JP2010190191A - 内燃機関の圧縮比制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮比可変機構を備えた内燃機関の圧縮比のばらつきを抑制する。
【解決手段】圧縮比を可変とする圧縮比可変機構を備えた内燃機関１の圧縮比制御装置であって、運転状態に応じて目標圧縮比を算出する目標圧縮比算出手段（Ｓ１）と、目標圧縮比と実圧縮比との偏差から駆動装置５１の駆動トルク基本値を算出する基本値算出手段（Ｓ２）と、運転状態に応じてコントロールシャフト２５に作用する負荷トルクを算出する負荷トルク算出手段（Ｓ３，Ｓ４）と、駆動トルク基本値に負荷トルクを相殺する駆動トルク補正値を加算して駆動装置５１の目標駆動トルクを算出する第１目標駆動トルク算出手段（Ｓ５，Ｓ６）と、駆動装置５１によってコントロールシャフト２５に目標駆動トルクを加えてコントロールシャフト２５を回転させる圧縮比変更手段（Ｓ７）と、を備える。
【選択図】図１４

Description

本発明は内燃機関の圧縮比制御装置に関する。

従来の内燃機関の圧縮比制御装置として、シリンダ内を往復動するピストンにピストンピンを介して連結された第１リンクと、この第１リンクに揺動可能に連結されるとともにクランクシャフトのクランクピンに回転可能に装着された第２リンクと、一端部が上記第２リンクに揺動可能に連結された第３リンクと、シリンダブロックに回転可能に設けられかつ上記第３リンクの他端部を揺動自在に支持する偏心カム部を備えたコントロールシャフトと、このコントロールシャフトの回転位置を制御するアクチュエータと、を備えてなり、上記コントロールシャフトの回転位置によって機関圧縮比を変化させるものがある（例えば、特許文献１参照）。

特開２００４−２３９１７４号公報

しかしながら、前述した従来の内燃機関の圧縮比制御装置は、コントロールシャフトを回転させるときに、コントロールシャフトに作用する負荷トルクを考慮していなかった。そのため、目標圧縮比となるようにアクチュエータでコントロールシャフトにトルクを加えても、負荷トルク分だけ目標圧縮比からずれてしまい、圧縮比がばらつくという問題点があった。

本発明はこのような従来の問題点に着目してなされたものであり、圧縮比のばらつきを抑えることを目的とする。

本発明は、以下のような解決手段によって前記課題を解決する。なお、理解を容易にするために本発明の実施形態に対応する符号を付するが、これに限定されるものではない。

本発明は、クランクシャフト（３３）と略平行に延びるコントロールシャフト（２５）と、ピストン（６０）、クランクシャフト（３３）及びコントロールシャフト（２５）を連結する複数のリンク（１１，１２，１３）と、コントロールシャフト（２５）を回転させる駆動装置（５１）と、を備え、コントロールシャフト（２５）を回転させて、複数のリンク（１１，１２，１３）の一つであって一端がコントロールシャフト（２５）に揺動自在に支持されるコントロールリンク（１３）の支持位置を変化させることによって、圧縮比を可変とする圧縮比可変機構を備えた内燃機関（１）の圧縮比制御装置であって、運転状態に応じて目標圧縮比を算出する目標圧縮比算出手段（Ｓ１）と、前記目標圧縮比と実圧縮比との偏差から駆動装置（５１）の駆動トルク基本値を算出する基本値算出手段（Ｓ２）と、運転状態に応じてコントロールシャフト（２５）に作用する負荷トルクを算出する負荷トルク算出手段（Ｓ３，Ｓ４）と、駆動トルク基本値に、負荷トルクを相殺する駆動トルク補正値を加算して駆動装置（５１）の目標駆動トルクを算出する第１目標駆動トルク算出手段（Ｓ５，Ｓ６）と、駆動装置（５１）によってコントロールシャフト（２５）に目標駆動トルクを加えてコントロールシャフト（２５）を回転させる圧縮比変更手段（Ｓ７）と、を備える。

本発明によれば、目標圧縮比と実圧縮比との偏差から算出した駆動トルク基本値に対して、負荷トルクを相殺するよう駆動トルク補正値を加算して駆動装置の目標駆動トルクとした。これにより、負荷トルクによる圧縮比のばらつきを抑えることができるので、精度良く圧縮比を目標圧縮比に制御できる。

複リンク式ピストンストローク機構を備えたエンジンを示す図である。 複リンク式ピストンストローク機構による圧縮比変更方法を説明する図である。 異なる２つの運転状態における直列４気筒エンジンのコントロールシャフトトルクの波形図である。 圧縮負荷トルクの基本波形を示した図である。 運転状態に応じて圧縮負荷トルクの基本波形を補正するマップである。 圧縮比に応じて圧縮負荷トルクの基本波形を補正するテーブルである。 燃焼負荷トルクの基本波形を示した図である。 運転状態に応じて燃焼負荷トルクの基本波形を補正するマップである。 圧縮比に応じて燃焼負荷トルクの波形を補正するテーブルである。 運転状態に応じて燃焼負荷トルクの基本波形の位相を補正するマップである。 圧縮比に応じて燃焼負荷トルクの基本波形の位相を補正するテーブルである。 第１実施形態によるモータトルク目標値算出制御について説明するブロック図である。 モータトルク補正値算出部の詳細について説明するブロック図である。 第１実施形態による圧縮比制御について説明するフローチャートである。 第１実施形態による圧縮比制御の動作について説明するタイムチャートである。 第２実施形態によるモータトルク目標値算出制御について説明するフローチャートである。 第２実施形態による圧縮比制御の動作について説明するタイムチャートである。

以下、図面等を参照して本発明の実施形態について説明する。

（第１実施形態）
図１は、複リンク式ピストンストローク機構を備えたエンジン１を示す図である。

エンジン１は、シリンダブロック３１と、その頂部を覆うシリンダヘッド３０とを備える。

シリンダブロック３１には、複数のシリンダ３１ａが形成される。シリンダ３１ａには、ピストン６０が摺動自在に嵌合する。これらシリンダヘッド３０とシリンダブロック３１とピストン６０とによって、ペントルーフ形の燃焼室４０が区画形成される。

シリンダヘッド３０には、燃焼室４０に開口する吸気通路４１及び排気通路４２が形成され、吸気通路４１の開口を開閉する吸気バルブ４３と、排気通路４２の開口を開閉する排気バルブ４４とが設けられる。また、シリンダヘッド３０には、燃料噴射弁４６が設けられる。燃料噴射弁４６は、吸気通路４１の内部に燃料を噴射する。さらに、シリンダヘッド３０には、点火栓４５が設けられる。点火栓４５は、燃焼室４０の頂壁中心部で火花を飛ばして混合気を点火する。

複リンク式ピストンストローク機構は、ピストン６０とクランクシャフト３３とを２つのリンク(アッパリンク１１、ロアリンク１２)で連結するとともに、コントロールリンク１３でロアリンク１２を制御して圧縮比を変更する。

アッパリンク１１は、その上端がピストンピン２１を介してピストン６０と連結し、その下端がアッパピン２２を介してロアリンク１２の一端と連結する。ピストン６０は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック３１のシリンダ３１ａ内を往復動する。

ロアリンク１２は、その一端がアッパピン２２を介してアッパリンク１１に連結し、その他端がコントロールピン２３を介してコントロールリンク１３に連結する。また、ロアリンク１２は、その略中央の連結孔に、クランクシャフト３３のクランクピン３３ｂが挿入され、クランクピン３３ｂを中心軸として揺動する。ロアリンク１２は左右の２部材に分割可能である。クランクシャフト３３は、複数のジャーナル３３ａとクランクピン３３ｂとカウンタウェイト３３ｃとを備える。ジャーナル３３ａは、シリンダブロック３１及びラダーフレーム３４によって回転自在に支持される。クランクピン３３ｂは、ジャーナル３３ａから所定量偏心しており、ここにロアリンク１２が揺動自在に連結する。カウンタウェイト３３ｃは、ジャーナル３３ａとクランクピン３３ｂとをつなぐアーム部に設けられ、回転部分の重量アンバランスを取り除く。

コントロールリンク１３は、その一端がコントロールピン２３を介してロアリンク１２に連結し、その他端が連結ピン２４を介してコントロールシャフト２５に連結する。コントロールリンク１３は、この連結ピン２４を中心として揺動する。またコントロールシャフト２５にはギアが形成されており、そのギアがアクチュエータ５１の回転軸５２に設けられたピニオン５３に噛合する。アクチュエータ５１によってコントロールシャフト２５が回転させられ、連結ピン２４が移動する。

コントローラ２は、中央演算装置（ＣＰＵ）、読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）及び入出力インタフェース（Ｉ／Ｏインタフェース）を備えたマイクロコンピュータで構成される。コントローラ２には、エンジン１の運転状態を検出する各種センサからの信号が入力される。コントローラ２は、運転状態に応じて目標圧縮比を算出し、その目標圧縮比となるようにアクチュエータ５１のモータトルクを制御して、エンジンの圧縮比（機械圧縮比）を変更する。

図２は複リンク式ピストンストローク機構による圧縮比変更方法を説明する図である。

複リンク式ピストンストローク機構は、コントロールシャフト２５を回転させて連結ピン２４の位置を変更させることで、圧縮比を変更させる。

例えば図２(Ａ)、図２(Ｃ)に示すように連結ピン２４を位置Ｐにすれば、上死点位置(ＴＤＣ)が高くなり高圧縮比になる。

そして図２(Ｂ)、図２(Ｃ)に示すように、連結ピン２４を位置Ｑにすれば、コントロールリンク１３が上方へ押し上げられ、コントロールピン２３の位置が上がる。これによりロアリンク１２はクランクピン３３ｂを中心として反時計方向に回転し、アッパピン２２が下がり、ピストン上死点(ＴＤＣ)におけるピストン６０の位置が下降する。したがって圧縮比が低圧縮比になる。

ここで、コントロールシャフト２５に作用するトルク（以下「コントロールシャフトトルク」という）には、燃焼荷重によってピストン６０が下降するときに作用するトルクと、ピストン６０が上昇するときの主要な運動部品、例えばピストン６０や各リンク１１，１２，１３の慣性荷重によって作用するトルクと、がある。

燃焼荷重が作用してピストン６０が下降すると、ロアリンク１２がクランクピン３３ｂを支点として反時計回りに回転する。そうすると、コントロールリンク１３を機関上方に引っ張る荷重が作用するので、コントロールシャフト２５にはコントロールシャフト２５を反時計回りに回転させるトルクが作用する。

一方で、慣性荷重が作用してピストン６０が上昇すると、ロアリンク１２がクランクピン３３ｂを支点として時計回りに回転する。そうすると、燃焼荷重が作用したときとは逆に、コントロールリンク１３を機関下方へ押し下げる荷重が作用するので、コントロールシャフト２５にはコントロールシャフト２５を時計回りに回転させるトルクが作用する。

このように、コントロールシャフト２５には、燃焼荷重によるトルクと慣性荷重によるトルクが周期的に交互に作用する。したがって、クランク角を横軸にとったときのコントロールシャフトトルクの波形は、以下の図３に示すように周期的にピーク値が変動するものとなる。

図３は、縦軸をコントロールシャフトトルク、横軸をクランク角としたときの、異なる２つの運転状態における直列４気筒エンジンのコントロールシャフトトルクの波形図である。図３において、縦軸の正の領域はコントロールシャフト２５を反時計回りに回転させるトルクであり、負の領域はコントロールシャフト２５を時計回りに回転させるトルクである。また、クランク角７２０度の期間に４つのピークがあるのは、４つの気筒で順次燃焼が実施されるからである。

実線は、低回転・高負荷で運転しているときのコントロールシャフトトルクの波形である。このときは、エンジン負荷が高いため燃焼荷重は相対的に大きくなる。一方で、エンジン回転速度が低いため慣性荷重は相対的に小さくなる。そのため、ピストン６０に作用する荷重は、上死点付近では燃焼荷重が支配的になり、下死点付近では相対的に小さい慣性荷重が作用する。

したがって、コントロールシャフトトルクの波形は、周期的にピーク値が変動するものとなるが、常に正の値をとる。

破線は、高回転・低負荷で運転しているときのコントロールシャフトトルクの波形である。このときは、エンジン負荷が低いため燃焼荷重は相対的に小さくなる。一方で、エンジン回転速度が高いため慣性荷重は相対的に大きくなる。そのため、ピストン６０に作用する荷重は、上死点付近において慣性荷重の影響が大きくなる。下死点付近では低回転・高負荷で運転しているときと同様に慣性荷重が支配的となるが、エンジン回転速度が高い分だけ慣性荷重が大きくなる。

したがって、コントロールシャフトトルクの波形は、周期的にピーク値が正の値及び負の値をとる波形となる。

このように、コントロールシャフト２５には、運転状態に応じて周期的に変動するトルクが作用する。そのため、単純に実圧縮比との差から目標圧縮比となるようにアクチュエータ５１にモータトルクを加えたのでは、精度良く目標圧縮比に制御できないおそれがある。そうすると、例えば目標圧縮比に対して低圧縮比側にばらつけば燃焼が不安定になるおそれがある。また、高圧縮比側にばらつけばノッキングが発生するおそれがある。

そこで本実施形態では、実圧縮比と目標圧縮比との差から算出したモータトルク基本値に対して、コントロールシャフトトルク分を相殺する補正値を加えて最終的なモータトルク目標値とする。以下では、まずコントロールシャフトトルクの算出手段について説明した後に、圧縮比制御について説明する。

燃焼荷重及び慣性荷重によって生じるコントロールシャフトトルクは、筒内で圧縮された吸入空気がピストン６０を押し下げる圧縮圧力に起因するトルク（以下「圧縮負荷トルク」という）と、燃焼圧力に起因するトルク（以下「燃焼負荷トルク」という）と、を加算したものと考えることできる。そこで、本実施形態では、これらを個別に算出し、加算することでコントロールシャフトトルクとする。

図４は、圧縮負荷トルクの基本波形を示した図である。

図４に示すように、本実施形態では予め基準となる圧縮負荷トルクの基本波形を設定しておき、運転状態及び圧縮比に応じてその基本波形の振幅を補正することで圧縮負荷トルクを算出する。

図５は、運転状態に応じて圧縮負荷トルクの基本波形を補正するマップである。

図５に示すように、高回転高負荷で運転しているときほど、基本波形の振幅値が大きくなるように補正する。これにより、吸入空気量に応じて変化する圧縮負荷トルクを精度良く算出することができる。

図６は、圧縮比に応じて圧縮負荷トルクの基本波形を補正するテーブルである。

図６に示すように、実圧縮比が高いときほど、基本波形の振幅値が大きくなるように補正する。これは、実圧縮比が高いときほど圧縮圧力も大きくなるためであり、これにより圧縮比に応じて変化する圧縮負荷トルクを精度良く算出することができる。

図７は、燃焼負荷トルクの基本波形を示した図である。

図７に示すように、圧縮負荷トルクのときと同様に予め基準となる燃焼負荷トルクの基本波形を設定しておき、運転状態及び圧縮比に応じてその基本波形の振幅及び位相を補正することで燃焼負荷トルクを算出する。

図８は、運転状態に応じて燃焼負荷トルクの基本波形を補正するマップである。

図８に示すように、高回転高負荷で運転しているときほど、基本波形に対して振幅が大きくなるように補正する。これにより、吸入空気量（燃料噴射量）に応じて変化する燃焼負荷トルクを精度良く算出することができる。

図９は、圧縮比に応じて燃焼負荷トルクの波形を補正するテーブルである。

図９に示すように、実圧縮比が高いときほど、基本波形に対して振幅が大きくなるように補正する。これにより、圧縮比に応じて変化する燃焼速度や燃焼重心位置に対応して精度良く燃焼負荷トルクを算出できる。

図１０は、運転状態に応じて燃焼負荷トルクの基本波形の位相を補正するマップである。

図１０に示すように、低回転高負荷で運転しているときほど、基本波形の位相が進角するように補正する。これは、エンジン回転速度が低回転のときほど点火時期が進角される傾向にあるからである。これにより、運転状態に応じて変化する燃焼速度や燃焼重心位置に対応して精度良く燃焼負荷トルクを算出できる。

図１１は、圧縮比に応じて燃焼負荷トルクの基本波形の位相を補正するテーブルである。

図１１に示すように、圧縮比が高いときほど、基本波形の位相が進角するように補正する。これにより、圧縮比に応じて変化する燃焼速度や燃焼重心位置に対応して精度良く燃焼負荷トルクを算出できる。

図１２は、本実施形態によるモータトルク目標値算出制御について説明するブロック図である。

目標圧縮比算出部１１０には、エンジン回転速度と、エンジン負荷と、が入力される。目標圧縮比算出部１１０は、エンジン回転速度とエンジン負荷とに基づいて運転状態を判定し、運転状態に応じた目標圧縮比を算出し、出力する。

モータトルク基本値算出部１２０には、目標圧縮比と、実圧縮比と、が入力される。モータトルク基本値算出部１２０は、目標圧縮比と実圧縮比との差からモータトルク基本値を算出し、出力する。

モータトルク補正値算出部１３０には、エンジン回転速度と、エンジン負荷と、実圧縮比と、クランク位置と、点火時期と、が入力される。モータトルク補正値算出部１３０は、これら入力値に基づいてコントロールシャフトトルクを算出し、これをモータトルク補正値として出力する。

モータトルク目標値算出部１４０には、モータトルク基本値と、モータトルク補正値と、が入力される。モータトルク目標値算出部１４０は、モータトルク基本値からモータトルク補正値を減算してモータトルク目標値を算出し、出力する。

図１３は、モータトルク補正値算出部１３０の詳細について説明するブロック図である。

圧縮負荷トルク算出部１３１には、エンジン回転速度と、エンジン負荷と、実圧縮比と、クランク角と、が入力される。圧縮負荷トルク算出部１３１は、エンジン回転速度とエンジン負荷とに基づいて運転状態を判定し、予め定められた圧縮負荷トルクの基本波形を運転状態及び実圧縮比に基づいて補正する。そして、補正した圧縮負荷トルク波形からクランク角に応じて圧縮負荷トルクを算出し、出力する。

燃焼負荷トルク算出部１３２には、エンジン回転速度と、エンジン負荷と、実圧縮比と、クランク角と、が入力される。燃焼負荷トルク算出部１３２は、エンジン回転速度とエンジン負荷とに基づいて運転状態を判定し、予め定められた燃焼負荷トルクの基本波形を運転状態及び実圧縮比に基づいて補正する。そして、補正した燃焼負荷トルク波形からクランク角に応じて燃焼負荷トルクを算出し、出力する。

加算部１３３には、圧縮負荷トルクと、燃焼負荷トルクと、が入力される。加算部１３３は、圧縮負荷トルクと燃焼負荷トルクとを加算してモータトルク補正値を算出し、出力する。

図１４は、本実施形態による圧縮比制御について説明するフローチャートである。コントローラ２は、本ルーチンをエンジンの運転中に所定の演算周期（例えば１０ｍｓ）で実行する。

ステップＳ１において、コントローラ２は、運転状態に基づいて目標圧縮比を算出する。

ステップＳ２において、コントローラ２は、実圧縮比と目標圧縮比とに基づいてモータトルク基本値を算出する。

ステップＳ３において、コントローラ２は、運転状態、クランク角及び実圧縮比に基づいて、圧縮負荷トルクを算出する。

ステップＳ４において、コントローラ２は、運転状態、クランク角及び実圧縮比に基づいて、燃焼負荷トルクを算出する。

ステップＳ５において、コントローラ２は、圧縮負荷トルクと燃焼負荷トルクとを加算してコントロールシャフトトルクを算出し、モータトルク補正値とする。

ステップＳ６において、コントローラ２は、モータトルク基本値からモータトルク補正値を減算してモータトルク目標値を算出する。

ステップＳ７において、コントローラ２は、アクチュエータ５１にモータトルク目標値を入力してコントロールシャフト２５を回転させ、圧縮比を目標圧縮比へと変更させる。

図１５は、本実施形態による圧縮比制御の動作について説明するタイムチャートである。発明の理解を容易にするため、図１５−１に本実施形態による動作を示し、図１５−２にコントロールシャフトトルクを考慮しなかった場合の動作を示す。また、フローチャートとの対応を明確にするため、フローチャートのステップ番号を併記して説明する。

図１５−２（Ｅ）に示すように、コントロールシャフトトルクを考慮せずに、実圧縮比と目標圧縮比とから算出したモータトルク基本値をモータトルク目標値とした場合は、図１５−２（Ｆ）に示すように、コントロールシャフトトルクの影響によって圧縮比がばらつく。

これに対して、図１５−１（Ｅ）に示すように、モータトルク基本値からコントロールシャフトトルクを減算したものをモータトルク目標値とすることで（Ｓ６）、図１５−１（Ｆ）に示すように、コントロールシャフトトルクの影響を排除でき、圧縮比のばらつきを抑えることができる。

以上説明した本実施形態によれば、実圧縮比と目標圧縮比とに基づいて算出したモータトルク基本値に対して、コントロールシャフトトルクを相殺するようにモータトルク補正値を加算し、モータトルク目標値とした。これにより、コントロールシャフトトルクによる圧縮比のばらつきを抑えることができるので、精度良く圧縮比を目標圧縮比に制御できる。そのため、目標圧縮比に対して低圧縮比側にばらついて燃焼が不安定になることや、高圧縮比側にばらいてノッキングが発生することを抑制できる。

また、コントロールシャフトトルクを運転状態に応じて補正した圧縮負荷トルクと燃焼負荷トルクとに基づいて算出したので、コントロールシャフトトルクを精度良く算出することができる。

（第２実施形態）
次に、図１６を参照して本発明の第２実施形態について説明する。本発明の第２実施形態は、モータトルク基本値が最大モータトルクの場合には、モータトルク補正値を加算しない点で第１実施形態と相違する。以下、その相違点について説明する。なお、以下に示す各実施形態では前述した第１実施形態と同様の機能を果たす部分には、同一の符号を用いて重複する説明を適宜省略する。

図１６は、第２実施形態によるモータトルク目標値算出制御について説明するフローチャートである。コントローラ２は、本ルーチンをエンジンの運転中に所定の演算周期（例えば１０ｍｓ）で実行する。

ステップＳ２１において、コントローラ２は、モータトルク基本値が最大モータトルクか否かを判定する。コントローラ２は、モータトルク基本値が最大モータトルクであればステップＳ２２に処理を移行し、そうでなければステップＳ３に処理を移行する。

ステップＳ２２において、コントローラ２は、モータトルク基本値をモータトルク目標値とする。

図１７は、本実施形態による圧縮比制御の動作について説明するタイムチャートである。フローチャートとの対応を明確にするため、フローチャートのステップ番号を併記して説明する。

時刻ｔ１でアクセルペダルが踏み込まれると（図１７（Ａ））、目標圧縮比が変化して（図１７（Ｆ）；Ｓ１）、その目標圧縮比と実圧縮比との差からモータトルク基本値が算出される（図１７（Ｅ）；Ｓ２）。

そして、モータトルク基本値が最大モータトルクとなっているときは（図１７（Ｅ）；Ｓ２１でＹｅｓ）、素早く圧縮比を変更したいので、モータトルク補正値の算出は実施せずにモータトルク基本値をモータトルク目標値としてアクチュエータ５１を制御する（図１７（Ｅ）；Ｓ２２）。

これにより、ドライバ要求トルクの変動が大きいために、実圧縮比と目標圧縮比との差が大きくなってモータトルク基本値が最大モータトルクとなったときに、素早く圧縮比を変更してドライバ要求トルクを発生させることができる。したがって、本実施形態によれば、第１実施形態と同様の効果が得られる他に、ドライバ要求トルクが大きく変動したときの運転性の悪化を抑制することができる。

なお、本発明は上記の実施形態に限定されずに、その技術的な思想の範囲内において種々の変更がなしうることは明白である。

例えば、上記各実施形態では、運転状態や圧縮比に応じて基本波形の振幅値を補正した。この振幅値と相関のあるパラメータとしては、基本波形の変化率（傾き）があるので、その変化率に応じて補正しても良い。基本波形の変化率も、振幅値と同様に高回転高負荷で運転しているときほど高くなる。

１ エンジン（内燃機関）
１３ コントロールリンク
２５ コントロールシャフト
３１ シリンダブロック
３３ クランクシャフト
５１ アクチュエータ（駆動装置）
６０ ピストン
Ｓ１ 目標圧縮比算出手段
Ｓ２ 基本値算出手段
Ｓ３ 負荷トルク算出手段、圧縮負荷トルク算出手段
Ｓ４ 負荷トルク算出手段、燃焼負荷トルク算出手段
Ｓ５、Ｓ６ 第１目標駆動トルク算出手段
Ｓ７ 圧縮比変更手段
Ｓ２１，Ｓ２２ 第２目標駆動トルク算出手段

Claims (8)

1. クランクシャフトと略平行に延びるコントロールシャフトと、
   ピストン、前記クランクシャフト及び前記コントロールシャフトを連結する複数のリンクと、
   前記コントロールシャフトを回転させる駆動装置と、
   を備え、
   前記コントロールシャフトを回転させて、前記複数のリンクの一つであって一端が前記コントロールシャフトに揺動自在に支持されるコントロールリンクの支持位置を変化させることによって、圧縮比を可変とする圧縮比可変機構を備えた内燃機関の圧縮比制御装置であって、
   運転状態に応じて目標圧縮比を算出する目標圧縮比算出手段と、
   前記目標圧縮比と実圧縮比との偏差から前記駆動装置の駆動トルク基本値を算出する基本値算出手段と、
   運転状態に応じて前記コントロールシャフトに作用する負荷トルクを算出する負荷トルク算出手段と、
   前記駆動トルク基本値に、前記負荷トルクを相殺する駆動トルク補正値を加算して前記駆動装置の目標駆動トルクを算出する第１目標駆動トルク算出手段と、
   前記駆動装置によって前記コントロールシャフトに前記目標駆動トルクを加えて前記コントロールシャフトを回転させる圧縮比変更手段と、
   を備えることを特徴とする内燃機関の圧縮比制御装置。
2. 前記負荷トルク算出手段は、
   圧縮圧力によって前記コントロールシャフトに作用する圧縮負荷トルクを算出する圧縮負荷トルク算出手段と、
   燃焼圧力によって前記コントロールシャフトに作用する燃焼負荷トルクを算出する圧縮負荷トルク算出手段と、
   を備え、
   前記圧縮負荷トルクと前記燃焼負荷トルクとを加算して前記負荷トルクを算出する
   ことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の圧縮比制御装置。
3. 前記圧縮負荷トルク算出手段は、
   高回転高負荷で運転しているときほど、前記ピストンの往復動によって周期的に作用する圧縮負荷トルクの振幅を大きくする
   ことを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の圧縮比制御装置。
4. 前記圧縮負荷トルク算出手段は、
   実圧縮比が高いときほど、前記ピストンの往復動によって周期的に作用する圧縮負荷トルクの振幅を大きくする
   ことを特徴とする請求項２又は３に記載の内燃機関の圧縮比制御装置。
5. 前記燃焼負荷トルク算出手段は、
   高回転高負荷で運転しているときほど、前記ピストンの往復動によって周期的に作用する燃焼負荷トルクの振幅を大きくする
   ことを特徴とする請求項２から４までのいずれか１つに記載の内燃機関の圧縮比制御装置。
6. 前記燃焼負荷トルク算出手段は、
   実圧縮比が高いときほど、前記ピストンの往復動によって周期的に作用する燃焼負荷トルクの振幅を大きくする
   ことを特徴とする請求項２から５までのいずれか１つに記載の内燃機関の圧縮比制御装置。
7. 前記燃焼負荷トルク算出手段は、
   点火時期が進角しているときほど、前記ピストンの往復動によって周期的に作用する燃焼負荷トルクの位相を進角させる
   ことを特徴とする請求項２から６までのいずれか１つに記載の内燃機関の圧縮比制御装置。
8. 前記駆動トルク基本値が前記駆動装置の最大トルクとなったときは、前記負荷トルク及び前記駆動トルク補正値を算出せずに、その駆動トルク基本値を前記駆動装置の目標駆動トルクとする第２目標駆動トルク算出手段を備える
   ことを特徴とする請求項１から７までのいずれか１つに記載の内燃機関の圧縮比制御装置。

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