JP6597699B2 - 内燃機関 - Google Patents

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Description

本発明は内燃機関に関する。
従来、吸気弁の遅閉じ又は早閉じによって膨張比が圧縮比よりも高くされるアトキンソンサイクルの内燃機関にターボチャージャを設けることが知られている（例えば特許文献１）。ターボチャージャは、排気によって駆動されて、吸気圧力を上昇させる。ターボチャージャによる過給によって、吸入空気量が増加し、内燃機関の出力が高められる。
しかしながら、内燃機関が設けられた車両の加速等によって内燃機関の要求負荷が急激に上昇した場合、ターボチャージャによる過給には時間がかかるため、吸入空気量を目標値まで迅速に増加させることができない。斯かる現象はターボラグと称される。
ターボラグを低減するためには、排気エネルギーを高める必要がある。しかしながら、アトキンソンサイクルの内燃機関において吸気弁の遅閉じ又は早閉じが行われているときには、吸入空気量が少ないため、排気エネルギーが小さい。このため、特許文献１に記載の内燃機関では、ターボラグを低減すべく、過渡状態における吸気弁の閉弁時期を定常状態よりも吸気下死点に近付けることで過渡状態における吸入空気量を増加させている。
一方、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に近付けると、圧縮比が高くなるため、ノッキングが発生しやすくなる。このため、特許文献１に記載の内燃機関では、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に近付けると共に点火時期を遅角させている。
特開２００５−０９０４２５号公報 国際公開第２０１３／０６５３９７号
しかしながら、点火時期が遅角されると、熱効率が低下し、内燃機関の出力が低下する。したがって、特許文献１に記載のようにノッキングの発生を防止すべく点火時期を遅角させると、燃費が大幅に悪化する。
上記課題に鑑みて、本発明の目的は、ターボラグを低減しつつ、燃費の悪化を抑制することができる内燃機関を提供することにある。
本開示の要旨は以下のとおりである。
（１）内燃機関であって、排気によって駆動されて吸気圧力を上昇させるターボチャージャと、吸気弁の閉弁時期を変更する可変バルブタイミング機構と、当該内燃機関の機械圧縮比を変更する可変圧縮比機構と、前記機械圧縮比が目標機械圧縮比となるように前記可変圧縮比機構を制御すると共に、前記閉弁時期が目標閉弁時期になるように前記可変バルブタイミング機構を制御する制御装置とを備え、前記制御装置は、前記ターボチャージャによって吸気圧力を大気圧よりも高い目標圧力まで上昇させる場合、吸気圧力が前記目標圧力に達する前の過渡状態において、吸気圧力が前記目標圧力に達した後の定常状態に比べて、前記目標閉弁時期を吸気下死点に近付けると共に、前記目標機械圧縮比を低くする、内燃機関。
（２）前記制御装置は、前記定常状態における前記吸気弁の閉弁時期の目標値である定常閉弁時期と、前記過渡状態における前記吸気弁の閉弁時期の目標値である過渡閉弁時期とを算出し、前記定常閉弁時期及び前記過渡閉弁時期に基づいて前記目標閉弁時期を算出する、上記（１）に記載の内燃機関。
（３）前記制御装置は、吸気圧力、機関回転数及び目標機関負荷率に基づいて前記過渡閉弁時期を算出する、上記（２）に記載の内燃機関。
（４）前記制御装置は、前記定常状態における機械圧縮比の目標値である定常圧縮比と、前記過渡状態における機械圧縮比の目標値である過渡圧縮比とを算出し、前記定常圧縮比及び前記過渡圧縮比に基づいて前記目標機械圧縮比を算出する、上記（２）又は（３）に記載の内燃機関。
（５）前記制御装置は、前記過渡閉弁時期、吸気圧力及び機関回転数に基づいて前記過渡圧縮比を算出する、上記（４）に記載の内燃機関。
（６）前記制御装置は、前記目標閉弁時期、機関回転数及び目標機関負荷率に基づいて前記目標機械圧縮比を算出する、上記（２）又は（３）に記載の内燃機関。
（７）前記制御装置は、前記過渡閉弁時期と前記定常閉弁時期との差が第一基準値以上になったときに前記目標閉弁時期を前記過渡閉弁時期に設定し、前記差が前記第一基準値よりも小さい第二基準値以下になったときに前記目標閉弁時期を前記過渡閉弁時期から前記定常閉弁時期に切り替える、上記（２）から（６）のいずれか１つに記載の内燃機関。
本発明によれば、ターボラグを低減しつつ、燃費の悪化を抑制することができる内燃機関を提供することができる。
図１は、本発明の第一実施形態に係る内燃機関を概略的に示す図である。 図２は、可変圧縮比機構の分解斜視図である。 図３は、図解的に表した内燃機関の側面断面図である。 図４は、機械圧縮比及び実圧縮比を説明するための図である。 図５は、機関負荷に応じた要求吸入空気量等の変化を示す図である。 図６は、過給が行われるときの機関負荷率等のタイムチャートである。 図７は、吸気弁の閉弁時期が定常閉弁時期に設定された状態で点火時期及び機械圧縮比を変化させたときにノッキングが発生しない領域を示すグラフである。 図８は、吸気弁６の閉弁時期が過渡閉弁時期に設定された状態で点火時期及び機械圧縮比を変化させたときにノッキングが発生しない領域を示すグラフである。 図９は、本発明の第一実施形態における制御を示すフローチャートである。 図１０は、定常閉弁時期を算出するためのマップである。 図１１は、定常圧縮比を算出するためのマップである。 図１２は、過渡閉弁時期を算出するためのマップである。 図１３は、過渡圧縮比を算出するためのマップである。 図１４は、本発明の第二実施形態における制御を示すフローチャートである。 図１５は、目標圧縮比を算出するためのマップである。 図１６は、本発明の第三実施形態における制御を示すフローチャートである。
以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。
＜第一実施形態＞
最初に図１〜図１３を参照して、本発明の第一実施形態について説明する。
＜内燃機関の構成＞
図１は、本発明の第一実施形態に係る内燃機関１００を概略的に示す図である。本実施形態では、内燃機関１００は火花点火式内燃機関（ガソリンエンジン）である。内燃機関１００は車両に搭載される。内燃機関１００は、クランクケース１と、シリンダブロック２と、シリンダヘッド３とを備える。シリンダブロック２の内部には、シリンダブロック２の内部で往復運動するピストン４が配置されている。内燃機関１００は複数の気筒を有する。本実施形態では、気筒の数は４つである。
燃焼室５が、それぞれの気筒ごとに、ピストン４とシリンダヘッド３との間に形成されている。シリンダヘッド３には、吸気ポート７及び排気ポート９が形成されている。吸気ポート７及び排気ポート９は燃焼室５に接続されている。吸気弁６が、吸気ポート７の端部に配置され、吸気ポート７を開閉可能に形成されている。排気弁８が、排気ポート９の端部に配置され、排気ポート９を開閉可能に形成されている。また、内燃機関１００は、吸気弁６の開弁時期及び閉弁時期を変更する可変バルブタイミング機構Ｂと、排気弁８の開弁時期及び閉弁時期を変更する可変バルブタイミング機構Ｃとを備える。
内燃機関１００は、燃焼室５に燃料を供給する燃料噴射弁１１と、燃焼室５において混合気を点火する点火プラグ１０とを備える。燃料噴射弁１１は、吸気ポート７内に燃料を噴射するように吸気ポート７の周辺部に配置されている。すなわち、内燃機関１００はポート噴射式内燃機関である。なお、内燃機関１００は筒内噴射式内燃機関であってもよい。この場合、燃料噴射弁１１は、燃焼室５内に燃料を直接噴射するようにシリンダヘッド３の内壁面の周辺部に配置される。また、内燃機関１００は、燃料として理論空燃比が１４．６であるガソリンを用いる。しかしながら、内燃機関１００では、他の燃料を用いてもよい。
内燃機関１００はターボチャージャ１０１を備える。ターボチャージャ１０１は、排気通路に配置されたタービン１０２と、吸気通路に配置されたコンプレッサ１０３と、タービン１０２とコンプレッサ１０３とを接続する回転軸とを含む。筒内から排気通路に排出された排気によってタービン１０２が回転すると、回転軸を介してコンプレッサ１０３も回転する。この結果、吸気通路から気筒内に供給される吸入空気の圧力（吸気圧力）が上昇し、吸入空気量が増加する。したがって、ターボチャージャ１０１は排気によって駆動されて吸気圧力を上昇させる。
各気筒の吸気ポート７は、それぞれ、対応する吸気枝管１３を介してサージタンク１４に連結されている。サージタンク１４は、吸気管１５を介してターボチャージャ１０１のコンプレッサ１０３の出口部に連結されている。サージタンク１４とコンプレッサ１０３との間の吸気管１５の内部には、スロットル弁駆動アクチュエータ１７によって駆動されるスロットル弁１８が配置されている。スロットル弁１８は、スロットル弁駆動アクチュエータ１７によって回動せしめられることで、吸気通路の開口面積を変更し、吸入空気量を変更することができる。
また、コンプレッサ１０３とスロットル弁１８との間の吸気管１５には、ターボチャージャ１０１によって圧縮された吸入空気を冷却する冷却器（インタークーラ）１０６が配置されている。コンプレッサ１０３の入口部は、吸気管１５を介してエアクリーナ４８に連結されている。吸気ポート７、吸気枝管１３、吸気管１５等は、空気を燃焼室５に導く吸気通路を形成する。
一方、各気筒の排気ポート９は排気マニホルド１９に連結されている。排気マニホルド１９は、各排気ポート９に連結される複数の枝部と、これら枝部が集合した集合部とを有する。排気マニホルド１９の集合部はターボチャージャ１０１のタービン１０２の入口部に連結されている。タービン１０２の出口部は排気管２２を介してケーシング２１に連結されている。ケーシング２１は排気浄化触媒２０を内蔵する。排気ポート９、排気マニホルド１９、排気管２２等は、混合気の燃焼によって生じた排気を燃焼室５から排出する排気通路を形成する。
タービン１０２の上流の排気マニホルド１９とタービン１０２の下流の排気管２２との間には、タービン１０２をバイパスするバイパス通路１０４が配置されている。バイパス通路１０４には、バイパス通路１０４を開閉するバイパス弁であるウエストゲートバルブ１０５が配置されている。ウエストゲートバルブ１０５の開度を調整することによって、タービン１０２を通過する排気の量を調整することができる。したがって、ウエストゲートバルブ１０５の開度を制御することによって吸気圧力（過給圧）を制御することができる。
内燃機関１００は、デジタルコンピュータから成る電子制御ユニット（ＥＣＵ）３１を備える。ＥＣＵ３１は、双方向性バス３２を介して相互に接続されたＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＲＯＭ（リードオンリメモリ）３４、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３５、入力ポート３６及び出力ポート３７を含む。内燃機関１００には、内燃機関１００の運転状態を検出するための各種センサが設けられ、各種センサの出力はＥＣＵ３１に送信される。ＥＣＵ３１は、各種センサの出力に基づいて各種アクチュエータを制御することによって内燃機関１００の運転状態を制御する。
内燃機関１００は、吸入空気量を検出するエアフローメータ１６を備える。エアフローメータ１６はエアクリーナ４８とコンプレッサ１０３との間の吸気管１５の内部に配置されている。エアフローメータ１６の出力信号は、対応するＡＤ変換器３８を介して入力ポート３６に入力される。
また、内燃機関１００はアクセルペダル４２を備え、アクセルペダル４２には、負荷センサ４３が接続されている。負荷センサ４３は、アクセルペダル４２の踏込量に比例した出力電圧を発生する。負荷センサ４３の出力電圧は、対応するＡＤ変換器３８を介して入力ポート３６に入力される。
また、内燃機関１００は、機関回転数を検出するクランク角センサ４４を備える。クランク角センサ４４は、クランクシャフトが例えば所定角度回転する毎に出力パルスを発生し、この出力パルスは入力ポート３６に入力される。ＣＰＵ３５ではこのクランク角センサ４４の出力パルスから機関回転数が算出される。また、クランク角センサ４４の出力により、クランク角度を検出することができる。
また、内燃機関１００は、吸気圧力を検出する吸気圧センサ８０を備える。吸気圧センサ８０はスロットル弁１８よりも下流側の吸気通路に配置される。本実施形態では、スロットル弁１８とサージタンク１４との間の吸気管１５内に配置される。吸気圧センサ８０の出力は、対応するＡＤ変換器３８を介して入力ポート３６に入力される。
ＥＣＵ３１の出力ポート３７は、対応する駆動回路４５を介して点火プラグ１０、燃料噴射弁１１、スロットル弁駆動アクチュエータ１７、ウエストゲートバルブ１０５及び可変バルブタイミング機構Ｂ、Ｃに接続されている。ＥＣＵ３１は、点火プラグ１０の点火時期、燃料噴射弁１１の噴射時期及び噴射量、スロットル弁１８の開度、ウエストゲートバルブ１０５の開度、吸気弁６の開弁時期及び閉弁時期、並びに排気弁８の開弁時期及び閉弁時期を制御することができる。
＜可変圧縮比機構＞
また、内燃機関１００は、内燃機関１００の機械圧縮比を変更する可変圧縮比機構Ａを備える。可変圧縮比機構ＡはＥＣＵ３１の出力ポート３７に接続され、ＥＣＵ３１は可変圧縮比機構Ａを制御する。可変圧縮比機構Ａはクランクケース１とシリンダブロック２との連結部に設けられる。可変圧縮比機構Ａは、クランクケース１とシリンダブロック２との気筒軸線方向の相対位置を変化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の容積を変更して内燃機関１００の機械圧縮比を変更する。
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１００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内にはそれぞれ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それぞれ対応する突出部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、各突出部５２内にもそれぞれ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５１内に回転可能に挿入される円形カム５６が固定されている。これら円形カム５６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５６間には図３においてハッチングで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５８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５８は各円形カム５６間に配置されており、これら円形カム５８は対応する各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入されている。
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５６を図３（Ａ）において実線の矢印で示されるように互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が下方中央に向けて移動するために円形カム５８がカム挿入孔５３内において図３（Ａ）の破線の矢印に示すように円形カム５６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が下方中央まで移動すると円形カム５８の中心が偏心軸５７の下方へ移動する。
図３（Ａ）と図３（Ｂ）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との相対位置は円形カム５６の中心と円形カム５８の中心との距離によって定まり、円形カム５６の中心と円形カム５８の中心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。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の容積は増大する。一方、シリンダブロック２がクランクケース１に近付くと、ピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は減少する。したがって、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、内燃機関１００の機械圧縮比をリニアに（連続的に）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をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ螺旋方向が逆向きの一対のウォームギア６１、６２が取付けられており、これらウォームギア６１、６２と噛合する歯車６３、６４がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。本実施形態では、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。
＜機械圧縮比及び実圧縮比＞
上述したように、可変圧縮比機構Ａは内燃機関１００の機械圧縮比を変更する。本実施形態において、「機械圧縮比」及び「実圧縮比」との用語は明確に区別して用いられる。以下、図４を参照して、機械圧縮比及び実圧縮比について説明する。
図４は、機械圧縮比及び実圧縮比を説明するための図である。図４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である内燃機関が示されている。なお、図４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４（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及び燃焼室容積から機械的に定まる値であり、（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図４（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。機械圧縮比は膨張比と等しい。
図４（Ｂ）は実圧縮比について説明している。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り、（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。すなわち、図４（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。この結果、図４（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
吸気弁の閉弁時期が吸気下死点に一致している場合、ピストンの行程容積と実際の行程容積とが同一であるため、機械圧縮比と実圧縮比とは同一である。一方、図４（Ｂ）に示されるように、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から遅角された場合、ピストンの実際の行程容積がピストンの行程容積よりも小さくなるため、実圧縮比は機械圧縮比よりも小さくなる。また、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から進角された場合も、ピストンの実際の行程容積がピストンの行程容積よりも小さくなるため、実圧縮比は機械圧縮比よりも小さくなる。したがって、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離された場合、実圧縮比は機械圧縮比よりも小さくなる。
＜アトキンソンサイクル＞
内燃機関１００では、吸気弁６の遅閉じ又は早閉じによって膨張比が圧縮比（実圧縮比）よりも高くされる。したがって、内燃機関１００は、いわゆるアトキンソンサイクルの内燃機関である。吸気弁６の遅閉じは、可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁６の閉弁時期を吸気下死点から遅角させることによって行われる。一方、吸気弁６の早閉じは、可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁６の閉弁時期を吸気下死点から進角させることによって行われる。また、内燃機関１００では、吸気弁６の遅閉じ又は早閉じが行われるとき、膨張比を高くして熱効率を高めるべく、可変圧縮比機構Ａによって機械圧縮比が高められる。
以下、図５を参照して、定常状態における内燃機関１００の制御について説明する。図５は、機関負荷に応じた要求吸入空気量、吸気弁６の閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比、スロットル弁１８の開度及びポンピング損失の各変化が示されている。吸気弁６の閉弁時期のグラフにおいて、実線は吸気弁６の遅閉じが行われる場合の変化を示し、破線は吸気弁６の早閉じが行われる場合の変化を示す。図５の例では、機関回転数は一定にされている。
図５に示されるように、機関負荷が高いときには、要求吸入空気量が多いため、スロットル弁１８の開度が全開又はほぼ全開にされると共に、図５において実線で示されるように吸気弁６の閉弁時期が吸気下死点ＢＤＣに向かって進角されている。スロットル弁１８の開度が全開又はほぼ全開に保持されているので、ポンピング損失はゼロとなっている。なお、機関負荷ひいては要求吸入空気量が最大のときには、吸気の慣性力を考慮し、吸気弁６の閉弁時期が吸気下死点ＢＤＣよりも僅かに遅角される。
また、機関負荷が高いときには、吸気弁６の閉弁時期の進角による実圧縮比の上昇を相殺してノッキングの発生を防止すべく、機械圧縮比が低くされる。この結果、膨張比も低くなる。
一方、機関負荷が低くなると、要求吸入空気量が減少する。このため、吸入空気量を減少すべく、図５において実線で示されるように吸気弁６の閉弁時期が遅角される。また、実圧縮比がほぼ一定に保持されるように、機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が高められる。したがって、機関負荷が低くなるにつれて、膨張比も高められる。なお、このとき、吸入空気量は、スロットル弁１８の開度を変更することなく、吸気弁６の閉弁時期を変更することによって制御されている。このため、このときも、スロットル弁１８の開度が全開又はほぼ全開に保持されているため、ポンピング損失はゼロとなる。
したがって、機関負荷が高い状態から機関負荷が低くなるときには、要求吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が高められる。すなわち、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。
機関負荷が更に低くなると、機械圧縮比は更に高められる。機関負荷が中負荷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最大限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が機関負荷Ｌ1において最大限界機械圧縮比に達すると、機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に保持される。したがって、機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では、機械圧縮比及び膨張比が最大となる。
一方、図５の例では、機関負荷がＬ1まで低下すると、吸気弁６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可能な限界閉弁時期となる。吸気弁６の閉弁時期が機関負荷Ｌ1において限界閉弁時期に達すると、機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では吸気弁６の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
吸気弁６の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると、吸気弁６の閉弁時期を変化させることによって吸入空気量を制御することができない。このため、機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では、スロットル弁１８の開度を変更することによって吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるにつれて、スロットル弁１８の開度が小さくされる。このため、機関負荷が低くなるにつれて、ポンピング損失が増大する。
なお、図５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６の閉弁時期を吸気下死点ＢＤＣから進角させることによって吸入空気量を減少させてもよい。
＜過給要求＞
ところで、内燃機関１００が設けられた車両の加速等によって要求負荷が急激に増加した場合、吸入空気量を増加させるべく、ターボチャージャ１０１による過給（吸気圧力の上昇）が要求される。このとき、内燃機関１００の機関負荷が高くなるため、定常状態における吸気弁６の閉弁時期の目標値が吸気下死点に近付けられると共に、定常状態における機械圧縮比の目標値が低くされる。
しかしながら、非過給状態から過給状態に移行する過渡状態では、吸気圧力の上昇の遅れ、いわゆるターボラグが発生する。本実施形態では、ターボラグを低減すべく以下の制御が実行される。
＜過渡状態における制御＞
内燃機関１００は、可変圧縮比機構Ａ及び可変バルブタイミング機構Ｂを制御する制御装置を備える。制御装置は、機械圧縮比が目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構Ａを制御し、吸気弁６の閉弁時期が目標閉弁時期になるように可変バルブタイミング機構Ｂを制御する。本実施形態では、ＥＣＵ３１が制御装置に相当する。
本実施形態では、吸入空気量を迅速に増加させてターボラグを低減すべく、過渡状態における吸気弁６の目標閉弁時期が定常状態における吸気弁６の目標閉弁時期よりも吸気下死点に近付けられる。アトキンソンサイクルを実現するために吸気弁６の早閉じが行われている場合には、過渡状態における吸気弁６の目標閉弁時期が定常状態における吸気弁６の目標閉弁時期よりも遅角される。一方、アトキンソンサイクルを実現するために吸気弁６の遅閉じが行われている場合には、過渡状態における吸気弁６の目標閉弁時期が定常状態における吸気弁６の目標閉弁時期よりも進角される。
また、吸気弁６の閉弁時期が吸気下死点に近付くほど、実圧縮比が高くなり、ノッキングが発生しやすくなる。このため、実圧縮比の上昇を抑制してノッキングの発生を防止すべく、過渡状態における機械圧縮比が定常状態における機械圧縮比よりも低くされる。
したがって、本実施形態では、制御装置は、ターボチャージャ１０１によって吸気圧力を大気圧よりも高い目標圧力まで上昇させる場合、吸気圧力が目標圧力に達する前の過渡状態において、吸気圧力が目標圧力に達した後の定常状態に比べて、目標閉弁時期を吸気下死点に近付けると共に、目標機械圧縮比を低くする。なお、目標圧力とは、定常状態における吸気圧力の目標値を意味する。
＜タイムチャートを用いた制御の説明＞
以下、図６を参照して、過給が行われるときの制御について具体的に説明する。図６は、過給が行われるときの機関負荷率、吸気圧力、スロットル弁１８の開度、吸気弁６の閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、点火プラグ１０の点火時期及び熱効率のタイムチャートである。図６の例では、機関回転数が一定にされている。機関負荷率とは、機関回転数に対応した吸入空気量の最大値に対する現在の吸入空気量の割合を示す値であり、吸入空気量及び機関回転数に基づいて算出される。また、吸気圧力とは、スロットル弁１８よりも下流側の吸気通路を流通する吸入空気の圧力である。
最初に、実線で示された本実施形態における制御について説明する。図６の例では、時刻ｔ１の前には、機関負荷率が低く、吸気弁６の閉弁時期が吸気下死点ＢＤＣよりも大きく遅角されている。したがって、図６の例では、吸気弁６の遅閉じによってアトキンソンサイクルが実現されている。
時刻ｔ１において、内燃機関１００の要求負荷が急激に高くなり、一点鎖線によって示されるように、機関負荷率の目標値が大きく上昇している。この結果、過給が要求され、吸気弁６の閉弁時期及び機械圧縮比の制御が開始される。
過渡状態における吸気弁６の閉弁時期の目標値が過渡閉弁時期ＩＶＣｔに設定され、定常状態における吸気弁６の閉弁時期の目標値が定常閉弁時期ＩＶＣｓに設定される。過渡閉弁時期ＩＶＣｔは、定常閉弁時期ＩＶＣｓよりも進角された値、すなわち定常閉弁時期ＩＶＣｓよりも吸気下死点ＢＤＣに近い値である。また、過渡状態における機械圧縮比の目標値が過渡圧縮比εｔに設定され、定常状態における機械圧縮比の目標値が定常圧縮比εｓに設定される。過渡圧縮比εｔは定常圧縮比εｓよりも低い値である。また、過渡圧縮比εｔは、過渡状態においてノッキングが発生することを防止すべく、過渡状態における実圧縮比が定常状態における実圧縮比と同一となるように設定される。
また、吸入空気量を増加させるべく、時刻ｔ１においてスロットル弁１８の開度が大きくされる。時刻ｔ２において、スロットル弁１８の開度が全開となり、吸気圧力が大気圧に達する。時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて、スロットル弁１８の開度が大きくなることによってポンピングロスが低下するため、熱効率が上昇する。時刻ｔ２以降、スロットル弁１８の開度は全開に保持される。
その後、時刻ｔ４において、吸気弁６の閉弁時期が過渡閉弁時期ＩＶＣｔに達し、機械圧縮比が過渡圧縮比εｔに達する。また、機関負荷率が目標値に達する。時刻ｔ２から時刻ｔ４にかけて、ポンピングロスが一定（ほぼゼロ）の状態で機械圧縮比が低下するため、熱効率が低下する。一方、吸気弁６の閉弁時期が大きく遅角されるため、吸気圧力が迅速に高められ、ターボラグが低減される。
時刻ｔ４の後も、ターボチャージャ１０１による過給によって吸気圧力は目標値に向かって上昇し続ける。時刻ｔ４以降、機関負荷率、ひいては吸入空気量が一定になるように吸気弁６の閉弁時期が徐々に遅角される。すなわち、吸気弁６の閉弁時期が吸気下死点ＢＤＣから徐々に離される。また、実圧縮比が一定になるように、機械圧縮比が徐々に高くされる。これに伴い、熱効率が徐々に高くなる。
その後、時刻ｔ５において、吸気圧力が目標圧力に達する。また、吸気弁６の閉弁時期が定常閉弁時期ＩＶＣｓに達し、機械圧縮比が定常圧縮比εｓに達する。時刻ｔ５以降、各パラメータの値が保持される。なお、図６の例では、時刻ｔ１〜時刻ｔ５までの期間が過渡状態であり、時刻ｔ５以降の期間が定常状態である。
次に、破線で示された比較例における制御について、本実施形態における制御と異なる部分を説明する。比較例では、過渡状態において吸気弁６の閉弁時期の進角量が大きくされたときにノッキングが発生することを防止すべく、機械圧縮比が低くされる代わりに点火時期が遅角される。
このため、時刻ｔ３において機械圧縮比が定常圧縮比εｓに達すると、時刻ｔ３以降、機械圧縮比が定常圧縮比εｓに保持される。また、時刻ｔ３から時刻ｔ４にかけて吸気弁６の閉弁時期が定常閉弁時期ＩＶＣｓから過渡閉弁時期ＩＶＣｔに進角されるとき、ノッキングの発生を防止すべく点火時期が遅角される。時刻ｔ４以降、吸気弁６の閉弁時期が定常閉弁時期ＩＶＣｓに向かって徐々に遅角されると、これに伴い点火時期が徐々に進角される。
比較例のように過渡状態において点火時期が遅角されると、図６に示されるように、本実施形態のように機械圧縮比を定常状態よりも低くした場合に比べて、熱効率が大きく低下する。以下、この理由について説明する。
図７は、吸気弁６の閉弁時期が定常閉弁時期ＩＶＣｓに設定された状態で点火時期及び機械圧縮比を変化させたときにノッキングが発生しない領域を示すグラフである。図７のグラフには、ノッキングが発生しない領域が斜線で示されている。なお、点火時期ＭＢＴは、燃焼トルクが最大となる点火時期である。
また、図７のグラフには、熱効率が同程度となる領域が破線の等高線によって示されている。内燃機関１００の熱効率は、右上の領域において相対的に高くなり、左下の領域において相対的に低くなる。すなわち、熱効率は、点火時期が点火時期ＭＢＴに近いほど高くなり、機械圧縮比が高いほど高くなる。
図７のグラフには、定常状態における機械圧縮比及び点火時期の目標値がプロットされている。定常状態における機械圧縮比の目標値は定常圧縮比εｓに設定される。また、定常状態における点火時期の目標値は、ノッキングが発生しないように点火時期ＭＢＴよりも僅かに遅角された値に設定される。
図８は、吸気弁６の閉弁時期が過渡閉弁時期ＩＶＣｔに設定された状態で点火時期及び機械圧縮比を変化させたときにノッキングが発生しない領域を示すグラフである。図７と同様に、図８のグラフには、ノッキングが発生しない領域が斜線で示され、熱効率が同程度となる領域が破線の等高線によって示されている。また、図８のグラフには、定常状態における機械圧縮比及び点火時期の目標値、本実施形態における過渡状態における機械圧縮比及び点火時期の目標値、並びに比較例における過渡状態における機械圧縮比及び点火時期の目標値がプロットされている。
過渡閉弁時期ＩＶＣｔは定常閉弁時期ＩＶＣｓよりも吸気下死点ＢＤＣに近いため、機械圧縮比が一定の場合、過渡状態における実圧縮比は定常状態における実圧縮比よりも高くなる。このため、図７から分かるように、過渡状態における機械圧縮比及び点火時期の目標値が定常状態と同一の値に設定された場合、ノッキングが発生する。
本実施形態では、ノッキングの発生を防止すべく、実線の矢印で示されるように過渡状態における機械圧縮比が定常状態よりも低くされる。一方、比較例では、ノッキングの発生を防止すべく、破線の矢印で示されるように過渡状態における点火時期の目標値が定常状態よりも遅角される。
図８から分かるように、比較例のように過渡状態において点火時期が遅角されると、本実施形態のように機械圧縮比を定常状態よりも低くした場合に比べて、熱効率が大きく低下する。したがって、本実施形態では、過渡状態における吸気弁６の閉弁時期を吸気下死点に近付けることによってターボラグを低減しつつ、過渡状態における機械圧縮比を低くすることによって熱効率の低下、ひいては燃費の悪化を抑制することができる。
＜フローチャートを用いた制御の説明＞
以下、図９を参照して、本実施形態において吸気弁６の閉弁時期及び機械圧縮比の目標値を設定するための制御について説明する。図９は、本発明の第一実施形態における制御を示すフローチャートである。本制御ルーチンは、内燃機関１００の始動後、ＥＣＵ３１によって所定の時間間隔で繰り返し実行される。
最初に、ステップＳ１０１において、内燃機関１００の運転状態が検出される。具体的には、機関回転数、アクセルペダル４２の開度及び吸気圧力が検出される。機関回転数はクランク角センサ４４によって検出される。アクセルペダル４２の開度は負荷センサ４３によって検出される。吸気圧力は吸気圧センサ８０によって検出される。なお、吸気圧力は内燃機関１００の運転状態等から推定されてもよい。例えば、吸気圧力（過給圧）は、特開２０１２−２４１６２５号公報に記載されたような公知のモデル計算によって算出されてもよい。次いで、ステップＳ１０２において、アクセルペダル４２の開度に基づいて機関負荷率の目標値（目標機関負荷率）が算出される。
次いで、ステップＳ１０３において、定常状態における吸気弁６の閉弁時期の目標値（定常閉弁時期ＩＶＣｓ）及び定常状態における機械圧縮比の目標値（定常圧縮比εｓ）が算出される。定常閉弁時期ＩＶＣｓは機関回転数及び目標機関負荷率に基づいて算出される。定常閉弁時期ＩＶＣｓは、機関回転数が低いほど吸気下死点に近付けられ、目標機関負荷率が高いほど吸気下死点に近付けられる。定常閉弁時期ＩＶＣｓは、例えば、マップ又は計算式を用いて算出される。マップ又は計算式は例えばＥＣＵ３１のＲＯＭ３４に記憶される。マップでは、図１０に示されるように、定常閉弁時期ＩＶＣｓが機関回転数Ｎｅ及び目標機関負荷率ＴＫＬの関数として示される。
また、定常圧縮比εｓは機関回転数及び目標機関負荷率に基づいて算出される。定常圧縮比εｓは、機関回転数が低いほど低くされ、目標機関負荷率が高いほど低くされる。定常圧縮比εｓは、例えば、マップ又は計算式を用いて算出される。マップ又は計算式は例えばＥＣＵ３１のＲＯＭ３４に記憶される。マップでは、図１１に示されるように、定常圧縮比εｓが機関回転数Ｎｅ及び目標機関負荷率ＴＫＬの関数として示される。なお、定常圧縮比εｓは定常閉弁時期ＩＶＣｓに基づいて算出されてもよい。この場合、定常圧縮比εｓは、定常閉弁時期ＩＶＣｓが吸気下死点に近いほど低くされる。
次いで、ステップＳ１０４において、過渡状態における吸気弁６の閉弁時期の目標値（過渡閉弁時期ＩＶＣｔ）及び過渡状態における機械圧縮比の目標値（過渡圧縮比εｔ）が算出される。過渡閉弁時期ＩＶＣｔは、吸気圧力、機関回転数及び目標機関負荷率に基づいて算出される。過渡閉弁時期ＩＶＣｔは、吸気圧力が低いほど吸気下死点に近付けられ、機関回転数が低いほど吸気下死点に近付けられ、目標機関負荷率が高いほど吸気下死点に近付けられる。また、過渡閉弁時期ＩＶＣｔは、吸気圧力が目標機関負荷率に対して低く過給が要求される場合に定常閉弁時期ＩＶＣｓよりも吸気下死点に近付けられる。過渡閉弁時期ＩＶＣｔは、例えば、マップ又は計算式を用いて算出される。マップ又は計算式は例えばＥＣＵ３１のＲＯＭ３４に記憶される。マップでは、図１２に示されるように、過渡閉弁時期ＩＶＣｔが、吸気圧力Ｐｍ、機関回転数Ｎｅ及び目標機関負荷率ＴＫＬの関数として示される。
また、過渡圧縮比εｔは、吸気圧力、機関回転数及び過渡閉弁時期ＩＶＣｔに基づいて算出される。過渡圧縮比εｔは、吸気圧力が高いほど低くされ、機関回転数が低いほど低くされ、過渡閉弁時期ＩＶＣｔが吸気下死点に近いほど低くされる。また、過渡圧縮比εｔは、過渡閉弁時期ＩＶＣｔが定常閉弁時期ＩＶＣｓよりも吸気下死点に近い場合に定常圧縮比εｓよりも低くされる。過渡圧縮比εｔは、例えば、マップ又は計算式を用いて算出される。マップ又は計算式は例えばＥＣＵ３１のＲＯＭ３４に記憶される。マップでは、図１３に示されるように、過渡圧縮比εｔが、吸気圧力Ｐｍ、機関回転数Ｎｅ及び過渡閉弁時期ＩＶＣｔの関数として示される。
次いで、ステップＳ１０５において、過渡閉弁時期ＩＶＣｔが定常閉弁時期ＩＶＣｓよりも吸気下死点に近いか否かが判定される。過渡閉弁時期ＩＶＣｔが定常閉弁時期ＩＶＣｓよりも吸気下死点に近い場合、すなわち過給遅れによる閉弁時期の補正が要求されている場合、本制御ルーチンはステップＳ１０６に進む。ステップＳ１０６では、吸気弁６の閉弁時期の目標値（目標閉弁時期ＴＩＶＣ）が過渡閉弁時期ＩＶＣｔに設定され、機械圧縮比の目標値（目標圧縮比Ｔε）が過渡圧縮比εｔに設定される。ステップＳ１０６の後、本制御ルーチンは終了する。
一方、過渡閉弁時期ＩＶＣｔが定常閉弁時期ＩＶＣｓと同一である場合、すなわち過給遅れによる閉弁時期の補正が要求されていない場合、本制御ルーチンはステップＳ１０７に進む。ステップＳ１０７では、目標閉弁時期ＴＩＶＣが定常閉弁時期ＩＶＣｓに設定され、目標圧縮比Ｔεが定常圧縮比εｓに設定される。ステップＳ１０７の後、本制御ルーチンは終了する。
＜第二実施形態＞
第二実施形態に係る内燃機関の構成及び制御は、以下に説明する点を除いて、基本的に第一実施形態に係る内燃機関と同様である。このため、以下、本発明の第二実施形態について、第一実施形態と異なる部分を中心に説明する。
第二実施形態では、第一実施形態と同様に、内燃機関１００の制御装置は、定常閉弁時期ＩＶＣｓ及び過渡閉弁時期ＩＶＣｔを算出し、定常閉弁時期ＩＶＣｓ及び過渡閉弁時期ＩＶＣｔに基づいて目標閉弁時期を算出する。また、第一実施形態と異なり、制御装置は目標閉弁時期に基づいて目標機械圧縮比を算出する。
図１４は、本発明の第二実施形態における制御を示すフローチャートである。本制御ルーチンは、内燃機関１００の始動後、ＥＣＵ３１によって所定の時間間隔で繰り返し実行される。ステップＳ２０１及びステップＳ２０２は、図９におけるステップＳ１０１及びステップＳ１０２と同様であることから説明を省略する。
ステップＳ２０３において定常閉弁時期ＩＶＣｓ及び過渡閉弁時期ＩＶＣｔが算出される。定常閉弁時期ＩＶＣｓ及び過渡閉弁時期ＩＶＣｔは第一実施形態と同様の方法で算出される。
次いで、ステップＳ２０４において、過渡閉弁時期ＩＶＣｔが定常閉弁時期ＩＶＣｓよりも吸気下死点に近いか否かが判定される。過渡閉弁時期ＩＶＣｔが定常閉弁時期ＩＶＣｓよりも吸気下死点に近い場合、本制御ルーチンはステップＳ２０５に進む。ステップＳ２０５では、目標閉弁時期ＴＩＶＣが過渡閉弁時期ＩＶＣｔに設定される。一方、過渡閉弁時期ＩＶＣｔが定常閉弁時期ＩＶＣｓと同一である場合、本制御ルーチンはステップＳ２０６に進む。ステップＳ２０６では、目標閉弁時期ＴＩＶＣが定常閉弁時期ＩＶＣｓに設定される。
ステップＳ２０５又はステップＳ２０６の後、本制御ルーチンはステップＳ２０７に進む。ステップＳ２０７では、目標圧縮比Ｔεが算出される。目標圧縮比Ｔεは、ステップＳ２０５又はステップＳ２０６において設定された目標閉弁時期ＴＩＶＣ、機関回転数及び目標機関負荷率に基づいて算出される。目標圧縮比Ｔεは、目標閉弁時期ＴＩＶＣが吸気下死点に近いほど低くされ、機関回転数が低いほど低くされ、目標機関負荷率が高いほど低くされる。目標圧縮比Ｔεは、例えば、マップ又は計算式を用いて算出される。マップ又は計算式は例えばＥＣＵ３１のＲＯＭ３４に記憶される。マップでは、図１５に示されるように、目標圧縮比Ｔεが、目標閉弁時期ＴＩＶＣ、機関回転数Ｎｅ及び目標機関負荷率ＴＫＬの関数として示される。ステップＳ２０７の後、本制御ルーチンは終了する。
第二実施形態では、定常圧縮比εｓ及び過渡圧縮比εｔに基づいて目標機械圧縮比Ｔεが算出される第一実施形態における制御と比較して、マップの数を減らすことができる。このため、ＥＣＵ３１のＲＯＭ３４の容量及びＥＣＵ３１のＣＰＵ３５の計算負荷を低減することができる。
＜第三実施形態＞
第三実施形態に係る内燃機関の構成及び制御は、以下に説明する点を除いて、基本的に第一実施形態に係る内燃機関と同様である。このため、以下、本発明の第三実施形態について、第一実施形態と異なる部分を中心に説明する。
第三実施形態では、内燃機関１００の制御装置は、過渡閉弁時期ＩＶＣｔと定常閉弁時期ＩＶＣｓとの差が第一基準値以上になったときに目標閉弁時期ＴＩＶＣを過渡閉弁時期ＩＶＣｔに設定し、過渡閉弁時期ＩＶＣｔと定常閉弁時期ＩＶＣｓとの差が第二基準値以下になったときに目標閉弁時期ＴＩＶＣを過渡閉弁時期ＩＶＣｔから定常閉弁時期ＩＶＣｓに切り替える。したがって、内燃機関１００の制御装置は、過渡閉弁時期ＩＶＣｔと定常閉弁時期ＩＶＣｓとの差が第一基準値以上になってから第二基準値以下になるまで、目標閉弁時期ＴＩＶＣを過渡閉弁時期ＩＶＣｔに設定する。第一基準値及び第二基準値は、予め定められ、第二基準値が第一基準値よりも小さくなるように設定される。なお、第一基準値及び第二基準値はゼロよりも大きな値である。
図１６は、本発明の第三実施形態における制御を示すフローチャートである。本制御ルーチンは、内燃機関１００の始動後、ＥＣＵ３１によって所定の時間間隔で繰り返し実行される。ステップＳ３０１〜ステップＳ３０４は、図９におけるステップＳ１０１〜ステップＳ１０４と同様であることから説明を省略する。
ステップＳ３０４の後のステップＳ３０５では、閉弁時期設定フラグＦが１であるか否かが判定される。閉弁時期設定フラグＦは、前回の制御ルーチンにおいて目標閉弁時期ＴＩＶＣが過渡閉弁時期ＩＶＣｔに設定された場合に１に設定され、前回の制御ルーチンにおいて目標閉弁時期ＴＩＶＣが定常閉弁時期ＩＶＣｓに設定された場合にゼロに設定されるフラグである。ステップＳ３０５において閉弁時期設定フラグＦがゼロに設定されていると判定された場合、すなわち前回の制御ルーチンにおいて目標閉弁時期ＴＩＶＣが定常閉弁時期ＩＶＣｓに設定された場合、本制御ルーチンはステップＳ３０６に進む。
ステップＳ３０６では、過渡閉弁時期ＩＶＣｔから定常閉弁時期ＩＶＣｓを減算した値の絶対値が第一基準値Ｒ１以上であるか否かが判定される。言い換えれば、過渡閉弁時期ＩＶＣｔと定常閉弁時期ＩＶＣｓとの差が第一基準値Ｒ１以上であるか否かが判定される。過渡閉弁時期ＩＶＣｔと定常閉弁時期ＩＶＣｓとの差が第一基準値Ｒ１未満であると判定された場合、本制御ルーチンはステップＳ３０７に進む。ステップＳ３０７では、目標閉弁時期ＴＩＶＣが定常閉弁時期ＩＶＣｓに設定され、目標圧縮比Ｔεが定常圧縮比εｓに設定され、閉弁時期設定フラグＦがゼロに設定される。ステップＳ３０７の後、本制御ルーチンは終了する。
一方、ステップＳ３０６において過渡閉弁時期ＩＶＣｔと定常閉弁時期ＩＶＣｓとの差が第一基準値Ｒ１以上であると判定された場合、本制御ルーチンはステップＳ３０８に進む。ステップＳ３０８では、目標閉弁時期ＴＩＶＣが過渡閉弁時期ＩＶＣｔに設定され、目標圧縮比Ｔεが過渡圧縮比εｔに設定され、閉弁時期設定フラグＦが１に設定される。ステップＳ３０８の後、本制御ルーチンは終了する。
また、ステップＳ３０５において、閉弁時期設定フラグＦが１に設定されていると判定された場合、すなわち前回の制御ルーチンにおいて目標閉弁時期ＴＩＶＣが過渡閉弁時期ＩＶＣｔに設定された場合、本制御ルーチンはステップＳ３０９に進む。ステップＳ３０９では、過渡閉弁時期ＩＶＣｔから定常閉弁時期ＩＶＣｓを減算した値の絶対値が第二基準値Ｒ２以下であるか否かが判定される。言い換えれば、過渡閉弁時期ＩＶＣｔと定常閉弁時期ＩＶＣｓとの差が第二基準値Ｒ２以下であるか否かが判定される。第二基準値Ｒ２は第一基準値Ｒ１よりも小さい値である。
ステップＳ３０９において過渡閉弁時期ＩＶＣｔと定常閉弁時期ＩＶＣｓとの差が第二基準値Ｒ２よりも大きいと判定された場合、本制御ルーチンはステップＳ３１０に進む。ステップＳ３１０では、目標閉弁時期ＴＩＶＣが過渡閉弁時期ＩＶＣｔに設定され、目標圧縮比Ｔεが過渡圧縮比εｔに設定され、閉弁時期設定フラグＦが１に設定される。ステップＳ３１０の後、本制御ルーチンは終了する。
一方、ステップＳ３０９において過渡閉弁時期ＩＶＣｔと定常閉弁時期ＩＶＣｓとの差が第二基準値Ｒ２以下であると判定された場合、本制御ルーチンはステップＳ３０７に進む。ステップＳ３０７では、目標閉弁時期ＴＩＶＣが定常閉弁時期ＩＶＣｓに設定され、目標圧縮比Ｔεが定常圧縮比εｓに設定され、閉弁時期設定フラグＦがゼロに設定される。ステップＳ３０７の後、本制御ルーチンは終了する。
第三実施形態では、上記のように目標閉弁時期ＴＩＶＣ及び目標圧縮比Ｔεの制御にヒステリシスを持たせている。このため、目標閉弁時期ＴＩＶＣが定常閉弁時期ＩＶＣｓと過渡閉弁時期ＩＶＣｔとの間で頻繁に切り換わり且つ目標圧縮比Ｔεが定常圧縮比εｓと過渡圧縮比εｔとの間で頻繁に切り換わること、いわゆるチャタリングを抑制することができる。
＜その他の実施形態＞
以上、本発明に係る好適な実施形態を説明したが、本発明はこれら実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲の記載内で様々な修正及び変更を施すことができる。
例えば、可変圧縮比機構は機械圧縮比を変更可能であれば、任意の構成を有することができる。例えば、可変圧縮比機構は、マルチリンク機構を用いてピストンの上死点位置を変更することで機械圧縮比を変更するマルチリンク式ピストンストローク機構であってもよい（特開２００５−６９０２７号公報、特開２００１−２２７３６７号公報等参照）。
また、可変圧縮比機構は、コンロッドの有効長さ（クランクピンを受容するクランク受容開口の中心と、ピストンピンを受容するピストンピン受容開口の中心との間の距離）を変更することで機械圧縮比を変更する可変長コンロッドであってもよい（特開２０１６−１４２１３７号公報、特開２０１６−１１８１８０号公報、特開２０１５−５２７５１８号公報等参照）。可変圧縮比機構が機械圧縮比を低圧縮比及び高圧縮比の二段階にのみ変更可能である場合、過渡状態において目標機械圧縮比が低圧縮比に設定され、定常状態において目標空燃比が高圧縮比に設定される。
また、上述した実施形態は、任意に組み合わせて実施可能である。例えば、図１４のステップＳ２０４〜ステップＳ２０６の代わりに図１６のステップＳ３０５〜ステップＳ３１０が実行されてもよい。この場合、ステップＳ３０７、ステップＳ３０８及びステップＳ３１０では目標閉弁時期ＴＩＶＣのみが設定され、ステップＳ３０７、ステップＳ３０８又はステップＳ３１０の後のステップＳ２０７において目標圧縮比Ｔεが設定される。
６ 吸気弁
３１ 電子制御ユニット（ＥＣＵ）
１００ 内燃機関
１０１ ターボチャージャ
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ、Ｃ 可変バルブタイミング機構

Claims (7)

  1. 内燃機関であって、
    排気によって駆動されて吸気圧力を上昇させるターボチャージャと、
    吸気弁の閉弁時期を変更する可変バルブタイミング機構と、
    当該内燃機関の機械圧縮比を変更する可変圧縮比機構と、
    吸気通路の開口面積を変更するスロットル弁と、
    前記スロットル弁の開度を制御し、前記機械圧縮比が目標機械圧縮比となるように前記可変圧縮比機構を制御し、且つ前記閉弁時期が目標閉弁時期になるように前記可変バルブタイミング機構を制御する制御装置と
    を備え、
    前記制御装置は、前記ターボチャージャによって吸気圧力を大気圧よりも高い目標圧力まで上昇させる場合、吸気圧力が前記目標圧力に達する前の過渡状態において、前記スロットル弁の開度を全開にし、吸気圧力が前記目標圧力に達した後の定常状態に比べて、前記目標閉弁時期を吸気下死点に近付けると共に、前記目標機械圧縮比を低くする、内燃機関。
  2. 前記制御装置は、前記定常状態における前記吸気弁の閉弁時期の目標値である定常閉弁時期と、前記過渡状態における前記吸気弁の閉弁時期の目標値である過渡閉弁時期とを算出し、前記定常閉弁時期及び前記過渡閉弁時期に基づいて前記目標閉弁時期を算出する、請求項１に記載の内燃機関。
  3. 前記制御装置は、吸気圧力、機関回転数及び目標機関負荷率に基づいて前記過渡閉弁時期を算出する、請求項２に記載の内燃機関。
  4. 前記制御装置は、前記定常状態における機械圧縮比の目標値である定常圧縮比と、前記過渡状態における機械圧縮比の目標値である過渡圧縮比とを算出し、前記定常圧縮比及び前記過渡圧縮比に基づいて前記目標機械圧縮比を算出する、請求項２又は３に記載の内燃機関。
  5. 前記制御装置は、前記過渡閉弁時期、吸気圧力及び機関回転数に基づいて前記過渡圧縮比を算出する、請求項４に記載の内燃機関。
  6. 前記制御装置は、前記目標閉弁時期、機関回転数及び目標機関負荷率に基づいて前記目標機械圧縮比を算出する、請求項２又は３に記載の内燃機関。
  7. 前記制御装置は、前記過渡閉弁時期と前記定常閉弁時期との差が第一基準値以上になったときに前記目標閉弁時期を前記過渡閉弁時期に設定し、前記差が前記第一基準値よりも小さい第二基準値以下になったときに前記目標閉弁時期を前記過渡閉弁時期から前記定常閉弁時期に切り替える、請求項２から６のいずれか１項に記載の内燃機関。
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