当L≥L2时，程序前进到步骤201，在步骤201使用 图10(A)中所示的映射计算进气门7的闭合正时IC，并且将进气门7 控制为在所计算的闭合正时IC处闭合。接下来，程序前进到步骤204。 与此相反，当在步骤200中判定L在步骤204中，判定发动机负荷L是否低于图9中所示的负荷L1。 当L≥L1时，程序前进到步骤205，在步骤205中，使用压力传感器25 检测进气通道中的压力PP，并且根据进气门7的闭合正时IC计算实际 开始压缩时燃烧室5的容积V1，例如，根据点火正时计算即将点火前燃 烧室5的容积V0。接下来，在步骤206中，根据所计算的进气通道中的 压力PP和V1、V0计算压缩行程结束时燃烧室5中压力PO。即，如果 压力是P，容积是V，比热的比值是K(CP/CV)，则当执行绝热压缩时， 关系式PVK＝常数成立。如果使绝热压缩开始时燃烧室5中的压力为进 气通道中的压力PP，则可以使用这种关系式得到压缩行程结束时燃烧 室5中的压力PO。
接下来，在步骤207，判定压力PO是否高于根据图10(B)所计 算的目标压力PN加上固定值α的和，即，值PN+α。当PO>PN+α 时，程序前进到步骤208，在步骤208中，将机械压缩比CR减小固定 值ΔCR。接下来，程序前进到步骤212。与此相反，当在步骤207中判 定PO≤PN+α时，程序前进到步骤209，在步骤209中判定压力PO是 否低于根据图10(B)所计算的目标压力PN减去固定值α的差，即， 值PN-α。当PO另一方面，当在步骤204中判定L图13和图14示出一种改型。在此改型中，如图13中所示，预先 存储用于使到达压缩上止点时燃烧室5中的压力为目标压力所需的目标 机械压缩比CRO和机械压缩比确定函数f(PV)之间的关系。基于此 关系控制机械压缩比。注意，在图13中，CRON1、CRON2、CRON3 以及CRON4示出不同发动机速度下的目标机械压缩比。在这种情况下， 对于发动机速度，存在关系CRON1接下来将说明机械压缩比确定函数f(PV)。如果在压缩上止点处燃 烧室5中的压力和燃烧室5的容积是P0和V0，在压缩下止点处燃烧室 5的容积是VS，并且当压缩作用实际开始时燃烧室5中的压力和燃烧室 5的容积是P1和V1，则当执行绝热压缩时，P0V0 K＝P1V1 K成立。这可以 改变成V0＝(P1/P0)1/K·V1。另一方面，机械压缩比可以用VS/V0表示。 因此，机械压缩比由VS/V0＝VS·P0 1/K/(P1 1/K·V1)表示。在此，使P1 1/K·V1 为机械压缩比确定函数f(PV)。在这种情况下，机械压缩比确定函数f (PV)和目标机械压缩比CRO之间的关系变成如图13中所示。
即，如图13中所示，如果在实际压缩开始时燃烧室5中的压力P1 很高，则机械压缩比确定函数f(PV)变大，因此目标机械压缩比CRO 降低。另一方面，如果在实际压缩开始时燃烧室5的容积V1变小，则 机械压缩比确定函数f(PV)变小，因此目标机械压缩比CRO变大。 在根据本发明的实施方式中，将由压力传感器25检测到的进气通道中 的压力作为在实际压缩开始时燃烧室5中的压力P1。
另一方面，能够根据进气门7的闭合正时IC计算实际压缩开始时 燃烧室5的容积V1。另外，此容积V1与待送入燃烧室5内部的进气量 成正比，因此能够根据待送入燃烧室5的进气量计算此容积V1。在这种 情况下，送入燃烧室5的进气量用C·Ga/N(C是比例常数)表示，其 中每单位时间所吸入的进气量是Ga，发动机速度是N。因此，根据通 过进气量检测器16和发动机速度N检测到的进气量Ga能够计算容积 V1。
参照图14，首先，在步骤300中，判定发动机负荷L是否高于图9 中所示的负荷L2。当L≥L2时，程序前进到步骤301，在步骤301中使 用图10(A)中所示的映射来计算进气门7的闭合正时IC，并且将进 气门7控制为在所计算的闭合正时IC处闭合。接下来，程序前进到步 骤304。与此相反，当在步骤300中判定L在步骤304中，判定发动机负荷L是否低于图9中所示的负荷L1。 当L≥L1时，程序前进到步骤305，在步骤305中计算机械压缩比确定 函数f(PV)的值。在这种情况下，如上所述，根据由压力传感器25 检测到的进气通道的压力和进气门7的闭合正时IC计算此机械压缩比 确定函数f(PV)，或者根据由压力传感器25检测到的进气通道中的压 力、由进气量检测器16检测到的进气量、以及发动机速度来计算此机 械压缩比确定函数f(PV)。
接下来，在步骤306中，根据图13计算与发动机速度相应的目标 机械压缩比CRO。接下来，在步骤307中，判定机械压缩比CR是否 高于根据图13所计算的机械压缩比CRO加上固定值γ的和，即，值 CRO+γ。当CR>CRO+γ时，程序前进到步骤308，在步骤308中，将 机械压缩比CR减少固定值ΔCR。接下来，程序前进到步骤312中。与 此相反，当在步骤307中判定CR≤CRO+γ时，程序前进到步骤309， 在步骤309中判定机械压缩比CR是否低于根据图13所计算的目标机 械压缩比CRO减去固定值γ的差，即，值CRO-γ。当CR另一方面，当在步骤304中判定L接下来将参照图15至19说明控制机械压缩比使得在压缩行程结束 时不论发动机负荷如何燃烧室5中气体的温度都基本恒定的实施方式。
同样，在这种情况下，不论发动机负荷如何，使压缩行程结束时燃 烧室5中气体的状态为实现稳定性良好的燃烧而不引起爆燃的气体最优 状态。因此，在所有负荷区域中，例如在机械压缩比变成最大值的发动 机低负荷运转时，都可以获得良好的燃烧稳定性。
图15示出压缩行程结束时燃烧室5中的目标气体温度TN——更具 体地说是即将燃烧之前或即将由火花塞6点火之前燃烧室5中的目标气 体温度TN——和发动机负荷L之间的关系。在图5中，TN1、TN2、 TN3和TN4示出不同发动机速度时的目标气体温度。在这种情况下，对 于发动机速度，存在关系TN1如图15中所示，不论发动机负荷如何，使目标气体温度TN在相同 的发动机速度下恒定。但是，此目标气体温度TN也可以根据发动机负 荷的大小而有所改变。
图16示出当直接检测燃烧室5中气体的温度和基于所检测到的燃 烧室5中的气体的温度控制机械压缩比的操作控制程序。
参照图16，首先，在步骤400中，判定发动机负荷L是否高于如图 9中所示的负荷L2。当L≥L2时，程序前进到步骤401，在步骤401中， 使用图10(A)中所示的映射计算进气门7的闭合正时IC，并且将进 气门7控制为在所计算的闭合正时IC处闭合。接下来，程序前进到步 骤404。与此相反，当在步骤400中判定L在步骤404中，判定发动机负荷L是否低于图9中所示的负荷L1。 当L≥L1时，程序前进到步骤405，在步骤405中，由温度传感器24 检测压缩行程结束时燃烧室5中气体的温度TO。接下来，在步骤406 中，判定气体温度TO是否高于根据图15所计算的目标气体温度加上 固定值β的和，即，值TN+β。当TO>TN+β时，程序前进到步骤407， 在步骤407中，将机械压缩比CR减少固定值ΔCR。接下来，程序前进 到步骤411。与此相反，当在步骤406中判定TO≤TN+β时，程序前进 到步骤408，在步骤408中，判定气体温度TO是否低于根据图15所计 算的气体温度TN减去固定值β的差，即，值TN-β。当TO另一方面，当在步骤404中判定L图17示出当检测燃烧室5中进气的温度、根据此所检测的温度估 算压缩行程结束时燃烧室5中气体的温度、以及基于所估算的燃烧室5 中的气体的温度控制机械压缩比的操作控制程序。
参照图17，首先，在步骤500中，判定发动机负荷L是否高于图9 中所示的负荷L2。当L≥L2时，程序前进到步骤501，在步骤501中使 用图10(A)中所示的映射计算进气门7的闭合正时IC，并且将进气 门7控制为在所计算的闭合正时IC处闭合。接下来，程序前进到步骤 504。与此相反，当在步骤500中判定L在步骤504中，判定发动机负荷L是否低于图9中所示的负荷L1。 当L≥L1时，程序前进到步骤505，在步骤505中，使用温度传感器26 检测吸入到燃烧室5中的进气的温度TT，并且根据实际压缩开始时进 气门7的闭合正时计算燃烧室5的容积V1，例如，根据点火正时计算即 将点火前燃烧室5的容积V0。接下来，在步骤506中，根据所检测的吸 入气体的温度TT和V1、V0计算压缩行程结束时燃烧室5内的气体的 温度TO。即，如果温度是T，容积是V以及比热的比值是K(CP/CV)， 则当执行绝热压缩时，关系式TVK-1＝常数成立。如果使绝热压缩开始时 燃烧室5中气体的温度为吸入气体的温度TT，则可以使用此关系式来 获得压缩行程结束时燃烧室5中的气体温度TO。
接下来，在步骤507中，判定气体温度TO是否高于根据图15所计 算的目标气体温度TN加上固定值β的和，即，值TN+β。当TO>TN+β 时，程序前进到步骤508，在步骤508中，将机械压缩比CR减小固定 值ΔCR。接下来，程序前进到步骤512。与此相反，当在步骤507中判 定TO≤TN+β时，程序前进到步骤509，在步骤509中，判定气体温度 TO是否低于根据图15所计算的目标气体温度TN减去固定值β的差， 即，值TN-β。当TO另一方面，当在步骤504中判定L图18和图19示出一种变型。在此变型中，如图18中所示，预先 存储目标机械压缩比CRO和使到达压缩上止点时燃烧室5中气体的温 度为目标气体温度的机械压缩比确定函数f(TV)之间的关系。基于此 关系，控制机械压缩比。注意，在图18中，CROT1、CROT2、CROT3 以及CROT4示出分别用于不同发动机速度的目标机械压缩比。在这种 情况下，对于发动机速度，存在关系CROT1接下来将说明机械压缩比确定函数f(TV)。如果在压缩上止点处 燃烧室5中的压力和燃烧室5的容积分别是P0和V0，在压缩下止点处 燃烧室5的容积是VS，在压缩作用实际开始时燃烧室5中的压力和燃 烧室5的容积分别是P1和V1，则在绝热压缩时，T0V0 K-1＝T1V1 K-1成立。 如果变化此方程，则V0＝(T1/T0)1/(K-1)·V1。另一方面，机械压缩比用 VS/V0表示。因此，机械压缩比变成由VS/V0＝VST0 1/(K-1)/(T1 1/(K-1)·V1)。 在此，使T1 1/(K-1)·V1为机械压缩比确定函数f(TV)。在这种情况下， 机械压缩比确定函数f(TV)和目标机械压缩比CRO之间的关系变为 如图18中所示。
即，如图18中所示，如果在实际压缩开始时燃烧室5中的气体温 度T1变高，则机械压缩比确定函数f(TV)变大，因此目标机械压缩 比CRO降低。另一方面，如果实际压缩开始时燃烧室5的容积V1变小， 则机械压缩比确定函数f(TV)变小，因此目标机械压缩比CRO变大。 在根据本发明的实施方式中，使由温度传感器26检测到的吸入通道中 的气体的温度为实际压缩开始时燃烧室5中的气体温度T1。
另一方面，能够根据进气门7的闭合正时IC计算实际压缩开始时 燃烧室5的容积V1。另外，如上所述，能够根据由进气量检测器16所 检测的进气量Ga和发动机速度N计算此容积V1。
参照图19，首先，在步骤600中，判定发动机负荷L是否高于图9 中所示的负荷L2。当L≥L2时，程序前进到步骤601，在步骤601中使 用图10(A)中所示的映射计算进气门7的闭合正时IC，并且将进气 门7控制为在所计算的闭合正时IC处闭合。接下来，程序前进到步骤 604。与此相反，当在步骤600中判定L在步骤604中，判定发动机负荷L是否低于图9中所示的负荷L1。 当L≥L1时，程序前进到步骤605，在步骤605中计算机械压缩比确定 函数f(TV)的值。在这种情况下，如上所述，根据由温度传感器26 所检测的进气通道中的气体温度和进气门7的闭合正时IC计算此机械 压缩比确定函数f(TV)或者根据由温度传感器26所检测的进气通道 中的气体温度、由进气量检测器16所检测的进气量以及发动机速度计 算此机械压缩比确定函数f(TV)。
接下来，在步骤606中，根据图18计算对应于发动机速度的目标 机械压缩比CRO。接下来，在步骤607中，判定机械压缩比CR是否 高于根据图18所计算的目标机械压缩比CRO加上固定值γ的和，即， 值CRO+γ。当CR>CRO+γ时，程序前进到步骤608，在步骤608中， 将机械压缩比CR减小固定值ΔCR。接下来，程序前进到步骤612。与 此相反，当在步骤607中判定CR≤CRO+γ时，程序前进到步骤609， 在步骤609中，判定机械压缩比CR是否低于根据图18所计算的目标 机械压缩比CRO减去固定值γ的差，即，值CRO-γ。当CR另一方面，当在步骤604中判定L图20和图21示出又一实施方式。
图20(A)示出即将点火之前压缩行程结束时燃烧室5中的压力PO、 气体温度TO、以及爆燃极限。即使压力PO有点低，气体温度TO越 高，发生的爆燃也越多，即使气体温度TO有点低，压力P越高，发生 的爆燃也越多，因此爆燃极限如图20(A)中所示。
在此实施方式中，通过控制机械压缩比使压力PO和气体温度TO 为位于稍低于图20(A)的爆燃极限一侧的目标值MN上的目标压力和 目标气体温度。如图20(B)中所示，对于不同的发动机速度设定不同 的目标值MN。在这种情况下，对于发动机速度，存在关系MN1接下来接参照图12说明操作控制程序。
参照图21，首先，在步骤700中，判定发动机负荷L是否高于图9 中所示的负荷L2。当L≥L2时，程序前进到步骤701，在步骤701中， 使用如图10(A)中所示的映射计算进气门7的闭合正时IC，并且将 进气门7控制为在所计算的闭合正时IC处闭合。接下来，程序前进到 步骤704。与此相反，当在步骤700中判定L在步骤704中，判定发动机负荷L是否低于如图9中所示的负荷 L1。当L≥L1时，程序前进到步骤705，在步骤705中，计算压缩行程 结束时燃烧室5中的压力PO和气体温度TO。在这种情况下，通过使 用压力传感器23直接检测燃烧室5中的压力能够获得此压力PO。替代 地，可以使用压力传感器25检测进气通道中的压力并且使用上述关系 式PVK＝常数根据该所检测的压力获得此压力PO。同样地，压缩行程结 束时燃烧室5中的气体的温度TO可以通过用温度传感器24直接检测 获得。替代地，可使用温度传感器26检测流入燃烧室5中的进气的温 度，并且使用上述关系式TVK-1＝常数根据该所检测的温度获得气体温度 TO。
当计算压缩行程结束时燃烧室5中的压力PO和气体温度TO时， 程序前进到步骤706，在步骤706中，判定根据压力PO和气体温度TO 所确定的点SN处于根据图20(B)所计算的目标值MN加上固定值ε 的和——即，值MN+ε——的较高侧。当SN>MN+ε时，程序前进到 步骤707，在步骤707中，将机械压缩比CR减小固定值ΔCR。接下来， 程序前进到步骤711。与此相反，当在步骤706中判定SN≤MN+ε时， 程序前进到步骤708，在步骤708中，判定根据压力PO和气体温度TO 确定的点SN是否处于根据图20(B)所计算的目标值MN减去固定值 ε的差——即，值MN-ε——的低侧。当SN另一方面，当在步骤704中判定L接下来将参照图22和图23说明一实施方式，在该实施方式中，通 过控制机械压缩比使得压缩行程结束时燃烧室5中的气体密度不论发动 机负荷如何都基本恒定。
同样，在这种情况下，不论发动机负荷如何，都使压缩行程结束时 燃烧室5中的气体的状态为实现稳定性良好的燃烧而不产生爆燃的最优 状态。因此，在所有区域中，例如在机械压缩比变成最大值的发动机低 负荷运转时，都可以获得良好的燃烧稳定性。
图22示出压缩行程结束时燃烧室5中的目标气体密度DN——更具 体地说是即将燃烧之前或即将火花塞6点火之前燃烧室5中的目标气体 密度DN——和发动机负荷L之间的关系。在图22中，DN1、DN2、DN3 和DN4示出对于不同发动机速度的目标气体密度。在这种情况下，对于 发动机速度，存在关系DN1如图22中所示，不论发动机负荷如何，在相同的发动机速度下， 使目标气体密度DN为常数。但是，根据发动机负荷的大小，此目标气 体密度DN也可以有所变化。
图23示出当在获得压缩行程结束时燃烧室5中的压力和气体温度、 根据这些压力和气体温度计算压缩行程结束时的燃烧室5中的气体密度 以及基于所计算的燃烧室5中的气体的密度控制机械压缩比时的操作控 制程序。
参照图23，首先，在步骤800中，判定发动机负荷L是否高于图9 中所示的负荷L2。当L≥L2时，程序前进到步骤801，在步骤801中， 使用如图10(A)中所示的映射计算进气门7的闭合正时IC，并且将 进气门7控制为在所计算的闭合正时IC处闭合。接下来，程序前进到 步骤804。与此相反，当在步骤800中判定L在步骤804中，判定发动机负荷L是否低于如图9中所示的负荷 L1。当L≥L1时，程序前进到步骤805，在步骤805中，计算压缩行程 结束时燃烧室5中的压力PO和气体温度TO。在这种情况下，通过使 用压力传感器23直接检测燃烧室5中的压力能够获得此压力PO。替代 地，可以使用压力传感器25检测进气通道中的压力并且利用关系式 PVK＝常数来根据该所检测的压力获得压力PO。同样地，通过使用温度 传感器24直接检测燃烧室5中的气体的温度能够获得在压缩行程结束 时燃烧室5中的气体温度TO。替代地，可以使用温度传感器26检测流 入燃烧室5内的进气的温度并且利用关系式TVK-1＝常数来根据所检测 的温度获得气体温度TO。
当计算压缩行程结束时燃烧室5中的压力PO和气体温度TO后， 程序前进到步骤806，在步骤806中，使用气体状态方程(PV＝(W/M) ·RT，其中W表示吸入气体的质量，M表示吸入气体的分子量)计算在 压缩行程结束时燃烧室5中气体的密度DO(＝W/V＝(M/R)·(PO/TO))。
接下来，在步骤807中，判定气体密度DO是否高于根据图22所 计算的目标气体密度DN加上固定值δ的和，即，值DN+δ。当DO> DN+δ时，程序前进到步骤808，在步骤808中，将机械压缩比CR减 小固定值ΔCR。接下来，程序前进到步骤812。与此相反，当在步骤 807中判定DO≤DN+δ时，程序前进到步骤809，在步骤809中，判定 气体密度DO是否低于根据图22所计算的目标气体密度DN减去固定 值δ的差，即，值DN-δ。当DO另一方面，当在步骤804中判定L