JP2012172539A

JP2012172539A - 可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関

Info

Publication number: JP2012172539A
Application number: JP2011033015A
Authority: JP
Inventors: Yoshihiro Sakayanagi; 佳宏坂柳; Satoshi Watanabe; 智渡邊
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2011-02-18
Filing date: 2011-02-18
Publication date: 2012-09-10
Anticipated expiration: 2031-02-18
Also published as: JP5585490B2; US20120215423A1; US8862368B2

Abstract

【課題】可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関において、新たなセンサを設けることなく、機関排気系に配置された空燃比センサを利用することにより、各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっていないことを検出する。
【解決手段】排気系に配置された空燃比センサは、排気ガス中に気化燃料が含まれるときには、実際の空燃比より大きな空燃比を出力するものであり、空燃比センサの出力空燃比と実際の空燃比との間のずれ量Ａは、排気ガス中の気化燃料の濃度が高いほど大きくなり、各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっているか否かを判断するときには、吸気量及び燃料噴射量を変化させることなく、目標機械圧縮比を低下させて可変圧縮比機構を制御し、この制御前後における各気筒の排気ガスに対する空燃比センサの出力空燃比の差ｄＡが均一でなければ、各気筒の実際の機械圧縮比は均一となっていないと判断する。
【選択図】図１０

Description

本発明は、可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関に関する。

シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関が公知である。このような内燃機関においては、例えば、機関負荷に基づき、全気筒同時に所望の機械圧縮比（（圧縮上死点の燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積）が実現されるように、目標機械圧縮比を設定して可変圧縮比機構が制御される。

しかしながら、このように可変圧縮比機構が制御されても、各気筒の圧縮上死点の燃焼室容積が均一となっていなければ、各気筒の実際の機械圧縮比は均一とならず、各気筒の機関出力を均一とすることはできない。それにより、各気筒のピストン頂面又はシリンダヘッド内面に肉盛部を設けて、内燃機関の組み立て時において、各気筒の肉盛部を削ることにより、可変圧縮比機構の特定制御量においては、各気筒の圧縮上死点の燃焼室容積を等しくすることが提案されている（特許文献１参照）。

特開２００９−００８０１６

前述のように、可変圧縮比機構の特定制御量において、各気筒の圧縮上死点の燃焼室容積を等しくしても、例えば、目標機械圧縮比が変化して可変圧縮比機構が制御される際に、シリンダブロックが僅かに傾いてクランクケースに対して相対移動するなどすれば、各気筒の圧縮比上死点の燃焼室容積が均一とはならずに、各気筒の実際の機械圧縮比を均一とすることができないことがある。それにより、必要ならば対策を講ずるために、このように各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっていないことを検出することが望まれる。

従って、本発明の目的は、可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関において、新たなセンサを設けることなく、機関排気系に配置された空燃比センサを利用することにより、各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっていないことを検出することである。

本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関は、機関排気系に配置された空燃比センサを具備し、前記空燃比センサは、排気ガス中に気化燃料が含まれるときには、実際の空燃比より大きな空燃比を出力するものであり、前記空燃比センサの出力空燃比と実際の空燃比との間のずれ量は、排気ガス中の気化燃料の濃度が高いほど大きくなり、各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっているか否かを判断するときには、吸気量及び燃料噴射量を変化させることなく、目標機械圧縮比を現在の第一目標機械圧縮比から第二目標機械圧縮比へ低下させて可変圧縮比機構を制御し、前記可変圧縮比機構の制御前後における各気筒の排気ガスに対する前記空燃比センサの出力空燃比の差が均一でなければ、目標機械圧縮比が前記第一目標機械圧縮比のときにおいて、各気筒の実際の機械圧縮比は均一となっていないと判断することを特徴とする。

本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関において、実際の機械圧縮比が高いほど排気ガス中に含まれる気化燃料の濃度が高くなるために、前記空燃比センサの出力空燃比と実際の空燃比との間の前記ずれ量は実際の機械圧縮比毎に異なって設定され、機械圧縮比毎に設定された前記ずれ量において、機械圧縮比を設定値だけ小さく変化させる前後の前記空燃比センサの前記ずれ量の差は、変化前の機械圧縮比毎に異なっており、各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっているか否かを判断するときには、目標機械圧縮比を前記第一目標機械圧縮比から前記設定値だけ低い前記第二目標機械圧縮比として前記可変圧縮比機構を制御し、前記可変圧縮比機構の制御前後における各気筒の排気ガスに対する前記空燃比センサの出力空燃比の差に基づき、目標機械圧縮比が前記第一目標機械圧縮比のときの各気筒の実際の機械圧縮比を推定し、推定された各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっていないと判断されたときには、推定された実際の機械圧縮比が前記第一目標機械圧縮比と異なる気筒においては、目標機械圧縮比が前記第一目標機械圧縮比のときの排気ガスに対する前記空燃比センサの出力空燃比は実際の機械圧縮比における前記ずれ量を減算して前記第一目標機械圧縮比における前記ずれ量を加算することにより補正されることを特徴とする。

本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関によれば、機関排気系に配置された空燃比センサを具備し、空燃比センサは、排気ガス中に気化燃料が含まれるときには、このような高分子量の炭化水素とは反応し難いために、実際の空燃比より大きな空燃比を出力する。このような空燃比センサにおいて、出力空燃比と実際の空燃比との間のずれ量は、排気ガス中の気化燃料の濃度が高いほど大きくなる。機械圧縮比が高いほど、圧縮上死点の燃焼室容積が小さくなってクエンチ領域の割合が増大するために、気筒内で気化しただけで燃焼しない高分子量の気化燃料が増加し、排気ガス中の気化燃料の濃度が高くなる。それにより、各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっているか否かを判断するときには、吸気量及び燃料噴射量を変化させることなく、目標機械圧縮比を現在の第一目標機械圧縮比から第二目標機械圧縮比へ低下させて可変圧縮比機構を制御する。この制御前後における各気筒の排気ガスに対する空燃比センサの出力空燃比の差は、各気筒の排気ガスにおいて実際の空燃比の変化はないために、出力空燃比のずれ量の差となる。例えば、第二目標機械圧縮比として下限機械圧縮比近傍を選択して各気筒の実際の機械圧縮比を十分に小さくすればクエンチ領域の割合が非常に小さくなって排気ガス中には殆ど気化燃料が含まれないこととなり、出力空燃比のずれ量はほぼ零となる。この場合には、各気筒の排気ガスに対する空燃比センサの出力空燃比の差は、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときにおける各気筒の実際の機械圧縮比における出力空燃比のずれ量そのものとなる。このようにして、可変圧縮比機構を制御した前後における各気筒の排気ガスに対する空燃比センサの出力空燃比の差が均一でなければ、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときにおいて、各気筒の実際の機械圧縮比は均一となっていないと判断することができる。

本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関において、実際の機械圧縮比が高いほど排気ガス中に含まれる気化燃料の濃度が高くなるために、空燃比センサの出力空燃比と実際の空燃比との間のずれ量は機械圧縮比毎に異なって設定され、機械圧縮比毎に設定されたずれ量において、機械圧縮比を設定値だけ小さく変化させた前後の空燃比センサのずれ量の差は、変化前の機械圧縮比毎に異なっている。それにより、各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっているか否かを判断するときには、目標機械圧縮比を第一目標機械圧縮比から設定値だけ低い第二目標機械圧縮比として可変圧縮比機構を制御すれば、この制御前後における各気筒の排気ガスに対する空燃比センサの出力空燃比の差に基づき、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときの各気筒の実際の機械圧縮比を推定することができる。こうして、各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっていないと判断されたときには、推定された実際の機械圧縮比が第一目標機械圧縮比と異なる気筒においては、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときの排気ガスに対する空燃比センサの出力空燃比は実際の機械圧縮比におけるずれ量を減算して第一目標機械圧縮比におけるずれ量を加算することにより補正されることにより、補正前の出力空燃比では、各気筒において実際の機械圧縮比毎の異なるずれ量を含んでいるために比較することはできないが、このような補正により、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときに、各気筒の排気ガスに対する空燃比センサの出力空燃比は、各気筒において第一目標機械圧縮比が実現されている場合の出力空燃比となり、各気筒の実際の空燃比が均一であるか否かを判断することができる。

内燃機関の全体図である。可変圧縮比機構の分解斜視図である。図解的に表した内燃機関の側面断面図である。可変バルブタイミング機構を示す図である。吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。実際の機械圧縮比と、空燃比センサの出力空燃比と実際の空燃比との間のずれ量との関係を示すグラフである。

図１は本発明による可変圧縮比機構を備える内燃機関の側面断面図を示す。図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１には夫々対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。

サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒装置２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。

一方、図１に示される実施例ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施例ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。

図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。

電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火栓６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。

図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。

図２に示されるように一対のカムシャフト５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。

図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心軸５７は最も低い位置となる。

なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。

図３（Ａ）から図３（Ｃ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。即ち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。

図２に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォーム６１，６２が取付けられており、これらウォーム６１，６２と噛合するウォームホイール６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。

一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。

各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。

吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。

これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。

回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。

図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。

図１および図４に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。

次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。

図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。

図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。

図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。

次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。

図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。

図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。

一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。

これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。

このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。

図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０ｍｌから２０ｍｌまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００ｍｌから２００ｍｌになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６となる。図８（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。

一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。

次に図９を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒装置２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯ_Xを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。

さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。

一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。

このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。従ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。

機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ1まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比（上限機械圧縮比）に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。

一方、図９に示される実施例では機関負荷がＬ1まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。

吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。

一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌ1まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができる。

前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。従って本実施例では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。

図２に示すように、可変圧縮比機構Ａを備える内燃機関が例えば四気筒内燃機関のように多気筒内燃機関の場合において、シリンダブロック２が僅かに傾いてクランクケース１に対して相対移動すると、各気筒の圧縮上死点の燃焼室容積が等しくならずに、各気筒の機械圧縮比を均一とすることができない。特に、機械圧縮比が高いときには、圧縮上死点の燃焼室容積が絶対的に小さいために、各気筒において大きな機械圧縮比の違いが発生し易い。こうして各気筒の機械圧縮比が均一となっていなければ、各気筒の機関出力が不均一となって機関振動が発生することがある。それにより、必要ならば対策を講ずるために、各気筒の実際の機械圧縮比の不均一を検出することが望まれる。

本実施例の内燃機関では、排気マニホルド１９の排気合流部より下流側に配置された空燃比センサ２１を利用して、各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっていないことを検出する。空燃比センサ２１は、一般的な排気ガス中の酸素濃度に応じて空燃比を出力するものであり、酸素濃度が高いほど出力空燃比は大きくなる。ここで、燃焼室内の実際の空燃比が等しい場合において、排気ガス中に未燃ＨＣが含まれるときには、その分、排気ガス中の酸素濃度は高くなるが、空燃比センサ２１に担持された触媒によって未燃ＨＣは排気ガス中の酸素を消費して燃焼させられるために、空燃比センサ２１において出力される空燃比は等しくなる。

このように、燃焼室内で改質されて分子量が小さくされた未燃ＨＣは、空燃比センサ２１において容易に燃焼させられるが、燃焼室のクエンチ領域において単に気化しただけの気化燃料は、分子量が大きいために、空燃比センサ２１に担持された触媒へ到達し難く、排気ガス中の酸素を消費して燃焼することなく空燃比センサ２１を通過し易い。それにより、空燃比センサ２１は、排気ガス中に気化燃料が含まれるときには、実際の空燃比より大きな空燃比を出力し、空燃比センサ２１の出力空燃比と実際の空燃比との間のずれ量は、排気ガス中の気化燃料の濃度が高いほど大きくなる。

ところで、機械圧縮比Ｅが高いほど、圧縮上死点の燃焼室容積が小さくなってクエンチ領域の割合が増大するために、気筒内で気化しただけで燃焼しない高分子量の気化燃料が増加し、排気ガス中の気化燃料の濃度が高くなる。それにより、図１０に示すように、機械圧縮比Ｅ毎に、空燃比センサ２１の出力空燃比と実際の空燃比とのずれ量Ａを予め設定することができる。すなわち、現在の実際の空燃比は、現在の空燃比センサ２１の出力空燃比から現在の実際の機械圧縮比Ｅに対応するずれ量Ａを減算することにより算出することができる。

空燃比センサ２１は、このような特性を有するために、本実施例では、各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっているか否かを判断するときには、吸気量及び燃料噴射量を変化させることなく、目標機械圧縮比を現在の第一目標機械圧縮比から第二目標機械圧縮比へ低下させて可変圧縮比機構Ａを制御する。

空燃比センサ２１は、この可変圧縮比機構Ａの制御前後における各気筒の排気ガスの空燃比を検出する。具体的には、各気筒の排気行程において各気筒から排出された排気ガスが空燃比センサ２１を通過している間に空燃比を検出することとなる。目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比とされているときの各気筒の排気ガスに対する空燃比センサ２１の出力空燃比が、＃１気筒、＃２気筒、＃３気筒、＃４気筒の順で、Ａ／Ｆ（１）ｂ、Ａ／Ｆ（２）ｂ、Ａ／Ｆ（３）ｂ及びＡ／Ｆ（４）ｂであり、目標機械圧縮比が第二目標機械圧縮比とされているときの各気筒の排気ガスに対する空燃比センサ２１の出力空燃比が、＃１気筒、＃２気筒、＃３気筒、＃４気筒の順で、Ａ／Ｆ（１）ａ、Ａ／Ｆ（２）ａ、Ａ／Ｆ（３）ａ及びＡ／Ｆ（４）ａであるとすると、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比とされているときの各気筒の実際の機械圧縮比が不明であるために、例えば、Ａ／Ｆ（１）ｂ、Ａ／Ｆ（２）ｂ、Ａ／Ｆ（３）ｂ及びＡ／Ｆ（４）ｂが全て異なっていても、実際の排気ガスの空燃比が全て異なっているとも言えず、また、全てが同じであっても、実際の排気ガスの空燃比が全て同じであるとも言えない。

しかしながら、第二目標機械圧縮比を下限機械圧縮比又はその近傍の機械圧縮比とすれば、各気筒の実際の機械圧縮比も下限機械圧縮比又はその近傍の機械圧縮比となり、圧縮上死点の燃焼室容積が大きくなってクエンチ領域の割合が非常に小さくなる。それにより、このときには、各気筒において気筒内で気化しただけで燃焼しない高分子量の気化燃料は殆ど排気ガス中に含まれなくなり、空燃比センサ２１の出力空燃比と実際の空燃比とのずれ量Ａは、図１０に示すように零（０）となる。

従って、好ましくは第二目標機械圧縮比を下限機械圧縮比（シリンダブロック２を最も上昇させたとき）又はその近傍の機械圧縮比とすれば、目標機械圧縮比が第二目標機械圧縮比とされたときの各気筒の排気ガスに対する空燃比センサ２１の出力空燃比Ａ／Ｆ（１）ａ、Ａ／Ｆ（２）ａ、Ａ／Ｆ（３）ａ及びＡ／Ｆ（４）ａは、ずれ量を含まず、すなわち、実際の空燃比となる。可変圧縮比機構Ａの制御前後において、吸気量及び燃料噴射量を変化させないために、各気筒の実際の空燃比は変化しておらず、各気筒の排気ガスに対する空燃比センサ２１の出力空燃比の差Ａ／Ｆ（１）ｂ−Ａ／Ｆ（１）ａ、Ａ／Ｆ（２）ｂ−Ａ／Ｆ（２）ａ、Ａ／Ｆ（３）ｂ−Ａ／Ｆ（３）ａ、Ａ／Ｆ（４）ｂ−Ａ／Ｆ（４）ａを算出すれば、算出された各差は、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときの各気筒の実際の機械圧縮比における出力空燃比のずれ量そのものとなる。

例えば、図１０において、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときの＃１気筒の実際の機械圧縮比がＥ１であり、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときの＃２気筒の実際の機械圧縮比がＥ２であるとすると、＃１気筒の実際の排気ガスの空燃比は、目標機械圧縮比が第二目標機械圧縮比（下限機械圧縮比）のときの空燃比センサ２１の出力空燃比Ａ／Ｆ（１）ａであり、＃２気筒の実際の排気ガスの空燃比は、目標機械圧縮比が第二目標機械圧縮比（下限機械圧縮比）のときの空燃比センサ２１の出力空燃比Ａ／Ｆ（２）ｂであり、＃１気筒において、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときの出力空燃比Ａ／Ｆ（１）ｂと目標機械圧縮比が第二目標機械圧縮比のときの出力空燃比Ａ／Ｆ（１）ａとの差は図１０においてＡ１となり、＃２気筒において、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときの出力空燃比Ａ／Ｆ（２）ｂと目標機械圧縮比が第二目標機械圧縮比のときの出力空燃比Ａ／Ｆ（２）ａとの差は図１０においてＡ２となる。

図１０に示すように、空燃比センサの出力空燃比と実際の空燃比との間のずれ量Ａは機械圧縮比毎に異なっており（機械圧縮比Ｅが下限機械圧縮比近傍であるときにはずれ量Ａは零で一定であるために、機械圧縮比Ｅが下限機械圧縮比近傍であるときを除く）、可変圧縮比機構Ａを制御した前後における各気筒の排気ガスに対する空燃比センサの出力空燃比の差が均一であれば、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときにおいて、各気筒の出力空燃比が均一でなくても、各気筒の実際の機械圧縮比は均一となっていると判断することができ、可変圧縮比機構Ａを制御した前後における各気筒の排気ガスに対する空燃比センサの出力空燃比の差が均一でなければ、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときにおいて、各気筒の出力空燃比が均一でも、各気筒の実際の機械圧縮比は均一となっていないと判断することができる。

こうして、第二目標機械圧縮比を下限機械圧縮比近傍とすれば、目標機械圧縮比が第二目標機械圧縮比とされて可変圧縮比機構Ａが制御されたときに、各気筒の排気ガスに対する空燃比センサ２１の出力空燃比はずれ量を含まない実際の空燃比となるために、各気筒の空燃比の異常を判断したり、各気筒の空燃比を比較したりすることができる。

しかしながら、第二目標機械圧縮比を下限機械圧縮比近傍とすると、機関運転から要求された第一目標機械圧縮比のときの各気筒の実際の機械圧縮比を大幅に低下させることとなり、効率が低下するために機関運転においては好ましくはない。それにより、第一目標機械圧縮比から比較的小さな設定値だけ低い機械圧縮比を第二目標機械圧縮比とすることもできる。

図１０に示すように、空燃比センサ２１の出力空燃比と実際の空燃比との間のずれ量Ａは機械圧縮比毎Ｅが高いほど大きくなり、また、機械圧縮比毎に設定されたずれ量Ａにおいて、機械圧縮比を設定値ｄＥだけ小さく変化させた前後のずれ量の差ｄＡは、変化前の機械圧縮比毎に異なっている。すなわち、実際の機械圧縮比がＥ１であるときのずれ量はＡ１であり、実際の機械圧縮比Ｅ１を設定量ｄＥだけ小さく変化させたときのずれ量はＡ３であり、これらの差ｄＡ１は、Ａ１−Ａ３となる。一方、実際の機械圧縮比がＥ２であるときのずれ量はＡ２であり、実際の機械圧縮比Ｅ１を設定量ｄＥだけ小さく変化させたときのずれ量はＡ４となり、これらの差ｄＡ２は、Ａ２−Ａ４となる。差ｄＡ１と差ｄＡ２とは異なっており、図１０に示すように、下限機械圧縮比近傍のときを除く各機械圧縮比において、それぞれのずれ量の差ｄＡは互いに異なっている。それにより、機械圧縮比毎に対応するずれ量の差ｄＡを設定することができる。

それにより、各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっているか否かを判断するときには、目標機械圧縮比を第一目標機械圧縮比から設定値ｄＥだけ低い第二目標機械圧縮比として可変圧縮比機構を制御すれば、各気筒において、実際の機械圧縮比は設定値ｄＥだけ低くされる。この制御前後における各気筒の排気ガスに対する空燃比センサ２１の出力空燃比の差ｄＡを算出すれば、各気筒の差ｄＡは、可変圧縮比機構を制御した前後における各気筒の排気ガスに対する空燃比センサ２１の出力空燃比のずれ量の差となり、目標機械圧縮比を第一目標機械圧縮比としているときの各気筒の実際の機械圧縮比に対応する値となる。従って、各気筒の差ｄＡを算出すれば、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときの各気筒の実際の機械圧縮比を推定することができる。

こうして図１０のような実際の機械圧縮比Ｅに対する空燃比センサ２１の出力空燃比のずれ量Ａが設定されていれば、第二目標機械圧縮比を第一目標機械圧縮比より設定量だけ小さな機械圧縮比として、機関運転から要求された第一目標機械圧縮比のときの各気筒の実際の機械圧縮比を大幅に低下させることなく、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比とされているときの各気筒の実際の機械圧縮比を推定することができ、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比とされているときの各気筒の実際の機械圧縮比が均一でないことを判断することができる。

また、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比とされているときに実際の機械圧縮比が第一目標機械圧縮比と異なる気筒においては、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときの排気ガスに対する空燃比センサの出力空燃比は実際の機械圧縮比におけるずれ量を減算して第一目標機械圧縮比におけるずれ量を加算することにより補正されれば、補正前の出力空燃比では、各気筒において実際の機械圧縮比毎の異なるずれ量を含んでいるために比較することはできないが、このような補正により、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比のときの各気筒の排気ガスに対する空燃比センサの出力空燃比は、各気筒において第一目標機械圧縮比が実現されている場合の出力空燃比となり、各気筒の実際の空燃比が均一であるか否かを判断することができる。

具体的に説明すれば、例えば、図１０において、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比Ｅ１のときに、＃２気筒、＃３気筒、及び、＃４気筒では、実際の機械圧縮比が第一目標機械圧縮比Ｅ１であるが、＃１気筒では実際の機械圧縮比がＥ２である場合には、＃１気筒の排気ガスに対する空燃比センサ２１の出力空燃比Ａ／Ｆ（１）ｂは、実際の機械圧縮比Ｅ２におけるずれ量Ａ２を減算して第一目標機械圧縮比Ｅ１におけるずれ量Ａ１を加算することにより補正される（Ａ／Ｆ（１）ｂ−Ａ２＋Ａ１）。

それにより、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比Ｅ１であるときに、＃１気筒の補正前の出力空燃比では、他気筒と実際の機械圧縮比が異なるために、異なるずれ量を含んでおり、他気筒の出力空燃比と比較することはできないが、このような補正により、目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比Ｅ１のときの各気筒の排気ガスに対する空燃比センサの出力空燃比は、各気筒において第一目標機械圧縮比が実現されている場合の出力空燃比となるために、各気筒の実際の空燃比が均一であるか否かを判断することが可能となる。

目標機械圧縮比が第一目標機械圧縮比とされているときの各気筒の実際の機械圧縮比が均一であるか否かを判断するために、目標機械圧縮比を第一目標機械圧縮比から第三機械圧縮比へ高めることも考えられるが、本実施例では、目標機械圧縮比を第一目標機械圧縮比から第二目標機械圧縮比へ低下させているために、第一目標機械圧縮比が上限機械圧縮比（シリンダブロック２を最も下降させたとき）である場合にも各気筒の実際の機械圧縮比が均一であるか否かを判断することができる。

また、第一目標機械圧縮比が上限機械圧縮比のときに、各気筒の実際の機械圧縮比が均一であるか否かを判断する際に、目標機械圧縮比を第一目標機械圧縮比より設定量ｄＥだけ低い第二目標機械圧縮比として可変圧縮比機構Ａを制御した前後において、前述のように各気筒のずれ量の差ｄＡを算出したときに、いずれかの気筒の差ｄＡが上限機械圧縮比に対応する差より大きくなっていれば、空燃比センサ２１の上限機械圧縮比における出力空燃比のずれ量が大きくなっており、例えば、低分子量のＨＣも十分に燃焼させることができなくなっている可能性があるために、空燃比センサ２１が異常であると判断することができる。

本実施例において、空燃比センサ２１は各気筒共通としたが、例えば、排気マニホルド１９の気筒毎の枝管のそれぞれに空燃比センサを配置して、これら気筒毎の空燃比センサを各気筒の実際の機械圧縮比が均一であるか否かを判断するのに利用するようにしても良い。この場合において、各空燃比センサが、同一の機械圧縮比と出力空燃比のずれ量との関係（図１０）を有することが好ましい。しかしながら、各空燃比センサにおいて、機械圧縮比と出力空燃比のずれ量との関係が異なっていても、それぞれの正確な機械圧縮比と出力空燃比のずれ量との関係が把握されていれば、前述同様な考え方を適用することができる。

１クランクケース
２シリンダブロック
１９排気マニホルド
２１空燃比センサ
Ａ可変圧縮比機構

Claims

機関排気系に配置された空燃比センサを具備し、前記空燃比センサは、排気ガス中に気化燃料が含まれるときには、実際の空燃比より大きな空燃比を出力するものであり、前記空燃比センサの出力空燃比と実際の空燃比との間のずれ量は、排気ガス中の気化燃料の濃度が高いほど大きくなり、各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっているか否かを判断するときには、吸気量及び燃料噴射量を変化させることなく目標機械圧縮比を現在の第一目標機械圧縮比から第二目標機械圧縮比へ低下させて可変圧縮比機構を制御し、前記可変圧縮比機構の制御前後おける各気筒の排気ガスに対する前記空燃比センサの出力空燃比の差が均一でなければ、目標機械圧縮比が前記第一目標機械圧縮比のときにおいて、各気筒の実際の機械圧縮比は均一となっていないと判断することを特徴とする可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関。
実際の機械圧縮比が高いほど排気ガス中に含まれる気化燃料の濃度が高くなるために、前記空燃比センサの出力空燃比と実際の空燃比との間の前記ずれ量は実際の機械圧縮比毎に異なって設定され、機械圧縮比毎に設定された前記ずれ量において、機械圧縮比を設定値だけ小さく変化させた前後の前記空燃比センサの前記ずれ量の差は、変化前の機械圧縮比毎に異なっており、各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっているか否かを判断するときには、目標機械圧縮比を前記第一目標機械圧縮比から前記設定値だけ低い前記第二目標機械圧縮比として前記可変圧縮比機構を制御し、前記可変圧縮比機構の制御前後における各気筒の排気ガスに対する前記空燃比センサの出力空燃比の差に基づき、目標機械圧縮比が前記第一目標機械圧縮比のときの各気筒の実際の機械圧縮比を推定し、推定された各気筒の実際の機械圧縮比が均一となっていないと判断されたときには、推定された実際の機械圧縮比が前記第一目標機械圧縮比と異なる気筒においては、目標機械圧縮比が前記第一目標機械圧縮比のときの排気ガスに対する前記空燃比センサの出力空燃比は実際の機械圧縮比における前記ずれ量を減算して前記第一目標機械圧縮比における前記ずれ量を加算することにより補正されることを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関。