JP2009030584A - 内燃機関の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 全筒運転と減筒運転との相互の運転切換時におけるトルクショックの抑制と、全運転領域におけるポンピングロスの低減化による燃費の向上を図り得る内燃機関の制御装置を提供する。
【解決手段】 右バンクＲＢ側気筒の吸気弁４，４と排気弁５，５のリフト量をほぼ零にして弁停止制御可能なる第１吸気ＶＥＬ１及び排気ＶＶＬ３と、
常時稼働する左バンクＬＢ側気筒の吸気弁４，４のリフト量を連続的に可変制御する第２吸気ＶＥＬ１’と、を備え、スロットルバルブ０７の開度を全運転中においてほぼ全開状態に維持すると共に、第１吸気ＶＥＬと排気ＶＶＬが右バンク側の吸気・排気弁を弁停止制御した際に、前記リフト量の零制御前後の機関の出力トルク変動を所定値以下に維持するように、前記第２吸気ＶＥＬが左バンク側の吸気弁のリフト量を増加するように制御した。
【選択図】 図１

Description

本発明は、例えば自動車用内燃機関の一部気筒の吸気弁と排気弁の作動を停止させていわゆる気筒休止することで、燃費を向上させると共に、気筒休止に移行した際におけるトルクショックを抑制することが可能な内燃機関の制御装置に関する。

従来における一部の気筒を休止可能な内燃機関の制御装置としては、種々提供されており、その一つとして以下の特許文献１に記載されているものが知られている。

概略を説明すると、複数気筒の全部を作動させる全筒運転と複数気筒の一部の作動を休止する休筒運転とを切り換える油圧式の気筒休止機構と、該気筒休止機構に対する油圧の供給または遮断を制御するソレノイドバルブと、該ソレノイドバルブの駆動を制御する制御手段と、を備え、前記制御手段は、運転状態検出手段により検出されたエンジンの運転状態に基づいてソレノイドバルブの駆動タイミングを設定するようになっている。

これによって、気筒休止機構を適切なタイミングによって作動させることにより、各気筒の休止及び休止解除を行うようになっている。
特開平１０−８２３３４号公報

しかしながら、前記従来の内燃機関の制御装置にあっては、前述した各気筒の全筒運転と一部気筒休止運転との切り換えをステップ的に行なう際に、スロットルバルブの開度量を大きく変化させることによってトルク段差発生を抑制するようになっていると考えられる。なぜなら、稼働気筒数が変わることにより吸入空気量が大幅に変化してしまうのを、スロットルバルブ開度量を大きく変化させることで吸収する必要がある。このため、かかるスロットルバルブの開度が小さく制御された全筒運転時には、該スロットルバルブ下流の吸気マニフォルド内の負圧に起因したポンピングロスが発生し易くなり、この結果、燃費性能が大きく低下してしまう。

また、一部気筒休止運転に移行した場合には、作動している気筒による出力トルクを高めるために、スロットルバルブの開度量を比較的大きく制御して一気筒当たりの吸入空気量を増加させ、エンジンとしてのトルク段差の発生を抑制する。

しかし、この場合も機関の負荷が常に変化しており、この負荷変動に対応するために、スロットルバルブを全開状態ではなく中程度の開度量に制御せざるを得ない。このため、やはりポンピングロスを十分に低減させることができず、したがって、この運転状態でも燃費性能を十分には向上させることができないと考えられる。

また、前記全筒運転と一部気筒休止運転の間のトルクリフト段差であるが、スロットルバルブ開度変化前後で、吸気マニフォルドの内圧が大きく変化するので、この変化が終わるまでの一瞬の間はトルク段差が発生し、トルクショックが残ってしまう可能性がある。

本発明は、前記従来の可変動弁装置の技術的課題に鑑みて案出したもので、請求項１に記載の発明は、吸気弁と排気弁が弁停止制御される第１の気筒群と、吸気弁がリフト量を可変制御される第２の気筒群とからなる内燃機関の制御装置であって、
前記第１の気筒群の吸気弁と排気弁の弁停止制御を行う際に、前記弁停止前の前記第１の気筒群と第２の気筒群による機関トルクとほぼ同等となるように、前記第２の気筒群の吸気弁のリフト量を制御することを特徴としている。

本発明の場合には、弁停止移行の際に、トルク段差発生をスロットルバルブの開度量に依存するのではなく、主として吸気弁のリフト量（開度量）によって抑制制御するようになっている。

すなわち、例えば、Ｖ型内燃機関に適用して、例えばアイドリング運転時などの無負荷あるいは軽負荷運転時には、左右両バンクの全筒運転を行い機関回転数の不安定化を抑制するが、この場合は、スロットルバルブの開度量は大開度状態として、全気筒の各吸気弁のリフト量を小さく制御して吸入空気量を減少させる制御を行う。

一方、定常運転など、低・中負荷運転に移行して機関負荷が上昇した場合には、例えば右バンク側の吸排気弁の作動を停止させて、左バンク側の吸気・排気弁のみを作動させるが、この場合もスロットルバルブの開度量は大開度状態として、左バンク側の気筒の各吸気弁のリフト量を、小リフトから比較的大きな中リフトに制御して吸入空気量を増加させる制御を行う。

したがって、いずれの機関運転中においてもスロットルバルブ大開度領域なので、ポンピングロスを十分に低減することができ、この結果、燃費の向上が図れる。

しかも、前記リフト量の差により作動する一気筒当たりの吸入空気量を、全筒運転では相対的に減少させ、一部休止運転では相対的に大きくできるので、機関全体としてのトルクを前記両運転間で近づけることが可能になる。さらに、全筒運転から一部気筒休止運転への切り換え時にスロットルバルブ開度を大開度維持とすれば、吸気マニフォルド内圧変化を抑制し、過渡的なトルクショックを低減させることが可能になる。

請求項２に記載の発明は、第１の気筒群の吸気弁と排気弁の弁停止制御をする第１制御機構と、第２の気筒群の吸気弁のリフト量を可変制御する第２制御機構と、を備え、前記第１制御機構が前記第１の気筒群の弁停止制御を行う際に、前記弁停止制御前の前記第１の気筒群と第２の気筒群による機関出力トルクを維持するように、前記第２制御機構によって第２の気筒群の吸気弁のリフト量を制御することを特徴としている。

この発明によれば、第１制御機構と第２制御機構とによる具体的な機構によって各気筒群の吸気弁及び排気弁のリフト量を制御するから、前記請求項１に記載の発明と同様な作用効果が得られる。

請求項３に記載の発明は、第１の気筒群の吸気弁と排気弁のリフト量をほぼ零にして弁停止制御する第１リフト量可変機構と、常時作動する第２の気筒群の吸気弁のリフト量を連続的に可変制御する第２リフト量可変機構と、を備え、前記第１リフト量可変機構が第１の気筒群の吸気弁と排気弁のリフト量を零にして弁停止制御した際に、前記リフト量の零制御前後の機関トルクの変動を所定値以下に維持するように、前記第２リフト量可変機構が第２の気筒群の吸気弁のリフト量を増加するように制御したことを特徴としている。

この発明も第１リフト量可変機構と第２リフト量可変機構によって請求項１及び請求項２の各発明と同様な作用効果が得られる。

請求項４に記載の発明は、前記弁停止制御は、機関の回転数が上昇する場合、または機関の負荷が上昇する場合に行われることを特徴としている。

請求項１〜３の発明の前記吸気弁の弁停止制御を行った際に、その切り換え前後でスロットルバルブが大開度状態を維持していることから、吸気マニフォルド内の圧力がスロットルバルブ前後でほぼ同圧で大気圧に近い状態になることから、前述のように、ポンピングロスが低減し全筒運転と一部休止運転（減筒運転）の両方において燃費が向上することは勿論のこと、機関回転数が上昇あるいは機関負荷が上昇する場合に行う場合でも、前述のように切り換え前後での吸気マニフォルドの圧力差が小さいため、吸気管圧力の過渡変化による過渡トルクの段差を小さくし、過渡ショックを低減できる。

請求項５に記載の発明は、第１の気筒群と第２の気筒群を同気筒数にすると共に、第１の気筒群の弁停止制御によって該第１の気筒群の吸気弁と排気弁のリフト量がほぼ零状態になる一方、前記第２の気筒群の吸気弁のリフト量の時間面積を、前記弁停止制御前の前記第１の気筒群の吸気弁のリフト量の時間面積と第２の気筒群の吸気弁のリフト量の時間面積との和とほぼ同じになるように制御したことを特徴としている。

この発明によれば、例えばアイドリング運転中などの軽負荷領域においては、吸気弁のリフト量が小さく、筒内への吸入空気の流速が音速に近い領域で、チョーキング現象が発生していることから、リフト量の時間面積と吸入空気量が比例関係になる。

したがって、この運転領域から変化して全筒運転から減筒運転に切り換えた際に、機関全体の吸入空気量をほぼ等しくすることができるため、トルク段差が発生しにくくなる。

請求項６に記載の発明は、前記第１の気筒群の弁停止後における前記第２の気筒群の吸気弁の開時期を、前記弁停止前とほぼ同じ時期でリフト量を増加させると共に、前記吸気弁の閉時期を、弁停止前よりも遅角側に制御することを特徴としている。

これによれば、弁停止移行後、吸気弁開時期を一定、すなわち、バルブオーバーラップ一定でリフト量の時間面積を増加できるので、残留ガス変動の影響を受けにくく、トルク段差が生じにくい。

請求項７に記載の発明は、前記機関の軽負荷運転では、弁停止を行わない全筒運転に切り換え制御することを特徴としている。

この発明によれば、アイドリング運転などの軽負荷領域で減筒運転による機関回転変動の悪化を回避できる。この結果、軽負荷時の機関の安定化が図れる。

請求項８に記載の発明は、前記機関の軽負荷運転の場合は、空燃比をリーン側に制御することを特徴としている。

この発明によれば、アイドリング運転などの軽負荷領域で吸気弁のリフト量を大きくすることができるので、気筒間のリフト量のばらつきによる燃焼のばらつきを低減することができる。さらに、空燃比のリーン化による混合気の比熱比の向上によって熱効率も向上することから燃費も良好になる。また、リーン化によるＮＯｘの増加も軽負荷なので実害がない。

請求項９に記載の発明は、前記第１リフト量可変機構は、駆動力が付与されて吸気弁のリフト量を連続的に可変にする第１制御部を有し、前記駆動力が付与されない場合は、吸気弁のリフト量を機械的に零リフトでない中間リフトの位置に保持することを特徴としている。

この発明によれば、電気系統の故障などがあった場合であっても、第１気筒群の吸気弁は弁停止（零リフト）状態ではない中間リフト位置に機械的に保持されることから、機関の良好な再始動性が確保されて、メカニカルフェールセーフが得られる。

請求項１０に記載の発明は、前記第２リフト量可変機構は、駆動力が付与されて第２の気筒群の吸気弁のリフト量を連続的に可変制御する第２制御部を有すると共に、前記駆動力が付与されない場合は、吸気弁のリフト量が小リフトになる位置に規制するストッパ部を有することを特徴としている。

この発明によれば、零リフト制御を行わない第２リフト量可変機構がストッパ部によって吸気弁のリフト量を機械的に所定の小リフトに保持することから、フリクション低減効果も含め、機関停止後における良好な再始動性が確保でき、同じくメカニカルフェールセーフが得られる。

以下、本発明に係る内燃機関の制御装置の実施例を図面に基づいて詳述する。この実施例は、ガソリン仕様のＶ型６気筒内燃機関に適用したものを示している。
〔第１実施例〕
まず、Ｖ型内燃機関の全体構成を図１に基づいて概略説明すると、第１の気筒群である３気筒の右バンクＲＢが、作動休止可能な気筒群となっている一方、第２の気筒群である３気筒の左バンクＬＢが、常時稼働する気筒群となっている。

また、内燃機関は、気筒毎にそれぞれ２つの吸気弁４，４と排気弁５，５を備えており、前記右バンクＲＢは、吸気弁４，４のバルリフト量を可変制御する吸気側リフト量可変機構である第１吸気ＶＥＬ１と、吸気弁４，４の開閉時期を可変制御する吸気側リフト位相可変機構である第１吸気ＶＴＣ２がそれぞれ設けられていると共に、排気弁５，５のバルブリフト量を可変制御する排気側リフト可変機構である排気ＶＶＬ３が設けられている。かかる第１吸気ＶＥＬ１、第１吸気ＶＴＣ２及び排気ＶＶＬ３が、機関運転状態に応じて各吸気弁４，４と排気弁５，５の弁停止制御を行うようになっている。

一方、左バンクＬＢは、吸気弁４，４のバルブリフト量と開閉時期をそれぞれ可変制御する第２吸気ＶＥＬ１’と第２吸気ＶＴＣ２’とを備え、排気弁５，５側はリフト量が固定的な通常の動弁装置８になっている。

以下、内燃機関の具体的な構成を説明すると、シリンダブロックＳＢ内に形成されたシリンダボア内に上下摺動自在に設けられたピストン０１と、シリンダヘッドＳＨの内部にそれぞれ形成された吸気ポート０２及び排気ポート０３と、該シリンダヘッドＳＨに摺動自在に設けられて前記吸、排気ポート０２，０３の開口端を開閉する前記各吸気弁４，４及び各排気弁５，５とを備えている。

前記ピストン０１は、クランクシャフト０４にコンロッド０５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０６を形成している。

前記各吸気ポート０２に吸入空気（混合気）を分流させる吸気マニフォルド０９上流側の吸気管０１０の内部には、主にセーフティーのために吸入空気量を補助的に制御するスロットルバルブ０７が設けられている。また、シリンダヘッドＳＨには、燃焼室０６に直接燃料を噴射する燃料噴射弁０８が設けられている。

前記右バンクＲＢの第１吸気ＶＥＬ１は、吸気弁４，４のバルブリフト量を零リフト（弁停止）から最大リフト量まで連続して制御するようになっており、具体的な構造しては、本出願人が先に出願した例えば特開２００４−７６６１８号公報などに記載されたものと同様の構成であるから簡単に説明する。

図２に示すように、シリンダヘッドＳＨの上部の軸受に回転自在に支持された中空状の駆動軸６と、該駆動軸６に圧入等により固設された偏心回転カムである駆動カム７と、駆動軸６の外周面に揺動自在に支持されて、各吸気弁４，４の上端部に配設されたバルブリフター８、８の上面に摺接して各吸気弁４，４を開作動させる２つの揺動カム９，９と、駆動カム７と揺動カム９，９との間に連係されて、駆動カム７の回転力を揺動カム９，９の揺動力として伝達する伝達機構とを備えている。

前記駆動軸６は、機関のクランク軸から回転力が伝達されており、この回転方向は図２中、時計方向（矢印方向）に設定されている。

前記駆動カム７は、ほぼリング状を呈し、内部軸方向に形成された駆動軸挿通孔を介して駆動軸６に貫通固定されていると共に、カム本体の軸心が駆動軸６の軸心から径方向へ所定量だけオフセットしている。

前記両揺動カム９は、図３及び図４（両図ともリアビュー）にも示すように、同一形状のほぼ雨滴状を呈し、円環状のカムシャフト１０の両端部に一体的に設けられていると共に、該カムシャフト１０が内周面を介して駆動軸６に回転自在に支持されている。また、下面にカム面９ａが形成され、カムシャフト１０の軸側の基円面と、該基円面からカムノーズ部側に円弧状に延びるランプ面と、該ランプ面からカムノーズ部の先端側に有する最大リフトの頂面に連なるリフト面が形成されており、該基円面とランプ面及びリフト面が、揺動カム９の揺動位置に応じて各バルブリフター８の上面の所定位置に当接するようになっている。

前記伝達機構は、駆動軸６の上方に配置されたロッカアーム１１と、該ロッカアーム１１の一端部１１ａと駆動カム７とを連係するリンクアーム１２と、ロッカアーム１１の他端部１１ｂと揺動カム９とを連係するリンクロッド１３とを備えている。

前記ロッカアーム１１は、中央に有する筒状の基部が支持孔を介して後述する制御カム１８に回転自在に支持されていると共に、一端部１１ａがピン１４によってリンクアーム１２に回転自在に連結されている一方、他端部１１ｂがリンクロッド１３の一端部１３ａにピン１５を介して回転自在に連結されている。

前記リンクアーム１２は、比較的大径な円環状の基部１２ａの中央位置に前記駆動カム７のカム本体が回転自在に嵌合する嵌合孔が形成されている一方、突出端１２ｂが前記ピン１４によってロッカアーム一端部１１ａに連結されている。

前記リンクロッド１３は、他端部１３ｂがピン１６を介して揺動カム９のカムノーズ部に回転自在に連結されている。

また、駆動軸６の上方位置に同じ軸受に制御軸１７が回転自在に支持されていると共に、該制御軸１７の外周に前記ロッカアーム１１の支持孔に摺動自在に嵌入されて、ロッカアーム１１の揺動支点となる制御カム１８が固定されている。

前記制御軸１７は、駆動軸６と並行に機関前後方向に配設されていると共に、駆動機構１９によって回転制御されている。一方、前記制御カム１８は、円筒状を呈し、軸心位置が制御軸１７の軸心から所定分だけ偏倚している。

前記駆動機構１９は、図外のハウジングの一端部に固定された電動モータ２０と、ハウジングの内部に設けられて電動モータ２０の回転駆動力を前記制御軸１７に伝達するボール螺子伝達手段２１とから構成されている。

前記電動モ−タ２０は、比例型のＤＣモータによって構成され、機関運転状態を含む車両の状態を検出するＥＣＵである後述するコントローラ２２からの制御信号によって駆動するようになっている。

前記ボール螺子伝達手段２１は、電動モータ２０の駆動シャフトとほぼ同軸上に配置されたボール螺子軸２３と、該ボール螺子軸２３の外周に螺合する移動部材であるボールナット２４と、前記制御軸１７の一端部に直径方向に沿って連結された連係アーム２５と、該連係アーム２５と前記ボールナット２４とを連係するリンク部材２６とから主として構成されている。

前記ボール螺子軸２３は、両端部を除く外周面全体に所定幅のボール循環溝が螺旋状に連続して形成されていると共に、一端部が電動モータ２０の駆動シャフトに結合され、かかる結合によって電動モータ２０の回転駆動力を前記ボール螺子軸２３に伝達すると共に、ボール螺子軸２３の軸方向の僅かな移動を許容している。

前記ボールナット２４は、ほぼ円筒状に形成され、内周面に前記ボール循環溝と共同して複数のボールを転動自在に保持するガイド溝が螺旋状に連続して形成されていると共に、各ボールを介してボール螺子軸２３の回転運動をボールナット２４の直線運動に変換しつつ軸方向の移動力が付与されるようになっている。また、このボールナット２４は、図２に示すように、ボール螺子軸２３の先端側に弾装された第１コイルばね２７と、ボール螺子軸２３の後端側に弾装された第２コイルばね２８との両方の対向するばね力が作用するようになっている。したがって、故障や通常の機関停止後は、ボールナット２４がいずれの位置に停止した場合でも、前記両コイルばね２７、２８によって零リフトではない軸方向の中間位置に保持されて、機関の始動性を確保することができると共に、最大リフト制御位置ではないので、動弁装置のフリクションが小さくなってクランキングトルクを小さくすることができることから、さらに良好な始動性が得られる。

前記コントローラ２２は、それぞれのセンサ類からクランク角信号や機関回転数信号、アクセル開度信号、車速信号、ギアポジション信号の他、前記制御軸１７の回転角度（左右バンク第１・第２吸気ＶＥＬ１、１’の実位置）を検出する角度検出センサ２９ａ、２９ａ’や、駆動軸６の回転角度（左右バンク第１・第２吸気ＶＴＣ２、２’の実位置）を検出する角度検出センサ２９ｂ、２９ｂ’からの入力信号に基づいて現在の機関運転状態を検出して、前記電動モータ２０、２０’に吸気弁リフト制御電流を出力している。また、機関運転状態に応じて前記排気ＶＶＬの後述する切換制御弁４３や前記第２吸気ＶＥＬ１’の後述する電動モータ２０’や第２吸気ＶＴＣ２’の電磁コイルへ制御電流を出力するようになっている。

以下、前記第１吸気ＶＥＬ１の作動の一例を簡単に説明すると、まず、例えば、機関始動後のアイドリング運転時などの軽負荷時には、コントローラ２２からの制御信号によって電動モータ２０に伝達された回転トルクは、ボール螺子軸２３に伝達されて回転すると、ボールナット２４が一方向へ直線状に移動し、これによって制御軸１７がリンク部材２６と連係アーム２５を介して一方向へ回転する。

したがって、制御カム１８は、図３Ａ、Ｂに示すように、軸心が制御軸１７の軸心の回りを同一半径で回転して、肉厚部が駆動軸６から上方向に離間移動する。これにより、ロッカアーム１１の他端部１１ｂとリンクロッド１３の枢支点は、駆動軸６に対して上方向へ移動し、このため、各揺動カム９は、リンクロッド１３を介してカムノーズ部２１側が強制的に引き上げられて全体が時計方向へ回動する。

よって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのバルブリフト量がリンクロッド１３を介して揺動カム９及びバルブリフター１６に伝達されるが、そのリフト量は図８の左側に示すように小リフト（Ｌｒ２）になる。

定常運転などの機関の低・中負荷時には、コントローラ２２からの制御信号によって電動モータ２０に伝達された回転トルクは、ボール螺子軸２３に伝達されて同方向へ回転すると、ボールナット２４が最大一方向へさらに移動し、これによって制御軸１７がリンク部材２６と連係アーム２５を介して一方向へさらに回転する。

したがって、制御カム１８は、図３Ａ，Ｂに示すように、軸心が制御軸１７の軸心の回りを同一半径で回転して、肉厚部が駆動軸６からさらに上方向へ離間移動する。これにより、ロッカアーム１１の他端部１１ｂとリンクロッド１３の枢支点は、駆動軸６に対してさらに上方向へ移動し、このため、各揺動カム９は、リンクロッド１３を介してカムノーズ部２１側が引き上げられて全体が時計方向へさらに回動する。

よって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのバルブリフト量がリンクロッド１３を介して揺動カム９及びバルブリフター１６に伝達されるが、そのリフト量は図３Ａ、Ｂ及び図８の右上側に示すように零リフトになる。これによって、吸気弁４，４は、弁停止状態になる。ここで、弁停止とは、気筒内に燃焼噴射弁０８から燃料噴射が行われないと共に、点火栓にも点火されずに出力トルクが発生していない状態である。また、このとき、排気弁も排気ＶＶＬ３によって零リフトに制御される。

また、この低・中負荷領域から高負荷領域に移行した場合は、コントローラ２２からの制御信号によって電動モータ２０が逆回転し、この回転トルクがボール螺子軸２３に伝達されて回転すると、この回転に伴ってボールナット２４が反対方向へ直線移動する。したがって、制御軸１７は、制御カム１８を反時計方向へ回転させて、一例として図４Ａ、Ｂに示すように制御カム中心を下方向へ回動させる。このため、ロッカアーム１１は、今度は全体が駆動軸６方向寄りに移動して他端部１１ｂが揺動カム９のカムノーズ部を、リンクロッド１３を介して下方へ押圧して該揺動カム９全体を所定量だけ時計方向へ回動させる。

よって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのバルブリフト量がリンクロッド１３を介して揺動カム９及びバルブリフター８に伝達されるが、そのリフト量は零リフトから最大リフト側に速やかに大きくなる。

すなわち、吸気弁４，４のリフト量は、機関の軽負荷（無負荷）領域から低・中負荷に至るまでＬ１〜零リフトに切り換えられ、さらに高負荷領域では、最大リフト側に切り換え制御されるが、これら一連の制御は連続的に行われる。

なお、スロットルバルブ０７は、通常はほぼ全開状態に維持され、燃焼室０６への要求空気量は前記第１吸気ＶＥＬ１と第２吸気ＶＥＬ１’によって主に制御されている。

前記第１吸気ＶＴＣ２は、本出願人が先に出願した、例えば、特開２００４−１５６５０８号公報に記載されたヒステリシスブレーキを用いた公知のものを利用している。

これは、クランクシャフト側の駆動リングと前記駆動軸６側の従動軸部材の間に、両者の組付角を変更するための組付角変更手段を介在させ、組付変更手段を機関の運転状態を含む車両の状態に応じて前記コントローラ２２から電磁コイルに制御電流を出力してヒステリシスブレーキを作動制御して、吸気弁４，４のリフト位相、つまり吸気弁４，４の開閉時期を進角あるいは遅角側に制御するようになっている。なお、このＶＴＣとしては、ヒステリシスブレーキではなく、油圧により位相を変換するベーンタイプなどであってもよい。

右バンクＲＢの排気ＶＶＬ３は、例えば特開平１０−８９３５号公報に記載されているものと同様な構造であって、簡単に説明すれば、図５及び図６に示すように、排気カムシャフト３０に気筒毎に設けられた最大リフト用の高速カム３１と、該高速カム３１の両側に設けられて、零リフト用の円筒カム３２，３２と、ロッカシャフト３３に揺動自在に支持されて、前記両円筒カム３２，３２に対応した位置に配置され、各先端部の下端が前記両排気弁５，５のステムエンドに当接した一体的なメインロッカアーム３４と、高速カム３１に対応した位置に設けられて、ロストモーション可能なサブロッカアーム３５と、該サブロッカアーム３５の下部に設けられたロストモーション機構３６と、メインロッカアーム３４に固定された支軸３７に揺動自在に支持されて、前記サブロッカアーム３５の下端部に係脱することにより該サブロッカアーム３５とメインロッカアーム３４とを同期連動させ、あるいは連動を解除するレバー部材３８と、該レバー部材３８を係脱作動させる油圧プランジャ３９及びリターンスプリング４０とを備えている。

前記油圧プランジャ３９は、外周側に形成された油室４１にロッカシャフト３２内やサブロッカアーム内に形成された油圧通路４１ａ、４１ｂを介してオイルポンプ４６から油圧が供給されて後退移動すると共に、内部に弾装されたコイルスプリング４２のばね力によって進出移動するようになっている。また、電磁式の切換制御弁４３によって油圧通路４１ａ、４１ｂとドレン通路４４あるいはオイルポンプ４６の吐出油圧との導通が切り換えられるようになっている。また、前記切換制御弁４３は、前記コントローラ２２から出力された制御電流によって切換作動するようになっている。

以下、この排気ＶＶＬ３の作動を簡単に説明すれば、まず、機関始動後のアイドリング運転時などの軽負荷（無負荷）状態にある場合は、それを検出したコントローラ２２が、切換制御弁４３への通電を遮断することから、油圧通路４１ａ、４１ｂは、ドレン通路４４に導通されるので油圧が低下する。

したがって、図６Ｂに示すように、油圧プランジャ３９が、コイルスプリング４２のばね力によって進出移動して、レバー部材３８をリターンスプリング４０のばね力に抗して反時計方向へ回動させて、レバー部材３８の先端部が高速カム３１のベースサークル時にサブロッカアーム３５の先端側の下端顎部に係合し、サブロッカアーム３５とメインロッカアーム３４を連動させる。

これにより、メインロッカアーム３４が、高速カム３１のカムプロフィールにしたがって揺動することから、各排気弁５，５は最大リフトに切り換え制御される（図８の左上側参照）。

一方、機関低・中負荷域に移行すると、切換制御弁４３が作動してオイルポンプ４６の吐出油圧が油室４１内に供給されて、図６Ａに示すように、油圧プランジャ３９がコイルスプリング４２のばね力に抗して後退移動する。これによりレバー部材３８は、リターンスプリング４０のばね力によって反対方向へ回動してサブロッカアーム３５とメインロッカアーム３４との連結を解除し、これにより、サブロッカアーム３５は、ロストモーション状態になる。このため、メインロッカアーム３４は、高速カム３１のリフト力を受けずに、円筒カム３０、３０に摺接しているだけとなり、排気弁５，５のリフト量は、零リフトとなる。これによって、弁停止状態となり、前記吸気弁４，４も弁停止状態にあることから気筒停止状態になる（図８の右上側参照）。

一方、前記低・中負荷領域から高負荷領域に移行すると、コントローラ２２から切換制御弁４３に通電を遮断することから、油圧通路４１ａ、４１ｂとドレン通路４４が連通されて油室４１内の油圧低下に伴って油圧プランジャ３９が、図６Ｂに示すように、コイルスプリング４２のばね力によって進出移動し、これにより、レバー部材３８は、リターンスプリング４０のばね力に抗して回動し、高速カム３１のベースサークル時に先端部がサブロッカアーム３５の先端側の下端顎部に係合し、サブロッカアーム３５とメインロッカアーム３４を連動させる。

したがって、該メインロッカアーム３４が、アイドリング運転域と同じく高速カム３１のカムプロフィールにしたがって揺動し、各排気弁５，５は最大リフトに切り換え制御される。このように、この排気ＶＶＬ３は、排気弁５，５のリフト量を零リフトか高リフトにオン−オフ的に切り換えるようになっている。

前記左バンクＬＢ側の第２吸気ＶＥＬ１’は、図７に示すように、その構造が基本的に前記右バンクＲＢ側の第１吸気ＶＥＬ１と同様であるから、共通の部材は同一の符番’で示して、具体的な説明は省略するが、異なるところは、ボールナット２４’を、制御軸１７’を介して大リフト制御側に付勢する第２コイルばねを廃止して、小リフト制御側に付勢する第１コイルばね２７’のみとした。さらに、制御軸１７’を前記第１コイルばね２７’で付勢された小リフト側で零リフトにならない所定の小リフトに回転規制するストッパ機構４５を設けたもので、このストッパ機構４５は、制御軸１７’の一端面に設けられたストッパ軸４５ａと、ロッカカバーなどに設けられて、前記ストッパ軸４５ａが適宜当接して制御軸１７の回転を規制する図外のストッパ壁とから構成されている。

したがって、この第２吸気ＶＥＬ１’も、零リフト制御ができないだけで、第１吸気ＶＥＬ１と同様な作用効果が得られると共に、機関停止時にはストッパ機構４５によって制御軸１７’を介して吸気弁４，４を所定の小リフトに規制することから、フェールセーフ機能が働いて機関始動性を確保することが可能になる。すなわち、始動に必要な吸入空気量を確保し、かつ小リフトによる低フリクション効果が得られるためである。

前記第２吸気ＶＴＣ２’は、その構造が前記第１吸気ＶＴＣ２と同様であるから、具体的な説明は省略する。また、その作用も吸気弁４，４の開閉時期を進角側あるいは遅角側に制御するようになっている。

以下、本実施例の具体的な作用について説明する。

まず、図９に示すように、前記アイドリング運転を含む軽負荷・低回転の領域Ａでは、左右両バンクＬＢ、ＲＢの各気筒群は吸気・排気弁４，５の全てが稼働している（全筒運転）。ここで、稼働とは、燃料噴射が行われ燃焼による出力トルクが発生している状態をいう。

また、低・中負荷領域Ｂでは、右バンクＲＢの気筒群は弁停止（一部気筒停止）され、左バンクＬＢの気筒群のみで稼働する。

前記領域Ｂから高負荷ないし高回転の領域Ｃでは、機関トルクを出すために再び全筒運転状態に制御する。

そして、前記図９の矢印に示すように、機関の回転数と負荷をなだらかに上昇（スイープ）させて行った場合のリフト量（Ｌ）の変化などを図１０ａ〜ｃに示した。つまり、図１０ａは破線で示す右バンクＲＢの吸気弁４，４のバルブリフト量Ｌｒと、実線で示す左バンクＬＢの吸気弁４，４のバルブリフト量Ｌｌを図９のスイープでの変化を示している。図１０ｂはスロットルバルブ０７下流の吸気マニフォルド０９内圧を示すが、スイープの間、スロットルバルブ０７の開度は、ほぼ大開度を維持しているので、大気圧に近い高い圧力になっており、したがって、機関トルクはスロットルバルブ０７の絞りではなく、主として吸気弁４，４のバルブリフト量によって制御されている。図１０ｃは、スイープさせた場合の吸気弁閉時期（ＩＶＣ）の変化を示している。ここで、破線に示す右バンクのＩＶＣ時期Ｔが最下位置に張り付いているのは、吸気弁４，４が零リフトで開閉していないことを示している。

ここで、全筒運転領域Ａから減筒運転領域Ｂへ変化する境界付近について考察する。図１０ａで分かるように、前記境界直前の領域Ａ側では、右バンクＲＢ側がリフトＬｒ２、左バンクＬＢ側がリフトＬｌ２になっており、両者はほぼ同一値になっている。これによって、両バンクＲＢ，ＬＢ間における吸入空気量のばらつきを低減できると共に、動弁装置のフリクションのばらつきを低減でき、両バンクを含めた気筒毎の燃焼変動を抑制し、機関の回転を安定させることが可能になる。

また、図１０ｃで分かるように、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）についても、右バンクＲＢのＴｒ２と左バンクＬＢのＴｌ２がほぼ同一値となっており、これによってさらに吸入空気量の気筒毎のばらつきを低減することができ、さらに機関回転を安定させることができる。

しかも、バルブリフト量を小さくし、吸気弁閉時期を下死点に対して進角することによって、吸入空気量制御を行っているので、前述のように、スロットルバルブ０７を大開度にできる。この結果、吸気マニフォルド０９の内圧を大気圧近くに高められることから、ポンピングロスを低減でき、減筒運転を行わない領域Ａにおいても燃費を向上させることができるのである。

次に、前記境界直後の領域Ｂ側、つまり減筒運転移行後を考察すると、右バンクＲＢ側の吸気弁４，４のリフトＬｒ３は０（弁停止）となり、排気弁５，５のバルブリフト量も排気ＶＶＬ３によって０（弁停止）となり、気筒休止状態になる。一方、左バンクＬＢ側の吸気弁４，４のバルブリフトＬｌ３は逆に増加する。

前記図８の下段（中段）は、左バンクＬＢの領域ＡのリフトＬｌ２と領域ＢのリフトＬｌ３について、バルブリフトカーブを比較した図であって、リフトＬｌ３はリフトＬｌ２よりも大きくなっており、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）のＴｌ３はＴｌ２よりも下死点（ＴＤＣ）側に遅角している。したがって、領域ＡからＢに移行し、稼働気筒数は半減しても、稼働気筒の吸気弁リフト量が増加し、前記ＩＶＣを下死点に近づけることによって吸入空気量を増加させて、全筒でみた場合のトータル吸入空気量を同レベルにできる。よって、領域ＡからＢに移行した際のトルク変化を抑制することができるのである。

しかも、図８の最下段に示すように、スロットルバルブ０７の大開度を維持しつつ切り換えを行うので、切り換え前後で吸気マニフォルド０９の内圧は大気圧付近を維持する。すなわち、切り換え過渡に吸気マニフォルド内圧が大きく変化することによって発生する過渡トルク変動が生じにくい。したがって、切り換え時のトルクショックを効果的に抑制することができる。

また、図８の中段に示すように、左バンクＬＢ側の吸気弁開時期（ＩＶＯ）は、リフトＬｌ２とリフトＬｌ３とでほぼ一致していることから、切り換え前後でバルブオーバーラップの変化を抑制できるので、その間に燃焼室０６へ取り込む残留ガス量の変化を抑えることができ、よって、切り換え前後のトルク差を小さくすることができる。

ところで、図８に示す左バンクＬＢの吸気弁４，４のバルブリフト量（Ｌ２、Ｌ３）が十分小さい場合は、吸気弁４，４の隙間から燃焼室０６内に新気が取り込まれる流速は音速レベルまで速くなる。そうすると、いわゆるチョーキング現象が発生して燃焼室０６内への吸入空気量はリフト量の時間面積Ｓで概ね決定されるはずである。

ここで、時間面積Ｓｌ３はＳｌ２の約２倍にすれば、前記チョーキングが発生する場合であっても、トルク差の発生を防止できる。つまり、領域ＡからＢに移行し、稼働気筒数は半減したが、稼働気筒のリフトの時間面積Ｓが２倍に増加したので、全気筒でみた場合のトータルリフトの時間面積はほぼ等しいことを意味する。すなわち、Ｓｌ３＝Ｓｌ２×全気筒数／稼働気筒数とすればよいのである。ここで、全気筒運転時のＬｒ２、Ｌｌ２は同一で、Ｓｒ２もＳｌ２とほぼ同一としている。

減筒運転では、稼働気筒数が減るので、筒内の表面積が減少し、もって冷却損失が減少し、燃費が向上するが、この効果に加え、前述のポンピングロス低減効果によって燃費をさらに向上できる。加えてＩＶＣが下死点前なので、有効圧縮比が下がり、圧縮上死点温度が下がるので、冷却損失も一層低下し、十分燃費を向上できる。

次に、減筒運転の領域Ｂでさらにスイープさせ、機関の負荷や回転が上昇していくと、再び全筒運転に切り換わる。

すなわち、右バンクＲＢは領域Ｂにおいて気筒休止状態、つまり吸気弁４，４のリフト量が０（Ｌｒ４）、排気弁５，５のリフト量も０であったが、領域Ｃに移行した直後に中リフトＬｒ５に切り換わり、排気弁５，５のリフト量も通常のリフト（最大リフト）で作動する。この通常リフトは、左バンクＬＢの常時稼働気筒群の排気弁５、５の固定されたリフト量と同じになっている。

一方、左バンクＬＢの吸気弁４，４のリフト量は、やや大きなリフト状態（Ｌｌ４）からＬｌ５に低下する。

したがって、全気筒でみた場合のトータル吸入空気量は同等レベルで抑えられ、トルク差が発生するのを抑制できる。

また、前記領域Ｃにおける左バンクＬＢのリフト量Ｌｌ５と右バンクＲＢのリフト量Ｌｒ５は同等のリフト量となっており、また、図１０ｃに示すように、左右バンクＬＢ，ＲＢの各吸気弁４，４の閉時期（ＩＶＣ）のＴｌ５、Ｔｒ５はほぼ同等のタイミングになっている。したがって、吸気スワールの発生が抑制されて、高トルクが得られる。

次に、領域Ｃの中で、さらに機関負荷・回転が増加すると、左右バンクＬＢ，ＲＢの吸気弁４，４のバルブリフト量Ｌｌ、Ｌｒは、ほぼ同一のリフト量を維持しつつリフト量が増大し、両者の吸気弁閉時期もＴｌ、Ｔｒもほぼ同等のタイミングを維持しつつ遅角して行き、所望のトルクの高揚を得ることができる。

なお、前記スイープの全域に渡り、スロットルバルブ０７は大開度状態（吸気管内圧大気圧レベル）が維持されているので、ポンピングロスを低減でき、燃費の向上やトルクの向上を得ることができる。

また、前記領域ＡからＢへの切り換えと、領域ＢからＣへの切り換えの際も、スロットルバルブ０７は大開度状態が維持されているので、バルブリフト特性が大きく切り換え変化するにも拘わらず、吸気マニフォルド０９の内圧の過渡変化に起因する過渡トルクショックを防止することが可能になる。
〔第２実施例〕
図１１〜図１３は第２実施例の制御装置による制御特性を示し、まず、図１１の制御マップに示すように、アイドリング運転を含む軽負荷運転時における全気筒運転の領域Ａでは、左右バンクＬＢ，ＲＢの各燃料噴射弁０８から各燃焼室内０６に噴射される混合気を理論空燃比よりも希釈なリーンバーン制御を行う。かかるリーンバーン制御にすると、同一吸入空気体積に対するトルクが減少するので、目標トルクを得るためには、リフト量を大きくすることになる。

ここで、スイープさせた領域ＡからＢに変化する境界付近を考察すると、領域Ａはリーンバーンのために、前記理由から両バンクＬＢ，ＲＢの各吸気弁４，４のリフト量は、図１２に示すように、Ｌｒ２’、Ｌｌ２’は第１実施例のＬｒ２，Ｌｌ２に対してやや大きくなる。したがって、軽負荷で小リフトに制御したときに問題となる気筒間リフトのばらつきに起因する機関回転の不安定化を回避できる。なぜなら、制御リフトが通常（第１実施例）よりも大きくなるので、同じリフトばらつき量であっても、ベースリフトが高くなるため、リフトばらつき比率が減少するからである。ここで、リーンバーンであると、ＮＯｘが発生し易くなるが、軽負荷運転なので、実害はない。

一方、図１１に示す領域Ｂでは、噴射された混合気を理論空燃比のままとしている。この場合は、吸気弁４，４のリフトＬｌ３は通常（第１実施例）と比較して増加しないので、Ｌｌ２’からＬｌ３に切り換わる応答速度が速くなるため制御精度の向上も図れる。

また、減筒運転中の領域Ｂにおいて、Ｄラインを越えた高負荷側（Ｂ−ｂ）では、前述左バンクＬＢ側の第２吸気ＶＴＣ２’によって吸気弁４，４の開閉時期位相を進角側に制御する。これによって、排気弁５，５とのバルブオーバーラップを創成して内部ＥＧＲを増加させる（図１３参照）。このため、混合気の比熱比を向上させて燃費の向上を図ることができる。

また、減筒運転では、左バンクＬＢ側の稼働気筒の筒内圧（負荷）が上昇するので、原理的にＮＯxが発生し易い。これに対して、本実施例では、ＥＧＲバルブによる外部ＥＧＲではなく、バルブオーバーラップによる内部ＥＧＲを用いることから、大量の排気ガスにＥＧＲをかけても外部ＥＧＲのようにＥＧＲ通路が詰まるなどの問題もない。この大量内部ＥＧＲによりＮＯｘを低減できる。

さらに、外部ＥＧＲでは吸気マニフォルド０９内の負圧によって排気ガスを還流させるので、減筒運転時のような吸気マニフォルド内圧が大気圧に近い状態では、大量の排気ガスをＥＧＲさせることが困難になるおそれがあるが、第２吸気ＶＴＣ２’の進角制御によるバルブオーバーラップの拡大制御であると吸気マニフォルド内圧が高くてもＥＧＲが可能である。したがって、大量のＥＧＲが可能になることから、減筒運転時に問題となるＮＯxの増加を回避できる。

なお、前記Ｄラインについて図１２に基づいて補足すると、Ｄラインを越えない領域（図１１Ｂ−ａ）での左バンクＬＢの吸気弁４，４のリフトＬｌａは、理論空燃比であり、Ｄラインを越えたリフトＬｌｂが内部ＥＧＲを増加させた状態（第２吸気ＶＴＣ２’による進角制御）を示している。

ここで、Ｌｌａ＜Ｌｌｂとなっているのは、内部ＥＧＲ増加によるトルク低下を補正するのと、吸気弁開時期（ＩＶＯ）を早めるために作動角（開弁期間）を大きくするためである。

なお、前記領域Ｂの低負荷側では、理論空燃比ではなくリーンバーン制御としてもよく、この場合は燃費がさらに向上する。しかし、リーンバーン制御なので、ＮＯxが増加するおそれがあるが、機関負荷が小さいため所定の低いレベルに抑えることが可能になる。

また、前記各領域Ａ〜Ｃではスロットルバルブ０７は、図１３の最下段に示すように、ほぼ全開状態になっているので、吸気マニフォルド０９の内圧が大気圧に近くなり、ポンピングロスが低減できるなど、第１実施例と同様な作用効果が得られる。
〔第３実施例〕
図１４及び図１５は第３実施例の制御装置による制御特性を示し、この実施例では図１４の制御マップに示すように、右バンクＲＢの吸気弁４，４における弁停止とリフト作動の切り換え境界線と、左バンクＬＢの吸気弁４，４のリフト急変切り換えラインの切り換え境界線の両方に同等のヒステリシスを設けたものである。

すなわち、領域ＡとＢとの間の機関負荷・回転増加側の切り換えラインＥに対して、負荷・回転減少方向の切り換えラインＥｄをやや負荷・回転減少方向としている。すなわち、ΔＥのヒステリシスが設けられている。これによって、境界ラインＥ付近での、右バンクＲＢと左バンクＬＢの両バンクの第１、第２吸気ＶＥＬ１，１’、第１、第２吸気ＶＴＣ２，２’、第１排気ＶＶＬ３の切り換え作動時におけるハンチングの発生を防止することが可能になる。

同様に、領域ＢとＣの負荷・回転増大側の切り換えラインＦに対して、負荷・回転減少方向の切り換えラインＦｄをやや負荷・回転減少方向としている。すなわち、ΔＦのヒステリシスが設けられている。

これにより、前述と同様に境界ラインＦ付近での、右バンクＲＢと左バンクＬＢの両バンクの第１、第２吸気ＶＥＬ１，１’、第１、第２吸気ＶＴＣ２，２’、第１排気ＶＶＬ３の切り換え作動時におけるハンチングの発生を防止することが可能になる。

図１５において、領域ＡとＢとの間については、右バンクＲＢ側の吸気弁４，４のリフトＬｒ３，Ｌｒ３ｄ間のヒステリシスがΔＥで、同様にＬｒ２とＬｒ２ｄの間、左バンクＬＢ側のＬｌ３とＬｌ３ｄの間、Ｌｌ２とＬｌ２ｄとの間も同様にヒステリシスΔＥとなっている。

また、領域ＢとＣとの間については、Ｌｒ４とＬｒ４ｄとの間のヒステリシスがΔＦで、同様にＬｒ５とＬｒ５ｄとの間、Ｌｌ５とＬｌ５ｄとの間、Ｌｌ４とＬｌ４ｄとの間もΔＦになっている。

ここで、ΔＥは常用域なのでΔＦよりやや大きくなっており、常用域で不快なハンチングを発生しにくくしている。

一方、ΔＦは高回転側、高負荷側であり、ハンチングの発生頻度が低いので、切り換え応答性を向上させるために、ΔＥよりも小さくしている。

また、この実施例も前記各運転領域では、スロットルバルブ０７がほぼ全開状態になっていることから、ポンピングロスの低減化が図れ、これによって燃費が向上するなど第１実施例と同様な作用効果が得られる。

本発明は、前記各実施例の構成に限定されるものではなく、例えば内燃機関として、Ｖ型以外の直列型などに適用することが可能であると共に、点火栓による火花着火ではなく、圧縮着火エンジンに適用することも可能である。

排気側の弁停止機構ＶＶＬ３の代わりに、吸気側のＶＥＬ１と同様の零リフトまでリフト変化可能な連続可変リフト機構としてもよい。さらに、ＶＥＬ１、ＶＥＬ１’の具体的な機構としては、特に限定されるものではなく、例えば、特開２００６−２００３９１に記載されたような別機構の連続可変リフト機構であってもよい。

本発明の第１実施例の内燃機関の概略図である。 本実施例に供される第１吸気ＶＥＬと第１吸気ＶＴＣを示す斜視図である。 Ａ及びＢは第１吸気ＶＥＬによる零リフト制御時の作動説明図である。 Ａ及びＢは同吸気ＶＥＬによる大リフト制御時の作動説明図である。 本実施例に供される排気ＶＶＬを示す斜視図である。 Ａは排気ＶＶＬによる零リフト制御時の作動説明図、Ｂは高リフト制御時の作動説明図である。 本実施例に供される第２吸気ＶＥＬと第２吸気ＶＴＣを示す斜視図である。 本実施例における軽負荷時の全筒運転時と低・中負荷時の減筒運転時の吸気・排気弁のバルブリフト特性図である。 本実施例に供されるコントローラによる機関回転数と機関トルクとの関係を示す制御マップである。 ａは本実施例における全筒、減筒運転時の吸気弁リフト量特性図、ｂは前記各運転中におけるスロットルバルブ開度説明図、ｃは前記各運転中における吸気弁の閉時期を示す説明図である。 第２実施例に供されるコントローラによる機関回転数と機関トルクとの関係を示す制御マップである。 ａは本実施例における全筒、減筒運転時の吸気弁リフト量特性図、ｂは前記各運転中におけるスロットルバルブ開度説明図である。 本実施例における軽負荷時の全筒運転時と低・中負荷時の減筒運転時の吸気・排気弁のバルブリフト特性図である。 第３実施例に供されるコントローラによる機関回転数と機関トルクとの関係を示す制御マップである。 本実施例における全筒、減筒運転時の吸気弁リフト量特性図、

符号の説明

ＲＢ…右バンク（第１気筒群）
ＬＢ…左バンク（第２気筒群）
１…第１吸気ＶＥＬ（第１制御機構・第１リフト量可変機構）
２…第１吸気ＶＴＣ
１’…第２吸気ＶＥＬ（第２制御機構・第２リフト量可変機構）
２’…第２吸気ＶＴＣ
３…排気ＶＶＬ（第１制御機構・第１リフト量可変機構）
４…吸気弁
５…排気弁
６…駆動軸
７…駆動カム
９…揺動カム
１１…ロッカアーム
１２…リンクアーム
１３…リンクロッド
１７…制御軸
１８…制御カム
１９…駆動機構
２０…電動モータ
２２…コントローラ
３１…高速カム
３２…円筒カム
３３…ロッカシャフト
３４…メインロッカアーム
３５…サブロッカアーム

Claims (10)

1. 吸気弁と排気弁が弁停止制御される第１の気筒群と、吸気弁がリフト量を可変制御される第２の気筒群とからなる内燃機関の制御装置であって、
   前記第１の気筒群の吸気弁と排気弁の弁停止制御を行う際に、前記弁停止前の前記第１の気筒群と第２の気筒群による機関トルクとほぼ同等になるように、前記第２の気筒群の吸気弁のリフト量を制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
2. 第１の気筒群の吸気弁と排気弁の弁停止制御をする第１制御機構と、
   第２の気筒群の吸気弁のリフト量を可変制御する第２制御機構と、を備え、
   前記第１制御機構が前記第１の気筒群の弁停止制御を行う際に、前記弁停止制御前の前記第１の気筒群と第２の気筒群による機関トルクを維持するように、前記第２制御機構によって第２の気筒群の吸気弁のリフト量を制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
3. 第１の気筒群の吸気弁と排気弁のリフト量をほぼ零にして弁停止制御する第１リフト量可変機構と、
   常時作動する第２の気筒群の吸気弁のリフト量を連続的に可変制御する第２リフト量可変機構と、を備え、
   前記第１リフト量可変機構が第１の気筒群の吸気弁と排気弁のリフト量を零にして弁停止制御した際に、前記リフト量の零制御前後の機関トルクの変動を所定値以下に維持するように、前記第２リフト量可変機構が第２の気筒群の吸気弁のリフト量を増加するように制御したことを特徴とする内燃機関の制御装置。
4. 請求項１〜３のいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置において、
   前記弁停止制御は、機関の回転数が上昇する場合、または機関の負荷が上昇する場合に行われることを特徴とする内燃機関の制御装置。
5. 請求項１〜４のいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置において、
   前記第１気筒群と第２気筒群を同気筒数とすると共に、前記第１の気筒群の弁停止制御によって該第１の気筒群の吸気弁と排気弁のリフト量がほぼ零状態になる一方、前記第２の気筒群の吸気弁のリフト量の時間面積を、前記弁停止制御前の前記第１の気筒群の吸気弁のリフト量の時間面積と第２の気筒群の吸気弁のリフト量の時間面積との和とほぼ同じになるように制御したことを特徴とする内燃機関の制御装置。
6. 請求項１〜５のいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置において、
   前記第１の気筒群の弁停止後における前記第２の気筒群の吸気弁の開時期を、前記弁停止前とほぼ同じ時期でリフト量を増加させると共に、前記吸気弁の閉時期を、弁停止前よりも遅角側に制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
7. 請求項１〜６のいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置において、
   前記機関の軽負荷運転状態では弁停止を行わない全筒運転に切り換え制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
8. 請求項７に記載の内燃機関の制御装置において、
   前記機関の軽負荷運転状態では、空燃比をリーン側に制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
9. 請求項３〜８のいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置において、
   前記第１リフト量可変機構は、駆動力が付与されて吸気弁のリフト量を連続的に可変にする第１制御部を有し、前記駆動力が付与されない場合は、吸気弁のリフト量を機械的に零リフトでない中間リフトの位置に保持することを特徴とする内燃機関の制御装置。
10. 請求項３〜９のいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置において、
    前記第２リフト量可変機構は、駆動力が付与されて第２の気筒群の吸気弁のリフト量を連続的に可変制御する第２制御部を有すると共に、前記駆動力が付与されない場合は、吸気弁のリフト量が所定の小リフトになる位置に規制するストッパ部を有することを特徴とする内燃機関の制御装置。

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