WO2011083577A1 - 内燃機関の制御装置 - Google Patents

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WO2011083577A1 PCT/JP2010/050112 JP2010050112W WO2011083577A1 WO 2011083577 A1 WO2011083577 A1 WO 2011083577A1 JP 2010050112 W JP2010050112 W JP 2010050112W WO 2011083577 A1 WO2011083577 A1 WO 2011083577A1
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exhaust
control
overlap period
valve
change
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知由 小郷
石山　忍
孝 小川
勝広 伊藤
一康 岩田
佳紀 柳瀬
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トヨタ自動車株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a control device for an internal combustion engine, and more particularly to a control device for an internal combustion engine having a variable valve mechanism.
  • Patent Document 1 discloses a variable valve that can change a valve overlap period in which an intake valve opening period and an exhaust valve opening period overlap by changing the valve timing of at least one of the intake and exhaust valves.
  • a valve timing control device for an internal combustion engine having a mechanism is disclosed.
  • the valve timing of the intake / exhaust valve is changed so that the exhaust port arrival timing of the negative pressure wave caused by the exhaust pulsation coincides with the valve overlap period of the intake / exhaust valve.
  • fresh air easily flows into the cylinder from the intake valve, and burned gas in the cylinder can be reliably driven out to the exhaust valve by the fresh air flowing from the intake valve. That is, a so-called scavenging effect can be exhibited.
  • the average value of the exhaust pressure increases, but in the case of offset change, the minimum value of the pressure in the valley of the exhaust pulsation increases, whereas the change in amplitude changes. In this case, the minimum value of the exhaust pulsation does not change so much.
  • the lower the minimum value of the exhaust pulsation the larger the differential pressure between the intake pressure and the exhaust pressure can be secured, and the scavenging effect increases.
  • the minimum value of the exhaust pulsation increases, so it is appropriate to control the valve overlap period to be short. It can be said that there is.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and an object of the present invention is to provide a control device for an internal combustion engine that can realize control that can more effectively obtain a scavenging effect.
  • a first invention is a control device for an internal combustion engine, A variable valve mechanism for varying a valve overlap period in which an intake valve opening period and an exhaust valve opening period overlap; An overlap period control means for controlling the valve overlap period using the variable valve mechanism so as to coincide with the timing at which the exhaust pulsation becomes a valley,
  • the overlap period control means the amplitude of the exhaust pulsation changes more greatly than the minimum value of the pressure in the valley of the exhaust pulsation when there is an offset change in which the exhaust pulsation changes as a whole in the direction in which the exhaust pressure increases.
  • the valve overlap period is controlled differently depending on the amplitude change that occurs.
  • the second invention is the first invention, wherein
  • the case where the offset change occurs is a case where the exhaust pulsation changes due to a change in one or more first parameters that affect the exhaust passage area and / or the exhaust gas flow rate.
  • the case where the amplitude change occurs is a case where the exhaust pulsation changes due to a change in one or a plurality of second parameters affecting the energy of the exhaust gas when the exhaust valve is opened.
  • the third invention is the second invention, wherein
  • the first parameter is at least one of a supercharging pressure, a control amount of the variable nozzle opening to the closing side, and an intake air amount
  • the second parameter is at least one of a fuel injection amount, a retard amount of the fuel injection timing, an advance amount of the opening timing of the exhaust valve, and a control amount of the closing timing of the intake valve toward the intake bottom dead center. It is characterized by being.
  • the control apparatus for an internal combustion engine further includes pulsation change mode determination means for determining whether a change in exhaust pulsation is the offset change or the amplitude change,
  • the overlap period control unit varies the control of the valve overlap period according to the determination result of the pulsation change mode determination unit.
  • the fifth invention is the fourth invention, wherein When the valve overlap period is set and the offset change occurs, the overlap period control means controls the valve overlap period to become small or zero, When the amplitude change occurs, control is performed such that the current valve overlap period is maintained or the valve overlap period is extended.
  • the sixth invention is the fourth invention, wherein
  • the overlap period control means does not set the valve overlap period when the offset change occurs when the valve overlap period is not set or is not substantially set, When an amplitude change occurs, the valve overlap period is set.
  • the seventh invention is the second or third invention, wherein
  • the control device for the internal combustion engine further includes parameter change detection means for detecting changes in the first parameter and the second parameter,
  • the overlap period control means varies the control of the valve overlap period depending on whether the parameter whose change is detected is the first parameter or the second parameter.
  • the eighth invention is the seventh invention, wherein
  • the overlap period control means controls the valve overlap period to become smaller or zero when the first parameter is increased when the valve overlap period is set.
  • control is performed such that the current valve overlap period is maintained or the valve overlap period is extended.
  • the ninth invention is the seventh invention, wherein The overlap period control means does not set the valve overlap period when the valve overlap period is not set or substantially not set and the first parameter is increased. When the second parameter becomes large, the valve overlap period is set.
  • the tenth invention is the second or third invention, wherein
  • the control amount of the valve overlap period when the first parameter becomes larger as the influence of the exhaust pulsation on the change in the minimum value is larger. Is set to be large.
  • the eleventh invention is the second or third invention, wherein In the case where there are a plurality of the second parameters, the control amount of the valve overlap period when the second parameter increases as the influence of the exhaust pulsation on the change in the minimum value increases. Is set to be large.
  • the twelfth invention is the second or third invention, wherein
  • the control device for the internal combustion engine performs exhaust according to changes in the first parameter and the second parameter based on a relationship in which each of the first parameter and the second parameter is associated with an exhaust pulsation waveform in advance.
  • the overlap period control means controls the valve overlap period based on the pressure in the valley of the exhaust pulsation estimated by the pulsation waveform estimation means.
  • the thirteenth invention is the first invention, wherein
  • the control device for the internal combustion engine includes: An exhaust volume adjusting means for adjusting the exhaust system volume; Exhaust pulsation acquisition means for acquiring pressure in the valley of exhaust pulsation; Scavenging effect prediction means for predicting a change in scavenging effect due to the expansion of the exhaust system volume, If the overlap period control means determines that an effective scavenging effect cannot be obtained if the exhaust system volume is expanded when a request to expand the exhaust system volume is issued, the exhaust period control means Prior to enlarging the system volume, it includes an overlap control advance execution means for controlling the valve overlap period to be eliminated.
  • the fourteenth invention is the thirteenth invention, in which
  • the internal combustion engine further includes a turbocharger having a turbine driven by exhaust energy and a variable nozzle for adjusting a flow rate of exhaust gas supplied to the turbine
  • the control device for the internal combustion engine further includes nozzle opening control means for controlling the opening of the variable nozzle, When the nozzle opening control means determines that an effective scavenging effect cannot be obtained if the exhaust system volume is expanded when a request to expand the exhaust system volume is issued, Prior to expansion of the system volume, nozzle control advance for controlling the opening of the variable nozzle to the opening on the closing side simultaneously with the control of the valve overlap period by the overlap control advance execution means or after execution of the control. Execution means is included.
  • the control device for the internal combustion engine further includes accelerator depression detection means for detecting whether or not the accelerator pedal of the vehicle on which the internal combustion engine is mounted is depressed.
  • the overlap period control means performs the control of the valve overlap period when depression of the accelerator pedal is detected.
  • the valve overlap period when the valve overlap period is controlled so as to use the scavenging effect, the valve overlap period varies depending on whether the change in exhaust pulsation is the offset change or the amplitude change.
  • the control for obtaining the scavenging effect can be performed more effectively by changing the control of the valve overlap period depending on whether the first parameter changes or the second parameter changes. Can be realized.
  • the control of the valve overlap period is different based on the determination result.
  • the scavenging effect can be obtained more effectively by varying the control of the valve overlap period according to the determination result of the change in the exhaust pulsation. Be able to.
  • the control of the valve overlap period is made different according to the determination result of the change in the exhaust pulsation. As a result, the scavenging effect can be obtained more effectively.
  • the seventh invention it is actually determined whether the change in the exhaust pulsation is the offset change or the amplitude change according to the change of the first parameter or the second parameter. Then, the control of the valve overlap period is different based on the determination result. As a result, it is possible to realize control that can more effectively obtain the scavenging effect.
  • the valve overlap period when the valve overlap period is set, the valve overlap period is controlled according to the determination result of the exhaust pulsation change using the change of the first parameter or the second parameter. By making it different, the scavenging effect can be obtained more effectively.
  • the valve overlap period when the valve overlap period is not set or substantially not set, according to the determination result of the exhaust pulsation change using the change of the first parameter or the second parameter.
  • the scavenging effect can be obtained more effectively by varying the control of the valve overlap period.
  • the scavenging effect can be further extracted.
  • the overlap period can be controlled more accurately.
  • the scavenging effect can be further extracted by taking into account the difference in the influence (contribution) to the change in the minimum value of the exhaust pulsation between the individual parameters in the plurality of second parameters.
  • the overlap period can be controlled more accurately.
  • the exhaust gas associated with each change in the first parameter and the second parameter is based on a relationship in which each of the first parameter and the second parameter is associated with an exhaust pulsation waveform in advance.
  • the valve overlap period is controlled according to the result. Even with such a technique, the control of the valve overlap period differs between when the first parameter changes and when the second parameter changes. For this reason, it becomes possible to realize control that can more effectively obtain the scavenging effect.
  • the thirteenth aspect it is possible to satisfactorily suppress the acceleration failure and the drivability deterioration of the internal combustion engine when a request to enlarge the exhaust system volume is made during the use of the scavenging effect.
  • the fourteenth aspect it is possible to minimize the supercharging delay that occurs when the exhaust system volume is increased.
  • the scavenging effect can be more effectively brought out by executing the valve overlap control of the present invention in a situation where the change in the exhaust pulsation tends to be the amplitude change.
  • Embodiment 1 of this invention It is a figure for demonstrating the system configuration
  • FIG. 1 is a diagram for explaining a system configuration according to the first embodiment of the present invention.
  • the system shown in FIG. 1 includes a four-cycle diesel engine (compression ignition internal combustion engine) 10. It is assumed that the diesel engine 10 is mounted on a vehicle and used as a power source.
  • the diesel engine 10 of the present embodiment is an in-line four-cylinder type, the number of cylinders and the cylinder arrangement of the diesel engine in the present invention are not limited to this.
  • Each cylinder of the diesel engine 10 is provided with an injector 12 that directly injects fuel into the cylinder.
  • the injectors 12 of each cylinder are connected to a common common rail 14.
  • high-pressure fuel pressurized by the supply pump 16 is stored. Then, fuel is supplied from the common rail 14 to the injectors 12 of each cylinder.
  • the exhaust gas discharged from each cylinder is collected by the exhaust manifold 18 and flows into the exhaust passage 20.
  • the diesel engine 10 includes a variable nozzle type turbocharger 22.
  • the turbocharger 22 includes a turbine 22a that is operated by exhaust energy of exhaust gas, and a compressor 22b that is integrally connected to the turbine 22a and is driven to rotate by exhaust energy of exhaust gas input to the turbine 22a. ing. Furthermore, the turbocharger 22 has a variable nozzle (VN) 22c for adjusting the flow rate of the exhaust gas supplied to the turbine 22a.
  • VN variable nozzle
  • the variable nozzle 22c can be opened and closed by an actuator (not shown) (for example, an electric motor).
  • an actuator for example, an electric motor.
  • the opening of the variable nozzle 22c is reduced, the inlet area of the turbine 22a is reduced, and the flow rate of the exhaust gas blown to the turbine 22a can be increased.
  • the rotational speeds of the compressor 22b and the turbine 22a hereinafter referred to as “turbo rotational speed”
  • the opening of the variable nozzle 22c is increased, the inlet area of the turbine 22a is increased, and the flow rate of the exhaust gas blown to the turbine 22a is decreased.
  • the turbo rotation speed decreases, so that the supercharging pressure can be reduced.
  • the turbine 22 a of the turbocharger 22 is disposed in the exhaust passage 20.
  • An exhaust gas purification device 24 that purifies the exhaust gas is provided in the exhaust passage 20 on the downstream side of the turbine 22a.
  • An air cleaner 28 is provided near the inlet of the intake passage 26 of the diesel engine 10.
  • the air sucked through the air cleaner 28 is compressed by the compressor 22 b of the turbocharger 22 and then cooled by the intercooler 30.
  • the intake air that has passed through the intercooler 30 is distributed by the intake manifold 32 and flows into each cylinder.
  • An intake throttle valve 34 is installed between the intercooler 30 and the intake manifold 32 in the intake passage 26.
  • An air flow meter 36 for detecting the intake air amount is installed in the intake passage 26 near the downstream of the air cleaner 28.
  • an EGR passage 38 In the vicinity of the intake manifold 32 of the intake passage 26, one end of an EGR passage 38 is connected. The other end of the EGR passage 38 is connected to the exhaust manifold 18 of the exhaust passage 20.
  • An EGR valve 40 is provided in the middle of the EGR passage 38.
  • a shutoff valve 42 for adjusting the exhaust system volume (more specifically, the exhaust system volume upstream of the turbine 22a) is installed at a connection portion between the exhaust manifold 18 and the EGR passage 38. .
  • the shutoff valve 42 is configured to be able to shut off the EGR passage 38 on the upstream side (exhaust manifold 18 side) of the EGR valve 40.
  • the volume of the EGR passage 38 and the EGR cooler does not add to the exhaust system volume.
  • the volume of the exhaust system can be reduced by the combined volume.
  • the shutoff valve 42 the exhaust system volume can be made variable.
  • the system of the present embodiment includes an accelerator position sensor 44 that detects the amount of depression of an accelerator pedal of a vehicle on which the diesel engine 10 is mounted, an intake pressure sensor 46 that detects intake pressure (supercharging pressure), and an exhaust pressure.
  • an ECU (Electronic Control Unit) 50 is further provided.
  • the ECU 50 is connected to the various sensors and actuators described above.
  • the ECU 50 controls the operating state of the diesel engine 10 by operating each actuator according to a predetermined program based on the output of each sensor.
  • FIG. 2 is a view showing a cross section of one cylinder of the diesel engine 10 in the system shown in FIG.
  • a crank angle sensor 62 that detects a rotation angle of the crankshaft 60, that is, a crank angle, is attached in the vicinity of the crankshaft 60 of the diesel engine 10.
  • the crank angle sensor 62 is connected to the ECU 50.
  • the ECU 50 can also calculate the engine speed based on the detection signal of the crank angle sensor 62.
  • the diesel engine 10 includes an intake variable valve mechanism 66 that varies the valve opening characteristics of the intake valve 64 and an exhaust variable valve mechanism 70 that varies the valve opening characteristics of the exhaust valve 68.
  • the specific configurations of the intake variable valve mechanism 66 and the exhaust variable valve mechanism 70 are not particularly limited, and the phase variable mechanism of the phase variable mechanism in which the opening / closing timing is continuously variable by changing the phase of the camshaft.
  • a mechanism for driving the cam with an electric motor, an electromagnetically driven valve, or the like can be used.
  • an intake cam angle sensor 72 and an exhaust cam angle sensor 74 for detecting the rotation angles of the respective cam shafts, that is, the intake cam angle and the exhaust cam angle, are arranged in the vicinity of the intake cam shaft and the exhaust cam shaft, respectively.
  • These sensors 72 and 74 are connected to the ECU 50.
  • the ECU 50 can also calculate the advance amount of the opening / closing timing of the intake valve 64 and the exhaust valve 68 based on the detection signals of these sensors 72 and 74.
  • valve overlap period in which the valve opening period of the exhaust valve 68 and the valve opening period of the intake valve 64 overlap.
  • the length of “O / L period” can be changed.
  • FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the intake pressure and exhaust pressure during the execution of the volumetric efficiency improvement control, and the crank angle.
  • the intake pressure has a small pulsation and is substantially constant regardless of the crank angle.
  • the exhaust pressure largely pulsates (periodically varies) as the exhaust gas is intermittently discharged from the exhaust valve 68 of each cylinder.
  • the waveform shown in FIG. 3 shows a state in which a positive valve overlap period (O / L period) is set so as to coincide with a timing at which a valley of exhaust pressure pulsation (hereinafter referred to as “exhaust pulsation”) occurs. ing. Further, the waveform shown in FIG. 3 shows a state in which the intake pressure (supercharging pressure) is increased with respect to the exhaust pressure by supercharging in a state where the turbo efficiency is good. In such a state, a region shown by hatching in FIG. 3, that is, a region where the intake pressure is higher than the exhaust pressure during the valve overlap period is sufficiently secured. Become. As a result, new air can easily flow into the cylinder, and an effect (so-called scavenging effect) of quickly expelling the burned gas in the cylinder to the exhaust port by the introduced new air can be sufficiently obtained.
  • the scavenging effect as described above increases as the area indicated by hatching in FIG. 3 increases. Therefore, the valve overlap based on the adjustment of the opening timing of the intake valve using the intake variable valve operating mechanism 66 and the adjustment of the closing timing of the exhaust valve using the variable exhaust valve operating mechanism 70 so as to ensure a large area. If the period is adjusted, the scavenging effect can be sufficiently obtained. In this way, by executing the volumetric efficiency improvement control using the scavenging effect, the amount of residual gas can be sufficiently reduced, and the amount of fresh air filled in the cylinder can be increased accordingly. That is, the volumetric efficiency ⁇ V of intake air can be increased. As a result, the torque of the diesel engine 10 can be improved satisfactorily.
  • the scavenging effect increases as the area increases, that is, as the minimum value of the pressure in the valley of the exhaust pulsation decreases. Therefore, in order to enhance the scavenging effect, it is important that the minimum value can be estimated with high accuracy.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining two patterns A and B when the exhaust pulsation changes in the direction in which the average value of the exhaust pressure increases.
  • the waveform indicated by the thin line indicates the exhaust pulsation before the change
  • the waveform indicated by the solid line indicates the exhaust pulsation after the change.
  • the first pattern A is an offset change in which exhaust pulsation changes as a whole in the direction in which the exhaust pressure increases. In this case, the minimum value of the pressure in the valley of the exhaust pulsation, which is important for enhancing the scavenging effect, is increased.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining two patterns A and B when the exhaust pulsation changes in the direction in which the average value of the exhaust pressure increases.
  • the waveform indicated by the thin line indicates the exhaust pulsation before the change
  • the waveform indicated by the solid line indicates the exhaust pulsation after the change.
  • the first pattern A is an offset change in which exhaust pulsation changes as a whole in the direction in which the
  • another pattern B is an amplitude change in which the amplitude of the exhaust pulsation changes more greatly than the minimum value of the pressure in the valley of the exhaust pulsation.
  • the minimum value of the exhaust pulsation does not change so much and the amplitude of the exhaust pulsation increases.
  • FIG. 4B shows an example in which the minimum value does not change.
  • the average value of the exhaust pressure increases, but in the case of offset change, the minimum value of the exhaust pulsation increases, whereas the amplitude change In this case, the minimum value of the exhaust pulsation does not change so much.
  • the lower the minimum value of the pressure in the valley of the exhaust pulsation the larger the differential pressure between the intake pressure and the exhaust pressure can be secured, and the scavenging effect increases.
  • the scavenging effect is reduced when the average value is high, and the valve overlap period is shortened. It was common to do.
  • the two changes, the offset change and the amplitude change are defined as follows, and the first parameter and the second parameter that cause each change are determined.
  • the offset change shown in FIG. 4A is mainly defined as a change that occurs in accordance with the change in the exhaust passage area and the flow rate of the exhaust gas flowing through the exhaust manifold 18.
  • the first parameter that causes such an offset change includes a supercharging pressure, a control amount of the opening of the variable nozzle 22c toward the closing side (hereinafter abbreviated as “VN opening”), and It is assumed that the intake air amount (substitute by detecting the supercharging pressure) is applicable.
  • VN opening a control amount of the opening of the variable nozzle 22c toward the closing side
  • the intake air amount substitute by detecting the supercharging pressure
  • the exhaust pressure increases. More specifically, as the supercharging pressure increases, the amount of intake air increases, so the flow rate of exhaust gas flowing through the exhaust manifold 18 increases and the exhaust pressure increases.
  • the control amount of the VN opening degree toward the closing side increases (that is, when the variable nozzle 22c is throttled)
  • the exhaust passage area becomes narrower and the exhaust pressure becomes
  • the amplitude change shown in FIG. 4 (B) is mainly defined as a change that occurs with the change in the energy of the exhaust gas when the exhaust valve 68 is opened.
  • Parameters that cause such an amplitude change include the fuel injection amount, the retard amount of the fuel injection timing, the advance amount of the opening timing of the exhaust valve 68, and the intake air toward the intake bottom dead center. It is assumed that the control amount at the closing time of the valve 64 is applicable.
  • the exhaust pressure increases. More specifically, as the fuel injection amount increases, the in-cylinder pressure increases, the pressure of the exhaust gas when the exhaust valve 68 opens, and the exhaust pressure (in the exhaust manifold 18) increases.
  • FIG. 5 is a flowchart showing a control routine executed by ECU 50 in the first embodiment of the present invention in order to realize the above function.
  • the presence or absence of depression of the accelerator pedal is determined using the output of the accelerator position sensor 44 (step 100).
  • a valve overlap period (O / L) for using the scavenging effect is being set (step 102).
  • step 104 it is then determined whether or not an exhaust pressure increase factor has occurred (step 104). Specifically, whether or not the first or second parameter has changed in the increasing direction is determined based on information on changes in the output of various sensors and changes in control values of various actuators. In this case, for example, it is determined whether or not the opening of the variable nozzle 22c is controlled to the closed side, or whether or not the fuel injection amount is increased.
  • step 106 it is determined whether or not the exhaust pressure is increased due to the offset change of the exhaust pulsation. Specifically, in step 106, if any increase in the first parameter (supercharging pressure, VN opening degree, etc.) is detected, it is determined that the exhaust pressure has increased due to the offset change of the exhaust pulsation. When any increase in the second parameter (fuel injection amount, fuel injection timing, etc.) is detected, it is determined that the exhaust pressure has increased due to the amplitude change of the exhaust pulsation.
  • the first parameter supercharging pressure, VN opening degree, etc.
  • step 106 If it is determined in step 106 that the exhaust pressure increases due to the offset change, the setting of the positive O / L period is prohibited (step 108). Thereby, the state in which the O / L period is not set (including the state in which the O / L period is not set because the O / L period is very small) is maintained.
  • step 106 when the determination in step 106 is not established, that is, when it is determined that the exhaust pressure increases due to the amplitude change, the difference between the intake pressure (supercharging pressure) and the exhaust pressure is calculated. After that (step 110), a positive O / L period corresponding to the difference is set (step 112). Specifically, the positive O / L period is controlled to be longer as the difference is larger.
  • step 102 determines whether or not an increase factor of the exhaust pressure has occurred by the same processing as in step 104 (step 114). As a result, if the occurrence of an increase factor of the exhaust pressure is recognized, it is determined whether or not the exhaust pressure has increased due to the change in the offset of the exhaust pulsation by the same processing as in step 106 (step 116). .
  • step 116 If it is determined in step 116 that the exhaust pressure increases due to the offset change, the difference between the intake pressure (supercharging pressure) and the exhaust pressure is calculated (step 118), and then the difference is calculated. Is reduced with respect to a predetermined threshold value (step 120).
  • the positive O / L period Is controlled to be shorter (step 122).
  • the O / L period may be controlled to be eliminated depending on the degree of the difference reduction.
  • step 124 in the case where the minimum value of the exhaust pulsation pressure is lowered due to the amplitude change, the positive O / L period may be expanded.
  • FIG. 6 is a time chart for explaining a situation in which the scavenging effect can be effectively extracted by controlling the valve overlap period in the first embodiment of the present invention.
  • the time chart shown in FIG. 6 shows a situation where the fuel injection amount is increased as an example of an increase in the parameter during acceleration accompanying depression of the accelerator pedal.
  • the exhaust pressure (average value thereof) increases.
  • FIG. 6D it is determined that the scavenging effect cannot be effectively used, and the positive O / L period is uniformly reduced.
  • the control of the valve overlap period differs depending on whether the change in exhaust pulsation is an offset change or an amplitude change. Specifically, as shown in FIGS. 6B and 6C, when it is determined that the change in the exhaust pulsation is not the offset change but the amplitude change, if the O / L period is being set. As shown in FIG. 6A, the setting of the positive O / L period is maintained.
  • the scavenging effect can be used under the circumstances (when the amplitude changes) where it is not actually necessary to suppress the setting of the positive O / L period even if the exhaust pressure increases. For this reason, according to the above processes, the scavenging effect can be more effectively brought out than the conventional control.
  • the above-described valve overlap period control is executed. If the accelerator pedal depression is detected (more specifically, at the beginning of acceleration after the accelerator pedal depression), the fuel injection amount is increased to generate the required torque, but the supercharging delay Therefore, the supercharging pressure does not increase immediately. In such a period, that is, a period in which the fuel injection amount, which is the second parameter, increases without increasing the supercharging pressure, which is the first parameter, the change in the exhaust pulsation becomes the above amplitude change. Therefore, when the accelerator pedal is depressed (especially at the initial stage of acceleration), the scavenging effect can be made more effective during the period that cannot be used in the conventional control by controlling the valve overlap period of this embodiment. It can be pulled out.
  • the operation region on the low-rotation low-load side in the diesel engine 10 is a mode region that involves execution of EGR control in order to improve exhaust emission performance.
  • the accelerator pedal When the accelerator pedal is depressed from the situation where the operation region of the diesel engine 10 is in the mode region, the operation region may shift to a region outside the mode region (region on the high rotation high load side). Even in such a case, the fuel injection amount is increased as the accelerator pedal is depressed. Further, in this case, after injection that has been performed for suppressing smoke emission in the mode region is not executed, the energy of the exhaust gas supplied to the turbine 22a is reduced.
  • the “overlap period control means” according to the first aspect of the present invention is realized by the ECU 50 executing the series of processes shown in FIG.
  • the “pulsation change mode discriminating means” according to the fourth aspect of the present invention is realized by the ECU 50 executing the processing of step 106 or 116 described above.
  • the “parameter change detecting means” according to the seventh aspect of the present invention is realized by the ECU 50 executing the processing of step 106 or 116.
  • the “accelerator stepping detection means” according to the fifteenth aspect of the present invention is realized by the ECU 50 executing the processing of step 100 described above.
  • Embodiment 2 a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. 7 and FIG.
  • the system of the present embodiment can be realized by causing the ECU 50 to execute a routine shown in FIG. 8 described later instead of the routine shown in FIG. 5 using the hardware configuration shown in FIGS. .
  • FIG. 7 is a diagram for explaining the respective contributions of the first and second parameters to the increase in the minimum pressure value in the valley of the exhaust pulsation.
  • the contribution of each parameter shown in FIG. 7 is a value obtained as a standard regression coefficient by multiple regression analysis.
  • the first and second parameters include parameters that affect each other. For example, when the VN opening degree is controlled to the closed side, the exhaust pressure increases, while the turbo rotation speed increases, so the supercharging pressure may increase. According to such setting of the contribution degree, it is understood how much each parameter has an influence on the increase of the minimum value of the exhaust pulsation including the interaction between such parameters. be able to.
  • the contribution degree is a positive value for the boost pressure (and intake air amount) and the control amount of the VN opening degree to the close side, which are parameters corresponding to the first parameter.
  • Is set to Increasing the contribution degree to the plus side means that the minimum value of the exhaust pulsation increases more greatly as the first parameter increases.
  • the contribution of the supercharging pressure is set to be slightly more than twice the contribution of the control amount of the VN opening. This means that when the boost pressure is increased by a predetermined amount, the degree of increase in the minimum value is slightly more than twice that when the control amount of the VN opening is increased by a predetermined amount. Show.
  • the fuel injection amount, the retard amount of the fuel injection timing, the advance amount of the opening timing of the exhaust valve 68, and the intake bottom dead center which are the parameters corresponding to the second parameter, are shown.
  • the control amount at the closing timing of the intake valve 64 is set such that the contribution is a negative value. Increasing the contribution to the negative side means that the minimum value of the exhaust pulsation decreases more greatly due to the increase in the second parameter. Further, the setting of the relative magnitude relationship of the contributions on the negative side for these four parameters is as shown in FIG.
  • the contribution degree of each parameter set as described above is reflected in the adjustment of the control amount in the valve overlap period when an increase factor of the exhaust pressure occurs.
  • an example of specific processing will be described with reference to the routine shown in FIG.
  • FIG. 8 is a flowchart showing a control routine executed by the ECU 50 in order to realize control of the valve overlap period in the second embodiment of the present invention.
  • the same steps as those shown in FIG. 5 in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted or simplified.
  • step 104 when depression of the accelerator pedal is detected (step 100), if it is determined that an exhaust pressure increase factor has occurred (step 104), then the current increase in exhaust pressure is performed.
  • the contribution degree of the parameter as a factor is acquired (step 200).
  • the ECU 50 stores contributions determined by the relationship as shown in FIG. 7 for each of the first and second parameters. Here, a stored value of the contribution of the corresponding parameter is acquired. .
  • the minimum value of the exhaust pulsation that has changed with an increase in the parameter that causes the current increase in exhaust pressure is calculated (estimated), and then the intake air
  • the difference between the pressure (supercharging pressure) and the calculated value of the minimum value is calculated (step 202).
  • the contribution defined in the present embodiment is a degree indicating the degree of increase in the minimum value of exhaust pulsation when the corresponding parameter is increased by a predetermined amount.
  • the increase amount of the parameter that causes the exhaust pressure increase this time and the contribution degree of the parameter are known, the increase amount of the minimum value obtained from the product of both and the predetermined reference of the exhaust pulsation stored in the ECU 50 Based on the waveform, the minimum value of exhaust pulsation can be calculated. Further, the difference calculated in this step 202 is used in determining the positive O / L period in the next step 204.
  • control of the O / L period reflecting the degree of contribution acquired in step 200 is executed (step 204). Specifically, if the O / L period is already set, the O / L period is controlled to be shorter as the acquired contribution is larger on the plus side, and the acquired contribution is The larger the value is on the negative side, the longer the O / L period is controlled. If the O / L period is not set at the present time, setting of the O / L period is prohibited when the acquired contribution is a positive value, and the acquired contribution is negative. It is controlled so that a longer O / L period is set as the value is larger.
  • the adjustment amount of the valve overlap period when the cause of the increase in the exhaust pressure occurs is the direction and magnitude of the sign of the contribution degree of the parameter that causes the increase in the exhaust pressure. Accordingly, it is changed in a feed-forward manner.
  • each of the first parameters that influence the change in the exhaust pulsation to be the offset change is set so that the contribution becomes a positive value.
  • Each of the second parameters that affect the pulsation change to change in amplitude is set so that the contribution is a negative value. That is, in the processing of the routine shown in FIG. 8, the exhaust pulsation change is also offset by the control of the valve overlap period by reflecting the contribution of each parameter as in the first embodiment.
  • valve overlap period is controlled differently depending on whether or not the amplitude is changed.
  • the scavenging effect can be used in the above-described routine processing (in the case of an amplitude change) where it is not actually necessary to suppress the setting of the positive O / L period even if the exhaust pressure increases. Become. For this reason, the scavenging effect can be more effectively brought out by the control of the present embodiment as compared with the conventional control.
  • the magnitude of contribution is set for each parameter on the plus side with respect to the first parameter, and the contribution degree is set for each parameter on the minus side with respect to the second parameter.
  • the size of is set.
  • Embodiment 2 by controlling the valve overlap period by reflecting the contribution degree of each parameter, when the change of exhaust pulsation is an offset change and when it is an amplitude change, The control of the valve overlap period is different.
  • the control of the valve overlap period in the present invention is not limited to such a method.
  • an exhaust pressure sensor capable of detecting a detailed waveform of exhaust pulsation the following is performed. Such control may be performed. That is, first, a difference from the intake pressure is acquired using the minimum value of the exhaust pulsation detected by the exhaust pressure sensor.
  • the change in the minimum value of the exhaust pulsation is changed using the change amount of the parameter in which the change has occurred and the above-described contribution of the parameter.
  • the valve overlap period is controlled in a feed-forward manner so that a period corresponding to the estimated difference is reached.
  • the reference value can be obtained accurately. Then, it becomes possible to accurately distinguish the control amount of the valve overlap period according to the exhaust pressure increase factor (first or second parameter) for each increase factor (for each parameter).
  • the change in exhaust pulsation is the offset change described above. It may be determined whether there is an amplitude change or the amplitude change, and the control of the valve overlap period may be varied depending on the determination result.
  • the “overlap period control means” according to the first aspect of the present invention is realized by the ECU 50 executing a series of processes shown in FIG.
  • Embodiment 3 FIG. Next, Embodiment 3 of the present invention will be described with reference to FIG. 9 and FIG.
  • the system of the present embodiment can be realized by causing the ECU 50 to execute a routine shown in FIG. 10 described later instead of the routine shown in FIG. 5 using the hardware configuration shown in FIGS. .
  • FIG. 9 is a diagram showing a tendency of an empirical formula (relational formula) used for calculating a change in exhaust pulsation accompanying a change in each of the first and second parameters in the third embodiment of the present invention. is there. More specifically, FIG. 9 (A) shows a tendency of the empirical formula A that defines the change in exhaust pulsation with respect to the first parameter that causes the offset change, and FIG. The tendency of the empirical formula B that defines the change in exhaust pulsation with respect to the change in the second parameter that causes the amplitude change is shown.
  • an empirical formula reference formula
  • the offset in the amount of change in exhaust pulsation increases. It is stipulated that the amount of change is large. Further, in the empirical formula A, it is defined that the amplitude change amount in the exhaust pulsation change amount does not change so much according to the increase or decrease of the value of the first parameter. Such a tendency of the empirical formula A captures the tendency of the offset change shown in FIG. Further, as already described in the second embodiment, the degree of contribution to the change in exhaust pulsation differs between the parameters in the first parameter (for example, the supercharging pressure and the VN opening degree).
  • the empirical formula A relating to the first parameter is such that the degree of change in the exhaust pulsation according to the increase / decrease in the value of the parameter varies depending on whether the parameter is the supercharging pressure or the VN opening. It is stipulated in.
  • the amount of change in exhaust pulsation increases as the second parameter increases (that is, the amount of change in the second parameter toward the side where the exhaust pressure increases). It is specified that the amount of amplitude change at is large. Further, in the experimental formula B, it is defined that the offset change amount in the change amount of the exhaust pulsation remains the same or increases toward the minus side as the second parameter increases. Such a tendency of the empirical formula B captures the tendency of the amplitude change shown in FIG. Strictly speaking, the empirical formula B relating to the second parameter also corresponds to the increase or decrease of the parameter value between the parameters in the second parameter (for example, the fuel injection amount and the fuel injection timing), similarly to the first parameter. Further, the degree of change in exhaust pulsation is defined to be different.
  • the tendency (relation) of the exhaust pulsation change with respect to each change of the first and second parameters is defined using empirical formulas such as the above empirical formulas A and B, and then the diesel engine 10
  • the exhaust pulsation change accompanying each parameter change during operation was calculated for each parameter.
  • the valve overlap period is controlled based on the exhaust pulsation waveform (particularly the minimum value of the pressure in the valley) obtained by adding the exhaust pulsation changes for each parameter calculated (estimated) in this way. I did it.
  • FIG. 10 is a flowchart showing a control routine executed by the ECU 50 in the third embodiment in order to realize the above function. 10, the same steps as those shown in FIG. 5 in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted or simplified.
  • steps 300 to 310 are performed. Each determination process is executed. The processes in these steps are processes for determining whether or not the first parameter or the second parameter has increased.
  • step 300 it is determined whether or not the VN opening has been controlled to the closing side (the control amount of the VN opening to the closing side has increased).
  • step 302 it is determined whether or not the supercharging pressure (intake air amount) has increased.
  • step 304 it is determined whether or not the fuel injection amount has increased.
  • step 306 it is determined whether or not the retard amount of the fuel injection timing has increased (for example, after-injection has been performed after main injection).
  • step 308 it is determined whether or not the advance amount of the opening timing of the exhaust valve 68 has increased.
  • step 310 it is determined whether or not the control amount of the closing timing of the intake valve 64 toward the intake bottom dead center has increased.
  • step 300 If it is determined in step 300 that the control amount of the VN opening degree toward the closing side has increased, an empirical formula A1 that defines a change in exhaust pulsation with respect to a change in the control amount of the VN opening degree (see FIG. 9 above).
  • An empirical formula having a tendency like the empirical formula A shown) is used to calculate an offset change and an amplitude change of the exhaust pulsation with respect to the change in the control amount of the VN opening (step 312).
  • step 302 If it is determined in step 302 that the supercharging pressure has increased, the empirical formula A2 ( ⁇ empirical formula A) that defines the change in exhaust pulsation relative to the change in supercharging pressure is used. An offset change and an amplitude change of the exhaust pulsation are calculated (step 314).
  • step 304 If it is determined in step 304 that the fuel injection amount has increased, an experimental formula B1 ( ⁇ experimental formula B) that defines a change in exhaust pulsation relative to a change in fuel injection amount is used. An offset change and an amplitude change of the exhaust pulsation are calculated (step 316).
  • step 306 If it is determined in step 306 that the retard amount of the fuel injection timing has increased, the experimental formula B2 ( ⁇ experimental formula B) that defines the change in exhaust pulsation relative to the change in the retard amount of the fuel injection timing is used.
  • an offset change and an amplitude change of the exhaust pulsation with respect to the change in the retard amount of the fuel injection timing are calculated (step 318).
  • an empirical formula B3 that defines a change in exhaust pulsation relative to a change in the advance amount of the opening timing of the exhaust valve 68 ( ⁇ Using the empirical formula B), an offset change and an amplitude change of the exhaust pulsation with respect to a change in the advance amount of the opening timing of the exhaust valve 68 are calculated (step 320).
  • step 310 If it is determined in step 310 that the control amount at the closing timing of the intake valve 64 toward the intake bottom dead center has increased, the change in the exhaust pulsation with respect to the change in the control amount at the closing timing of the intake valve 64 is determined.
  • the prescribed empirical formula B4 ⁇ experimental formula B
  • an offset change and an amplitude change of the exhaust pulsation with respect to the change in the control amount at the closing timing of the intake valve 64 are calculated (step 322).
  • step 328 integration of the offset change and the amplitude change of the exhaust pulsation calculated in relation to each parameter by the processing of steps 312 to 322 is executed.
  • step 328 integration of the offset change and the amplitude change of the exhaust pulsation calculated in relation to each parameter by the processing of steps 312 to 322 is executed.
  • step 328 by reflecting the integrated values of the offset change and the amplitude change calculated in steps 324 and 326 to the predetermined reference waveform of the exhaust pulsation, the cause of the increase in the exhaust pressure this time is generated.
  • a waveform of the exhaust pulsation after the change is calculated (estimated) (step 328).
  • the difference between the intake pressure (supercharging pressure) and the minimum value of the exhaust pulsation calculated in step 328 is calculated (step 330).
  • a correction amount for the positive valve overlap period is calculated according to the calculated difference (step 332). More specifically, according to the processing in steps 324 to 328, if the first parameter that causes the offset change is increased, the exhaust pulsation is increased so that the minimum value of the exhaust pulsation increases. Is calculated. For this reason, in this case, the difference becomes small.
  • the second parameter increases as a factor causing the amplitude change, the exhaust pulsation waveform is calculated so that the minimum value of the exhaust pulsation remains the same or becomes smaller. Is done.
  • the difference does not change or increases.
  • the O / L period is controlled to be shortened if the O / L period is being set, and if the O / L period is not set. Setting of the O / L period is prohibited.
  • the difference does not change, the setting of the O / L period is maintained.
  • the O / L period is controlled to be long if the O / L period is being set, and if the O / L period is not set, the O / L period is controlled. Period setting is performed.
  • the change in the exhaust pulsation of each of the first or second parameter that becomes the increase factor of the exhaust pressure is added.
  • the valve overlap period is controlled based on the exhaust pulsation waveform.
  • the first parameter that affects the change in the exhaust pulsation to be the offset change the larger the first parameter is, the more the offset change is.
  • the second parameter that affects the change in the exhaust pulsation to become the amplitude change is specified so that the larger the second parameter is, the larger the amplitude change is. That is, in the routine processing shown in FIG.
  • the exhaust gas obtained by adding the exhaust pulsation changes calculated for each parameter in accordance with the respective experimental equations A1, B1, etc. having the tendency as the above experimental equations A, B.
  • the valve overlap period based on the pulsation waveform, the valve overlap between the case where the change in the exhaust pulsation is an offset change and the case where the change is an amplitude change, as in the first embodiment described above. Different control of the period is realized.
  • the scavenging effect can be used in the above-described routine processing (in the case of an amplitude change) where it is not actually necessary to suppress the setting of the positive O / L period even if the exhaust pressure increases. Become. For this reason, the scavenging effect can be more effectively brought out by the control of the present embodiment as compared with the conventional control.
  • the “overlap period control means” according to the first aspect of the present invention is implemented when the ECU 50 executes a series of processes shown in FIG. Further, the “pulsation waveform estimating means” according to the twelfth aspect of the present invention is realized by the ECU 50 executing the processing of steps 300 to 328 described above.
  • Embodiment 4 FIG. Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
  • the system of the present embodiment can be realized by causing the ECU 50 to execute a routine shown in FIG. 14 described later instead of the routine shown in FIG. 2 using the hardware configuration shown in FIGS. .
  • FIG. 11 is a view for explaining an open / close region of the shut-off valve 42 for adjusting the exhaust system volume.
  • FIG. 12 is a diagram showing a change in the waveform of exhaust pulsation accompanying opening and closing of the shutoff valve 42.
  • the region on the low rotation and low load side in the operation region of the diesel engine 10 is a mode region that involves execution of EGR control.
  • the shut-off valve 42 is closed, the exhaust system volume is reduced and exhaust pulsation becomes stronger. Therefore, in the region on the higher load side than the mode region, the shutoff valve 42 is closed in order to improve the torque by using the scavenging effect.
  • shutoff valve 42 when the shutoff valve 42 is closed, the peak value of the exhaust pressure increases as shown in FIG. For this reason, from the viewpoint of protecting the turbocharger 22 (turbine 22a) and the like, as shown in FIG. 11, it is necessary to open the shut-off valve 42 in the operating region on the high rotation high load side.
  • FIG. 13 is a time chart for explaining the outline of the control according to the fourth embodiment of the present invention.
  • the torque curve instructed as “large scavenging effect line” in FIG. 13 shows the O / L period at the timing when the exhaust pulsation becomes a valley when the shutoff valve 42 is closed and the exhaust pulsation is greatly generated. By matching, a curve in the case where the scavenging effect is effectively used is shown.
  • the shutoff valve 42 is opened without any consideration for reasons such as the protection of the turbocharger 22 described above, the exhaust pulsation will be weakened.
  • the intake pressure becomes lower than the exhaust pressure, the exhaust gas flows backward to the intake side.
  • the torque curve instructed as “scavenging effect determination error line” in FIG. 13 the following problem arises in that the torque temporarily decreases significantly.
  • the state of exhaust pulsation both when the shut-off valve 42 is open and when it is closed is always estimated (predicted) during operation of the diesel engine 10. Then, when a request to open the shut-off valve 42 is issued during operation of the diesel engine 10, if it is determined that an effective scavenging effect cannot be obtained if the shut-off valve 42 is opened, the "scavenging" As indicated by the torque curve designated as “effect give-off line”, the valve overlap period is controlled to be eliminated before the shutoff valve 42 is opened. In this case, prior to opening the shutoff valve 42, the VN opening degree is controlled to the closing side opening degree simultaneously with the control for eliminating the valve overlap period or after the execution of the control. did.
  • control is performed such that the valve overlap period is eliminated, and the VN opening is controlled to the opening on the closing side simultaneously with the control or after execution of the control.
  • the shutoff valve 42 is opened.
  • the control of the VN opening is also executed, so that the VN opening is controlled to the closing side after the shut-off valve 42 is opened. Since the supercharging pressure can be quickly increased by the adjustment, the supercharging delay can be minimized as shown in FIG.
  • a “scavenging effect continuation line” in FIG. As indicated by the indicated one-dot chain line torque curve, the scavenging effect is continuously used after the valve overlap period is appropriately reduced to match the scavenging effect that decreases.
  • FIG. 14 is a flowchart showing a control routine executed by the ECU 50 in the fourth embodiment in order to realize the above function.
  • it is determined whether or not there is a request to open the shut-off valve 42 during use of the scavenging effect (step 400).
  • the control amount for the current O / L period is acquired (step 402).
  • step 404 the state of the exhaust pulsation (the minimum value of the pressure in the valley of the exhaust pulsation) both when the shut-off valve 42 is open and when it is closed is acquired (step 404).
  • step 404 it is assumed that the exhaust pulsation state (the minimum value) is calculated by the same process as the process of step 202 of the routine shown in FIG.
  • FIG. 15 is a diagram for explaining the respective contributions of the first and second parameters to the increase in the minimum value of pressure in the valley of the exhaust pulsation when the shutoff valve 42 is open.
  • the contribution shown in FIG. 7 indicates the contribution in the state where the shutoff valve 42 is closed.
  • the exhaust pulsation is weaker than when the shut-off valve 42 is closed. Therefore, as can be seen by comparing FIG. 15 with FIG. 7, the contribution in the state in which the shut-off valve 42 is open is relative to the contribution in the state in which the shut-off valve 42 is closed.
  • the general ratio is set to be the same while keeping the same ratio.
  • step 404 referring to the contribution shown in FIG. 7 and the contribution shown in FIG. 15, the state of exhaust pulsation (exhaust pulsation) both when the shut-off valve 42 is open and when it is closed. Of the above) is obtained.
  • the shutoff valve 42 is used using an empirical formula that defines the change in exhaust pulsation for each parameter, as in the method of the third embodiment described above. It may be obtained by calculating the state of exhaust pulsation both when the engine is open and when it is closed. In this case, an empirical formula corresponding to each of when the shut-off valve 42 is open and when the shut-off valve 42 is closed is specified in advance.
  • Step 406 based on the acquisition (prediction) result of the state of exhaust pulsation when the shut-off valve 42 is open, it is determined whether or not the effective scavenging effect cannot be obtained when the shut-off valve 42 is opened.
  • the intake pressure is set to be higher than the exhaust pressure based on the acquisition (prediction) result of the minimum value of the exhaust pulsation when the shutoff valve 42 is open and the detected value of the intake pressure. It is determined whether or not the region where the increase is reduced to a predetermined threshold value or less, or the region where the intake pressure is higher than the exhaust pressure is reversed.
  • step 406 when the determination in step 406 is not established, that is, when it is determined (predicted) that the scavenging effect can be maintained even when the shutoff valve 42 is opened, the scavenging effect is decreased.
  • the setting of the positive O / L period is maintained (step 408), and the scavenging effect is continuously used.
  • step 406 determines (predicted) in step 406 that the effective scavenging effect cannot be obtained when the shut-off valve 42 is opened.
  • step 410 An index value indicating the extent of the scavenging effect is calculated for both times (step 410). Specifically, in this step 410, based on the size of the region where the intake pressure is higher than the exhaust pressure, the index value is calculated to be larger as the region is larger. The size of the region where the intake pressure is higher than the exhaust pressure can be acquired based on the difference between the intake pressure and the exhaust pressure.
  • step 412 based on the difference between the index values of the scavenging effect when the shut-off valve 42 is opened and closed, which is calculated in the step 410, is a torque step generated when the shut-off valve 42 is opened? It is determined whether or not (step 412). Specifically, in this step 412, when the difference between the index values is larger than a predetermined threshold value, it is determined that a torque step occurs.
  • step 412 If it is determined in step 412 that a torque step occurs when the shut-off valve 42 is opened, the positive O / L period is reduced or the setting of the O / L period is prohibited (step 414). Next, the VN opening is controlled to the closing side opening (step 416), and then the shut-off valve 42 is opened (step 418).
  • the valve overlap period is controlled to be eliminated before the shutoff valve 42 is opened. If the shut-off valve 42 is opened without predicting the condition that the effective scavenging effect cannot be obtained if the shut-off valve 42 is opened while the scavenging effect is being used, the torque decreases as described above.
  • FIG. 16 shows the merit of the control B in which the scavenging effect is continued when the shut-off valve 42 is opened, as compared with the control A in which the scavenging effect is given off when the shut-off valve 42 is opened and the VN opening is closed. It is a figure for demonstrating.
  • FIG. 16 is a diagram showing the characteristics of the turbocharger 22 in relation to the intake pressure (supercharging pressure) and the exhaust pressure. As shown in FIG. 16, the turbo efficiency is good in the region where the intake pressure is relatively low, and the intake pressure rises well as the exhaust pressure increases, but the turbo efficiency is poor in the region where the intake pressure is relatively high. The increase in the intake pressure with respect to the increase in the exhaust pressure becomes dull.
  • the above-mentioned region with good turbo efficiency can be realized by controlling the VN opening to a predetermined opening on the opening side with excellent turbo efficiency.
  • the VN opening is controlled to the closing side from the state where the VN opening is controlled to such an opening with good turbo efficiency, or from this state, the diesel engine 10
  • the region having good turbo efficiency shifts to the region having poor turbo efficiency.
  • the control A that uses the scavenging effect under a low supercharging pressure while maintaining the VN opening at a turbo-efficient opening. And, even if either of the control B is performed to obtain a high supercharging pressure by controlling the VN opening to the opening on the closing side while narrowing the O / L period and giving up the scavenging effect, There are cases where the required torque (intake air amount) can be obtained. Under such circumstances, it is preferable to select the control A (continuous use of the scavenging effect) that is advantageous in terms of fuel consumption by using a state with good turbo efficiency.
  • the ECU 50 executes the process of step 418, so that the “exhaust volume adjusting means” in the thirteenth aspect of the invention executes the process of step 404.
  • the “exhaust pulsation acquisition means” in the thirteenth aspect of the invention executes the processing of steps 406, 410, and 412 so that the “scavenging effect prediction means” in the thirteenth aspect of the invention precedes the processing of step 418.
  • the “overlap control first-out execution means” in the thirteenth aspect of the present invention is realized.
  • the “nozzle opening degree control means” executes the process of step 416 prior to the process of step 418.
  • the “nozzle control advance execution means” according to the fourteenth aspect of the invention is realized.

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Abstract

　掃気効果をより有効に得られる制御を実現可能とする内燃機関の制御装置を提供する。　吸気弁開弁期間と排気弁開弁期間とが重なるバルブオーバーラップ期間を可変とする可変動弁機構（６６、７０）を備える。排気脈動が谷となるタイミングと合致するように可変動弁機構（６６、７０）を用いてバルブオーバーラップ期間を制御する。具体的には、排気圧力が高くなる方向に排気脈動が全体的に変化するオフセット変化が生ずる場合と、排気脈動の谷における圧力の最小値よりも排気脈動の振幅の方が大きく変化する振幅変化が生ずる場合とで、バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせる。

Description

内燃機関の制御装置
　この発明は、内燃機関の制御装置に係り、特に、可変動弁機構を備える内燃機関の制御装置に関する。
　従来、例えば特許文献１には、吸排気弁の少なくとも一方のバルブタイミングを変更することで、吸気弁開弁期間と排気弁開弁期間とが重なるバルブオーバーラップ期間を変更可能とする可変動弁機構を備える内燃機関のバルブタイミング制御装置が開示されている。この従来の制御装置では、排気脈動により生じる負圧波の排気ポート到達時期が吸排気弁のバルブオーバーラップ期間に合致するように、吸排気弁のバルブタイミングを変更するようにしている。このような制御によれば、吸気弁から筒内に新気が流入し易くなるとともに、吸気弁から流入した新気によって筒内の既燃ガスを排気弁へ確実に追い出すことができる。すなわち、いわゆる掃気効果を発揮させることができる。その結果、残留ガス量が少なくなり、筒内に吸入される新気量を向上することができる。つまり、吸気の体積効率を向上することができる。
　尚、出願人は、本発明に関連するものとして、上記の文献を含めて、以下に記載する文献を認識している。
日本特開平１１－２２４９９号公報 日本特開平１１－２２９９１５号公報 日本特開２００９－１０３０８４号公報
　上記特許文献１に記載の技術のように、掃気効果を利用するために排気脈動が谷となるタイミングに合致するようにバルブオーバーラップ期間を設定する内燃機関の制御装置が知られている。従来の内燃機関の制御装置においては、排気圧力を推定等の手法により平均値として取得したうえで、当該平均値が高くなる場合には掃気効果が小さくなると判断してバルブオーバーラップ期間を短くする制御を行うことが一般的であった。しかしながら、内燃機関の運転状態の変化に伴う排気脈動の変化のパターンとしては、次のような２通りのパターンが存在する。すなわち、排気圧力が高くなる方向に排気脈動が全体的に変化するオフセット変化が生ずるパターンと、排気脈動の谷における圧力の最小値よりも排気脈動の振幅の方が大きく変化する振幅変化が生ずるパターンである。
　上記のような２通りのパターンの何れにおいても、排気圧力の平均値としては上昇するが、オフセット変化の場合には、排気脈動の谷における圧力の最小値が高くなるのに対し、振幅変化の場合には、排気脈動の上記最小値はあまり変化しない。排気脈動の上記最小値が低くなるほど、吸気圧力と排気圧力との差圧を大きく確保できるようになり、掃気効果が大きくなる。上述した従来の（一般的な）制御において、排気脈動の変化が上記オフセット変化であった場合には、排気脈動の上記最小値が上昇するため、バルブオーバーラップ期間を短く制御することは適切であるといえる。しかしながら、排気脈動の変化が上記振幅変化であった場合には、排気脈動の上記最小値はあまり変わらないため、掃気効果が小さくなると判断してバルブオーバーラップ期間を短く制御することは適切な制御とはいえない。以上のように、従来においては、排気圧力の上昇が認められる場合に、排気脈動の変化が上記オフセット変化であるのか上記振幅変化であるのかを区別した制御がなされていない。このため、掃気効果を有効に利用するという点において、従来の制御は、未だ改善の余地を残すものであった。
　この発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、掃気効果をより有効に得られる制御を実現可能とする内燃機関の制御装置を提供することを目的とする。
　第１の発明は、内燃機関の制御装置であって、
　吸気弁開弁期間と排気弁開弁期間とが重なるバルブオーバーラップ期間を可変とする可変動弁機構と、
　排気脈動が谷となるタイミングと合致するように前記可変動弁機構を用いて前記バルブオーバーラップ期間を制御するオーバーラップ期間制御手段と、を備え、
　前記オーバーラップ期間制御手段は、排気圧力が高くなる方向に排気脈動が全体的に変化するオフセット変化が生ずる場合と、排気脈動の谷における圧力の最小値よりも排気脈動の振幅の方が大きく変化する振幅変化が生ずる場合とで、前記バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることを特徴とする。
　また、第２の発明は、第１の発明において、
　前記オフセット変化が生ずる場合とは、排気通路面積およびまたは排気ガス流量に影響する１または複数の第１パラメータの変化に起因して排気脈動が変化する場合であり、
　前記振幅変化が生ずる場合とは、排気弁が開く際の排気ガスのエネルギに影響する１または複数の第２パラメータの変化に起因して排気脈動が変化する場合であることを特徴とする。
　また、第３の発明は、第２の発明において、
　前記第１パラメータは、過給圧、閉じ側への可変ノズル開度の制御量、および吸入空気量のうちの少なくとも１つであり、
　前記第２パラメータは、燃料噴射量、燃料噴射時期の遅角量、排気弁の開き時期の進角量、および吸気下死点に向けての吸気弁の閉じ時期の制御量うちの少なくとも１つであることを特徴とする。
　また、第４の発明は、第１の発明において、
　前記内燃機関の制御装置は、排気脈動の変化が前記オフセット変化であるか前記振幅変化であるかを判別する脈動変化態様判別手段を更に備え、
　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記脈動変化態様判別手段の判別結果に応じて、前記バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることを特徴とする。
　また、第５の発明は、第４の発明において、
　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記バルブオーバーラップ期間が設定されている場合において、前記オフセット変化が生じた場合には、前記バルブオーバーラップ期間が小さくなるように若しくはゼロとなるように制御し、前記振幅変化が生じた場合には、現在の前記バルブオーバーラップ期間が維持されるように若しくは前記バルブオーバーラップ期間が拡大されるように制御することを特徴とする。
　また、第６の発明は、第４の発明において、
　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記バルブオーバーラップ期間が設定されていない若しくは実質的に設定されていない場合において、前記オフセット変化が生じた場合には、前記バルブオーバーラップ期間を設定せず、前記振幅変化が生じた場合には、前記バルブオーバーラップ期間を設定することを特徴とする。
　また、第７の発明は、第２または第３の発明において、
　前記内燃機関の制御装置は、前記第１パラメータおよび前記第２パラメータのそれぞれの変化を検知するパラメータ変化検知手段を更に備え、
　前記オーバーラップ期間制御手段は、変化が検知されたパラメータが前記第１パラメータであるか前記第２パラメータであるかに応じて、前記バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることを特徴とする。
　また、第８の発明は、第７の発明において、
　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記バルブオーバーラップ期間が設定されている場合において、前記第１パラメータが大きくなった場合には、前記バルブオーバーラップ期間が小さくなるように若しくはゼロとなるように制御し、前記第２パラメータが大きくなった場合には、現在の前記バルブオーバーラップ期間が維持されるように若しくは前記バルブオーバーラップ期間が拡大されるように制御することを特徴とする。
　また、第９の発明は、第７の発明において、
　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記バルブオーバーラップ期間が設定されていない若しくは実質的に設定されていない場合において、前記第１パラメータが大きくなった場合には、前記バルブオーバーラップ期間を設定せず、前記第２パラメータが大きくなった場合には、前記バルブオーバーラップ期間を設定することを特徴とする。
　また、第１０の発明は、第２または第３の発明において、
　前記第１パラメータが複数である場合において、前記第１パラメータは、排気脈動の前記最小値の変化への影響が大きいほど、前記第１パラメータが大きくなった際の前記バルブオーバーラップ期間の制御量が大きくなるように設定されていることを特徴とする。
　また、第１１の発明は、第２または第３の発明において、
　前記第２パラメータが複数である場合において、前記第２パラメータは、排気脈動の前記最小値の変化への影響が大きいほど、前記第２パラメータが大きくなった際の前記バルブオーバーラップ期間の制御量が大きくなるように設定されていることを特徴とする。
　また、第１２の発明は、第２または第３の発明において、
　前記内燃機関の制御装置は、前記第１パラメータおよび前記第２パラメータのそれぞれを排気脈動の波形と予め対応づけた関係に基づいて、前記第１パラメータおよび前記第２パラメータのそれぞれの変化に伴う排気脈動の谷における圧力を推定する脈動波形推定手段を更に備え、
　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記脈動波形推定手段により推定された排気脈動の谷における圧力に基づいて、前記バルブオーバーラップ期間を制御することを特徴とする。
　また、第１３の発明は、第１の発明において、
　前記内燃機関の制御装置は、
　排気系容積を調整する排気容積調整手段と、
　排気脈動の谷における圧力を取得する排気脈動取得手段と、
　前記排気系容積の拡大に伴う掃気効果の変化を予測する掃気効果予測手段と、を更に備え、
　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記排気系容積を拡大する要求が出された際に、前記排気系容積の拡大が行われると有効な掃気効果が得られなくなると判断した場合には、前記排気系容積の拡大に先立って、前記バルブオーバーラップ期間が無くなるように制御するオーバーラップ制御先出し実行手段を含むことを特徴とする。
　また、第１４の発明は、第１３の発明において、
　前記内燃機関は、排気エネルギによって駆動されるタービンと、当該タービンに供給される排気ガスの流量を調整するための可変ノズルとを有するターボ過給機を更に備え、
　前記内燃機関の制御装置は、前記可変ノズルの開度を制御するノズル開度制御手段と、を更に備え、
　前記ノズル開度制御手段は、前記排気系容積を拡大する要求が出された際に、前記排気系容積の拡大が行われると有効な掃気効果が得られなくなると判断した場合には、前記排気系容積の拡大に先立って、前記オーバーラップ制御先出し実行手段による前記バルブオーバーラップ期間の制御と同時若しくは当該制御の実行後に、前記可変ノズルの開度を閉じ側の開度に制御するノズル制御先出し実行手段を含むことを特徴とする。
　また、第１５の発明は、第１乃至第１４の発明の何れかにおいて、
　前記内燃機関の制御装置は、前記内燃機関が搭載された車両のアクセルペダルの踏み込みの有無を検知するアクセル踏込検知手段を更に備え、
　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記アクセルペダルの踏み込みが検知された場合に、前記バルブオーバーラップ期間の前記制御を実行することを特徴とする。
　第１の発明によれば、掃気効果を利用するべくバルブオーバーラップ期間を制御する際に、排気脈動の変化が上記オフセット変化であるか上記振幅変化であるかに応じて、バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることにより、掃気効果をより有効に得られる制御を実現できるようになる。
　第２の発明によれば、上記第１パラメータが変化する場合と上記第２パラメータが変化する場合とで、バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることにより、掃気効果をより有効に得られる制御を実現できるようになる。
　第３の発明によれば、上記オフセット変化および上記振幅変化を識別するパラメータを明らかにしたうえで、変化するパラメータが何であるかを考慮して、バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることにより、掃気効果をより有効に得られる制御を実現できるようになる。
　第４の発明によれば、排気脈動の変化が上記オフセット変化および上記振幅変化のどちらであるかを実際に判別したうえで、当該判別結果に基づいてバルブオーバーラップ期間の制御が異なるものとされる。これにより、掃気効果をより有効に得られる制御を実現できるようになる。
　第５の発明によれば、バルブオーバーラップ期間が設定されている場合において、排気脈動の変化の判別結果に応じて、バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることにより、掃気効果をより有効に得られるようになる。
　第６の発明によれば、バルブオーバーラップ期間が設定されていない場合若しくは実質的に設定されていない場合において、排気脈動の変化の判別結果に応じて、バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることにより、掃気効果をより有効に得られるようになる。
　第７の発明によれば、第１パラメータまたは第２パラメータの変化に応じて、排気脈動の変化が上記オフセット変化および上記振幅変化のどちらであるかが実際に判別される。そして、当該判別結果に基づいてバルブオーバーラップ期間の制御が異なるものとされる。これにより、掃気効果をより有効に得られる制御を実現できるようになる。
　第８の発明によれば、バルブオーバーラップ期間が設定されている場合において、第１パラメータまたは第２パラメータの変化を利用した排気脈動の変化の判別結果に応じて、バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることにより、掃気効果をより有効に得られるようになる。
　第９の発明によれば、バルブオーバーラップ期間が設定されていない場合若しくは実質的に設定されていない場合において、第１パラメータまたは第２パラメータの変化を利用した排気脈動の変化の判別結果に応じて、バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることにより、掃気効果をより有効に得られるようになる。
　第１０の発明によれば、複数の第１パラメータ内の個々のパラメータ間における排気脈動の最小値の変化への影響（寄与度）の相違を考慮することにより、掃気効果をより引き出せるようにバルブオーバーラップ期間をより正確に制御できるようになる。
　第１１の発明によれば、複数の第２パラメータ内の個々のパラメータ間における排気脈動の最小値の変化への影響（寄与度）の相違を考慮することにより、掃気効果をより引き出せるようにバルブオーバーラップ期間をより正確に制御できるようになる。
　第１２の発明によれば、上記第１パラメータおよび上記第２パラメータのそれぞれを排気脈動の波形と予め対応づけた関係に基づいて、上記第１パラメータおよび上記第２パラメータのそれぞれの変化に伴う排気脈動の谷における圧力を推定したうえで、当該結果に応じてバルブオーバーラップ期間が制御される。このような手法によっても、上記第１パラメータが変化する場合と上記第２パラメータが変化する場合とで、バルブオーバーラップ期間の制御が異なるものとなる。このため、掃気効果をより有効に得られる制御を実現できるようになる。
　第１３の発明によれば、掃気効果の利用中において排気系容積を拡大する要求が出された際に、内燃機関の加速不良やドライバビリティの悪化を良好に抑制することが可能となる。
　第１４の発明によれば、排気系容積を拡大した際に生ずる過給遅れを最小限に抑制することができる。
　第１５の発明によれば、排気脈動の変化が上記振幅変化となり易い状況下で本発明のバルブオーバーラップ制御を実行することにより、掃気効果をより有効に引き出すことができるようになる。
本発明の実施の形態１のシステム構成を説明するための図である。 図１に示すシステムにおけるディーゼル機関の一つの気筒の断面を示す図である。 体積効率向上制御実行中の吸気圧力および排気圧力とクランク角度との関係を示す図である。 排気圧力の平均値が高くなる方向に排気脈動が変化する際の２つのパターンＡ、Ｂを説明するための図である。 本発明の実施の形態１において実行されるルーチンのフローチャートである。 本発明の実施の形態１におけるバルブオーバーラップ期間の制御によって掃気効果を有効に引き出せる状況を説明するためのタイムチャートである。 排気脈動の谷における圧力の最小値の上昇に対する第１および第２パラメータのそれぞれの寄与度を説明するための図である。 本発明の実施の形態２において実行されるルーチンのフローチャートである。 本発明の実施の形態３において、第１および第２パラメータのそれぞれの変化に伴う排気脈動の変化を算出するために使用される実験式（関係式）の傾向を表した図である。 本発明の実施の形態３において実行されるルーチンのフローチャートである。 排気系容積を調整するための遮断弁の開閉領域を説明するための図である。 遮断弁の開閉に伴う排気脈動の波形の変化を表した図である。 本発明の実施の形態４の制御の概要を説明するためのタイムチャートである。 本発明の実施の形態４において実行されるルーチンのフローチャートである。 遮断弁を開いた状態での、排気脈動の谷における圧力の最小値の上昇に対する第１および第２パラメータのそれぞれの寄与度を説明するための図である。 遮断弁を開いた際に掃気効果を諦めてＶＮ開度を閉じ側の開度にする制御Ａに対する、遮断弁を開いた際に掃気効果を継続する制御Ｂのメリットを説明するための図である。
１０　ディーゼル機関
１２　インジェクタ
１８　排気マニホールド
２０　排気通路
２２　ターボ過給機
２２ａ　タービン
２２ｂ　コンプレッサ
２２ｃ　可変ノズル
２６　吸気通路
３２　吸気マニホールド
３６　エアフローメータ
４２　遮断弁
４４　アクセルポジションセンサ
４６　吸気圧センサ
４８　排気圧センサ
５０　ＥＣＵ(Electronic Control Unit)
６２　クランク角センサ
６４　吸気弁
６６　吸気可変動弁機構
６８　排気弁
７０　排気可変動弁機構
７２　吸気カム角センサ
７４　排気カム角センサ
実施の形態１．
［内燃機関のシステム構成］
　図１は、本発明の実施の形態１のシステム構成を説明するための図である。図１に示すシステムは、４サイクルのディーゼル機関（圧縮着火内燃機関）１０を備えている。ディーゼル機関１０は、車両に搭載され、その動力源とされているものとする。本実施形態のディーゼル機関１０は、直列４気筒型であるが、本発明におけるディーゼル機関の気筒数および気筒配置はこれに限定されるものではない。
　ディーゼル機関１０の各気筒には、燃料を筒内に直接噴射するインジェクタ１２が設置されている。各気筒のインジェクタ１２は、共通のコモンレール１４に接続されている。コモンレール１４内には、サプライポンプ１６によって加圧された高圧の燃料が貯留されている。そして、このコモンレール１４から各気筒のインジェクタ１２へ燃料が供給される。各気筒から排出される排気ガスは、排気マニホールド１８によって集合され、排気通路２０に流入する。
　ディーゼル機関１０は、可変ノズル型のターボ過給機２２を備えている。ターボ過給機２２は、排気ガスの排気エネルギによって作動するタービン２２ａと、タービン２２ａと一体的に連結され、タービン２２ａに入力される排気ガスの排気エネルギによって回転駆動されるコンプレッサ２２ｂとを有している。更に、ターボ過給機２２は、タービン２２ａに供給される排気ガスの流量を調整するための可変ノズル（ＶＮ）２２ｃを有している。
　可変ノズル２２ｃは、図示省略するアクチュエータ（例えば、電動モータ）によって開閉動作可能になっている。可変ノズル２２ｃの開度を小さくすると、タービン２２ａの入口面積が小さくなり、タービン２２ａに吹き付けられる排気ガスの流速を速くすることができる。その結果、コンプレッサ２２ｂおよびタービン２２ａの回転数（以下、「ターボ回転数」と称する）が上昇するので、過給圧を上昇させることができる。逆に、可変ノズル２２ｃの開度を大きくすると、タービン２２ａの入口面積が大きくなり、タービン２２ａに吹き付けられる排気ガスの流速が遅くなる。その結果、ターボ回転数が降下するので、過給圧を低下させることができる。
　ターボ過給機２２のタービン２２ａは、排気通路２０の途中に配置されている。タービン２２ａよりも下流側の排気通路２０には、排気ガスを浄化する排気浄化装置２４が設けられている。
　ディーゼル機関１０の吸気通路２６の入口付近には、エアクリーナ２８が設けられている。エアクリーナ２８を通って吸入された空気は、ターボ過給機２２のコンプレッサ２２ｂで圧縮された後、インタークーラ３０で冷却される。インタークーラ３０を通過した吸入空気は、吸気マニホールド３２により分配されて、各気筒に流入する。
　吸気通路２６におけるインタークーラ３０と吸気マニホールド３２との間には、吸気絞り弁３４が設置されている。また、吸気通路２６におけるエアクリーナ２８の下流近傍には、吸入空気量を検出するエアフローメータ３６が設置されている。
　吸気通路２６の吸気マニホールド３２の近傍には、ＥＧＲ通路３８の一端が接続されている。ＥＧＲ通路３８の他端は、排気通路２０の排気マニホールド１８に接続されている。ＥＧＲ通路３８の途中には、ＥＧＲ弁４０が設けられている。このＥＧＲ弁４０の開度を変えることにより、ＥＧＲ通路３８を通る排気ガス量、すなわち外部ＥＧＲガス量を調整することができる。
　更に、排気マニホールド１８とＥＧＲ通路３８との接続部位には、排気系容積（より具体的には、タービン２２ａよりも上流側の排気系容積）を調整するための遮断弁４２が設置されている。この遮断弁４２は、ＥＧＲ弁４０の上流側（排気マニホールド１８側）においてＥＧＲ通路３８を遮断可能に構成されている。
　このような遮断弁４２によって排気マニホールド１８とＥＧＲ通路３８とを遮断した状態では、ＥＧＲ通路３８やＥＧＲクーラの容積が排気系容積に加わらなくなるので、開弁時と比べ、ＥＧＲ通路３８とＥＧＲクーラとを合わせた容積の分だけ、排気系容積を小さくすることができる。このように、遮断弁４２によれば、排気系容積を可変とすることができる。
　また、本実施形態のシステムは、ディーゼル機関１０が搭載された車両のアクセルペダルの踏み込み量を検出するアクセルポジションセンサ４４と、吸気圧力（過給圧）を検出する吸気圧センサ４６と、排気圧力を検出する排気圧センサ４８と、ＥＣＵ（Electronic　Control　Unit）５０とを更に備えている。ＥＣＵ５０には、上述した各種のセンサおよびアクチュエータが接続されている。ＥＣＵ５０は、各センサの出力に基づき、所定のプログラムに従って各アクチュエータを作動させることにより、ディーゼル機関１０の運転状態を制御する。
　図２は、図１に示すシステムにおけるディーゼル機関１０の一つの気筒の断面を示す図である。以下、ディーゼル機関１０について更に説明する。図２に示すように、ディーゼル機関１０のクランク軸６０の近傍には、クランク軸６０の回転角度、すなわちクランク角を検出するクランク角センサ６２が取り付けられている。このクランク角センサ６２は、ＥＣＵ５０に接続されている。ＥＣＵ５０は、クランク角センサ６２の検出信号に基づいて、エンジン回転数を算出することもできる。
　また、ディーゼル機関１０は、吸気弁６４の開弁特性を可変とする吸気可変動弁機構６６と、排気弁６８の開弁特性を可変とする排気可変動弁機構７０とを備えている。吸気可変動弁機構６６および排気可変動弁機構７０の具体的な構成は、特に限定されるものではなく、カムシャフトの位相を変化させることによって開閉時期を連続的に可変とする位相可変機構のほか、カムを電気モータで駆動する機構、電磁駆動弁などを用いることもできる。
　また、吸気カム軸および排気カム軸の近傍には、それぞれのカム軸の回転角度、すなわち、吸気カム角および排気カム角を検出するための吸気カム角センサ７２および排気カム角センサ７４がそれぞれ配置されている。これらのセンサ７２、７４は、ＥＣＵ５０に接続されている。ＥＣＵ５０は、これらのセンサ７２、７４の検出信号に基づいて、吸気弁６４および排気弁６８の開閉時期の進角量を算出することもできる。
　吸気可変動弁機構６６や排気可変動弁機構７０によれば、排気弁６８の開弁期間と吸気弁６４の開弁期間とが重なるバルブオーバーラップ期間（以下、単に「バルブオーバーラップ期間」若しくは「Ｏ／Ｌ期間」という）の長さを変化させることができる。
［排気脈動を利用した掃気効果によって体積効率を向上させる体積効率向上制御］
　図３は、体積効率向上制御実行中の吸気圧力および排気圧力とクランク角度との関係を示す図である。
　図３に示すように、吸気圧力は、脈動が小さく、クランク角度に関わらずにほぼ一定となる。これに対し、排気圧力は、各気筒の排気弁６８から排気ガスが間欠的に排出されるのに伴って、大きく脈動（周期的に変動）する。
　図３に示す波形は、排気圧力の脈動（以下、「排気脈動」）の谷となるタイミングと合致するように、正のバルブオーバーラップ期間（Ｏ／Ｌ期間）が設定されている状態を示している。また、図３に示す波形は、ターボ効率が良い状態で過給がなされることにより、排気圧力に対して吸気圧力（過給圧）が高められた状態を示している。このような状態においては、図３中にハッチングを付して表された領域が、すなわち、バルブオーバーラップ期間において排気圧力よりも吸気圧力の方が高くなる領域が、十分に確保されるようになる。その結果、新気が筒内に流入し易くなるとともに、流入した新気によって筒内の既燃ガスを速やかに排気ポートへ追い出す効果（いわゆる、掃気効果）が十分に得られるようになる。
　上記のような掃気効果は、図３中にハッチングを付して示す領域が大きくなるほど、大きくなる。従って、当該領域が大きく確保されるように、吸気可変動弁機構６６を用いた吸気弁の開き時期の調整や排気可変動弁機構７０を用いた排気弁の閉じ時期の調整に基づくバルブオーバーラップ期間の調節を行うこととすれば、掃気効果を十分に得ることができるようになる。このようにして、掃気効果を利用する体積効率向上制御を実行することにより、残留ガス量を十分に少なくし、その分、筒内に充填される新気の量を増やすことができる。つまり、吸気の体積効率ηＶを増大させることができる。その結果、ディーゼル機関１０のトルクを良好に向上させることができる。また、上記のように、上記領域が大きくなるほど、すなわち、排気脈動の谷における圧力の最小値が低くなるほど、掃気効果が大きくなる。従って、掃気効果を高めるうえで、当該最小値を精度良く推定できることは重要である。
［実施の形態１の特徴部分］
　図４は、排気圧力の平均値が高くなる方向に排気脈動が変化する際の２つのパターンＡ、Ｂを説明するための図である。尚、図４において、細線で示す波形は、変化前の排気脈動を示し、実線で示す波形は、変化後の排気脈動を示している。
　１つ目のパターンＡは、図４（Ａ）に示すように、排気圧力が高くなる方向に排気脈動が全体的に変化するオフセット変化である。この場合には、掃気効果を高めるうえで重要な排気脈動の谷における圧力の最小値が上昇することになる。もう１つのパターンＢは、図４（Ｂ）に示すように、排気脈動の谷における圧力の最小値よりも排気脈動の振幅の方が大きく変化する振幅変化である。この場合には、排気脈動の上記最小値は、あまり変化せずに排気脈動の振幅が大きくなる。図４（Ｂ）では、上記最小値が変化していないものを一例として示している。
　上記のような２通りのパターンＡ、Ｂの何れにおいても、排気圧力の平均値としては上昇するが、オフセット変化の場合には、排気脈動の上記最小値が高くなるのに対し、振幅変化の場合には、排気脈動の上記最小値はあまり変化しない。既述したように、排気脈動の谷における圧力の最小値が低くなるほど、吸気圧力と排気圧力との差圧を大きく確保できるようになり、掃気効果が大きくなる。ところが、従来の内燃機関においては、排気圧力を推定等の手法により平均値として取得したうえで、当該平均値が高くなる場合には掃気効果が小さくなると判断してバルブオーバーラップ期間を短くする制御を行うことが一般的であった。このような従来の制御では、排気脈動の変化が上記オフセット変化であった場合には、排気脈動の上記最小値が上昇するため、バルブオーバーラップ期間を短く制御することは適切であるといえる。しかしながら、排気脈動の変化が上記振幅変化であった場合には、排気脈動の上記最小値はあまり変わらないため、掃気効果が小さくなると判断してバルブオーバーラップ期間を短く制御することは適切な制御とはいえない。
　以上のように、排気脈動の変化には、上記オフセット変化と上記振幅変化という現象の異なる２つのパターンＡ、Ｂが存在する。従って、これら２つのパターンＡ、Ｂのそれぞれに対して異なる思想で制御を行わなければ、掃気効果を十分に引き出すことができない。そうであるのに、従来の制御では、両変化の識別がなされておらず、また、物理現象から両変化を識別するパラメータ（因子）が確定されていない。そこで、本実施形態では、上記オフセット変化と上記振幅変化という２つの変化を以下のように規定し、かつ、各変化の要因となる第１パラメータおよび第２パラメータを確定した。
　すなわち、本実施形態では、図４（Ａ）に示すオフセット変化は、主に、排気流路面積および排気マニホールド１８を流れる排気ガス流量の変化に伴って生ずる変化であるものと規定している。そして、このようなオフセット変化を生じさせる要因となる第１パラメータとしては、過給圧、閉じ側への可変ノズル２２ｃの開度（以下、「ＶＮ開度」と略する）の制御量、および吸入空気量（過給圧の検知により代用可）が該当するものとしている。これらの第１パラメータが大きくなると、排気圧力が高くなる。より具体的には、過給圧が高くなると、吸入空気量が増えるので、排気マニホールド１８を流れる排気ガス流量が増えて排気圧力が高くなる。閉じ側へのＶＮ開度の制御量が増えると（つまり、可変ノズル２２ｃが絞られると）、排気流路面積が狭くなり、排気圧が高くなる。
　また、本実施形態では、図４（Ｂ）に示す振幅変化は、主に、排気弁６８が開く際の排気ガスのエネルギの変化に伴って生ずる変化であるものと規定している。そして、このような振幅変化を生じさせる要因となるパラメータとしては、燃料噴射量、燃料噴射時期の遅角量、排気弁６８の開き時期の進角量、および吸気下死点に向けての吸気弁６４の閉じ時期の制御量が該当するものとしている。これらの第２パラメータが大きくなると、排気圧力が高くなる。より具体的には、燃料噴射量が増えると、筒内圧が上昇し、排気弁６８が開く際の排気ガスの圧力が上昇し、（排気マニホールド１８における）排気圧力が高くなる。燃料噴射時期の遅角量が増えると、燃焼が行われる時期が遅くなり、排気弁６８が開く際の排気ガスの圧力が上昇し、排気圧力が高くなる。排気弁６８の開き時期の進角量が増えると、より筒内圧が高い状態で排気弁６８が開くことになるので、排気弁６８が開く際の排気ガスの圧力が上昇し、排気圧力が高くなる。また、吸気下死点に向けての吸気弁６４の閉じ時期の制御量が大きくなると（つまり、吸気弁６４の閉じ時期が吸気下死点に近づけられると）、実圧縮比が高くなり、圧縮端での圧力および温度が上昇する。その結果、排気弁６８が開く際の排気ガスの圧力が上昇し、排気圧力が高くなる。
　そのうえで、本実施形態では、これら第１および第２のパラメータの変化（増大）に基づき、排気圧上昇要因が生じていると判断した場合に、排気脈動の変化が上記オフセット変化であるのか上記振幅変化であるのかに応じて、バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせるようにした。
　図５は、上記の機能を実現するために、本発明の実施の形態１においてＥＣＵ５０が実行する制御ルーチンを示すフローチャートである。
　図５に示すルーチンでは、先ず、アクセルペダルの踏み込みの有無がアクセルポジションセンサ４４の出力を利用して判別される（ステップ１００）。その結果、アクセルペダルの踏み込みが検知された場合には、掃気効果を利用するためのバルブオーバーラップ期間（Ｏ／Ｌ）の設定中であるか否かが判別される（ステップ１０２）。
　上記ステップ１０２において、Ｏ／Ｌ設定中ではないと判定された場合には、次いで、排気圧の上昇要因が発生したか否かが判別される（ステップ１０４）。具体的には、上記第１または第２パラメータが大きくなる方向に変化したか否かが各種センサの出力変化や各種アクチュエータの制御値の変化の情報に基づいて判別される。この場合には、例えば、可変ノズル２２ｃの開度が閉じ側に制御されたか否か、若しくは燃料噴射量が増やされたか否か等が判別される。
　上記ステップ１０４において排気圧力の上昇要因の発生が認められた場合には、排気脈動のオフセット変化による排気圧の上昇であるか否かが判別される（ステップ１０６）。具体的には、本ステップ１０６では、第１パラメータ（過給圧、ＶＮ開度など）の何れかの増加が検知された場合には、排気脈動のオフセット変化による排気圧力の上昇が生じたと判定され、第２パラメータ（燃料噴射量、燃料噴射時期等）の何れかの増加が検知された場合には、排気脈動の振幅変化による排気圧の上昇が生じたと判定される。
　上記ステップ１０６においてオフセット変化による排気圧力の上昇が生じるケースであると判定された場合には、正のＯ／Ｌ期間の設定が禁止される（ステップ１０８）。これにより、Ｏ／Ｌ期間が設定されていない状態（Ｏ／Ｌ期間が微小であるために実質的にＯ／Ｌ期間が設定されていないといえる状態を含む）が維持される。一方、上記ステップ１０６の判定が不成立である場合、つまり、振幅変化による排気圧力の上昇が生じるケースであると判定された場合には、吸気圧力（過給圧）と排気圧力との差分が算出されたうえで（ステップ１１０）、当該差分に応じた正のＯ／Ｌ期間が設定される（ステップ１１２）。具体的には、当該差分が大きいほど、正のＯ／Ｌ期間がより長くなるように制御される。
　一方、上記ステップ１０２においてＯ／Ｌ設定中であると判定された場合にも、上記ステップ１０４と同様の処理によって、排気圧力の上昇要因が発生したか否かが判別される（ステップ１１４）。その結果、排気圧力の上昇要因の発生が認められた場合には、上記ステップ１０６と同様の処理によって、排気脈動のオフセット変化による排気圧力の上昇であるか否かが判別される（ステップ１１６）。
　上記ステップ１１６においてオフセット変化による排気圧の上昇が生じるケースであると判定された場合には、吸気圧力（過給圧）と排気圧力との差分が算出されたうえで（ステップ１１８）、当該差分が所定の閾値に対して縮小したか否かが判別される（ステップ１２０）。その結果、上記差分が上記閾値に対して縮小したと判定された場合、つまり、現在のＯ／Ｌ期間では有効な掃気効果を得ることができないと判断できる場合には、正のＯ／Ｌ期間が短くなるように制御される（ステップ１２２）。尚、本ステップ１２２では、上記差分の縮小の程度によっては、Ｏ／Ｌ期間が無くなるように制御してもよい。
　一方、上記ステップ１１６の判定が不成立である場合、つまり、振幅変化による排気圧の上昇が生じるケースであると判定された場合には、現状のＯ／Ｌ期間が維持される（ステップ１２４）。尚、本ステップ１２４では、振幅変化によって排気脈動の圧力の最小値が低くなるケースでは、正のＯ／Ｌ期間を拡大してもよい。
　図６は、本発明の実施の形態１におけるバルブオーバーラップ期間の制御によって掃気効果を有効に引き出せる状況を説明するためのタイムチャートである。
　図６に示すタイムチャートは、図６（Ｆ）に示すように、アクセルペダルの踏み込みに伴う加速時に、上記パラメータの増大の一例として、燃料噴射量が増量された状況を示している。燃料噴射量が増量すると、図６（Ｅ）に示すように、排気圧力（の平均値）が上昇する。このような場合に、既述した従来の制御では、図６（Ｄ）に示すように、掃気効果を有効に利用できないと判断し、一律に正のＯ／Ｌ期間が縮小されていた。
　これに対し、以上説明した図５に示すルーチンの処理によれば、排気圧力の上昇が発生した場合に、排気圧力の上昇要因の識別が行われる。そして、排気脈動の変化がオフセット変化であるのか振幅変化であるのかに応じて、バルブオーバーラップ期間の制御が異なるものとされる。具体的には、図６（Ｂ）、（Ｃ）に示すように、排気脈動の変化がオフセット変化ではなく振幅変化であると判定された場合には、Ｏ／Ｌ期間の設定中であれば、図６（Ａ）に示すように、正のＯ／Ｌ期間の設定が維持される。これにより、排気圧力が上昇しても実際には正のＯ／Ｌ期間の設定を抑制する必要のない当該状況下（振幅変化時）において、掃気効果を利用できるようになる。このため、以上のような処理によれば、上記従来の制御と比べ、掃気効果をより有効に引き出すことができるようになる。
　また、上記ルーチンでは、アクセルペダルの踏み込みが検知された場合に、上述したバルブオーバーラップ期間の制御が実行される。アクセルペダルの踏み込みが検知された場合には（より具体的には、アクセルペダルの踏み込みがなされた後の加速初期においては）、要求トルクを発生させるべく燃料噴射量が増やされるが、過給遅れがあるため過給圧は直ちに上昇しない。そのような期間、つまり、第１パラメータである過給圧は増大せずに第２パラメータである燃料噴射量が増大する期間では、排気脈動の変化は上記振幅変化となる。従って、アクセルペダルの踏み込み時（特に加速初期）に、本実施形態のバルブオーバーラップ期間の制御を行うようにすることで、上記従来の制御では生かせなかった期間中において、掃気効果をより有効に引き出すことができるようになる。
　また、図１１を参照して後述するように、ディーゼル機関１０における低回転低負荷側の運転領域は、排気エミッション性能の向上のためにＥＧＲ制御の実行を伴うモード領域とされている。ディーゼル機関１０の運転領域が上記モード領域にある状況からアクセルペダルが踏み込まれることによって、運転領域が当該モード領域の外の領域（高回転高負荷側の領域）に移行する場合がある。このような場合においても、アクセルペダルの踏み込みに伴って燃料噴射量が増やされる。更に、この場合には、モード領域内においてスモーク排出の抑制のために行われていたアフター噴射が実行されなくなるので、タービン２２ａに供給される排気ガスのエネルギが減少する。その結果、アフター噴射を止めることによりターボ回転数が上がりにくくなり、燃料噴射量が増量されているが、過給圧の立ち上がりが遅れ易い状態となる。従って、このようなアクセルペダルの踏み込み時（モード領域から外れる時）に、本実施形態のバルブオーバーラップ期間の制御を行うようにすることで、上記従来の制御では生かせなかった期間中において、掃気効果をより有効に引き出すことができるようになる。
　尚、上述した実施の形態１においては、ＥＣＵ５０が上記図５に示すルーチンの一連の処理を実行することにより前記第１の発明における「オーバーラップ期間制御手段」が実現されている。
　また、ＥＣＵ５０が上記ステップ１０６または１１６の処理を実行することにより前記第４の発明における「脈動変化態様判別手段」が実現されている。
　また、ＥＣＵ５０が上記ステップ１０６または１１６の処理を実行することにより前記第７の発明における「パラメータ変化検知手段」が実現されている。
　また、ＥＣＵ５０が上記ステップ１００の処理を実行することにより前記第１５の発明における「アクセル踏込検知手段」が実現されている。
実施の形態２．
　次に、図７および図８を参照して、本発明の実施の形態２について説明する。
　本実施形態のシステムは、図１、２に示すハードウェア構成を用いて、ＥＣＵ５０に図５に示すルーチンに代えて後述する図８に示すルーチンを実行させることにより実現することができるものである。
　図７は、排気脈動の谷における圧力の最小値の上昇に対する第１および第２パラメータのそれぞれの寄与度を説明するための図である。
　図７に示す各パラメータの寄与度は、重回帰解析によって標準回帰係数として得られる値である。上記第１および第２パラメータには、相互に影響し合うパラメータが含まれている。例えば、ＶＮ開度を閉じ側に制御すると、排気圧力が上昇する一方でターボ回転数が高くなるので過給圧が高くなることがある。このような寄与度の設定によれば、そのようなパラメータ間の相互作用を含めて、各パラメータが、排気脈動の上記最小値の上昇に対してどれくらいの程度で影響を与えているかを把握することができる。
　図７に示す関係では、上記第１パラメータに該当するパラメータである過給圧（および吸入空気量）および閉じ側へのＶＮ開度の制御量については、寄与度がプラス側の値となるように設定されている。寄与度がプラス側に大きくなることは、第１パラメータの増大によって、排気脈動の上記最小値がより大きく上昇することを意味している。また、過給圧の寄与度は、ＶＮ開度の上記制御量の寄与度に対して２倍強となるように設定されている。このことは、過給圧を所定量だけ増大させた場合には、ＶＮ開度の上記制御量を所定量だけ増大させた場合と比べ、上記最小値の上昇度合いが２倍強となることを示している。
　また、図７に示す関係では、上記第２パラメータに該当するパラメータである燃料噴射量、燃料噴射時期の遅角量、排気弁６８の開き時期の進角量、および吸気下死点に向けての吸気弁６４の閉じ時期の制御量については、寄与度がマイナス側の値となるように設定されている。寄与度がマイナス側に大きくなることは、第２パラメータの増大によって、排気脈動の上記最小値がより大きく下降することを意味している。また、これらの４つのパラメータについてのマイナス側での寄与度の相対的な大小関係の設定は、図７に示す通りである。
　本実施形態では、上記のように設定された各パラメータの寄与度を、排気圧力の上昇要因が発生した場合のバルブオーバーラップ期間の制御量の調整に反映させるようにしている。以下、図８に示すルーチンを参照して、具体的な処理の一例について説明する。
　図８は、本発明の実施の形態２におけるバルブオーバーラップ期間の制御を実現するために、ＥＣＵ５０が実行する制御ルーチンを示すフローチャートである。尚、図８において、実施の形態１における図５に示すステップと同一のステップについては、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。
　図８に示すルーチンでは、アクセルペダルの踏み込みが検知された場合において（ステップ１００）、排気圧の上昇要因が発生したと判定された場合には（ステップ１０４）、次いで、今回の排気圧力の上昇要因となるパラメータの寄与度が取得される（ステップ２００）。ＥＣＵ５０は、第１および第２パラメータのそれぞれに対して上記図７に示すような関係で定められた寄与度を記憶しており、ここでは、該当するパラメータの寄与度の記憶値が取得される。
　次に、上記ステップ２００において取得された寄与度に基づいて、今回の排気圧力の上昇要因となるパラメータの増大に伴って変化した排気脈動の上記最小値が算出（推定）されたうえで、吸気圧力（過給圧）と当該最小値の算出値との差分が算出される（ステップ２０２）。本実施形態で規定する寄与度は、対応するパラメータが所定量だけ増大した際の排気脈動の最小値の上昇度合いを示す度合いである。従って、今回の排気圧力の上昇要因となるパラメータの増大量と当該パラメータの寄与度が判れば、両者の積から得られる上記最小値の上昇量とＥＣＵ５０に記憶されている排気脈動の所定の基準波形とに基づいて、排気脈動の上記最小値を算出することができる。また、本ステップ２０２で算出される差分は、次のステップ２０４において、正のＯ／Ｌ期間を決定する際に使用される。
　次に、上記ステップ２００において取得された寄与度を反映させたＯ／Ｌ期間の制御が実行される（ステップ２０４）。具体的には、既にＯ／Ｌ期間が設定されている場合であれば、取得された寄与度がプラス側に大きいほど、Ｏ／Ｌ期間が短くなるように制御され、取得された寄与度がマイナス側に大きいほど、Ｏ／Ｌ期間が長くなるように制御される。また、現時点でＯ／Ｌ期間が設定されていない場合であれば、取得された寄与度がプラス側の値の場合にはＯ／Ｌ期間の設定が禁止され、取得された寄与度がマイナス側に大きいほど、より長いＯ／Ｌ期間が設定されるように制御される。
　以上説明した図８に示すルーチンによれば、排気圧力の上昇要因が発生した場合のバルブオーバーラップ期間の調整量が、排気圧力の上昇要因となるパラメータの寄与度の符号の向きおよび大きさに応じて、フィードフォワード的に変更される。図７を参照して既述したように、排気脈動の変化がオフセット変化となるように影響を与える第１パラメータのそれぞれは、寄与度がプラス側の値となるように設定されており、排気脈動の変化が振幅変化となるように影響を与える第２パラメータのそれぞれは、寄与度がマイナス側の値となるように設定されている。つまり、上記図８に示すルーチンの処理において、各パラメータの寄与度を反映させてバルブオーバーラップ期間の制御を行うことによっても、上述した実施の形態１と同様に、排気脈動の変化がオフセット変化である場合と振幅変化である場合とで、バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることが実現されている。そして、上記ルーチンの処理によっても、排気圧力が上昇しても実際には正のＯ／Ｌ期間の設定を抑制する必要のない当該状況下（振幅変化時）において、掃気効果を利用できるようになる。このため、本実施形態の制御によっても、上記従来の制御と比べ、掃気効果をより有効に引き出すことができるようになる。
　また、本実施形態では、上記図７に示すように、第１パラメータに関してはプラス側においてパラメータ毎に寄与度の大きさが設定されており、第２パラメータに関してはマイナス側においてパラメータ毎に寄与度の大きさが設定されている。これにより、排気圧力の上昇要因の発生が認められた場合に、排気脈動の変化がオフセット変化であるのか振幅変化であるのかに応じてバルブオーバーラップ期間の制御を切り替えるだけでなく、今回の排気圧力の上昇要因となるパラメータの寄与度のプラス側或いはマイナス側の大きさ（つまり、排気脈動の最小値の変化への影響の大きさ）に応じて、バルブオーバーラップ期間の制御量が調整されるようになる。より具体的には、当該寄与度が大きいほど、Ｏ／Ｌ期間の制御量が大きく調整される。このため、排気圧力の上昇が認められた場合に、上述した実施の形態１の制御と比べ、掃気効果をより引き出せるようにバルブオーバーラップ期間をより正確に制御できるようになる。
　ところで、上述した実施の形態２においては、各パラメータの寄与度を反映させてバルブオーバーラップ期間の制御を行うことによって、排気脈動の変化がオフセット変化である場合と振幅変化である場合とで、バルブオーバーラップ期間の制御が異なるものとされている。しかしながら、本発明におけるバルブオーバーラップ期間の制御は、このような手法に限定されるものではなく、例えば、排気脈動の詳細な波形を検知可能な排気圧力センサを備えている場合には、次のような制御を行うようにしてもよい。すなわち、先ず、当該排気圧力センサにより検知される排気脈動の最小値を利用して、吸気圧力との差分を取得する。そして、その後に第１または第２のパラメータがある量だけ大きくなった場合に、変化が生じたパラメータの変化量と当該パラメータの上記寄与度とを利用して、排気脈動の最小値の変化を推定することで、当該パラメータの変化後の上記差分を推定する。そして、推定された差分に応じた期間となるようにバルブオーバーラップ期間をフィードフォワード的に制御する。このような制御によれば、上記排気圧力センサにより現状の上記差分を把握することができるので、第１または第２パラメータの変化に応じてバルブオーバーラップ期間をフィードフォワード的に制御する際の制御基準値を正確に得られるようになる。そして、排気圧力の上昇要因（第１または第２パラメータ）に応じたバルブオーバーラップ期間の制御量を当該上昇要因毎（パラメータ毎）に正確に区別することが可能となる。
　また、排気脈動の詳細な波形を検知可能な排気圧力センサを備えている場合には、例えば、当該排気圧力センサによって得られる排気脈動の波形を参照して、排気脈動の変化が上記オフセット変化であるのか上記振幅変化であるのかを判断し、その判断結果に応じて、バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせてもよい。
　尚、上述した実施の形態２においては、ＥＣＵ５０が上記図８に示すルーチンの一連の処理を実行することにより前記第１の発明における「オーバーラップ期間制御手段」が実現されている。
実施の形態３．
　次に、図９および図１０を参照して、本発明の実施の形態３について説明する。
　本実施形態のシステムは、図１、２に示すハードウェア構成を用いて、ＥＣＵ５０に図５に示すルーチンに代えて後述する図１０に示すルーチンを実行させることにより実現することができるものである。
　図９は、本発明の実施の形態３において、第１および第２パラメータのそれぞれの変化に伴う排気脈動の変化を算出するために使用される実験式（関係式）の傾向を表した図である。より具体的には、図９（Ａ）は、上記オフセット変化を生じさせる要因となる第１パラメータに対する排気脈動の変化を規定した実験式Ａの傾向を示しており、図９（Ｂ）は、上記振幅変化を生じさせる要因となる第２パラメータの変化に対する排気脈動の変化を規定した実験式Ｂの傾向を示している。
　図９（Ａ）に示すように、実験式Ａでは、第１パラメータが大きくなるほど（つまり、排気圧力が上昇する側への第１パラメータの変化量が大きくなるほど）、排気脈動の変化量におけるオフセット変化分が大きくなるように規定されている。また、実験式Ａでは、第１パラメータの値の増減に応じて、排気脈動の変化量における振幅変化分があまり変化しないように規定されている。このような実験式Ａの傾向は、上記図４（Ａ）に示すオフセット変化の傾向を捉えたものとなっている。また、実施の形態２において既述したように、第１パラメータの中のパラメータ間（例えば、過給圧とＶＮ開度）で、排気脈動の変化に対する寄与度が異なるものとなる。従って、第１パラメータに関する実験式Ａは、厳密には、パラメータが過給圧であるかＶＮ開度であるかに応じて、パラメータの値の増減に応じた排気脈動の変化の度合いが異なるように規定されるものである。
　一方、図９（Ｂ）に示すように、実験式Ｂでは、第２パラメータが大きくなるほど（つまり、排気圧力が上昇する側への第２パラメータの変化量が大きくなるほど）、排気脈動の変化量における振幅変化分が大きくなるように規定されている。また、実験式Ｂでは、第２パラメータが大きくなることに対して、排気脈動の変化量におけるオフセット変化分が同じままであるかマイナス側に大きくなるように規定されている。このような実験式Ｂの傾向は、上記図４（Ｂ）に示す振幅変化の傾向を捉えたものとなっている。また、第２パラメータに関する実験式Ｂも、厳密には、第１パラメータと同様に、第２パラメータの中のパラメータ間（例えば、燃料噴射量と燃料噴射時期）で、パラメータの値の増減に応じた排気脈動の変化の度合いが異なるように規定されるものである。
　本実施形態では、第１および第２パラメータのそれぞれの変化に対する排気脈動の変化の傾向（関係）を、上記実験式ＡおよびＢのような実験式を用いて規定したうえで、ディーゼル機関１０の運転中における各パラメータの変化に伴う排気脈動の変化をパラメータ毎に算出するようにした。そして、そのようにして算出（推定）されるパラメータ毎の排気脈動の変化分を足し合わせて得た排気脈動の波形（特に谷における圧力の最小値）に基づいて、バルブオーバーラップ期間を制御するようにした。
　図１０は、上記の機能を実現するために、本実施の形態３においてＥＣＵ５０が実行する制御ルーチンを示すフローチャートである。尚、図１０において、実施の形態１における図５に示すステップと同一のステップについては、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。
　図１０に示すルーチンでは、アクセルペダルの踏み込みが検知された場合において（ステップ１００）、排気圧の上昇要因が発生したと判定された場合には（ステップ１０４）、次いで、ステップ３００～ステップ３１０の判別処理がそれぞれ実行される。これらのステップの処理は、何れも、第１パラメータまたは第２パラメータが大きくなったか否かを判別する処理である。
　具体的には、ステップ３００では、ＶＮ開度が閉じ側に制御されたか（閉じ側へのＶＮ開度の制御量が増えたか）否かが判別される。ステップ３０２では、過給圧（吸入空気量）が増えたか否かが判別される。ステップ３０４では、燃料噴射量が増えたか否かが判別される。ステップ３０６では、燃料噴射時期の遅角量が増えたか（例えば、メイン噴射後にアフター噴射が行われたか）否かが判別される。ステップ３０８では、排気弁６８の開き時期の進角量が増えたか否かが判別される。ステップ３１０では、吸気下死点に向けての吸気弁６４の閉じ時期の制御量が増えたか否かが判別される。
　上記ステップ３００において、閉じ側へのＶＮ開度の制御量が増えたと判定された場合には、ＶＮ開度の上記制御量の変化に対する排気脈動の変化を規定した実験式Ａ１（上記図９に示す実験式Ａのような傾向を有する実験式）を用いて、ＶＮ開度の上記制御量の変化に対する排気脈動のオフセット変化分および振幅変化分が算出される（ステップ３１２）。
　上記ステップ３０２において、過給圧が増えたと判定された場合には、過給圧の変化に対する排気脈動の変化を規定した実験式Ａ２（≒実験式Ａ）を用いて、過給圧の変化に対する排気脈動のオフセット変化分および振幅変化分が算出される（ステップ３１４）。
　上記ステップ３０４において、燃料噴射量が増えたと判定された場合には、燃料噴射量の変化に対する排気脈動の変化を規定した実験式Ｂ１（≒実験式Ｂ）を用いて、燃料噴射量の変化に対する排気脈動のオフセット変化分および振幅変化分が算出される（ステップ３１６）。
　上記ステップ３０６において、燃料噴射時期の遅角量が増えたと判定された場合には、燃料噴射時期の遅角量の変化に対する排気脈動の変化を規定した実験式Ｂ２（≒実験式Ｂ）を用いて、燃料噴射時期の遅角量の変化に対する排気脈動のオフセット変化分および振幅変化分が算出される（ステップ３１８）。
　上記ステップ３０８において、排気弁６８の開き時期の進角量が増えたと判定された場合には、排気弁６８の開き時期の進角量の変化に対する排気脈動の変化を規定した実験式Ｂ３（≒実験式Ｂ）を用いて、排気弁６８の開き時期の進角量の変化に対する排気脈動のオフセット変化分および振幅変化分が算出される（ステップ３２０）。
　上記ステップ３１０において、吸気下死点に向けての吸気弁６４の閉じ時期の制御量が増えたと判定された場合には、吸気弁６４の閉じ時期の上記制御量の変化に対する排気脈動の変化を規定した実験式Ｂ４（≒実験式Ｂ）を用いて、吸気弁６４の閉じ時期の上記制御量の変化に対する排気脈動のオフセット変化分および振幅変化分が算出される（ステップ３２２）。
　次に、上記ステップ３１２～３２２の処理により各パラメータとの関係で算出が行われた排気脈動のオフセット変化分および振幅変化分の積算がそれぞれ実行される（ステップ３２４、３２６）。次いで、排気脈動の所定の基準波形に対して、上記ステップ３２４および３２６で算出されたオフセット変化分および振幅変化分のそれぞれの積算値を反映させることにより、今回の排気圧力の上昇要因の発生に伴う変化後の排気脈動の波形が算出（推定）される（ステップ３２８）。
　次に、吸気圧力（過給圧）と上記ステップ３２８において算出された排気脈動の最小値との差分が算出される（ステップ３３０）。次いで、算出された差分に応じて、正のバルブオーバーラップ期間の補正量が算出される（ステップ３３２）。より具体的には、上記ステップ３２４～３２８の処理によれば、上記オフセット変化を生じさせる要因である第１パラメータが大きくなった場合であれば、排気脈動の最小値が大きくなるように排気脈動の波形が算出される。このため、この場合には、上記差分が小さくなる。一方、上記振幅変化を生じさせる要因であると第２パラメータが大きくなった場合であれば、排気脈動の最小値は同じ値のままで若しくは当該最小値が小さくなるように排気脈動の波形が算出される。このため、この場合には、上記差分は変わらないか若しくは大きくなる。本ステップ３３２では、上記差分が小さくなる場合には、Ｏ／Ｌ期間の設定中であればＯ／Ｌ期間が短くなるように制御され、Ｏ／Ｌ期間が未設定であった場合であればＯ／Ｌ期間の設定が禁止される。上記差分が変わらない場合には、Ｏ／Ｌ期間の設定が維持される。また、上記差分が大きくなる場合には、Ｏ／Ｌ期間の設定中であればＯ／Ｌ期間が長くなるように制御され、Ｏ／Ｌ期間が未設定であった場合であればＯ／Ｌ期間の設定が実行される。
　以上説明した図１０に示すルーチンによれば、排気圧力の上昇要因が発生した場合に、排気圧力の上昇要因となる第１または第２パラメータのそれぞれの排気脈動の変化分を足し合わせて得た排気脈動の波形に基づいて、バルブオーバーラップ期間が制御される。図９（Ａ）および（Ｂ）に示す実験式ＡおよびＢによれば、排気脈動の変化がオフセット変化となるように影響を与える第１パラメータについては、第１パラメータが大きくなるほど、オフセット変化分が大きくなるように規定されており、排気脈動の変化が振幅変化となるように影響を与える第２パラメータについては、第２パラメータが大きくなるほど、振幅変化分が大きくなるように規定されている。つまり、上記図１０に示すルーチンの処理において、上記実験式Ａ、Ｂのような傾向を有する各自の実験式Ａ１、Ｂ１等に従ってパラメータ毎に算出した排気脈動の変化分を足し合わせて得た排気脈動の波形に基づいてバルブオーバーラップ期間の制御を行うことによっても、上述した実施の形態１と同様に、排気脈動の変化がオフセット変化である場合と振幅変化である場合とで、バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることが実現されている。そして、上記ルーチンの処理によっても、排気圧力が上昇しても実際には正のＯ／Ｌ期間の設定を抑制する必要のない当該状況下（振幅変化時）において、掃気効果を利用できるようになる。このため、本実施形態の制御によっても、上記従来の制御と比べ、掃気効果をより有効に引き出すことができるようになる。
　尚、上述した実施の形態３においては、ＥＣＵ５０が上記図１０に示すルーチンの一連の処理を実行することにより前記第１の発明における「オーバーラップ期間制御手段」が実現されている。
　また、ＥＣＵ５０が上記ステップ３００～３２８の処理を実行することにより前記第１２の発明における「脈動波形推定手段」が実現されている。
実施の形態４．
　次に、図１１乃至図１６を参照して、本発明の実施の形態４について説明する。
　本実施形態のシステムは、図１、２に示すハードウェア構成を用いて、ＥＣＵ５０に図２に示すルーチンに代えて後述する図１４に示すルーチンを実行させることにより実現することができるものである。
　図１１は、排気系容積を調整するための遮断弁４２の開閉領域を説明するための図である。図１２は、遮断弁４２の開閉に伴う排気脈動の波形の変化を表した図である。
　図１１に示すように、ディーゼル機関１０の運転領域における低回転低負荷側の領域は、ＥＧＲ制御の実行を伴うモード領域となっている。図１２に示すように、遮断弁４２を閉じると、排気系容積が縮小するので排気脈動が強くなる。そこで、当該モード領域よりも高負荷側の領域では、掃気効果を利用してトルク向上を図るため、遮断弁４２が閉じられるようになっている。ただし、遮断弁４２を閉じた場合には、図１２に示すように、排気圧力のピーク値が上昇する。このため、ターボ過給機２２（タービン２２ａ）の保護などの観点により、図１１に示すように、高回転高負荷側の運転領域では、遮断弁４２を開くようにする必要がある。
　図１３は、本発明の実施の形態４の制御の概要を説明するためのタイムチャートである。
　図１３中において「掃気効果大ライン」と指示されたトルク曲線は、遮断弁４２が閉じていることで排気脈動が大きく生成されている状態で排気脈動が谷となるタイミングにＯ／Ｌ期間を合致させることにより、掃気効果を有効に利用している場合の曲線を示している。このような掃気効果の利用中において、上述したターボ過給機２２の保護などの理由により遮断弁４２が何らの配慮なしに開かれると、排気脈動が弱くなるので、掃気効果の減少、或いは、吸気圧力が排気圧力よりも低くなることによる吸気側への排気ガスの逆流が生ずることとなる。その結果、図１３中に「掃気効果判断ミスライン」と指示されたトルク曲線が示すように、一時的にトルクが大きく低下するという次なる課題が発生する。
　そこで、本実施形態では、遮断弁４２が開いている時と閉じている時の双方での排気脈動の状態をディーゼル機関１０の運転中に常時推定（予測）するようにした。そして、ディーゼル機関１０の運転中に遮断弁４２を開く要求が出された際に、遮断弁４２が開かれると有効な掃気効果が得られなくなると判断した場合には、図１３中に「掃気効果あきらめライン」と指示されたトルク曲線が示すように、遮断弁４２の開放に先立って、バルブオーバーラップ期間が無くなるように制御するようにした。この場合には、更に、遮断弁４２の開放に先立って、バルブオーバーラップ期間が無くなるようにする上記制御と同時若しくは当該制御の実行後に、ＶＮ開度を閉じ側の開度に制御するようにした。言い換えれば、先ず、バルブオーバーラップ期間が無くなるように制御され、当該制御と同時若しくは当該制御の実行後に、ＶＮ開度が閉じ側の開度に制御される。そして、その後に、遮断弁４２が開放される。遮断弁４２の開放に先立って、このようなＶＮ開度の制御をも実行することにより、遮断弁４２の開放後にＶＮ開度を閉じ側の開度に制御する場合と比べ、ＶＮ開度の調整により速やかに過給圧を高めることができるので、図１３に示すように、過給遅れを最小限に抑えることができる。
　一方、本実施形態では、遮断弁４２を開く要求が出された際に、遮断弁４２を開いても掃気効果を確保できると判断した場合には、図１３中に「掃気効果継続ライン」と指示された一点鎖線のトルク曲線が示すように、低くなる掃気効果に合わせるようにバルブオーバーラップ期間を適切に縮小したうえで、掃気効果を継続的に利用するようにした。
　図１４は、上記の機能を実現するために、本実施の形態４においてＥＣＵ５０が実行する制御ルーチンを示すフローチャートである。
　図１４に示すルーチンでは、掃気効果の利用中に遮断弁４２を開く要求があるか否かが判別される（ステップ４００）。その結果、遮断弁４２を開く要求があると判定された場合には、現在のＯ／Ｌ期間の制御量が取得される（ステップ４０２）。
　次に、遮断弁４２が開いている時と閉じている時の双方での排気脈動の状態（排気脈動の谷における圧力の最小値）が取得される（ステップ４０４）。本ステップ４０４では、上記図８に示すルーチンのステップ２０２の処理と同様の処理によって排気脈動の状態（上記最小値）が算出されるものとする。図１５は、遮断弁４２を開いた状態での、排気脈動の谷における圧力の最小値の上昇に対する第１および第２パラメータのそれぞれの寄与度を説明するための図である。尚、上記図７に示す寄与度は、遮断弁４２が閉じた状態での寄与度を示している。既述したように、遮断弁４２が開いている状態では、遮断弁４２が閉じている状態と比べ、排気脈動が弱くなる。従って、図１５を図７と比較して判るように、遮断弁４２が開いている状態での寄与度は、遮断弁４２が閉じている状態での寄与度に対して、各パラメータ間の相対的な大小の比率は同じままで全体的に小さくなるように設定されている。
　上記ステップ４０４では、上記図７に示す寄与度と上記図１５に示す寄与度とを参照して、遮断弁４２が開いている時と閉じている時の双方での排気脈動の状態（排気脈動の上記最小値）が取得される。尚、このような寄与度を用いた排気脈動の状態の取得に代え、上述した実施の形態３の手法のように、パラメータ毎に排気脈動の変化を規定した実験式を用いて、遮断弁４２が開いている時と閉じている時の双方での排気脈動の状態を算出して取得するものであってもよい。この場合には、遮断弁４２が開いている時と閉じている時のそれぞれに対応する実験式を予め規定して備えておくようにする。
　次に、遮断弁４２が開いている時の排気脈動の状態の取得（予測）結果に基づき、遮断弁４２が開かれると有効な掃気効果が得られなくなる状況であるか否かが判別される（ステップ４０６）。より具体的には、本ステップ４０６では、遮断弁４２が開いている時の排気脈動の上記最小値の取得（予測）結果と吸気圧力の検出値とに基づいて、吸気圧力が排気圧力よりも高くなる領域が所定の閾値以下に減少したか、或いは吸気圧力が排気圧力よりも高くなる領域が逆転したか否かが判別される。その結果、本ステップ４０６の判定が不成立である場合、すなわち、遮断弁４２が開かれても掃気効果を維持できる状況であると判定（予測）された場合には、低くなる掃気効果に合わせるようにＯ／Ｌ期間が適切に縮小されることで正のＯ／Ｌ期間の設定が維持され（ステップ４０８）、掃気効果が継続的に利用される。
　一方、上記ステップ４０６において、遮断弁４２が開かれると有効な掃気効果が得られなくなる状況であると判定（予測）された場合には、次いで、遮断弁４２が開いている時と閉じている時の双方に対して、掃気効果の程度を示す指標値が算出される（ステップ４１０）。具体的には、本ステップ４１０では、吸気圧力が排気圧力よりも高くなる領域の大きさに基づいて、当該領域が大きいほど、上記指標値が大きくなるように算出される。尚、吸気圧力が排気圧力よりも高くなる領域の大きさは、吸気圧力と排気圧力との差分に基づき取得することができる。
　次に、上記ステップ４１０において算出された、遮断弁４２が開いている時と閉じている時の掃気効果の上記指標値の差に基づいて、遮断弁４２が開かれるとトルク段差が発生するか否かが判別される（ステップ４１２）。具体的には、本ステップ４１２では、上記指標値の上記差が所定の閾値よりも大きい場合には、トルク段差が発生すると判断される。
　上記ステップ４１２において、遮断弁４２が開かれるとトルク段差が発生すると判定された場合には、正のＯ／Ｌ期間が縮小若しくは当該Ｏ／Ｌ期間の設定が禁止される（ステップ４１４）。次いで、ＶＮ開度が閉じ側の開度に制御され、（ステップ４１６）、その後、遮断弁４２が開放される（ステップ４１８）。
　以上説明した図１４に示すルーチンによれば、掃気効果の利用中において遮断弁４２を開く要求が出された際に、遮断弁４２が開かれると有効な掃気効果が得られなくなると判断した場合には、遮断弁４２の開放に先立って、バルブオーバーラップ期間が無くなるように制御される。掃気効果の利用中において遮断弁４２が開かれると有効な掃気効果が得られなくなる条件を予測できずに遮断弁４２が開かれると、既述したようにトルクの低下が生ずる。そして、このようなトルク低下が発生したことを吸入空気量の変化によって事後的に検知してＯ／Ｌ期間の設定を禁止するようにする手法（図１３中の「掃気効果判断ミスライン」参照）では、ディーゼル機関１０の加速不良やドライバビリティの悪化が生じてしまう。その一方で、このような問題を回避するために遮断弁４２が開かれる前に一律にＯ／Ｌ期間の設定を禁止するようにすると、遮断弁４２が開かれても掃気効果が確保できる状況であった場合には、得られるはずの掃気効果が得られなくなる。これにより、ディーゼル機関１０の加速不良やドライバビリティの悪化が生じてしまう。これに対し、上記ルーチンの処理によれば、掃気効果の利用中において遮断弁４２を開く要求が出された際に、遮断弁４２が開かれると有効な掃気効果が得られなくなる状況であるか否かの予測が行われたうえで、予測結果に応じて、バルブオーバーラップ期間を遮断弁４２の開放に先立って縮小若しくは禁止するかどうかが判断される。これにより、掃気効果の利用中において遮断弁４２を開く要求が出された際に、ディーゼル機関１０の加速不良やドライバビリティの悪化を良好に抑制することが可能となる。
　また、上記ルーチンによれば、掃気効果の利用中において遮断弁４２を開く要求が出された際に、遮断弁４２が開かれると有効な掃気効果が得られなくなると判断した場合には、バルブオーバーラップ期間が無くなるようにする上記制御だけでなくＶＮ開度を閉じる制御が、遮断弁４２の開放に先立って実行される。掃気効果を有効に得るためには、排気圧力が低い状態が必要であるため、開き側のＶＮ開度が使用される。このため、掃気効果の利用中は、絶対値としては過給圧が低くなっている。その結果、そのような掃気効果の利用中に遮断弁４２を開く際にＯ／Ｌ期間を狭めて掃気効果の利用を諦めるようにすると、過給圧が低い状態となる。このため、遮断弁４２が開いた後にＶＮ開度を閉じ側の開度に制御することによって過給圧を確保しようとすると、図１３中に示すようにトルク段差（トルクの上昇が停滞している状態）が発生してしまう。このようなトルク段差は、加速停止感を生じさせてしまう。これに対し、上記ルーチンの処理によれば、ＶＮ開度を閉じる制御が、遮断弁４２の開放に先立って実行される。これにより、Ｏ／Ｌ期間を狭めて遮断弁４２を開いた際に生ずる過給遅れを最小限に抑制することができる。
　図１６は、遮断弁４２を開いた際に掃気効果を諦めてＶＮ開度を閉じ側の開度にする制御Ａに対する、遮断弁４２を開いた際に掃気効果を継続する制御Ｂのメリットを説明するための図である。
　図１６は、吸気圧力（過給圧）と排気圧力との関係でターボ過給機２２の特性を表した図である。図１６に示すように、吸気圧力が比較的低い領域では、ターボ効率が良く、排気圧力の上昇に対して吸気圧力が良好に上昇するが、吸気圧力が比較的高い領域では、ターボ効率が悪く、排気圧力の上昇に対する吸気圧力の上昇が鈍くなる。従って、ターボ効率の良い低吸気圧力領域では、吸気圧力が排気圧力（排気脈動の最小値）よりも高い状況を作り易く、掃気効果を利用し易くなる。逆に、ターボ効率の悪い高吸気圧力領域では、吸気圧力が排気圧力（排気脈動の最小値）よりも高い状況を作りにくく、掃気効果を利用しにくくなる。
　ターボ効率の良い上記領域は、ターボ効率の優れた開き側の所定開度にＶＮ開度を制御することで実現することができる。また、図１６に示すように、このようなターボ効率の良い開度にＶＮ開度が制御された状態からＶＮ開度が閉じ側の開度に制御された場合、或いは当該状態からディーゼル機関１０の運転領域が高回転高負荷領域に移行した場合には、ターボ効率の良い領域からターボ効率の悪い領域に移行することになる。
　掃気効果の利用中において遮断弁４２を開く要求が出された際には、状況によっては、ＶＮ開度をターボ効率の良い開度に維持したまま低過給圧下で掃気効果を利用する制御Ａと、Ｏ／Ｌ期間を狭めて掃気効果を諦めつつＶＮ開度を閉じ側の開度に制御することで高過給圧を得るようにする制御Ｂのどちらを実行した場合であっても、要求トルク（吸入空気量）を得ることができる場合がある。そのような状況下では、ターボ効率の良い状態を使用することで燃費上有利となる上記制御Ａ（掃気効果利用継続）を選択することが好ましい。
　尚、上述した実施の形態４においては、ＥＣＵ５０が、上記ステップ４１８の処理を実行することにより前記第１３の発明における「排気容積調整手段」が、上記ステップ４０４の処理を実行することにより前記第１３の発明における「排気脈動取得手段」が、上記ステップ４０６、４１０、および４１２の処理を実行することにより前記第１３の発明における「掃気効果予測手段」が、上記ステップ４１８の処理に先立って上記ステップ４１４の処理を実行することにより前記第１３の発明における「オーバーラップ制御先出し実行手段」が、それぞれ実現されている。
　また、ＥＣＵ５０が、上記ステップ４１６の処理を実行することにより前記第１４の発明における「ノズル開度制御手段」が、上記ステップ４１８の処理に先立って上記ステップ４１６の処理を実行することにより前記第１４の発明における「ノズル制御先出し実行手段」が、それぞれ実現されている。

Claims (15)

  1. 　吸気弁開弁期間と排気弁開弁期間とが重なるバルブオーバーラップ期間を可変とする可変動弁機構と、
    　排気脈動が谷となるタイミングと合致するように前記可変動弁機構を用いて前記バルブオーバーラップ期間を制御するオーバーラップ期間制御手段と、を備え、
    　前記オーバーラップ期間制御手段は、排気圧力が高くなる方向に排気脈動が全体的に変化するオフセット変化が生ずる場合と、排気脈動の谷における圧力の最小値よりも排気脈動の振幅の方が大きく変化する振幅変化が生ずる場合とで、前記バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることを特徴とする内燃機関の制御装置。
  2. 　前記オフセット変化が生ずる場合とは、排気通路面積およびまたは排気ガス流量に影響する１または複数の第１パラメータの変化に起因して排気脈動が変化する場合であり、
    　前記振幅変化が生ずる場合とは、排気弁が開く際の排気ガスのエネルギに影響する１または複数の第２パラメータの変化に起因して排気脈動が変化する場合であることを特徴とする請求項１記載の内燃機関の制御装置。
  3. 　前記第１パラメータは、過給圧、閉じ側への可変ノズル開度の制御量、および吸入空気量のうちの少なくとも１つであり、
    　前記第２パラメータは、燃料噴射量、燃料噴射時期の遅角量、排気弁の開き時期の進角量、および吸気下死点に向けての吸気弁の閉じ時期の制御量うちの少なくとも１つであることを特徴とする請求項２記載の内燃機関の制御装置。
  4. 　前記内燃機関の制御装置は、排気脈動の変化が前記オフセット変化であるか前記振幅変化であるかを判別する脈動変化態様判別手段を更に備え、
    　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記脈動変化態様判別手段の判別結果に応じて、前記バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることを特徴とする請求項１記載の内燃機関の制御装置。
  5. 　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記バルブオーバーラップ期間が設定されている場合において、前記オフセット変化が生じた場合には、前記バルブオーバーラップ期間が小さくなるように若しくはゼロとなるように制御し、前記振幅変化が生じた場合には、現在の前記バルブオーバーラップ期間が維持されるように若しくは前記バルブオーバーラップ期間が拡大されるように制御することを特徴とする請求項４記載の内燃機関の制御装置。
  6. 　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記バルブオーバーラップ期間が設定されていない若しくは実質的に設定されていない場合において、前記オフセット変化が生じた場合には、前記バルブオーバーラップ期間を設定せず、前記振幅変化が生じた場合には、前記バルブオーバーラップ期間を設定することを特徴とする請求項４記載の内燃機関の制御装置。
  7. 　前記内燃機関の制御装置は、前記第１パラメータおよび前記第２パラメータのそれぞれの変化を検知するパラメータ変化検知手段を更に備え、
    　前記オーバーラップ期間制御手段は、変化が検知されたパラメータが前記第１パラメータであるか前記第２パラメータであるかに応じて、前記バルブオーバーラップ期間の制御を異ならせることを特徴とする請求項２または３記載の内燃機関の制御装置。
  8. 　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記バルブオーバーラップ期間が設定されている場合において、前記第１パラメータが大きくなった場合には、前記バルブオーバーラップ期間が小さくなるように若しくはゼロとなるように制御し、前記第２パラメータが大きくなった場合には、現在の前記バルブオーバーラップ期間が維持されるように若しくは前記バルブオーバーラップ期間が拡大されるように制御することを特徴とする請求項７記載の内燃機関の制御装置。
  9. 　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記バルブオーバーラップ期間が設定されていない若しくは実質的に設定されていない場合において、前記第１パラメータが大きくなった場合には、前記バルブオーバーラップ期間を設定せず、前記第２パラメータが大きくなった場合には、前記バルブオーバーラップ期間を設定することを特徴とする請求項７記載の内燃機関の制御装置。
  10. 　前記第１パラメータが複数である場合において、前記第１パラメータは、排気脈動の前記最小値の変化への影響が大きいほど、前記第１パラメータが大きくなった際の前記バルブオーバーラップ期間の制御量が大きくなるように設定されていることを特徴とする請求項２または３記載の内燃機関の制御装置。
  11. 　前記第２パラメータが複数である場合において、前記第２パラメータは、排気脈動の前記最小値の変化への影響が大きいほど、前記第２パラメータが大きくなった際の前記バルブオーバーラップ期間の制御量が大きくなるように設定されていることを特徴とする請求項２または３記載の内燃機関の制御装置。
  12. 　前記内燃機関の制御装置は、前記第１パラメータおよび前記第２パラメータのそれぞれを排気脈動の波形と予め対応づけた関係に基づいて、前記第１パラメータおよび前記第２パラメータのそれぞれの変化に伴う排気脈動の谷における圧力を推定する脈動波形推定手段を更に備え、
    　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記脈動波形推定手段により推定された排気脈動の谷における圧力に基づいて、前記バルブオーバーラップ期間を制御することを特徴とする請求項２または３記載の内燃機関の制御装置。
  13. 　前記内燃機関の制御装置は、
    　排気系容積を調整する排気容積調整手段と、
    　排気脈動の谷における圧力を取得する排気脈動取得手段と、
    　前記排気系容積の拡大に伴う掃気効果の変化を予測する掃気効果予測手段と、を更に備え、
    　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記排気系容積を拡大する要求が出された際に、前記排気系容積の拡大が行われると有効な掃気効果が得られなくなると判断した場合には、前記排気系容積の拡大に先立って、前記バルブオーバーラップ期間が無くなるように制御するオーバーラップ制御先出し実行手段を含むことを特徴とする請求項１記載の内燃機関の制御装置。
  14. 　前記内燃機関は、排気エネルギによって駆動されるタービンと、当該タービンに供給される排気ガスの流量を調整するための可変ノズルとを有するターボ過給機を更に備え、
    　前記内燃機関の制御装置は、前記可変ノズルの開度を制御するノズル開度制御手段と、を更に備え、
    　前記ノズル開度制御手段は、前記排気系容積を拡大する要求が出された際に、前記排気系容積の拡大が行われると有効な掃気効果が得られなくなると判断した場合には、前記排気系容積の拡大に先立って、前記オーバーラップ制御先出し実行手段による前記バルブオーバーラップ期間の制御と同時若しくは当該制御の実行後に、前記可変ノズルの開度を閉じ側の開度に制御するノズル制御先出し実行手段を含むことを特徴とする請求項１３記載の内燃機関の制御装置。
  15. 　前記内燃機関の制御装置は、前記内燃機関が搭載された車両のアクセルペダルの踏み込みの有無を検知するアクセル踏込検知手段を更に備え、
    　前記オーバーラップ期間制御手段は、前記アクセルペダルの踏み込みが検知された場合に、前記バルブオーバーラップ期間の前記制御を実行することを特徴とする請求項１乃至１４の何れか１項記載の内燃機関の制御装置。
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