JP2015081555A - 多気筒内燃機関の制御装置及びコントローラ - Google Patents

Abstract

【課題】燃費効果を維持しつつ気筒休止領域（減筒領域）をより機関高トルク側に移行し、もって車両実走行時での燃費性能をさらに高めることができる多気筒内燃機関の制御装置を提供する。【解決手段】複数の気筒のうち、一部気筒の吸気弁と排気弁の作動を停止可能な気筒休止機構と、全気筒の機械圧縮比を変化させることができる可変圧縮比機構を備えた多気筒内燃機関の制御装置であって、前記気筒休止機構によって前記一部の気筒の吸気弁と排気弁の作動を停止させる減筒運転領域と、全気筒の機関弁を作動させる全筒運転領域を有し、機関運転状態が、機関低トルク側の前記減筒運転領域から機関高トルク側の前記全筒運転領域に変化する際に、前記可変圧縮比機構によって、相対的に低い第１の機械圧縮比から相対的に高い第２の機械圧縮比に変化させるように構成した。【選択図】図７

Description

本発明は、気筒休止機構と可変圧縮比機構を組み合わせて、実走行時の燃費性能を向上させることが可能な多気筒内燃機関の制御装置及びコントローラに関する。

従来の多気筒内燃機関の制御装置としては、以下の特許文献１に記載された可変動弁装置の制御装置が知られている。

これは、全気筒のうち半数の気筒の吸気弁と排気弁を停止させて残りの半数の気筒のみで稼働（燃焼）させる、いわゆる気筒休止（減筒運転）を行うものである。

このように、気筒休止を行うことによってスロットルバルブの開度が拡大してポンプ損失が低減すると共に、気筒当たりの負荷が高まるので、高負荷シフトによって熱効率が向上し、この結果、走行燃費を向上させることができる。

特開平１０−８２３３４号公報

しかしながら、前記公報記載の従来技術にあっては、気筒休止制御時には、少ない気筒数が稼動（燃焼）するので、機関のトルクが制約されてしまうおそれがある。また、稼動する気筒についてみてみると、同一の機関トルクでの負荷（１気筒あたりのトルク）は約２倍と高くなり、そのため、ノッキングが発生し易くなって機関トルクがさらに抑制されてしまうおそれがある。さらに、前記ノッキングの抑制のために点火時期の遅延や燃料のリッチ化を行うと、燃費が悪化してそもそもの気筒休止の狙いであるところの燃費の向上が抑制されてしまう。

つまり、気筒休止の効果（燃費効果）がなくなってしまうところまでは、敢えて僅かな高トルク化は行っても意味がないのである。

以上のように、従来技術では、燃費効果を得つつ、減筒運転で機関の高トルク化をすることは困難であった。この結果、燃費の良い気筒休止領域が低トルクの領域に限られ、減筒運転できる走行頻度が低くなり、もって車両の実走行時での燃費性能を充分には高めることができなかった。

本発明は、前記従来の技術的課題に鑑みて案出されたもので、燃費効果を維持しつつ減筒運転領域をより機関高トルク側に移行し、もって車両実走行時での燃費性能をさらに高めることを目的としている。

本発明は、前記従来の技術的課題に鑑みて案出されたもので、複数の気筒のうち、一部気筒の吸気弁と排気弁の作動を停止可能な気筒休止機構と、全気筒の機械圧縮比を変化させることができる可変圧縮比機構を備えた多気筒内燃機関の制御装置であって、
前記気筒休止機構によって前記一部気筒の吸気弁と排気弁の作動を停止させる第１運転領域と、全気筒の機関弁を作動させる第２運転領域を有し、機関運転状態が、機関低トルク側の前記第１運転領域から機関高トルク側の前記第２運転領域に変化する際に、前記可変圧縮比機構によって、相対的に低い第１の機械圧縮比から相対的に高い第２の機械圧縮比に変化させることを特徴としている。

この発明によれば、前記第１運転領域（減筒運転領域）においては、低い機械圧縮比により耐ノッキング性が向上できるので、ノッキングを抑制しつつ燃費に有利な減筒運転領域を機関高トルク側まで拡大できる。つまり、燃費の良い減筒領域での運転頻度を高めることができ、車両実走行時の燃費性能を向上できる。

また、燃費に不利な前記第２運転領域（全筒運転領域）での運転頻度は減少し、一方でこの第２運転領域では高い機械圧縮比制御により熱効率を可及的に向上できる。この結果、車両実走行時におけるト−タルでの燃費性能を向上できる。

本発明に係る制御装置を２気筒内燃機関に適用した第１実施形態を示す全体概略図である。 本実施形態に供される可変機械圧縮比機構を示し、Ａは機械圧縮比を最大とした制御位置を示し、Ｂは最小とした制御位置を示している。 休止可能気筒である＃１気筒の動弁装置を示す断面図である。 本実施形態の＃１気筒から＃２気筒にわたった吸気側（排気側）の動弁装置を示す斜視図である。 Ａは本実施形態の吸気側に供される第１、第２弁停止機構を示す縦断面図、Ｂは同第１、第２弁停止機構の作用を示す縦断面図、ＣはＢのＡ−Ａ線断面図である。 本実施形態における弁停止機構が備えられていない油圧ラッシアジャスタを示す縦断面図である。 本実施形態における稼動気筒数と機械圧縮比との関係を示すマップである。 本実施形態における機械圧縮比の変化特性図である。 図７に示す運転領域(１)〜(４)への切り換え移行時の機械圧縮比と＃１気筒と＃２気筒の作動と吸排気弁のバルブリフト特性図である。 本実施形態のコントロールユニットによる加速側の制御フローチャート図である。 減速側の制御フローチャート図である。 第２実施形態の制御装置の全体概略図である。 本実施形態における吸気弁側のＶＥＬを備えた動弁装置を示す斜視図である。 本実施形態における稼動気筒数と機械圧縮比との関係を示すマップである。 本実施形態における機械圧縮比の変化特性図である。 図１４に示す運転領域(１)〜(４)への切り換え移行時の機械圧縮比と＃１気筒と＃２気筒の作動と吸排気弁のバルブリフト、作動角の特性図である。 本実施形態のコントロールユニットによる加速側の制御フローチャート図である。

以下、本発明に係る多気筒内燃機関の制御装置の実施形態を図面に基づいて説明する。この実施形態では、ガソリン仕様の直列２気筒の内燃機関０１に適用したものであり、全気筒の機械圧縮比εを変化可能な可変機械圧縮比機構（ＶＣＲ）０２が設けられていると共に、＃１気筒のみに吸気弁と排気弁の作動を停止して気筒を休止できる気筒休止機構０３が設けられている。
〔第１実施形態〕
図１は本発明の第１実施形態を示し、内燃機関０１には、前記ＶＣＲ０２と気筒休止機構０３の他に、機械式過給機であるスーパーチャージャ０４が設けられていると共に、吸気弁３の開閉タイミング（開閉位相）を制御できる位相可変型の電動ＶＴＣ０５が設けられている。

図１、図２に示す前記ＶＣＲ０２は、先に出願された特開２００２−２７６４４６号公報に記載されているものがあり、したがって、構造を簡単に説明する。

クランクシャフト５０は、複数のジャーナル部５１とクランクピン５２を有し、シリンダブロック０６の主軸受に、ジャーナル部５１が回転自在に支持されている。前記クランクピン５２は、ジャーナル部５１から所定量偏心しており、ここにロアリンク５３が回転自在の連結されている。

このロアリンク５３は、左右の２部材に分割可能に構成されていると共に、ほぼ中央の連結孔に前記クランクピン５２が回転自在に嵌合している。

前記ロアリンク５３の一端部に連結ピン５５を介して連結されたアッパリンク５４は、上端部がピストンピン５６によってピストン５７に回動自在に連結されている。前記ピストン５７は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック０６のシリンダ５８内を往復運動するようになっている。

前記シリンダ５８の上部には、シリンダヘッド０７内に開閉自在に支持された前記吸気弁３と排気弁７１が配置されている。

上端部が前記ロアリンク５３の他端部に連結ピン６０を介して連結されたコントロールリンク５９は、下端部が制御軸６１を介して前記シリンダブロック０６の下部に揺動可能に連結されている。つまり、前記制御軸６１は、シリンダブロック０６に支持されていると共に、その回転中心から偏心している偏心カム６１ａを有し、この偏心カム６１ａに前記コントロールリンク５９の下端部が回転可能に連結されている。

前記制御軸６１は、コントロ−ラであるエンジンコントロールユニット６３からの制御信号に基づき、電動モータを用いた圧縮比制御アクチュエータ６２によって回動位置が制御されるようになっている。

したがって、前記ＶＣＲ０２は、図２Ａに示すように、前記制御軸６１が圧縮比制御アクチュエータ６２によって一方向（図２中反時計方向）へ回動されると、偏心カム６１ａの中心位置Ｘが図中左下方へ位置する。これによって、前記コントロールリンク５９の下端の揺動支持位置が変化して、前記ピストン５７のストロ−ク位置が変化して機械圧縮比が最大制御位置、すなわちピストン上死点位置が最も高くなる制御位置に変化させることができる（後述のε１５）。

一方、制御軸６１が他方向（図２中時計方向）へ回動されると、図２Ｂに示すように、偏心カム６１ａの中心位置Ｘが図中垂直上方へ位置する。これによって、前記コントロールリンク５９の下端の揺動支持位置が変化して、前記ピストン５７のストロ−ク位置が変化して機械圧縮比が最小制御位置、すなわちピストン上死点位置が最も低くなる制御位置に変化させることができる（後述の圧縮比ε９）。

ここで、制御軸６１の反時計方向の最大回転を規制する図外のストッパ位置を最大制御位置（機械圧縮比ε１５）、時計方向の最大回転を規制するストッパ位置を最小制御位置（機械圧縮比ε９）と設定すればよい。

ここで、機械圧縮比εとは、ピストン５７の上死点（ＴＤＣ）での気筒内容積でピストン５７の下死点（ＢＤＣ）での気筒内容積を割った値をいう。

前記気筒休止機構０３は、図３及び図４に示すように構成され、図３は＃１気筒(気筒休止可能気筒)における吸気側及び排気側の動弁装置を示し、図４では＃１気筒と＃２気筒の吸気側（または排気側）の動弁装置を示している。この図４に示すフロント（Ｆ）側の＃１気筒が気筒休止可能な気筒、すなわち、全ての吸気弁と排気弁の弁作動停止が可能な気筒になっていると共に、リア（Ｒ）側の＃２気筒は気筒休止せず、常時少なくとも１つの吸気弁と排気弁が作動する常時稼働気筒になっている。
〔吸気側の動弁装置〕
＃１、＃２気筒の吸気側の動弁機構について具体的に説明すると、図３及び図４に示すように、シリンダヘッド０７内に形成された一対の吸気ポート２、２を開閉する一気筒当たり一対の吸気弁が設けられている。すなわち、＃１気筒では第１、第２吸気弁３ａ，３a、＃２気筒では第１、第２吸気弁３ｂ、３ｂが設けられている。ここで、各気筒とも第１吸気弁３ａ、３ｂはＦ側に、第２吸気弁３ａ、３ｂはＲ側にそれぞれ配置されている。

前記各吸気弁３ａ〜３ｂは、シリンダヘッド０７の上端部と軸受けブラケット１３との間に軸受けされた吸気カムシャフト５に設けられた一気筒当たり２つ設けられた回転カム５ａの回転力とバルブスプリング１２のばね力によって各スイングアーム６を介して各吸気ポート２の開口端を開閉作動するようになっている。

また、シリンダヘッド０７に保持されて、前記各スイングアーム６と各吸気弁３ａ〜３ｂとの間の隙間及び各回転カム５aの各カム面のベースサークルとの間の隙間を零ラッシに調整する支点部材（ピボット）である４つの第１〜第４油圧ラッシアジャスタ１０a、１０ｂ、１０ｃ、１０ｄが配設されている。

つまり、＃１気筒の吸気弁側には、第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０a、１０ｂが配設され、＃２気筒の吸気弁側には第３、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｃ、１０ｄが配設されている。

ここで、第１油圧ラッシアジャスタ１０aは、＃１気筒のＦ側に配設され、第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂは、同Ｒ側に配設され、第３油圧ラッシアジャスタ１０ｃは、＃２気筒のＦ側に配設され、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｄはＲ側に配設されている。

さらに、前記＃１気筒の第１、第２吸気弁３ａ、３ａ側には、機関運転状態に応じて前記＃１気筒側の第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０a、１０ｂを介して前記＃１気筒の第１、第２吸気弁３ａ、３ａの開閉作動をそれぞれ停止させる気筒休止機構０３としての第１、第２弁停止機構（ロストモーション機構）１１ａ、１１ｂが設けられている。

また、前記吸気側には、前述したように、前記吸気カムシャフト５のＦ側の端部に、前記各吸気弁３ａ〜３ｂの開閉タイミングを機関運転状態に応じて可変にする位相変更型バルブタイミング制御装置(吸気電動ＶＴＣ)０５が設けられている。この吸気電動ＶＴＣ０５は、例えば特開２０１２−１４５０３６号公報に記載されている電動モータによってクランクシャフト５０と吸気カムシャフト５との相対回転角度を制御するものが用いられている。

以下、＃１、＃２気筒における各構成部材について説明すると、前記４つの吸気弁３ａ〜３ｂは、各バルブガイド４を介してシリンダヘッド０７に摺動自在に保持されていると共に、各ステムエンド３ｃの近傍に設けられた各スプリングリテーナ３ｄとシリンダヘッド０７の内部上面との間に弾接された各バルブスプリング１２によって閉方向に付勢されている。

前記吸気カムシャフト５は、一端部に設けられた前記吸気ＶＴＣ０５のハウジングに設けられたタイミングプーリを介してクランクシャフトの回転力がタイミングベルトによって伝達されるようになっている。また、前記回転カム５ａは、外周のカムプロフィールが卵形状に形成されている。

前記各スイングアーム６は、一端部６ａの平坦状あるいはやや凸状の下面が前記各吸気弁３ａ〜３ｂの各ステムエンドに当接している一方、他端部６ｂの下面凹部６ｃが前記各油圧ラッシアジャスタ１０a〜１０ｄの頭部に当接していると共に、中央に形成された収容孔内に、それぞれローラ軸１４ａを介してローラ１４が回転自在に収容配置されている。

前記４つの油圧ラッシアジャスタ１０a〜１０ｄは、図５及び図６に示すように、シリンダヘッド０７の円柱状の各保持穴０７ａ内にそれぞれ保持された有底円筒状のボディ２４と、該ボディ２４内に上下摺動自在に収容されて、下部に一体に有する隔壁２５を介して内部にリザーバ室２６を構成するプランジャ２７と、前記ボディ２４の下部内に形成されて、前記隔壁２５に貫通形成された連通孔２５ａを介して前記リザーバ室２６と連通する高圧室２８と、該高圧室２８の内部に設けられて、前記リザーバ室２６内の作動油を高圧室２８方向へのみ流入を許容するチェック弁２９と、を備えている。また、前記シリンダヘッド０７の内部には、前記保持穴０７ａ内の溜まった作動油を外部に排出する排出孔０７ｂが形成されている。

前記ボディ２４は、外周面に円筒状の第１凹溝２４ａが形成されていると共に、該第１凹溝２４ａの周壁に、前記シリンダヘッド０７の内部に形成されて、下流端が前記第１凹溝２４ａに開口した油通路３０とボディ２４内部とを連通する第１通路孔３１が径方向に貫通形成されている。

また、＃１気筒の第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０a、１０ｂ（Ｆ、Ｒ側）は、図５Ａ，Ｂにそれぞれ示すように、底部２４ｂ側が、図６に示す弁停止機構が設けられていない＃２気筒側の第３、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｃ、１０ｄのボディ２４の底部２４ｃよりも下方向へ延設されてほぼ円柱状に形成されている。

前記油通路３０は、図３に示すように、シリンダヘッド０７内に形成された潤滑油供給用のメインオイルギャラリ３０ａと連通しており、このメインオイルギャラリ３０ａには、図１に示すオイルポンプ６４から電磁切換弁６５を介して潤滑油が圧送されるようになっている。

前記プランジャ２７は、図５、図６に示すように、軸方向のほぼ中央の外周面に円筒状の第２凹溝２７ａが形成されていると共に、該第２凹溝２７ａの周壁に前記第１通路孔３１とリザーバ室２６とを連通する第２通路孔３２が径方向に沿って貫通形成されている。また、各プランジャ２７の先端頭部２７ｂの先端面が各スイングアーム６の他端部６ｂの球面状の下面凹部６ｃとの良好な摺動性を確保するために球面状に形成されている。

なお、この各プランジャ２７は、ボディ２４の上端部に嵌着固定された円環状のストッパ部材３３によってその最大突出量が規制されるようになっている。

前記第２凹溝２７ａは、その軸方向の幅が比較的大きく形成され、これによってボディ２４に対するプランジャ２７のいずれの上下摺動位置においても前記第１通路孔３１と第２通路孔３２とを常時連通するようになっている。

前記各チェック弁２９は、前記連通孔２５ａの下部開口縁(シート)を開閉するチェックボール２９ａと、該チェックボール２９ａを閉方向へ付勢する第１コイルばね２９ｂと、該第１コイルばね２９ｂを保持するカップ状のリテーナ２９ｃと、ボディ２４の底壁２４ｃの内底面とリテーナ２９ｃの円環状上端部との間に弾装されて、リテーナ２９ｃを隔壁２５方向へ付勢しつつプランジャ２７全体を上方に付勢する第２コイルばね２９ｄとから構成されている。

そして、前記回転カム５ａのベースサークル区間では、前記第２コイルばね２９ｄによる付勢力による前記プランジャ２７の進出移動（上方移動）に伴って高圧室２８内が低圧になると、前記油通路３０から保持穴１ａ内に供給された作動油が第１凹溝２４ａから第１通路孔３１と第２凹溝２７ａ及び第２通路孔３２を通ってリザーバ室２６に流入して、さらにチェックボール２９ａを第１コイルばね２９ｂのばね力に抗して押し開き、作動油を高圧室２８内に流入させる。

これによって、プランジャ２７は、スイングアーム６の他端部６ｂを押し上げてローラ１４と揺動カム７との接触を介して揺動カム７とスイングアーム６の一端部６ａ及び各吸気弁３のステムエンド６ａとの間の隙間を零ラッシに調整するようになっている。

そして、前記回転カム５ａのリフト区間では、プランジャ２７に下方荷重が作用するので、チェック弁が閉じ、高圧室２８内の油圧が上昇し、高圧室２８内のオイルがプランジャ２７とボディ２４の隙間から漏れ出てプランジャ２７は僅かに降下する（リークダウン）。

再び、前記回転カム５aのベースサークル区間になると、前述のように、前記第２コイルばね２９ｄによる付勢力で前記プランジャ２７の進出移動（上方移動）により、各部の隙間を零ラッシに調整するのである。

このようなラッシ調整機能を、前記第１〜第４油圧ラッシアジャスタ１０a〜１０ｄの全てが有している。

前記第１、第２弁停止機構１１ａ、１１ｂは、前記＃１気筒のＦ側とＲ側の第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０a、１０ｂのみに設けられ、図６に示すように、＃２気筒のＦ側とＲ側の第３、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｃ、１０ｄには設けられていない。

すなわち、＃１気筒のＦ側とＲ側の１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂ側に第１、第２弁停止機構１１ａ、１１ｂが設けられており、後述するように機関運転状態に応じて弁停止と弁作動が切り換えられるようになっている。これに対して、＃２気筒のＦ側とＲ側には弁停止機構が設けられておらず、したがって、通常のピボット機能と零ラッシ調整機能のみを有している。

第１、第２弁停止機構１１ａ、１１ｂは、図５Ａ、Ｂに示すように、前記各保持穴０７ａの底部側に連続して形成された円柱状の一対の摺動用穴３４と、該各摺動用穴３４の底面とボディ２４の下面との間に弾装されて、前記第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂを上方向へそれぞれ付勢する一対のロストモーションスプリング３５と、第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂのロストモーションを規制する規制機構３６と、から構成されている。

前記各摺動用穴３４は、内径が前記保持穴１ａの内径と同一に設定されて前記各ボディ２４が前記保持穴１ａから連続的に上下方向へ摺動可能に保持するようになっている。

前記各ロストモーションスプリング３５は、コイルスプリングによって形成されて、前記ボディ２４の底面を上方向へ付勢して前記プランジャ２７の先端頭部２７ｂを前記スイングアーム６の他端部６ｂ下面の凹部６ｃに弾接させるようになっている。

また、前記各ボディ２４は、前記シリンダヘッド０７の内部に挿通配置されたストッパピン３７によって最大上方移動位置が規制されるようになっている。すなわち、前記各ストッパピン３７は、シリンダヘッド０７内を前記ボディ２４に向かって軸直角方向に配置され、先端部３７ａが前記第１凹溝２４ａ内に摺動可能に臨設配置されて、ボディ２４の上方移動に伴い前記先端部３７ａが第１凹溝２４ａの下端縁に当接することによってボディ２４の最大上方の摺動位置が規制されるようになっている。

したがって、前記各油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂは、スイングアーム６の揺動に伴い前記ロストモーションスプリング３５のばね力を介して前記保持穴０７ａと摺動用穴３４との間を上下にストロークしてロストモーションを行うことによって、前記スイングアーム６の揺動支点としての機能が失われて、回転カム５ａのリフト作動が吸収され、各吸気弁３ａの開閉作動を停止させるようになっている。

前記第１、第２弁停止機構１１ａ、１１ｂの規制機構３６は、図５Ａ〜Ｃに示すように、前記ボディ２４の底部２４ｂの内部径方向に貫通形成された移動用孔３８と、前記シリンダヘッド０７内に保持穴０７ａと軸直角方向に形成された規制用孔３９と、前記移動用孔３８の内部一端側に固定されたばね支持用のリテーナ４０と、前記移動用孔３８から規制溶孔３９の内部に跨って摺動自在に設けられた円柱状の規制ピン４１と、該規制ピン４１の後端と前記リテーナ４０との間に弾装されて、前記規制ピン４１を規制用孔３９方向へ付勢するリターンスプリング４２と、から主として構成されている。

前記規制用孔３９は、前記ボディ２４が前記ストッパピン３７によって最大上方位置に規制された際に、前記移動用孔３８と軸方向から合致するようになっており、内径が前記移動用孔３８とほぼ同一に形成されていると共に、一端側にシリンダヘッド０７内に形成された油通路孔４４から信号油圧が導入されるようになっている。

ここで、前記ボディ２４の回転方向の規制は、前記ストッパピン３７の飛び出し量を僅かに増やすと共に、前記ボディ２４の前記第１凹溝２４ａ内に軸長手方向のスリットを設け、前記ストッパピン３７先端と係合させることによって容易に実現できる。あるいは、別個の回転規制部材をシリンダヘッド０７と前記ボディ２４の間に装着してもよい。

前記リテーナ４０は、有蓋円筒状に形成されて、底壁に規制ピン４１の円滑な移動を確保するための呼吸孔４０ａが貫通形成されていると共に、後端面の呼吸孔４０ａが臨む中央部４０ｂが平坦に形成されているが、外端部４０ｃ、４０ｃは、滑らかな摺動性を確保するために前記摺動用穴３４の内周面とほぼ同一の曲率の円弧面状に形成されている。また、このリテーナ４０の軸方向の長さは、図５Ｂに示すように、前記規制ピン４１が移動用孔３８に完全に収容される前に、先端縁に規制ピン４１の後端縁が当接してそれ以上の後退移動を規制する長さに設定されている。なお、前記移動用孔３８にリークした僅かな作動油は、前記呼吸孔４０ａを介してリテーナ４０の底壁外面と摺動用穴３４の内周面を通って摺動用穴３４内に導かれるようになっている。

前記規制ピン４１は、図５Ａ、Ｃに示すように、有蓋円筒状に形成されて、外径が前記移動用孔３８の内径よりも僅かに小さく形成されて円滑な摺動性が確保されていると共に、先端部の先端面４１ａが滑らかな摺動性を確保するために前記摺動用穴３４の内周面と同じ曲率の円弧面状に形成されている。

また、この規制ピン４１は、図５Ａに示すように前記リターンスプリング４２のばね力で規制用孔３９内に移動すると、先端部が規制用孔３９内に一部が収容されるようになっている。これによって、シリンダヘッド０７にロックされて、＃１気筒のＦ，Ｒ側の油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂの上下方向の移動、つまりロストモーションが規制されるようになっている。

また、この規制ピン４１は、外径が前記移動用孔３８と規制用孔３９の内径よりも僅かに小さく形成されてこれらに対して円滑な摺動性が確保されていると共に、前記油通路孔４４から規制用孔３９に供給された油圧を受圧面としての先端面４１ａが受けることにより、図５Ｂに示すように、前記リターンスプリング４２のばね力に抗して図中左方向へ移動してリテーナ４０に軸方向から当接すると、規制ピン４１全体が移動用孔３８内に収容された形になる。これによって、＃１気筒の第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂの上下方向の移動が許容されて、つまりロストモーションが行われるようになっている。

前記油通路孔４４（規制用孔３９）には、図１に示すように、前記オイルポンプ６４から圧送された油圧が電磁切換弁６５を介して信号油圧として供給されるようになっている。すなわち、この電磁切換弁６５は、切り換えエネルギ−である油圧を供給する状態と供給停止する状態とを変換する、切り換えエネルギ−供給/供給停止変換手段(油圧供給/供給停止変換手段)となっている。

前記電磁切換弁６５は、図外のバルブボディの内部に摺動自在に設けられたスプール弁を、ソレノイドの電磁力とコイルスプリングのばね力とによって、オン、オフ的に２段階に切り換えるようになっている。前記ソレノイドには、前記可変圧縮比機構０２の圧縮比制御アクチュエータ６２の駆動を制御する同じコントロールユニット６３から制御電流が通電、非通電（オン、オフ）されてポンプ吐出通路と油通路孔４４とを連通して前記規制ピン４１に信号油圧を供給するか、またはポンプ吐出通路を閉止して前記油通路孔４４とドレン通路６６を連通するように切り換え制御されるようになっている。

したがって、機関停止時には、コントロールユニット６３からソレノイドに通電されず電磁切換弁６５が、ポンプ吐出通路を閉止して油通路４４とドレン通路６６を連通することから第１、第２弁停止機構１１ａ、１１ｂによるロストモーション作動が不可能な状態になっている。すなわち、第１、第２弁停止機構１１ａ、１１ｂは、切り換えエネルギーである油圧の供給が停止された場合に、弁作動ができる状態（弁作動態様）に機械的に安定する、弁作動安定型となっている。

前記コントロールユニット６３は、クランク角センサやエアーフローメータ、水温センサ、スロットルバルブ角度センサなどの各種センサ類から機関回転数や負荷、スロットルバルブ開度量などの情報信号に基づいて機関運転状態を検出すると共に、クランク角センサとカム角センサからの情報信号によって前記電動ＶＴＣ０５の電動モータを駆動制御して、吸気カムシャフト５とクランクシャフト５０との相対回転角度を制御する。また同時に、前記電磁切換弁６５を制御して＃１気筒の２つの吸気弁３ａ、３ａの弁停止と弁作動を変換制御するようになっている。

前記スーパーチャージャ０４は、一般的なものであって、図１に示すように、吸入通路のスロットルバルブ６７の上流側に配置され、前記コントロールユニット６３からの出力された制御信号によって、クランクシャフトの回転と同期回転できる状態とできない状態をクラッチ機構へのオン、オフ信号によって制御すると共に、吸気バイパス弁６８の開閉制御により過給圧が制御されるようになっている。
〔排気側の動弁装置〕
排気側の動弁装置は、基本的に吸気側と同じであって、図３に示すように、シリンダヘッド０７内に形成された一気筒当たり一対の排気ポート７０、７０の開口端をそれぞれ開閉する一気筒当たり２つの排気弁７１ａ、７１ａ、７１ｂ、７１ｂが設けられている。つまり、＃１気筒ではＦ側とＲ側の第１、第２排気弁７１ａ、７１ａ、＃２気筒ではＦ側とＲ側の第１、第２排気弁７１ｂ、７１ｂが設けられている。

排気側動弁装置としては、図４に示す吸気側と同様であり、カッコ内に符番を付記して示すが、各気筒の上方側に機関前後方向に沿って配置され、外周に前記各排気弁７１ａ〜７１ｂを各バルブスプリング７２のばね力に抗して開作動させる卵形の回転カム７３ａを有する排気側カムシャフト７３が設けられており、前記各排気弁７１ａ〜７１ｂと各回転カム７３ａとの間に介装されたローラ７７及び各スイングアーム７４を介して前記各排気弁７１ａ〜７１ｂを一定のバルブリフト量で開閉作動するようになっている。

また、シリンダヘッド０７に保持されて、前記各スイングアーム７４と各排気弁７１ａ〜７１ｂとの隙間及び各回転カム７３ａのベースサークルとの間の隙間を零ラッシュ調整するピボットである油圧ラッシアジャスタ７５ａ〜７５ｄがそれぞれ配設されている。つまり、排気側にも４つの油圧ラッシアジャスタ７５ａ〜７５ｄがあり、＃１気筒に第１、第２油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂが配設され、＃２気筒に第３、第４油圧ラッシアジャスタ７５ｃ、７５ｄが配設されている。

ここで、第１油圧ラッシアジャスタ７５ａは、＃１気筒のＦ側に配設され、第２油圧ラッシアジャスタ７５ｂは、同Ｒ側に配設され、第３油圧ラッシアジャスタ７５ｃは、＃２気筒のＦ側に配設され、第４油圧ラッシアジャスタ７５ｄは、同Ｒ側に配設されている。

そして、＃１気筒のＦ側とＲ側の前記排気弁７１ａ、７１ａ側の各第１、第２油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂは、それぞれ第１、第２弁停止機構（ロストモーション機構）１１a、１１ｂを備えている。

一方、＃２気筒のＦ，Ｒ側の前記排気弁７１ｂ、７１ｂの第３、第４油圧ラッシアジャスタ７５ｃ、７５ｄは弁停止機構を備えていない。

前記排気側第１、第２弁停止機構は、前述した図５に示す吸気側第１，第２弁停止機構１１ａ、１１ｂと同様の構造であるから、同一の符番を付して具体的な説明は省略する。すなわち、シリンダヘッド０７の各保持穴０７ａの底部側に連続して形成された円柱状の摺動用穴３４と、該摺動用穴３４の底面とボディ２４の下面との間に弾装されて、前記第１、第２油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂを上方向へ付勢するロストモーションスプリング３５、３５と、前記第１、第２油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂのロストモーションを規制する規制機構７６、７６と、から構成されている。

そして、この規制機構７６、７６を有する第１、第２弁停止機構１１ａ、１１ｂを備えた＃１気筒側の第１、第２排気弁７１ａ、７１ａは、そのバルブリフト量が、ロストモーションにより弁停止された場合は零リフトとなり、弁停止されていない弁作動の場合は、ピークリフト量が一定となっている。
〔本実施形態の作動特性〕
図７は稼動気筒数と機械圧縮比εのマップを示しており、横軸は機関回転数、縦軸は機関トルクである。

縦軸でみると、全筒運転での最大正トルク特性（全筒）を示す太実線と、最大負トルク（エンブレ）特性（全筒）とで囲まれる領域が全筒運転領域（第２運転領域）である。

横軸でみると、機関回転数のアイドル回転のＮｉ（例えば７００ｒｐｍ）、と最高回転数のＮｈ（例えば６０００ｒｐｍ）の両破線に囲まれる領域である。これらの４つの線で囲まれる領域を第２運転領域（全筒運転領域）と呼ぶ（但し、後述の第１運転領域を除いた領域）。

一方、減筒運転での最大正トルク特性（減筒）を示す太実線と、最大負トルク（エンブレ）特性（減筒）とで囲まれる領域が減筒運転領域（第１運転領域）である。

横軸でみると、機関回転数のアイドル回転よりやや高いＮｌ（例えば１０００ｒｐｍ）と、中速回転数のＮｍ(例えば３５００ｒｐｍ)の両実線に囲まれる領域である。これらの４つの線で囲まれる領域が第１運転領域（減筒運転領域）である。

ここで図７における２点鎖線は全筒運転での等機械圧縮比ε線を、１点鎖線は減筒運転での等機械圧縮比ε線示す。

まず、全筒運転領域（第２運転領域）についてみてみると、例えば、機械圧縮比が１５となるε１５の等機械圧縮比ε線（２点鎖線）は、機関トルクＴ１５となっている。このＴ１５は、全筒運転ε１５でノッキングを発生せずに出せる機関最大トルク（全筒）になっている。
このＴ１５から機関トルクが増加するに従い、ＶＣＲ０２の制御により次第に圧縮比（機械圧縮比）εを減少させていき、機関最大正トルク（全筒）のＴ９．５付近では、圧縮比ε９．５まで低下する。すなわち、機関トルクが増加していくと、圧縮比εが大きいと、いわゆるノッキングが発生してしまうので、ノッキング抑制できる分だけ、圧縮比εを低下させていくので、上述のような圧縮比εマップ（２点鎖線）となるのである。言い換えると、ノッキングを抑えつつ圧縮比εを可及的に高めることができるので、熱効率をその分高められるのである。
ここで、例えばＴ９．５とは、ε９．５でノッキングを発生させず出せる機関最大トルク（全筒）になっているのである。

なお、ここで単に圧縮比と記載しているが、上述してきた機械圧縮比の意味であり、後述する有効圧縮比とは異なる。
一方、機関トルクがＴ１５未満の低機関トルク領域では大圧縮比ε１５一定となっている。これは、Ｔ１５未満の低機関トルク領域では、大きな圧縮比ε１５とすることで、理論熱効率を高めて燃費をよくできるのであるが、ここで、仮に圧縮比ε１５よりさらに増大させても、燃焼室のＳ／Ｖ比が増加し冷却損失が増加するので、これ以上燃費が伸びず、例えばこの圧縮比ε１５一定に保持するのである。

次に、減筒運転領域（第１運転領域）についてみてみると、図７の1点鎖線が減筒領域における等圧縮比ε線を示す。
ここで、減筒運転でのε１５線（1点鎖線）を見てみると、縦軸の機関トルクは略Ｔ１５、すなわち全筒運転ε１５でノッキングを発生せずに出せる機関最大トルク（全筒）と略一致している。つまり、同じε１５でしかも減筒運転でありながら全筒運転と同等の機関トルクを出せている。これは、減筒運転により出せる燃焼トルクは減少するもにものの、減筒運転より機関フリクションやポンプ損失が低減することによる機関トルク低下抑制分が生じ、この低下抑制分の比率が低機関トルク領域では大きくなるからである。
機関トルクがＴ１５未満のさらに低機関トルク側の減筒領域では第２運転領域（全筒運転領域）と同様に、大圧縮比ε１５が一定としているが、これは、減筒運転領域であっても、仮に圧縮比ε１５よりさらに増大させても、燃焼室のＳ／Ｖ比が増加し冷却損失が増加するので、やはりこれ以上燃費が伸びず、例えば圧縮比ε１５一定に保持するのである。（全筒運転と同様）
次に、同様減筒運転状態において、機関トルクがＴ１５から増加していく場合を考える。

機関トルクが増加するにしたがいＶＣＲ０２の制御により急激に圧縮比εを減少させていき、機関トルクＴ１２付近では、圧縮比ε９まで低下させていく。ここで、Ｔ１２という機関トルクは、前述のように、全筒運転において圧縮比ε１２でノッキングを起こさずに出せる最大機関トルクに対応する。

第２運転領域（全筒）でのＴ１２付近では圧縮比ε１２とまだ比較的大きいのに対して、第１運転領域（減筒）では、同じＴ１２付近で、前述の圧縮比ε９まで大きく低下させる。

減筒運転である場合は、同じ機関トルクであっても稼動気筒に発生する稼動気筒あたり機関トルク（負荷）は２倍の高負荷になるので、特に、機関トルクの増加に連れてノッキングが発生やすくなる。そのため、機関トルクが高まるにつれ、圧縮比εを急激に低下していくのである。

このようにすることで、減筒領域においてノッキングを回避し、減筒での最大トルク特性をＴ１２まで高めることができ、もって、実走行において減筒運転する頻度を高め、実走行での燃費性能を高めることができるのである。

ここで減筒領域の例えば図７（１）点（例えば、機関トルクＴ１５、約１６００ｒｐｍ）からアクセルを吹かし、機関トルクをＴ１２まで高めていく場合を考える。
図７の減筒領域マップ上で前述の（１）点からＴ１２の（２）点まで移行するが、その間に圧縮比εは１５から９まで大きく減小変化する。

図８は、横軸に機械圧縮比εを、縦軸に機関トルクＴを取ったグラフを示す。

この図８に示すように、減筒のままＴ１５・ε１５(（１）点)から、Ｔ１２・ε９(（２）点)へと変化する。この（２）点では、圧縮比ε９という低機械圧縮比によりノッキングを抑えつつＴ１２という大きな機関トルクを減筒運転でありながら実現できるのである。すなわち、この低機械圧縮化により、前述のような、点火時期の遅角や燃料リッチ化という燃費悪化要因を抑制しつつノッキングを回避しつつ大きな機関トルクＴ１２を得ることができるのである。

その結果、前述のように、大きな燃費効果を持つ減筒領域を高機関トルク側まで拡大でき、実走行時における減筒運転頻度を高め、実走行時の燃費性能を高められるのである。

ここで、本発明ではない従来における気筒休止システムについて仮に考える。

この場合の機械圧縮比εは固定であり、例えば機械圧縮比ε１１といった中間的な値が取られる。この場合、図８における、減筒領域内の前述の（１）点と同じ機関トルクＴ１５になる点は、（ア）点で示されるＴ１５・ε１１となる。

この（ア）点からアクセルを吹かすと、機関トルクがＴ１３の（イ）点に到達するが、これ以上機関トルクを上げると、圧縮比ε１１ゆえにノッキングが発生してしまうため、（イ）点を越えると全筒運転に切り替えざるを得ないのである。
ここで、この図８における（イ）点は、減筒運転における（１）点から（２）点に至る、機械圧縮比εとノッキングを発生せずに出せる最大機関トルクとの相関線と、ε１１一定線との交点に対応する。

それに対し、本実施形態は、（イ）点を通った後、（２）点に向い圧縮比εが減少していくので、ノッキングを抑制しつつ機関トルクを増加できる。

この際、図９の（１）点から（２）点にかけて示すように、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）を下死点に近づけていくので、充填効率が一層向上し、機関トルクを、ノッキングを発生せずに出せる最大機関トルクに向けて一層高めていくことができる。

さらにスーパーチャージャ０４のクラッチをＯＮしてバイバス弁６８を閉じ過給圧を強めれば、さらに充填効率が向上し、（２）で示す機関トルクＴ１２まで減筒領域での機関トルクを増加できる。

その結果、図７、図８の大きな矢印（白抜き）で示すＴｇだけ、減筒での最大機関トルクを高めることができるのである。

なお、ここで、機械圧縮比低減以外のノッキングの抑制手法として、点火時期の遅延化もあるが、これだと機関トルクが低下したり、熱効率が大幅に低下するなどの問題があり、減筒運転でのトルク向上が不十分である上に、減筒の目的である燃費向上に逆行するので、不適切な手法と言わざるを得ない。

空燃比をリッチにすることでもノッキングを抑制しつつ僅かに機関トルクを高めることができるが、燃費悪化を伴うため同様不適切な手法であるのは言うまでもない。

本実施形態では、これらの不適切なノッキング抑制手法を特に用いずとも、機械圧縮比低減によりノッキング抑制が可能になるのである。

なお、ここで、ノッキング抑制のため、上述してきた機械圧縮比低減でなく、吸気弁閉時期（IVC）を下死点から大きく離すことによる有効圧縮比低減も考えられる。しかしながら、この有効圧縮比低減は、IVCを下死点から進角側に離しても、遅角側に離しても、吸気充填効率低下を伴ってしまうので、本発明の主旨であるところの減筒運転領域の高機関トルク側への拡大はできないのである。

次に、図８及び図９に戻ると、本実施形態の減筒領域における（２）点（トルクＴ１２；減筒）まで至ると、過給能力（スーパーチャージャ０４は回転数依存）からこれ以上空気を押し込めないので、仮にさらに圧縮比を下げてさらに耐ノッキング性高めても機関トルクを向上できないばかりか、熱効率が下がりむしろ機関トルクは低下してしまう。

そこで、さらに高い機関トルクを出せるように、全筒運転（（３）点）に切り換えるのである。

具体的には、図１０に示すコントロールユニット６３の制御フローチャート（加速側）に示すように、気筒休止機構０３に制御信号（気筒休止解除信号）を送り、制御油圧をＯＦＦとし弁作動態様へと移行するのである。

すなわち、図１０のステップ１では、現在の機関運転状態を読み込み、ステップ２で、減筒運転状態にあるか否かを判断する。

減筒運転でないと判断した場合は、そのままリターンするが、減筒運転であると判断した場合は、ステップ３に移行する。

このステップ３では、前記減筒運転（領域１）用マップに基づき、ＶＣＲで圧縮比ε制御と、電動ＶＴＣ０５によってＩＶＣ制御、さらにスーパーチャージャ０４（Ｓ／Ｃ）のクラッチ機構と吸気バイパス弁６８の制御を行う。

ステップ４では、図７に示す領域１（第１領域）と領域２（第２領域）の境界ラインに達したか否かを判断し、境界ラインに達していない場合はリターンするが、達している場合はステップ５に移行する。

このステップ５では、前記電磁切換弁６５に気筒休止解除信号を出力する（制御電流オフ）と共に、電動ＶＴＣ０５にＩＶＣを遅角側に変換する制御信号を出力する。さらに、前記Ｓ／Ｃの吸気バイパス弁６８の開度を増大させる信号を出力する。

ステップ６では、ステップ５での制御信号を出力した後、所定時間ｔが経過したか否かを判断して、ＮＯであればステップ６に戻り、経過したと判断した場合はステップ７に移行する。

ステップ７では、ＶＣＲ０２によって圧縮比εを増大させる信号を出力して、ステップ８に移行する。

ステップ８では、全筒運転用マップに基づいて、ＶＣＲ０２で圧縮比εを制御し、電動ＶＴＣ０５でＩＶＣを制御すると共に、Ｓ／Ｃのクラッチ機構と吸気バイパス弁６８の開度を制御し、その後、リターンする。

この場合、全筒運転になるので、機関トルクが大幅に増加しトルクショックが発生してしまうため、図９（３）に示すように、吸気弁の閉時期（ＩＶＣ）を遅角側に変換制御して、充填効率を低下させ、スーパーチャージャ０４の吸気バイパス弁６８の開度を増大することで実質の過給圧を低下させて、さらに充填効率を低下させ、全筒運転移行に起因する機関トルクの増加変化が抑制される。

これによって、機関トルク低減のためのスロットルバルブ６７の開度の絞りを抑制して、もってポンプ損失を抑制しつつ機関トルク増加の抑制が図れるのである。

これらの過程を行った後に、図８（３）に示すように圧縮比εを１２までＶＣＲ０２によって高めるのである。

この圧縮比ε１２は、言い換えると、全筒運転で機関トルクＴ１２においてノッキングが発生しない最大機械圧縮比であり、燃費に不利な全筒運転においてもこの高圧縮比ε１２により可及的に燃費（熱効率）を向上させることができる。

ちなみに、この変換順序として、仮に先に圧縮比εを増大させて、その後に前述の全筒移行シーケンスを行うことを想定してみると、減筒状態で高圧縮比εの瞬間が存在することになり、大きなノッキング（過渡ノッキング）が発生してしまうことになる。

このため、本実施形態では、図１０のステップ５〜ステップ７に示すように、全筒移行およびＩＶＣ変化やバイバス弁６８の制御を先に行い、その直後に（僅かな所定時間ｔ経過後に）、圧縮比εを増大させる制御信号を出力するのである。

つぎに、さらにアクセルが踏み込まれると、全筒運転での機関トルクがさらに増加し、図７の（４）点のＴ９．５まで増加していく。

このとき、充填効率を高めるため、遅角したＩＶＣは再び下死点に近づけていく。また、スーパーチャージャ０４はクラッチＯＮのまま、吸気バイパス弁６８を全閉まで閉じていく。

（３）点から（４）点に至る過程では、各機関トルクに応じて、圧縮比εはノッキングを抑制できる最大値をトレースして行き、最大機関トルクＴ９．５の（４）点では、圧縮比ε９．５となっている。

これに対し、従来の気筒休止だと、図８の（イ）点において全筒運転に切り換わらざるを得ないことは前述した通りだが、アクセルをさらに踏み込むと（ウ）点に向って機関トルクが増大して行く。

しかしながら、圧縮比ε１１は固定であるため、Ｔ１１の（ウ）点に達すると、全筒運転でのノッキング限界となり、それ以上の機関トルクが得られなくなる。

一方、本実施形態に戻ると、前述のように、ＶＣＲ０２により圧縮比ε９．５まで減少制御を行うので、ノッキングを抑制しつつ（４）点のＴ９．５まで機関トルクを高められるのである。

この全筒最大機関トルクＴ９．５について補足説明すると、機械式過給機（スーパーチャージャ０４）では機関回転（実施形態では１６００ｒｐｍ程度）と同期し回転するので、回転数により過給能力が制約される。この制約のもとに決まった充填効率、すなわち機関トルク（全筒）があり、このときノッキングを抑ええる限界圧縮比εがこの実施形態では９．５であり、そのときの機関トルクがＴ９．５となっているのである。したがって、機関トルクはＴ９．５まで向上できるものの、逆に言えば、Ｔ９までは到達できないのである。その要因としては、全筒運転ではスーパーチャージャ０４により押し込まれる空気は全気筒に配分されるため１気筒当たりの充填効率の上昇効果は、少ない気筒に配分される減筒運転のときよりも少ないからである。

よって、全筒での最大機関トルク（Ｔ９．５）時の機械圧縮比は、減筒時の圧縮比ε９ほどには下げなくて済み、圧縮比ε９．５とやや大きくなっている。

言い換えれば、このスーパーチャージャ０４を用いた場合の特徴として、減筒時には、スーパーチャージャ０４により押し込まれる空気は、少ない稼動気筒に配分されるため、稼動気筒で見た場合に大きな充填効率効果が得られると共に、回転依存型であり低機関トルク領域から十分な過給効果が得られるため、減筒時における最大機関トルクをＴ１２（全筒運転ε１２でのノッキングを発生せずに出せる最大トルク）まで充分大きくできたのである。

そして、ＶＣＲ０２で圧縮比εを制御範囲で最小の圧縮比ε９まで下げることで、減筒でありながら、上述の大きなＴ１２、すなわち全筒ε１２でノッキングを発生させずに出せる最大機関トルクを発生でき、しかもノッキング発生を抑制できる。もって、減筒機関トルクを充分高め（Ｔ１２）、減筒運転領域を高機関トルク側に十分拡大することで、減筒運転の頻度を充分高め、実走行での燃費性能を充分高められるのである。

次に、第２運転領域から第１運転領域に変化する減速側運転シ−ンについて説明する。

図８の下向き矢印（白抜き）に示すように、全筒最大機関トルクの（４）点から機関トルクが低下していき、（３）点に到達しさらに機関トルクが下がっていく場合を考える。

（３）点に到達した時点で、まだアクセル開度がある程度高い場合は、巡航走行が継続していると判断し、図１１の制御フローチャート（減速側）に示すように、燃費の良い気筒休止（減筒）状態に切り替わる。

すなわち、ステップ１１では、機関運転状態を読み込み、ステップ１２で、現在全筒運転（領域２）になっているか否かを判断する。

ここで、全筒運転になっていない場合は、ステップ１１に戻るが、全筒運転であると判断した場合は、ステップ１３に移行して、ここでは、全筒運転用マップに基づきＶＣＲ０２に圧縮比制御の信号を出力すると共に、電動ＶＴＣ０５にＩＶＣ制御を行う信号を出力する。また、クラッチ機構と吸気バイパス弁６８に制御信号を出力する。

ステップ１４では、領域１−領域２の境界ラインに達したか否かを判断し、達していないと判断した場合はリターンするが、達していると判断した場合は、ステップ１５に移行する。

このステップ１５では、アクセル開度が所定値以上か否かを判断し、所定値以上になっていない場合は（所定値未満）、ステップ２１に移行し、所定値以上になっていると判断した場合は、ステップ１６に移行する。このステップ１６では、ＶＣＲ０２に目標機械圧縮比ε（ε０）を、目標機関トルク（アクセル開度）などより演算する。

このように、目標機械圧縮比ε０を演算し（図７、８において、例えば目標機関トルクが変わらないとし、目標機械圧縮比ε０はε９とする）、先行してＶＣＲを目標ε０への変換信号を出力する。

その後、ステップ１７において、ＶＣＲ０２に目標機械圧縮比ε０に向けて減少信号を出力すると共に、ステップ１８で、ＶＣＲ０２によって実機械圧縮比εが目標ε０に達したか否かを判断する。ここで、実機械圧縮比εはＶＣＲ０２の制御軸６１の位相やモ−タ６２の回転角度より検出すれば良い。

目標ε０に達していた場合は、ステップ１９にいき、気筒休止信号やＩＶＣを進角させる信号、さらに吸気バイパス弁６８の開度減少信号をそれぞれ出力してステップ２０に移行する。（目標ε０に達していない場合は、再度ステップ１７に戻り、繰り返す。）
ステップ２０では、減筒運転（領域１）用のマップに基づいてＶＣＲ０２によって機械圧縮比εを制御すると共に、電動ＶＴＣ０５によってＩＶＣを制御し、さらに吸気バイパス弁６８によって開度制御を行う。

すなわち、実際にＶＣＲ０２の実機械圧縮比εが目標圧縮比ε０（例えば、前述のε９）まで低下したのを確認してから、気筒休止信号出力、ＩＶＣ進角信号出力、スーパーチャージャ０４の吸気バイパス弁６８の開度減少信号出力を行うのである。

ここで、前述のように、圧縮比εを先に低減させているのは、以下の理由による。すなわち、仮に圧縮比εが大きい状態で、気筒休止変換したり、ＩＶＣを下死点に近づけたり、吸気バイパス弁６８の開度を減少したりすると、稼働気筒の充填効率が高いので、ノッキングが発生してしまうからである。そのために、実際に圧縮比εが目標圧縮比ε０まで低下したのを確認後、これらの制御を行うのである。

一方、ステップ１５に戻って、アクセル開度が所定値未満であった場合には、ステップ２１にいき、全筒運転を維持する信号（気筒休止ＯＦＦ信号を継続）を出力すると共に、ステップ２２で全筒運転（領域２）用のマップ（図７中２点鎖線）に基づきＶＣＲ０２に圧縮比ε制御信号を出力する。また、電動ＶＴＣ０５にＩＶＣの制御信号を出力すると共に、前記クラッチ機構と吸気バイパス弁６８に制御信号を出力する。つまり、全筒運転の（３）点で、アクセル開度が所定量に満たなくなった場合は、比較的急な減速状態と判断し、全筒運転状態を維持するのである。

全筒運転のまま、図８の（３）点（Ｔ１２、全筒）から（１’）点（Ｔ１５、全筒）まで下がり、さらに、最大負トルクＴa（エンブレ）特性となる（a）点に至り、充分なエンジンブレ−キを生じさせ、制動能力を高められるのである。
なお、図７、図８における（１’）点は、全筒運転においてε１５、Ｔ１５となる点であり、前述のように、図７、図８における減筒運転での（１）点と略一致している。

ここで、この比較的急な減速過程で仮に減筒状態に移行してしまったとすると、休止気筒のポンプ損失や動弁フリクションが十分小さくなっているので、最大負機関トルクの絶対値もＴｂまで減少し、エンジンブレ−キ（エンブレ）が効きにくく、もって制動能力が低下してしまう（Ｔｂ＜Ｔａ）。

これに対し、前述のようにエンジンブレ−キが効きやすい全筒運転（最大負機関トルクＴa）となっているので、制動能力を充分高められるのである（Ｔａ＞Ｔｂ）。

一方、ここで機関負トルク域までトルク低下する前に、再度アクセルを吹かして再加速するというシ−ンを考えてみる。

例えば、全筒運転のまま（１’）点（Ｔ１５、全筒）まで下がった時点で再加速する場合を想定してみる。

ここで、仮に減筒状態であったと仮定すると（１）点であり、そこからの再加速の途中で全筒運転に切り替わるので（（１）→（２）→（３））、その切り替わり応答時間の分、加速応答性が悪化してしまう。

それに対して、本実施形態のように、急減速の際には全筒運転を維持しておくようにすれば、再加速の際には、元々機関トルクが出しやすい全筒運転（（１’）点）になっているし、気筒数切り換えシ−ケンスも不要となるので、良好な加速応答性が得られるのである。この様な、付随効果も本実施形態は有している。

以上のように、本実施形態では、前記減筒運転領域においては、低い圧縮比により耐ノッキング性が向上できるので、ノッキングを抑制しつつ燃費に有利な減筒運転領域を機関高トルク側まで拡大できる。つまり、燃費の良い減筒運転領域での運転頻度を高めることができ、車両実走行時の燃費性能を向上できる。

また、燃費に不利な全筒運転領域での運転頻度は減少し、一方でこの全筒運転領域では高い圧縮比制御により熱効率を可及的に向上できる。したがって、車両実走行時におけるト−タルでの燃費性能を向上できる。

さらに、加速シ−ン及び減速シ−ンも含め、前述したような付随効果も得られるのである。
〔第２実施形態〕
図１２〜図１７は第２実施形態を示し、過給機として、機械式のスーパーチャージャ０４に代えて、例えば特開２００９−２０９８８０号公報などに記載された排気ガスを利用したいわゆるターボチャ−ジャ６９を用いたものである。

そして、ターボチャ−ジャのタービンの入り口と出口をバイパスさせる排気バイパス弁８０が設けられている。これは電子制御により開度を制御できるもので、いわゆる電制ウェストゲ−トバルブと呼ばれるものなどに相当する。

この排気バイパス弁８０によって、排気ガスによるタ−ビン仕事を低下させ、これによりコンプレッサの過給仕事を低下させるようになっている。

ＶＣＲ０２は第１実施形態と同様のものであるが、圧縮比εの制御範囲は拡大され、最小制御圧縮比εは８．５と低く設定されている。

また、本実施形態の吸気弁側では、図１３に示すように、各吸気弁３ａ〜３ｂのバルブリフト量と作動角を可変制御する吸気ＶＥＬ８１が用いられている。この吸気ＶＥＬ８１は、本出願人が先に出願した例えば特許第４９８９５２３号に記載されているので、具体的な説明は省略するが、基本構成としては、クランクシャフト５０によって回転駆動する駆動軸８２と、該駆動軸８２の外周に圧入固定された回転カム８２ａと、駆動軸８２の外周に揺動自在に支持されて、各吸気弁３ａ〜３ｂの上端部に有する前記各スイングアーム６のローラ１４に摺接して各吸気弁３ａ〜３ｂを開作動させる揺動カム８３と、回転カム８２ａと揺動カム８３との間に介装されて回転カム８２ａの回転力を揺動運動に変換して揺動カム８３に揺動力として伝達する伝達機構８４と、該伝達機構８４の姿勢を機関運転状態に応じて制御する制御機構８５とを備えている。

この制御機構８５は、図外の減速機構を介して電動モータによって回転角度位置が制御され、前記電動モータは、前記コントロールユニット６３によって回転駆動が制御されるようになっている。

図１４は稼動気筒数・機械圧縮比（ε）のマップを示している。最大機関トルク特性（全筒）についてみてみると、低回転側領域ではこの機関トルクが低くなっている。これは、低回転域では排出する排ガス絶対量が少なく、排圧を十分に高められず、充分にはタ−ビンを回転できないことによる。

一方、高回転域では機関トルクが、スーパーチャージャ０４を用いた第１実施形態と比較しても、高くなり、最高出力、最大トルクも高くなる。これは、高負荷域の高回転側では排気ガス量が増大し、タービンを高速で回し、コンプレッサによる過給圧が充分に高められるからである。さらに、回転増加に伴う作動フリクション増加もスーパーチャージャ０４を用いた第１実施形態と比較し小さいため、一層機関のトルク向上に繋がるのである。

ここで、機械圧縮比（ε）マップをみてみると、減筒での最大正トルクすなわち領域１と領域２の境界での機関トルクはＴ１２．５であり、スーパーチャージャ０４のＴ１２と比較してやや低くなっている。これは、排気ガスを排出する気筒数が半分となっているので、機関としての排気ガス量は高負荷であっても絶対量は少なく、もって過給圧を高めにくく、充填効率を充分には上げにくいからである。

とはいえ、圧縮比εをやや低い１０に制御することで、ある程度充填効率を向上しつつノッキングを抑え、従来技術と相当のＴ１３よりは大きな機関トルクＴ１２．５とできる(図１４、図１５の大きな白抜き矢印)。よって、第１実施形態と同様に、減筒運転領域が拡大し、減筒領域の使用頻度が高まり、車両実走行時の燃費性能を向上できるのである。

次に、減筒運転状態の（１）点（第１実施形態の（１）点と同様）から、アクセルを踏み込んで加速する場合を考える。スーパーチャージャ０４を用いた第１実施形態の場合、図７に示すように、機関回転数の変化は僅かであるが、ターボチャ−ジャ６９を用いた第２実施形態では、図１４に示すように、機関回転数を高めながら、すなわち、比較的大きな傾斜を持ちながら、機関トルクが上昇していく。これは、低回転、低トルク側では排圧が低く過給圧が高くならないので、いわゆるＣＶＴなどのトランスミッションで比較的ロ−ギヤ側に制御しつつエンジン回転を上昇させていく方が車両としての加速性を高められるからである。このような目的のために、このような傾きを設けるのである。

そして、第１実施形態と同様に、第１運転領域-第２運転領域の境界である（２）点に到達すると、図１５に示すように、全筒運転に切り替わるとともに、圧縮比ε１０から圧縮比ε１２．５に変化する。

具体的には、図１７の制御フローチャート（加速側）に示すように、電磁弁６５に気筒休止制御信号（気筒休止解除信号）を送り、気筒休止機構０３の制御油圧をＯＦＦとし吸排気弁作動態様へと移行するのである。

この図１７のフローチャートは、第１実施形態の図１０とほぼ同様であるが、いくつか異なる点がある。まず、過給圧制御の方法として、第１実施形態がスーパーチャージャ０４のクラッチＯＮ−ＯＦＦ制御と、吸気バイパス弁６８の制御だったのに対し、本実施形態では、ターボチャージャ６９の排気バイパス弁８０の制御になっているが、基本的な制御の考え方は同一である。

また、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）制御の考え方として、第１実施形態では充填効率や有効圧縮比を低減する方策としてＩＶＣを下死点より遅れる側に離すようにしているのに対し、本実施形態ではＩＶＣを下死点より進む側に離すようにしているが、考え方は同一である。

ＩＶＣを変化させる構成としては、第１実施形態が位相可変の電動ＶＴＣ０５なのに対し、本実施形態では作動角やリフトも変化できる吸気ＶＥＬ８１を併設している点で異なっており、これにより、吸気弁開時期（ＩＶＯ）やバルブオーバーラップの制御自由度が向上できる。

すなわち、まず、ステップ３１では現在に機関運転状態を読み込み、ステップ３２では、減筒運転（領域１）か否かを判断する。ここで、減筒運転ではないと判断した場合は、リターンするが減筒運転であるとした場合はステップ３３に移行する。

このステップ３３では、減筒運転（領域１）用マップに基づき、ＶＣＲ０２と電動ＶＴＣ０５、吸気ＶＥＬ８１及び排気バイパス弁８０に制御信号を出力する。

ステップ３４では、図１４に示す機関トルクが領域１（第１運転領域）−領域２（第２運転領域）の境界ラインに達したか否かを判断し、境界ラインに達しない場合はリターンするが、境界ラインに達した場合は、ステップ３５に移行する。

このステップ３５では、電磁切換弁６５に気筒休止解除信号と、電動ＶＴＣ０５にＩＶＣ進角信号を出力すると共に、排気バイパス弁８０に弁開度を増加する信号を出力する。

ステップ３６では、ステップ３５での制御信号を出力した後、所定時間ｔが経過したか否かを判断して、ＮＯであればステップ３６に戻り、経過したと判断した場合はステップ３７に移行する。

ステップ３７では、ＶＣＲ０２によって圧縮比εを増大させる信号を出力して、ステップ３８に移行する。

ステップ３８では、全筒運転用マップに基づいて、ＶＣＲ０２で圧縮比εを制御し、電動ＶＴＣ０５とＶＥＬ８１でＩＶＣなどを制御すると共に、排気バイパス弁８０の開度制御し、その後、リターンする。

補足すると、ステップ３５〜３７の過程で、全筒運転になるので、機関トルクが大幅に増加しトルクショックが発生してしまうため、図１６に示すようにＩＶＣを下死点の充分手前まで充分進角させ、すなわち、第１実施形態と異なって下死点手前側に離すことで充填効率を低下させ、排気バイパス弁８０の開度を増大することで実質の過給圧を低下させて、さらに充填効率が低下し、機関トルクの増加変化が抑制される。

したがって、スロットルバルブ６７の開度を絞るのを抑制でき、もってポンプ損失を抑制しつつ機関トルクの増加抑制ができるのである。

これらの過程を行った後に、ステップ３７で、図１５の（３）点に示すように圧縮比εを１２．５までＶＣＲにより高めるのである。

この圧縮比ε１２．５は、全筒運転で機関トルクＴ１２．５においてノッキングが発生しない最大機械圧縮比であり、燃費に不利な全筒運転においてもこの高圧縮比ε１２．５により可及的に燃費（熱効率）を向上するのである。

ちなみに、この変換順序として、仮に先に圧縮比εが増大してその後に前述の全筒移行シーケンスを行うことを想定してみると、減筒状態で高圧縮比εの瞬間が存在することになり、大きなノッキング（過渡ノッキング）が発生してしまうことになる。

そのため、本実施形態では、図１７に示すように、ステップ３５において全筒移行およびＩＶＣ変化や排気バイバス弁８０の制御を先に行い、その直後にステップ３６で僅かな所定時間 t 経過後に、圧縮比εを増大させる制御信号を出力するのであり、これは第１実施形態と同様の考え方である。

つぎに、さらにアクセルが踏み込まれると、全筒運転での機関トルク（充填効率）がさらに増加し、圧縮比εを減少していくと、（４）点のＴ９まで増加して行く。

ターボチャージャ６９の場合は、機械式過給機と比較し、高負荷域で高排圧になるため過給圧を容易に高められ、また機関回転増加に伴う作動フリクション増加が小さいため、充填効率や機関トルクをスーパーチャージャに比較して大きくできるのである。このとき、充填効率をさらに高めるため、排気バイバス弁８０は絞っていき、進角したＩＶＣは再び下死点に近づけていく。そして、最大充填効率となる下死点を少し過ぎたあたりに制御する。

一方、吸気ＶＥＬ８１により作動角とバルブリフト量を増大させ、さらに充填効率を向上させる。これにより、バルブオーバーラップ区間を付随的に増大でき、同区間と排気脈動の負圧波と同期させることで吸気を筒内に吸い込み、一層充填効率を高められる。

この高まった充填効率でノッキングが発生しない最大の圧縮比εが９であり、そのときの機関トルクが前述のＴ９であり、このＴ９は、スーパーチャージャ０４を用いた第１実施形態のＴ９．５より大きくなっている。

さらに回転が増加するに連れて最大機関トルク特性に沿って変化し、図１５の（５）点に示す最高出力点（最高回転での最大トルク点；Ｔ８．５・ε８．５）へと運転ポイントが移行する。

ところで、図１５の（４）点での圧縮比ε９、（５）点での圧縮比ε８．５は、減筒最大機関トルク時の減筒での最小圧縮比ε１０より小さな、大きな圧縮比ε制御範囲における最小値付近となっている。したがって、高い充填効率においても充分な耐ノッキング性を有し、前記第２運転領域（全筒領域）の最大機関トルクや最高出力を高め、加速性能を高めることができるのである。すなわち、最高比出力・最大比トルク（単位排気量当たりの最高出力・最大トルク）を高めることができるのである。

あるいは、この最高比出力・最大比トルク向上効果を、その分、機関総排気量を小さく設定することを行えば、燃費性能をさらに向上することもできるのである。

本実施形態では、前述したように、電動ＶＴＣ０５と吸気ＶＥＬ８１を併設し、これにより、吸気弁開時期（ＩＶＯ）やバルブオーバーラップの制御自由度が向上できるが、これを、図１６に基づいて具体的に説明する。

図１６において、減筒状態で、点（１）から点（２）へと変化する際、充填効率を高めるためにＩＶＣは下死点に近づけていくが、その際吸気ＶＥＬ８１で作動角を縮小することでバルブオーバーラップの変化を抑制でき、残留ガス量の過渡変化も抑制できることから、過渡性能が安定する。

また、減筒運転にある（２）点から全筒運転の（３）点に変化する際、稼動気筒の充填効率を落とすために、ＩＶＣを下死点より瞬時に進角側に遠ざけるのだが、本実施形態では、吸気ＶＥＬ８１と電動ＶＴＣ０５を併設するので、図１６に示すように、バルブオーバーラップの変化を抑制するようにＩＶＯの変化を制御することが可能である。

すなわち、減筒-全筒運転切り換え時の（２）−（３）間でバルブオーバーラップの変化を抑制し、特に過渡性能不安定が生じやすい（２）−（３）間で、残留ガス量の過渡変化を抑制し過渡性能を安定化させることができる。

なお、図１６の（２）（３）に示した破線の吸気リフト曲線は、第１実施形態のような、電動ＶＴＣ０５を設けるがＶＥＬ８１は併設しない場合の例を示す。これに対して、バルブオーバーラップの変化を抑制できるのである。

また、全筒運転最大機関トルクの（４）点や（５）点では、機関トルクを高めるために大きなバルブオーバーラップを積極的に利用できる点は前述の通りである。
また、減速時、例えば図１５における（４）点→（３）点→（２）点に至るシ−ケンス、あるいは（４）点→（３）点→（１’）点に至るシ−ケンスは、第１実施形態と同様であり、同様の効果が得られる。

本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば各実施形態では２気筒の内燃機関を示したが、３気筒や４気筒や６気筒、８気筒、１０気筒、１２気筒などに適用しても構わない。その場合、減筒運転とは一部気筒が燃焼稼動し、残気筒が気筒休止（吸排気弁停止）ということになる。

前記各実施形態では、気筒休止機構としてラッシアジャスタをロストモ−ションさせる機構を示したが、どんな気筒休止機構であってもよい。例えば、特開平１０−８２３３４号公報に示すような、油圧ピンにより作動カムを切り替えるものでも良いし、特表２０１０−２０３９５に示すような、カムシャフト軸方向移動により作動カムを選択するようなものでも良い。

また、位相可変のＶＴＣは電動式のものを示したが、ベーンなどを用いた油圧式でも構わない。リフト可変機構としてはＶＥＬを示したが、他の方式のリフト可変機構でも構わない。可変機械圧縮比機構のＶＣＲとしても、特に限定せず、例えば特開２００３―６５０９０に示すようなピストン自体の高さを変化する方式であっても良い。つまり、本発明の主旨から逸脱しない範囲において、種々の方式、構成、構造に適用することが可能である。

前記実施形態から把握される前記請求項以外の発明の技術的思想について以下に説明する。
〔請求項ａ〕請求項１記載の多気筒内燃機関の制御装置において、
機関弁としての吸気弁の閉時期を変化可能な吸気バルブタイミング機構を設けると共に、
前記両領域間の境界ラインより低トルク側の第１運転領域では、前記一部気筒を除く残り気筒の前記吸気弁の閉時期を下死点に接近するように前記吸気バルブタイミング機構を制御し、
前記両領域間の境界ラインより高トルク側の第２運転領域では、全気筒の吸気弁の閉時期を下死点から離れるように制御することを特徴とする多気筒内燃機関の制御装置。

この発明によれば、第１運転領域（減筒領域）において吸気充填効率を高めることができるのでその分機関トルクを高めることができ、もって燃費の良い減筒領域での運転頻度をさらに高めることができ、車両実走行時の燃費性能をさらに向上できる。

一方、第２運転領域（全筒領域）に移行すると、稼動気筒数が増加し、機関トルクが増大してしまう。そのため、トルク増大ショックが発生したり、あるいはそれを抑えるためにスロットル弁を大きく絞るのでポンプ損失が増大してしまうという問題があった。

これに対して、全気筒の吸気弁閉時期が下死点から離れるので吸気充填効率が低下し、もって前述のトルクショックを抑制したり、スロットル弁を絞るのを抑制できるのでポンプ損失を抑制し燃費を向上することができる。
〔請求項ｂ〕
請求項１記載の多気筒内燃機関の制御装置において、
機関の運転状態が、低トルク側の前記第１運転領域から高トルク側の前記第２運転領域に変化する際に、先行して前記気筒休止機構によって前記一部気筒における機関弁の作動を開始し、その直後に前記可変圧縮比機構によって相対的に低い第１の機械圧縮比から相対的に高い第２の機械圧縮比に変化させることを特徴とする多気筒内燃機関の制御装置。

この発明によれば、減筒運転状態で高機械圧縮比となる瞬間を回避でき、過渡ノッキング発生を回避できる。
〔請求項ｃ〕
請求項１記載の多気筒内燃機関の制御装置において、
前記両領域間の境界ラインより低トルク側の第１運転領域において過給を行う過給機を設けたことを特徴とする多気筒内燃機関の制御装置。

この発明によれば、燃費に有利な前記第１運転領域（減筒領域）を過給により一層高機関トルク側まで拡大でき、車両実走行時の燃費性能を一層向上できる。
〔請求項ｄ〕
請求項ｃ記載の多気筒内燃機関の制御装置において、
前記過給機は、機械式過給機であることを特徴とする多気筒内燃機関の制御装置。

これによれば、機関トルクが低い場合（排圧低）であっても充分に過給圧を高めることができ、燃費に有利な前記第１運転領域（減筒領域）をより一層高機関トルク側まで拡大でき、車両実走行時の燃費性能をより一層向上できる。
〔請求項ｅ〕
請求項ｃ記載の多気筒内燃機関の制御装置において、
前記過給機をターボ過給機としたことを特徴とする多気筒内燃機関の制御装置。

これによれば、請求項ｃに示す燃費性能向上に加え、ターボ過給機は機械式過給機と比較し、高負荷域（排圧高）で過給圧を容易に高められ、また機関回転増加に伴う作動フリクション増加が小さいため、最高比出力・最大比トルク（単位排気量当たりの最高出力・最大トルク）を高めることができ、加速性能が向上する。あるいは、加速性能が向上した分、機関総排気量を小さく設定することができ、その場合はさらに燃費性能を向上できる。

０１…内燃機関
０２…可変機械圧縮比機構（ＶＣＲ）
０３…気筒休止機構
０４…スーパーチャージャ（機械式過給機）
０５…吸気電動ＶＴＣ
０６…シリンダブロック
０７…シリンダヘッド
０７ａ…保持穴
３ａ、３ａ…＃１気筒側の第１、第２吸気弁
３ｂ、３ｂ…＃２気筒側の第１、第２吸気弁
５…吸気カムシャフト
５ａ…回転カム
６…スイングアーム
６ａ…一端部
６ｂ…他端部
１０a、１０ｂ…＃１気筒の吸気側第１、第２油圧ラッシアジャスタ
１０ｃ、１０ｄ…＃２気筒の吸気側第３、第４油圧ラッシアジャスタ
１１ａ…第１弁停止機構
１１ｂ…第２弁停止機構
１２…吸気側バルブスプリング
１３…軸受部
１４…ローラ
２４…ボディ
２７…プランジャ
２７ｂ…先端頭部
３４…摺動用孔
３５…ロストモーションスプリング
３６…規制機構
３８…移動用孔
３９…規制用孔
４０…リテーナ
４１…規制ピン
４２…リターンスプリング
４４…油通路孔
６６…ドレン通路
６４…オイルポンプ
６５…電磁切換弁
７１ａ、７１ａ…＃１気筒側の第１、第２排気弁
７１ｂ、７１ｂ…＃２気筒側の第１、第２排気弁
７２…排気側バルブスプリング
７３…排気側カムシャフト
７３ａ…回転カム
７４…排気側スイングアーム
７５ａ、７５ｂ…＃１気筒の排気側第１、第２油圧ラッシアジャスタ
７５ｃ、７５ｄ…＃２気筒の排気側第３、第４油圧ラッシアジャスタ

Claims (6)

1. 複数の気筒のうち、一部気筒の吸気弁と排気弁の作動を停止可能な気筒休止機構と、全気筒の機械圧縮比を変化させることができる可変圧縮比機構を備えた多気筒内燃機関の制御装置であって、
   前記気筒休止機構によって前記一部気筒の吸気弁と排気弁の作動を停止させる第１運転領域と、全気筒の吸気弁と排気弁を作動させる第２運転領域を有し、
   機関運転状態が、機関低トルク側の前記第１運転領域から機関高トルク側の前記第２運転領域に変化する際に、前記可変圧縮比機構によって、相対的に低い第１の機械圧縮比から相対的に高い第２の機械圧縮比に変化させることを特徴とする多気筒内燃機関の制御装置。
2. 請求項１に記載の多気筒内燃機関の制御装置において、
   前記第１の機械圧縮比を、前記可変圧縮比機構の可変制御範囲における最小機械圧縮比付近に設定したことを特徴とする多気筒内燃機関の制御装置。
3. 請求項１に記載の多気筒内燃機関の制御装置において、
   前記第２運転領域の最大機関トルク付近の機械圧縮比を、前記第１の機械圧縮比よりも低く設定したことを特徴とする多気筒内燃機関の制御装置。
4. 請求項１記載の多気筒内燃機関の制御装置において、
   機関の運転状態が、低トルク側の前記第１運転領域から高トルク側の前記第２運転領域に変化する際に、先行して前記気筒休止機構によって前記一部気筒における機関弁の作動を開始し、その直後に前記可変圧縮比機構によって相対的に低い第１の機械圧縮比から相対的に高い第２の機械圧縮比に変化させることを特徴とする多気筒内燃機関の制御装置。
5. 請求項１記載の多気筒内燃機関の制御装置において、
   前記両領域間の境界ラインより低トルク側の第１運転領域において過給を行う過給機を設けたことを特徴とする多気筒内燃機関の制御装置。
6. 複数の気筒のうち、一部気筒の吸気弁と排気弁の作動を停止可能な気筒休止機構と、全気筒の機械圧縮比を変化させることができる可変圧縮比機構を備えた多気筒内燃機関のコントローラであって、
   前記気筒休止機構によって前記一部気筒の吸気弁と排気弁の作動を停止させる第１運転領域と、全気筒の吸気弁と排気弁を作動させる第２運転領域を有し、
   機関運転状態が、機関低トルク側の前記第１運転領域から機関高トルク側の前記第２運転領域に変化する際に、前記可変圧縮比機構によって、相対的に低い第１の機械圧縮比から相対的に高い第２の機械圧縮比に変化させることを特徴とする多気筒内燃機関のコントローラ。

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