WO2012153418A1 - 内燃機関の制御装置 - Google Patents

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WO2012153418A1
WO2012153418A1 PCT/JP2011/060959 JP2011060959W WO2012153418A1 WO 2012153418 A1 WO2012153418 A1 WO 2012153418A1 JP 2011060959 W JP2011060959 W JP 2011060959W WO 2012153418 A1 WO2012153418 A1 WO 2012153418A1
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valve
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internal combustion
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岩谷一樹
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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.
  • F / B control feedback control
  • Items for executing F / B control of the internal combustion engine include, for example, the opening degree of a throttle valve, the supercharging efficiency of a turbocharger (turbocharger), the opening degree of an EGR valve in an exhaust gas recirculation (EGR) device, and a variable valve
  • the phase of the on-off valve of the intake valve and the exhaust valve in the mechanism can be mentioned.
  • Patent Document 2 discloses another technique that is considered to be related to the present invention.
  • feedforward control (hereinafter abbreviated as F / F control) is known that predicts disturbances that cause fluctuations in the output of an internal combustion engine and controls physical quantities so as to cancel the predicted disturbances in advance. Since such F / F control is not affected by other controls of the internal combustion engine, a part of the F / B control of the internal combustion engine is F / F controlled to execute a plurality of control processes in parallel. It becomes possible.
  • the turbocharger supercharging efficiency is preferably controlled by F / B control because of its large contribution to combustion of the internal combustion engine and large variations in responsiveness.
  • the time lag from the change in physical quantity to the improvement in combustion is greater than in other controls.
  • the turbocharger supercharging efficiency is F / B controlled, for example, even when all other control items are F / F controlled, mutual interference of control processing occurs, and thereby the fuel consumption of the internal combustion engine is reduced. Emissions get worse.
  • the present invention has been made in view of such points, and an object of the present invention is to provide a control device for an internal combustion engine that can suppress mutual interference among a plurality of control processes.
  • an internal combustion engine control apparatus comprises variable valve operating means for changing the phases of intake and exhaust valve on / off valves to a target phase, and return of exhaust gas from the exhaust side to the intake side.
  • An EGR valve for adjusting the flow rate
  • a supercharging efficiency control means for controlling the supercharging efficiency of the supercharger
  • a throttle valve for adjusting the intake air amount
  • the EGR valve, the supercharging efficiency control means An internal combustion engine that feedback controls at least two of the throttle valves and feedforward controls the variable valve means, wherein the feedforward control is based on the operating state of the internal combustion engine.
  • the target phase is changed, and the target phase is changed according to a convergence state of at least two feedback controls among the EGR valve, the supercharging efficiency control means, and the throttle valve. And limits the rate.
  • the internal combustion engine feedback-controls the EGR valve and the supercharging efficiency control means, and the feedforward control controls the EGR valve and the supercharging efficiency control means.
  • the rate of change of the target phase may be limited in accordance with the convergence state of the feedback control.
  • the time lag from the change of the physical quantity to the improvement of combustion is larger than the other control. Therefore, by performing feedforward control that limits the rate of change of the target phase of the variable valve means according to the convergence state of the feedback control of the EGR valve and the supercharging efficiency control means, the mutual interference of a plurality of control processes is reduced. Can be suppressed.
  • control device for an internal combustion engine includes a supercharging efficiency feedback proportional term in which the internal combustion engine is set in proportion to a deviation between a target supercharging pressure and an actual supercharging pressure, and the supercharging efficiency feedback proportional Feedback control of the supercharging efficiency control means is executed based on a supercharging efficiency feedback integral term which is a learning value of control by the term, and the feedforward control is the supercharging efficiency feedback proportional term or the supercharging efficiency feedback
  • the configuration may be such that the rate of change of the target phase is limited in accordance with an integral term.
  • the supercharging efficiency control by the supercharging efficiency control means has a larger time lag from the change of the physical quantity to the improvement of combustion than other controls. Therefore, it is possible to appropriately coordinate the feedback control and the feedforward control by executing the feedforward control of the variable valve means according to the proportional term or the integral term directly used for the feedback control of the supercharging efficiency control means. it can. Therefore, mutual interference between a plurality of control processes can be suppressed.
  • the feedforward control is such that the supercharging efficiency feedback proportional term is larger than a first threshold value, and the supercharging efficiency feedback integral term is a second threshold value. If it is smaller than this, it may be configured to prohibit the change of the target phase.
  • the feedforward control of the variable valve means in consideration of the response delay of the supercharging pressure that occurs in the initial stage of the feedback control of the supercharging efficiency control means. Therefore, the feedback control of the supercharging efficiency control means and the feedforward control of the variable valve means can be more appropriately coordinated, so that the mutual interference of a plurality of control processes can be suppressed.
  • control apparatus for an internal combustion engine provides feedback control in which the internal combustion engine changes the actual opening of the EGR valve in accordance with a reference opening that changes based on a deviation between a target EGR rate and an actual EGR rate.
  • the feedforward control limits the rate of change of the target phase according to the deviation between the target EGR rate and the actual EGR rate, or the deviation between the reference opening and the actual opening of the EGR valve. There may be.
  • the feedforward control is configured such that a deviation between the target EGR rate and the actual EGR rate of the internal combustion engine or a deviation between the reference opening and the actual opening of the EGR valve is greater.
  • a configuration in which the rate of change of the target phase is further reduced as the value is increased may be employed.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a configuration example of an engine system according to an embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a configuration example of one cylinder of the engine of the embodiment.
  • FIG. 3 shows an example of F / F control of the electric VVT mechanism and the hydraulic VVT mechanism according to the F / B control of the variable nozzle vane mechanism.
  • FIG. 4 shows a target phase change rate restriction map of the electric VVT mechanism and the hydraulic VVT mechanism based on the proportional term and the integral term.
  • FIG. 5 shows an example of F / F control of the electric VVT mechanism and the hydraulic VVT mechanism according to the F / B control of the EGR valve.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a configuration example of an engine system according to an embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a configuration example of one cylinder of the engine of the embodiment.
  • FIG. 3 shows an example of F / F control of the electric VVT mechanism and the hydraulic VVT mechanism according to the
  • FIG. 6 shows a target phase change rate restriction map of the electric VVT mechanism and the hydraulic VVT mechanism based on the control deviation and opening degree deviation of the EGR valve.
  • FIG. 7 shows an example of F / F control of the electric VVT mechanism and the hydraulic VVT mechanism according to the F / B control of the variable nozzle vane mechanism and the EGR valve.
  • FIG. 8 shows engine control during acceleration of the vehicle in the prior art.
  • FIG. 9 is a flowchart illustrating an example of processing of the engine ECU.
  • FIG. 1 is a diagram showing a configuration example of an engine system 1 equipped with a control device for an internal combustion engine of the present invention.
  • FIG. 1 shows only a part of the configuration of the engine.
  • the engine system 1 shown in FIG. 1 includes an engine 100 that is a power source, and includes an engine ECU (Electronic Control Unit) 10 that controls the overall operation of the engine 100.
  • the engine system 1 includes a diesel throttle 19 in the intake passage 12 of the engine 100.
  • the engine system 1 includes a turbocharger 14 on the downstream side of the exhaust manifold 13 of the engine 100, and a variable nozzle vane mechanism 141 that controls the supercharging efficiency of the turbocharger 14.
  • the engine system 1 includes an EGR passage 16 that connects the exhaust side and the intake side of the engine 100 and an EGR valve 162 that adjusts the amount of EGR that is recirculated through the EGR passage 16.
  • the engine system 1 also includes an electric VVT mechanism 26 and a hydraulic VVT mechanism 27 that change valve timings of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 of the engine 100.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a configuration example of one cylinder of the engine 100 of the embodiment.
  • the engine 100 is a four-cylinder diesel engine mounted on a vehicle, and each cylinder includes a piston that constitutes a combustion chamber.
  • the pistons of the respective combustion chambers are slidably fitted to the cylinders of the engine 100, and are connected to the crankshaft 21 that is an output shaft member via connecting rods.
  • the engine ECU 10 determines the fuel injection amount and the injection timing based on information such as the intake air amount from the air flow meter 44 and the piston position from the crank angle sensor 41 and sends a signal to the injector 17.
  • the injector 17 injects fuel into the combustion chamber at the instructed fuel injection amount and injection timing in accordance with a signal from the engine ECU 10.
  • the fuel injected from the injector 17 is atomized in the combustion chamber, and forms an air-fuel mixture with the intake air that flows into the combustion chamber when the intake valve opens.
  • the air-fuel mixture is compressed in the combustion chamber by the upward movement of the piston and ignited to burn, and expands in the combustion chamber to lower the piston.
  • the engine 100 is not limited to a four-cylinder diesel engine, and a multi-cylinder diesel engine can be applied.
  • the engine 100 of a present Example is a diesel engine which uses light oil as a fuel, it is not limited to it.
  • Engine 100 is an example of the configuration of the internal combustion engine of the present invention.
  • a crank angle sensor 41 is provided in the vicinity of the axis of the crankshaft 21.
  • the crank angle sensor 41 is configured to detect the rotation angle of the crankshaft 21 axis, and transmits the detection result to the engine ECU 10.
  • the engine ECU 10 acquires information related to the crank angle, such as the rotational speed and rotational angular velocity of the crankshaft 21 during operation.
  • the engine ECU 10 recognizes the output of the engine 100 by calculating the engine rotational speed and the engine torque based on the acquired rotational speed and rotational angular velocity of the crankshaft 21 axis.
  • FIG. 2 shows one intake valve and one exhaust valve.
  • An intake valve 22 is disposed at each intake port of the combustion chamber, and an intake camshaft 24 for opening and closing the intake valve 22 is disposed.
  • an exhaust valve 23 is disposed at each exhaust port of the combustion chamber, and an exhaust camshaft 25 for opening and closing the exhaust valve 23 is disposed.
  • the intake valve 22 and the exhaust valve 23 are opened and closed by the rotation of the intake camshaft 24 and the exhaust camshaft 25 to which the rotation of the crankshaft 21 is transmitted by a coupling mechanism (for example, a timing belt, a timing chain, etc.). Communicates and blocks the combustion chamber.
  • the phases of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 are expressed with reference to the crank angle.
  • the intake camshaft 24 has an electric VVT mechanism 26 which is a variable valve mechanism (hereinafter referred to as a VVT mechanism).
  • the electric VVT mechanism 26 rotates the intake camshaft 24 with an electric motor in response to an instruction from the engine ECU 10.
  • the rotational phase of the intake camshaft 24 relative to the crankshaft 21 is changed, so that the valve timing of the intake valve 22 is changed.
  • the rotational phase of the intake camshaft 24 is detected by the intake cam angle sensor 42 and output to the engine ECU 10. Accordingly, the engine ECU 10 can acquire the phase of the intake camshaft 24 and can acquire the phase of the intake valve 22. Further, the phase of the intake camshaft 24 is expressed with reference to the crank angle.
  • the electric VVT mechanism 26 is a configuration example of the variable valve operating means of the present invention.
  • the exhaust camshaft 25 has a hydraulic VVT mechanism 27.
  • the hydraulic VVT mechanism 27 rotates the exhaust camshaft 25 with an oil control valve (hereinafter referred to as OCV) according to an instruction from the engine ECU 10.
  • OCV oil control valve
  • the rotational phase of the exhaust camshaft 25 relative to the crankshaft 21 is changed, so that the valve timing of the exhaust valve 23 is changed.
  • the rotational phase of the exhaust camshaft 25 is detected by the exhaust cam angle sensor 43 and output to the engine ECU 10.
  • the engine ECU 10 can acquire the phase of the exhaust camshaft 25 and can acquire the phase of the exhaust valve 23.
  • the phase of the exhaust camshaft 25 is expressed with reference to the crank angle.
  • the hydraulic VVT mechanism 27 is a configuration example of the variable valve operating means of the present invention.
  • the engine 100 includes a common rail type fuel injection system including an injector 17, a common rail 18, a low pressure fuel pump, a high pressure fuel pump, and the like.
  • the fuel sucked from the fuel tank by the low pressure fuel pump is discharged to the common rail 18 at a high pressure by the high pressure fuel pump and accumulated.
  • the common rail 18 is a container for accumulating high-pressure fuel supplied to the injector 17.
  • the fuel pumped from the high-pressure fuel pump is accumulated up to the pressure required for injection in the common rail 18 and supplied to the injectors 17 of the respective combustion chambers through the high-pressure piping.
  • the common rail 18 is provided with a rail pressure sensor and a pressure reducing valve.
  • the engine ECU 10 instructs to open the pressure reducing valve when the fuel pressure inside the common rail 18 output from the rail pressure sensor exceeds a specified value. Then, by discharging the fuel from the pressure reducing valve, the common rail pressure is always adjusted to be equal to or lower than a specified value.
  • the fuel discharged from the pressure reducing valve is returned to the fuel tank through the relief pipe.
  • Each injector is equipped with an injector 17.
  • the fuel supplied from the common rail 18 through the high-pressure pipe is injected and supplied to the combustion chamber in the engine cylinder by the injector 17 according to an instruction from the engine ECU 10.
  • the engine ECU 10 determines the fuel injection amount and the injection timing based on the intake air amount from the air flow meter 44 and the piston position information from the crank angle sensor 41 and sends a signal to the injector 17.
  • the injector 17 injects fuel into the combustion chamber at a high pressure in accordance with a signal from the engine ECU 10 at the instructed fuel injection amount / injection timing.
  • the leaked fuel from the injector 17 is returned to the fuel tank through the relief pipe.
  • the injector 17 can be mounted at an arbitrary position in the combustion chamber according to the specifications of the engine 100.
  • An intake manifold 11 that communicates with each combustion chamber is connected to each combustion chamber of the engine 100.
  • the intake manifold 11 is connected to an air cleaner by an intake passage 12 via an air flow meter 44, a diesel throttle 19, an intercooler, and a turbocharger 14 compressor. Introduce.
  • the diesel throttle 19 is provided with a throttle position sensor 45.
  • the air flow meter 44 and the throttle position sensor 45 detect the amount of intake air passing through the intake passage 12 and the valve opening of the diesel throttle 19, respectively, and transmit the detection results to the engine ECU 10.
  • the engine ECU 10 recognizes the amount of intake air introduced into the intake manifold 11 based on the transmitted detection result, and adjusts the valve opening degree of the diesel throttle 19 so that the intake air necessary for the operation of the engine 100 is converted into the combustion chamber.
  • the diesel throttle 19 preferably uses a throttle-by-wire system using a step motor, but other mechanisms that can arbitrarily change the valve opening of the diesel throttle 19 may be applied.
  • the diesel throttle 19 is a configuration example of the throttle valve of the present invention.
  • an exhaust manifold 13 communicating with each combustion chamber is connected to each combustion chamber of the engine 100.
  • the exhaust manifold 13 is connected to the exhaust purification device 30 via the exhaust turbine 15 of the turbocharger 14 by the exhaust passage 15, and exhausts the exhaust gas after combustion to the outside of the engine 100.
  • the turbocharger 14 uses the kinetic energy of the exhaust gas to rotate the exhaust turbine, compresses the intake air that has passed through the air cleaner, and sends it to the intercooler.
  • the compressed intake air is cooled by the intercooler and then introduced into the intake manifold 11.
  • the turbocharger 14 is a variable nozzle turbocharger (hereinafter abbreviated as VNT), and a variable nozzle vane mechanism 141 is provided on the exhaust turbine side.
  • VNT variable nozzle turbocharger
  • the opening of the variable nozzle vane mechanism 141 By adjusting the opening of the variable nozzle vane mechanism 141, the inflow angle of the exhaust gas to the turbine impeller blades is controlled, and the supercharging pressure of the intake air introduced into the intake manifold 11 is adjusted. For example, when the opening degree of the variable nozzle vane mechanism 141 is made smaller, more exhaust gas flows into the turbine impeller blades, so that the energy utilization rate of the exhaust gas is increased and the supercharging efficiency is improved.
  • the turbocharger 14 is not limited to the VNT, and may be configured to adjust the supercharging pressure (control of the exhaust gas energy utilization rate) using a waste gate.
  • the turbocharger 14 is a configuration example of the supercharger according to the present invention.
  • the variable nozzle vane mechanism 141 is a configuration example of the supercharging efficiency control means of the present invention.
  • the exhaust purification device 30 purifies the exhaust gas of the engine 100, and includes a purification catalyst 31 that purifies NOx, HC, and CO in the exhaust gas, and a DPF 32 that collects particulate matter (PM) such as soot. Have.
  • the exhaust purification device 30 may apply a DPNR (Diesel Particulate NOx Reduction system) in which a particulate filter is combined with a NOx storage reduction catalyst.
  • DPNR Diesel Particulate NOx Reduction system
  • An A / F sensor 46 that detects the air-fuel ratio of the engine 100 is provided in the exhaust passage 15 on the upstream side of the exhaust purification device 30. Thereby, the engine ECU 10 can recognize the air-fuel ratio of the engine 100 in various load states.
  • the exhaust manifold 13 is communicated with the intake manifold 11 by an EGR passage 16.
  • the exhaust gas flowing into the EGR passage 16 is cooled by the EGR cooler 161 and then proceeds to the intake manifold 11 while the flow rate is adjusted by the EGR valve 162, and is introduced into the combustion chamber together with the intake air.
  • the EGR valve 162 adjusts the amount of exhaust gas recirculated to the intake manifold 11 to an appropriate amount by adjusting the valve opening according to a command from the engine ECU 10.
  • the EGR valve 162 is a configuration example of the EGR valve of the present invention.
  • the engine ECU 10 includes a CPU (Central Processing Unit) that performs arithmetic processing, a ROM (Read Only Memory) that stores programs, a RAM (Random Access Memory) and NVRAM (Non Volatile RAM) that store data and the like. Computer.
  • the engine ECU 10 reads the detection results of a plurality of sensors provided in each part of the engine 100, and comprehensively controls the operation of the engine 100 based on the detection results.
  • the engine ECU 10 executes F / B control for controlling the physical quantity that affects the combustion of the engine 100 to be close to an appropriate value (target value) according to the operating state. Specifically, the engine ECU 10 performs F / B control on the diesel throttle 19, the variable nozzle vane mechanism 141, and the EGR valve 162. Further, the engine ECU 10 predicts a disturbance that causes a change in the output of the engine 100, and executes F / F control for controlling the physical quantity so as to cancel the predicted disturbance in advance. Specifically, engine ECU 10 performs F / F control on electric VVT mechanism 26 and hydraulic VVT mechanism 27.
  • engine ECU10 performs F / F control of electric VVT mechanism 26 and hydraulic VVT mechanism 27 according to the convergence state of F / B control of variable nozzle vane mechanism 141 and EGR valve 162.
  • F / B control and F / F control executed by the engine ECU 10 will be described.
  • FIG. 3 shows an example of F / F control of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 in accordance with the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141.
  • the engine ECU 10 When there is a request to change the output of the engine 100, such as when the vehicle is accelerating or climbing, the engine ECU 10 sets the target value of the fuel injection amount, the boost pressure, and the valve timing of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 according to the requested output. Is calculated. Subsequently, the engine ECU 10 controls the injector 17, the variable nozzle vane mechanism 141, the electric VVT mechanism 26, and the hydraulic VVT mechanism 27 based on the calculated target values.
  • a proportional term hereinafter referred to as a supercharging efficiency feedback proportional term
  • the engine ECU 10 controls the supercharging pressure by adjusting the opening degree of the variable nozzle vane mechanism 141 according to the set supercharging efficiency feedback proportional term and adjusting the supercharging efficiency of the turbocharger 14.
  • the engine ECU 10 updates the supercharging efficiency feedback proportional term every predetermined time (for example, every 8 milliseconds) from the start of control, and adjusts the opening of the variable nozzle vane mechanism 141 according to the updated supercharging efficiency feedback proportional term. .
  • the engine ECU 10 calculates the residual deviation between the control value of the opening degree of the variable nozzle vane mechanism 141 and the target control amount over time by controlling the control value based on the supercharging efficiency feedback proportional term.
  • Integrated integral term hereinafter referred to as supercharging efficiency feedback integral term
  • the engine ECU 10 adjusts the opening of the variable nozzle vane mechanism 141 according to the supercharging efficiency feedback integral term.
  • the actual boost pressure is reduced by adjusting the opening of the variable nozzle vane mechanism 141 according to the boost efficiency feedback proportional term.
  • the target boost pressure can be approached sooner.
  • the actual boost pressure is appropriately adjusted by adjusting the opening of the variable nozzle vane mechanism 141 according to the supercharging efficiency feedback integral term.
  • the target boost pressure can be converged.
  • the engine ECU 10 limits the rate of change of the target phase of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 according to the supercharging efficiency feedback proportional term and the supercharging efficiency feedback integral term. / F control is executed.
  • the rate of change of the target phase in this embodiment refers to the amount of change (that is, the rate of change) of the target phase of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 per predetermined time.
  • the engine ECU 10 calculates target values (basic target phases) of the valve timings of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 according to the rotational speed of the engine 100 and the fuel injection amount. Then, the engine ECU 10 calculates the amount of change in the target phase per predetermined time until reaching the calculated basic target phase according to the supercharging efficiency feedback proportional term and the supercharging efficiency feedback integral term. Limit to.
  • FIG. 4 shows a target phase change rate restriction map of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 based on the proportional term and the integral term.
  • the engine ECU 10 checks the supercharging efficiency feedback proportional term and the supercharging efficiency feedback integral term every predetermined time (for example, every 8 milliseconds) from the start of control. Then, the engine ECU 10 updates the amount of change (change rate) of the target phase of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 per predetermined time (for example, 8 milliseconds) according to the confirmed proportional term and integral term. Specifically, the engine ECU 10 reduces the change amount of the target phase per predetermined time when the supercharging efficiency feedback proportional term is larger, and the target phase per predetermined time as the supercharging efficiency feedback integral term becomes larger. Increase the amount of change.
  • the engine ECU 10 commands the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 to change the valve timing in accordance with the obtained target phase, thereby setting the phases of the on-off valves of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 as targets. Change to phase.
  • the engine ECU 10 updates the amount of change in the target phase every predetermined time until the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141 converges, and changes the valve timing to the basic target phase.
  • the engine ECU 10 repeats the above processing until the operation of the engine 100 ends.
  • the control of the supercharging efficiency by the variable nozzle vane mechanism 141 has a larger time lag from the change of the physical quantity to the improvement of combustion than the other controls.
  • the time lag from when the physical quantity changes until the combustion is improved is smaller than other controls. For this reason, when both controls are executed in parallel, the difference in time lag until each control contributes to combustion is large, so that an appropriate relationship between the supercharging pressure and the compression ratio is lost. That is, the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141 and the F / F control of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 interfere with each other, thereby deteriorating the emission of the engine 100.
  • the F / F control of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 is executed according to the convergence state of the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141.
  • the F / F control of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 is executed according to the convergence state of the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141.
  • the F / F control is performed in consideration of both the proportional term and the integral term used for the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141.
  • the F / F control in which either the proportional term or the integral term is considered. / F control may be executed.
  • the engine ECU 10 determines that the intake valve 22 and the supercharging efficiency feedback proportional term are larger than the predetermined first threshold value and the supercharging efficiency feedback integral term is smaller than the predetermined second threshold value. Changing the target phase of the exhaust valve 23 is prohibited.
  • the first threshold value of the proportional term and the second threshold value of the integral term are threshold values with which it is possible to determine that there is a high possibility that the turbocharger 14 has a response delay of the supercharging pressure. Any value previously confirmed by the bench test can be applied.
  • the engine ECU 10 changes the target phase so that the F / F control of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 converge after the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141 converges. That is, the target phase is changed so that the change of the phases of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 ends after the actual supercharging pressure by the turbocharger 14 converges to the target supercharging pressure.
  • the turbocharger 14 has variability in responsiveness due to individual differences and deterioration, and hunting due to mutual interference with other controls may occur in a high boost pressure region where the influence of the variation is particularly large. Therefore, the interference between the F / B control and the F / F control in the high supercharging region is suppressed by delaying the convergence timing of the F / F control of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 from the F / B control. be able to. As described above, it is possible to execute the F / F control in consideration of the individual difference of the turbocharger 14 and the responsiveness variation due to the deterioration.
  • the engine system 1 limits the rate of change of the target phase of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 according to the proportional term and the integral term used for the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141.
  • F / F control is executed. Thereby, mutual interference between the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141 and the F / F control of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 can be appropriately suppressed.
  • FIG. 5 shows an example of F / F control of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 in accordance with the F / B control of the EGR valve 162.
  • the engine ECU 10 When there is a request to change the output of the engine 100, such as when the vehicle is accelerating or climbing, the engine ECU 10 sets the target value of the fuel injection amount, the EGR rate, the valve timing of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 according to the requested output. calculate. Subsequently, the engine ECU 10 controls the injector 17, the EGR valve 162, the electric VVT mechanism 26, and the hydraulic VVT mechanism 27 based on the calculated target values.
  • the EGR rate of the engine 100 is set to the target value by adjusting the opening degree of the EGR valve 162 based on the deviation between the target value of the EGR rate (target EGR rate) and the actual value (actual EGR rate).
  • F / B control is performed so as to be close to.
  • the engine ECU 10 sets a target opening (hereinafter referred to as a reference opening) of the EGR valve 162 based on a deviation between the target EGR rate and the actual EGR rate.
  • the engine ECU 10 controls the EGR amount by adjusting the opening of the EGR valve 162 so that the set reference opening is obtained.
  • the engine ECU 10 updates the reference opening from the deviation between the target EGR rate and the actual EGR rate every predetermined time (for example, every 8 milliseconds) from the start of control, and opens the EGR valve 162 according to the updated reference opening. Adjust the degree.
  • F / B control for adjusting the opening degree of the EGR valve 162 by PI control using a proportional term and an integral term may be executed.
  • the engine ECU 10 sets the deviation (control deviation) between the target EGR rate and the actual EGR rate of the EGR valve 162 and the deviation (opening deviation) between the reference opening and the actual opening. Accordingly, F / F control for limiting the rate of change of the target phase of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 is executed.
  • the engine ECU 10 calculates target values (basic target phases) of the valve timings of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 according to the rotational speed of the engine 100 and the fuel injection amount. Then, the engine ECU 10 limits the target phase change amount per predetermined time until the calculated basic target phase is reached to the target phase change amount obtained according to the control deviation and the opening degree deviation of the EGR valve 162. .
  • FIG. 6 shows a target phase change rate restriction map of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 based on the control deviation and opening degree deviation of the EGR valve 162.
  • the engine ECU 10 checks the control deviation and the opening degree deviation of the EGR valve 162 every predetermined time (for example, every 8 milliseconds) from the start of control. Then, the engine ECU 10 updates the target phase change amount (change speed) of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 per predetermined time (for example, 8 milliseconds) according to the confirmed control deviation and opening degree deviation of the EGR valve 162. To do.
  • the engine ECU 10 reduces the amount of change in the target phase per predetermined time when the control deviation and opening degree deviation of the EGR valve 162 are larger, and the control deviation and opening degree deviation of the EGR valve 162 become larger. The smaller the amount is, the larger the amount of change in the target phase per predetermined time is.
  • the engine ECU 10 commands the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 to change the valve timing in accordance with the obtained target phase, thereby setting the phases of the on-off valves of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 as targets. Change to phase.
  • the engine ECU 10 updates the change amount of the target phase every predetermined time until the F / B control of the EGR valve 162 converges, and changes the valve timing to the basic target phase.
  • the engine ECU 10 repeats the above processing until the operation of the engine 100 ends.
  • the time lag from when the physical quantity changes until the combustion is improved is larger than the valve timing control by the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27. Therefore, if both controls are executed in parallel, the difference in time lag until each control contributes to combustion is large, so that the appropriate relationship between the oxygen concentration and the compression ratio is lost. That is, the F / B control of the EGR valve 162 and the F / F control of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 interfere with each other, thereby deteriorating the emission of the engine 100.
  • the F / F control of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 is executed according to the convergence state of the F / B control of the EGR valve 162.
  • the F / F control of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 is executed according to the convergence state of the F / B control of the EGR valve 162.
  • the response delay of the F / B control of the EGR valve 162 is smaller than the response delay of the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141. Then, the F / B control of the EGR valve 162 is executed in a lower supercharging pressure region than the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141. Therefore, the possibility that the F / B control of the EGR valve 162 and the other control mutually interfere is lower than the possibility that the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141 and the other control interfere with each other.
  • the F / B control and the F / F control can be appropriately coordinated. Further, by executing the F / F control considering both the control deviation and the opening degree deviation of the EGR valve 162, the F / F control considering the individual difference of the EGR valve and the responsiveness variation due to deterioration is executed. It becomes possible. Therefore, since the F / B control of the EGR valve 162 and the F / F control of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 can be more appropriately coordinated, mutual interference among a plurality of control processes can be suppressed. . In this embodiment, the F / F control is performed in consideration of both the control deviation and the opening deviation of the EGR valve 162, but the F / F control is performed in consideration of either the control deviation or the opening deviation. May be.
  • FIG. 7 shows an example of F / F control of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 in accordance with the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141 and the EGR valve 162.
  • the engine ECU 10 determines the fuel injection amount, the boost pressure, the EGR rate, the valve timing of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 according to the requested output. The target value of is calculated. Subsequently, the engine ECU 10 controls the injector 17, the variable nozzle vane mechanism 141, the EGR valve 162, the electric VVT mechanism 26, and the hydraulic VVT mechanism 27 based on the calculated target values.
  • the engine ECU 10 executes F / F control for limiting the rate of change of the target phase of the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27. Since the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141 and the EGR valve 162 has been described above, the description thereof will be omitted.
  • the engine ECU 10 calculates target values (basic target phases) of the valve timings of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 according to the required output of the engine 100. Then, the engine ECU 10 determines the amount of change in the target phase per predetermined time until the calculated basic target phase is reached, the supercharging efficiency feedback proportional term and the supercharging efficiency feedback integral term, or the control deviation and opening of the EGR valve 162. The amount of change in the target phase determined according to the degree deviation is limited.
  • the engine ECU 10 determines the amount of change in the target phase from the proportional term and integral term used for the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141 (see FIG. 4). Further, the engine ECU 10 obtains the change amount of the target phase according to the control deviation and the opening degree deviation of the EGR valve 162 (see FIG. 6). Then, the engine ECU 10 employs the smaller of the obtained target phase change amounts as the target phase change rate limit value of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 (see FIG. 7).
  • the engine ECU 10 instructs the electric VVT mechanism 26 and the hydraulic VVT mechanism 27 to change the valve timing in accordance with the obtained target phase change rate limit value, thereby setting the phases of the on-off valves of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 as targets. Change to phase.
  • the engine ECU 10 updates the target phase change rate limit value every predetermined time until the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141 and the EGR valve 162 converges, and changes the valve timing to the basic target phase.
  • the engine ECU 10 repeats the above processing until the operation of the engine 100 ends.
  • FIG. 8 shows engine control during acceleration of the vehicle in the prior art.
  • the supercharging pressure of the engine Prior to the demand for vehicle acceleration, the supercharging pressure of the engine is lower, the oxygen concentration is higher, and the compression ratio of the combustion chamber is controlled higher.
  • the variable nozzle vane mechanism, the EGR valve, the electric VVT mechanism, and the hydraulic VVT mechanism are arranged so that the supercharging pressure of the engine is higher, the oxygen concentration is lower, and the compression ratio of the combustion chamber is lower. Controlled in parallel.
  • the electric VVT mechanism and the hydraulic VVT mechanism are controlled, the compression ratio of the combustion chamber changes.
  • the engine system 1 of the present embodiment performs the F / F control of the valve timings of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 in which the time lag from the change in the physical quantity to the improvement in combustion is smaller than in other controls. It limits according to the convergence state of F / B control. Thus, even when a plurality of control processes having different time lags until contributing to combustion are executed in parallel, it is possible to suppress the occurrence of hunting or the like due to the mutual interference of the control processes.
  • FIG. 9 is a flowchart illustrating an example of processing of the engine ECU 10.
  • the engine system 1 according to the present embodiment performs F / F control for limiting the rate of change of the target phase of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 according to the convergence state of the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141 and the EGR valve 162.
  • the ECU 10 executes.
  • the valve timing control of the intake valve 22 will be described, but the same applies to the valve timing control of the intake valve 22.
  • the control of the engine ECU 10 is started when the ignition switch is turned on and the engine 100 is started, and the following control processing is repeated every predetermined time (for example, every 8 milliseconds) during the operation of the engine 100.
  • step S1 the engine ECU 10 calculates a target value (basic target phase (IVCBSE)) of the valve timing of the intake valve 22 according to the rotational speed of the engine 100 and the fuel injection amount.
  • a target value basic target phase (IVCBSE)
  • IVCBSE basic target phase
  • step S2 the engine ECU 10 obtains the target phase change amount (IVCDLT) from the difference between the basic target phase of the intake valve 22 calculated in step S1 and the previously calculated target phase (IVCTO).
  • IVCDLT target phase change amount
  • step S3 the engine ECU 10 obtains the target phase change amount (IVCVN) from the proportional term and integral term used for the F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141 (see FIG. 4). After finishing the process of step S3, the engine ECU 10 proceeds to the next step S4.
  • IVCVN target phase change amount
  • step S4 the engine ECU 10 obtains the target phase change amount (IVCEGR) according to the control deviation and the opening degree deviation in the F / B control of the EGR valve 162 (see FIG. 6). After finishing the process of step S4, the engine ECU 10 proceeds to the next step S5.
  • IVCEGR target phase change amount
  • step S5 the engine ECU 10 determines that the target phase change amount (IVCDLT) calculated in step S2 is the target phase change amount (IVCVN) obtained in step S3 and the target phase change amount (IVCEGR) obtained in step S4. It is judged whether it is smaller than the smaller one. If IVCDLT is not smaller than IVCVN, IVCEGR (step S5 / NO), engine ECU 10 determines that it is necessary to limit the rate of change of the target phase of intake valve 22, and proceeds to step S7. If IVCDLT is smaller than IVCVN and IVCEGR (step S5 / YES), engine ECU 10 determines that it is not necessary to limit the rate of change of the target phase of intake valve 22, and proceeds to the next step S6.
  • step S6 the engine ECU 10 sets the sum of IVCDLT and IVCTO (that is, IVCBSE) as the target phase (IVCT) of the intake valve 22. After finishing the process of step S6, the engine ECU 10 proceeds to step S10.
  • step S7 the engine ECU 10 determines whether or not the target phase change amount (IVCVN) obtained in step S3 is larger than the target phase change amount (IVCEGR) obtained in step S4. If IVCVN is not greater than IVCEGR (step S7 / NO), engine ECU 10 proceeds to step S9. If IVCVN is larger than IVCEGR (step S7 / YES), engine ECU 10 proceeds to next step S8.
  • step S8 the engine ECU 10 sets the sum of IVCEGR and IVCTO as the target phase (IVC) of the intake valve 22. That is, the rate of change of the target phase of the intake valve 22 is limited to IVCEGR. After finishing the process of step S8, the engine ECU 10 proceeds to step S10.
  • step S9 the engine ECU 10 sets the sum of IVCVN and IVCTO as the target phase (IVC) of the intake valve 22. That is, the rate of change of the target phase of the intake valve 22 is limited to IVCVN. After finishing the process of step S9, engine ECU 10 proceeds to next step S10.
  • step S10 the engine ECU 10 instructs the electric VVT mechanism 26 to change the phase of the on-off valve of the intake valve 22 to the target phase (IVCT) set in any of step S6, step S8, or step S9.
  • the engine ECU 10 ends the control process when the process of step S10 is completed.
  • Engine ECU 10 may execute either step S3 or step S4 first or simultaneously.
  • the engine system of this embodiment includes the electric VVT mechanism and the hydraulic VVT mechanism that change the phases of the on-off valves of the engine and the exhaust valve to the target phase, and the return of exhaust gas from the exhaust side to the intake side. It has an EGR valve that adjusts the flow rate and a variable nozzle vane mechanism that controls the supercharging efficiency of the turbocharger.
  • the EGR valve and variable nozzle vane mechanism are F / B controlled, and the electric VVT mechanism and hydraulic VVT mechanism are F / F. Has an engine to control.
  • the engine ECU changes the target phase of the electric VVT mechanism and the hydraulic VVT mechanism based on the operating state of the engine, and the change of the target phase according to the convergence state of the F / B control of the EGR valve and the variable nozzle vane mechanism F / F control that limits the rate is executed. Thereby, mutual interference of a plurality of control processes in the engine can be suppressed.
  • the engine system of the present embodiment has a target phase change rate according to a proportional term and an integral term used for F / B control of the variable nozzle vane mechanism 141, and a control deviation and an opening deviation in the F / B control of the EGR valve 162.
  • F / F control is performed to limit. Thereby, it is possible to realize F / B control and F / F control in consideration of a time lag until contribution to combustion of each control of the engine.
  • the engine system of the present embodiment changes the target phase when the supercharging efficiency feedback proportional term is larger than the first threshold value and the supercharging efficiency feedback integral term is smaller than the second threshold value. Is prohibited.
  • the rate of change of the target phase becomes smaller as the deviation between the target EGR rate of the engine and the actual EGR rate or the deviation between the reference opening of the EGR valve and the actual opening becomes larger.
  • F / F control is executed. Thereby, each F / B control and F / F control of an engine can be coordinated more appropriately.
  • F / F control for limiting the rate of change of the target phase of the intake valve 22 and the exhaust valve 23 according to the convergence state of the F / B control of the diesel throttle 19 may be executed.
  • F / F control for limiting the rate of change of the target phase of intake valve 22 and exhaust valve 23 according to the convergence state of other F / B control of engine 100 may be executed.

Abstract

　エンジンシステム１は、吸気弁２２および排気弁２３の開閉弁の位相を目標位相まで変更する電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７と、排気側から吸気側への排ガスの還流量を調節するＥＧＲバルブ１６２と、ターボチャージャ１４の過給効率を制御する可変ノズルベーン機構１４１と、を有し、ＥＧＲバルブ１６２、可変ノズルベーン機構１４１をＦ／Ｂ制御し、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７をＦ／Ｆ制御するエンジン１００を有する。エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の運転状態に基づいて電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７の目標位相を変化させ、かつ、ＥＧＲバルブ１６２、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御の収束状態に応じて目標位相の変化率を制限するＦ／Ｆ制御を実行する。

Description

内燃機関の制御装置
　本発明は内燃機関の制御装置に関する。
　従来、内燃機関の燃焼に影響を及ぼす物理量を運転状態に応じた適切な値（目標値）に近づけるよう制御するフィードバック制御（以下、Ｆ／Ｂ制御と略記する）を実行するものが知られている。内燃機関のＦ／Ｂ制御が実行される項目としては、例えばスロットル弁の開度、過給機（ターボチャージャ）の過給効率、排ガス還流（ＥＧＲ）装置におけるＥＧＲ弁の開度、可変動弁機構における吸気弁および排気弁の開閉弁の位相が挙げられる。
　近年、内燃機関の更なる低燃費、低エミッション等の要求に応えるために、複数の項目のＦ／Ｂ制御を並行して実行することが要求されている。複数の項目のＦ／Ｂ制御を並行して実行すると各々の制御処理が干渉し合うことが知られている。例えば、過給圧を目標値に近づけるようターボチャージャの過給効率を変化させると、ＥＧＲ弁の開度が一定であってもＥＧＲ量が変化する。また、ＥＧＲ量を目標値に近づけるようＥＧＲ弁の開度を変化させると、ターボチャージャの過給効率が一定であっても過給圧が変化する。このように、複数の項目のＦ／Ｂ制御を並行して実行すると、各々のＦ／Ｂ制御が相互に影響し合うためにＦ／Ｂ制御を収束させることが困難になる。
　複数の項目のＦ／Ｂ制御を並行して実行する技術としては、２つの制御入力の制御値を所定の同一の線形関数を共用する応答指定型アルゴリズムを用いて算出し、算出結果に基づいて内燃機関のＦ／Ｂ制御を実行することでＦ／Ｂ制御の安定性を向上させる技術が特許文献１に開示されている。
　また、その他本発明と関連性があると考えられる技術が特許文献２に開示されている。
特開２００５－２９９４２４号公報 特開２００４－９２４７１号公報
　内燃機関のＦ／Ｂ制御における制御入力が増加すると、制御処理の干渉を回避するための制御アルゴリズムが累乗的に複雑化するために、確認および適合に要する時間が大幅に増大する。また、確認パターンが不足した状態で制御アルゴリズムを作成すると、未確認の運転状態で制御処理の干渉が生じてハンチングやオーバーシュート、アンダーシュートが生じるためにＦ／Ｂ制御が収束できない可能性がある。このように、内燃機関のＦ／Ｂ制御項目が増加すると適切なＦ／Ｂ制御を実現することが困難になる。
　一方、内燃機関の出力に変動を生じさせる外乱を予測し、予測した外乱を前もって打ち消すように物理量を制御するフィードフォワード制御（以下、Ｆ／Ｆ制御と略記する）が知られている。このようなＦ／Ｆ制御は内燃機関の他の制御から影響を受けないことから、内燃機関のＦ／Ｂ制御の一部をＦ／Ｆ制御することで複数の制御処理を並行して実行することが可能になる。
　ここで、ターボチャージャの過給効率の制御は、内燃機関の燃焼に及ぼす寄与度が大きく応答性のバラツキも大きいためにＦ／Ｂ制御することが望ましい。しかしながら、ターボチャージャの過給効率の制御は、物理量が変化してから燃焼が改善するまでのタイムラグが他の制御よりも大きい。そのため、ターボチャージャの過給効率をＦ／Ｂ制御すると、例えば他の全ての制御項目をＦ／Ｆ制御した場合であっても制御処理の相互干渉が生じてしまい、それによって内燃機関の燃費やエミッションが悪化してしまう。
　本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、複数の制御処理の相互干渉を抑制することができる内燃機関の制御装置を提供することを目的とする。
　上記目的を達成するために、本発明の内燃機関の制御装置は、吸気弁および排気弁の開閉弁の位相を目標位相まで変更する可変動弁手段と、排気側から吸気側への排ガスの還流量を調節するＥＧＲ弁と、過給機の過給効率を制御する過給効率制御手段と、吸入空気量を調節するスロットル弁と、を有し、前記ＥＧＲ弁、前記過給効率制御手段、前記スロットル弁のうち少なくとも２つをフィードバック制御し、前記可変動弁手段をフィードフォワード制御する内燃機関であって、前記フィードフォワード制御が、前記内燃機関の運転状態に基づいて前記可変動弁手段の前記目標位相を変化させ、かつ、前記ＥＧＲ弁、前記過給効率制御手段、前記スロットル弁のうち少なくとも２つのフィードバック制御の収束状態に応じて前記目標位相の変化率を制限することを特徴とする。
　可変動弁手段による吸気弁および排気弁の開閉弁の位相を変更する制御は、物理量が変化してから燃焼が改善するまでのタイムラグが他の制御よりも小さい。そのため、物理量の変化から燃焼改善までのタイムラグがより大きい他のフィードバック制御の収束状態に応じて可変動弁手段の目標位相の変化率を制限するフィードフォワード制御を実行することで、複数の制御処理の相互干渉を抑制することができる。
　特に、本発明の内燃機関の制御装置は、前記内燃機関が、前記ＥＧＲ弁、および前記過給効率制御手段をフィードバック制御し、前記フィードフォワード制御が、前記ＥＧＲ弁、および前記過給効率制御手段のフィードバック制御の収束状態に応じて前記目標位相の変化率を制限する構成であってもよい。
　ＥＧＲ弁による排ガス還流量の調節制御、および過給効率制御手段による過給効率の制御は、物理量が変化してから燃焼が改善するまでのタイムラグが他の制御よりも大きい。そのため、ＥＧＲ弁、および過給効率制御手段のフィードバック制御の収束状態に応じて可変動弁手段の目標位相の変化率を制限するフィードフォワード制御を実行することで、複数の制御処理の相互干渉を抑制することができる。
　また、本発明の内燃機関の制御装置は、前記内燃機関が、目標過給圧と実過給圧との偏差に比例して設定される過給効率フィードバック比例項、および前記過給効率フィードバック比例項による制御の学習値である過給効率フィードバック積分項に基づいて前記過給効率制御手段のフィードバック制御を実行し、前記フィードフォワード制御が、前記過給効率フィードバック比例項、または前記過給効率フィードバック積分項に応じて前記目標位相の変化率を制限する構成であってもよい。
　過給効率制御手段による過給効率の制御は、物理量が変化してから燃焼が改善するまでのタイムラグが他の制御よりも大きい。そのため、過給効率制御手段のフィードバック制御に直接用いられる比例項または積分項に応じて可変動弁手段のフィードフォワード制御を実行することで、フィードバック制御とフィードフォワード制御とを適切に協調させることができる。よって、複数の制御処理の相互干渉を抑制することができる。
　そして、本発明の内燃機関の制御装置は、前記フィードフォワード制御が、前記過給効率フィードバック比例項が第１しきい値よりも大きく、かつ、前記過給効率フィードバック積分項が第２しきい値よりも小さい場合に、前記目標位相を変化させることを禁止する構成であってもよい。
　上記の構成により、過給効率制御手段のフィードバック制御の初期に生じる過給圧の応答遅れを考慮して可変動弁手段のフィードフォワード制御を実行することができる。よって、過給効率制御手段のフィードバック制御と可変動弁手段のフィードフォワード制御とをより適切に協調させることができることから、複数の制御処理の相互干渉を抑制することができる。
　更に、本発明の内燃機関の制御装置は、前記内燃機関が、目標ＥＧＲ率と実ＥＧＲ率との偏差に基づいて変化する基準開度に応じて前記ＥＧＲ弁の実開度を変更するフィードバック制御を実行し、前記フィードフォワード制御が、目標ＥＧＲ率と実ＥＧＲ率との偏差、または前記ＥＧＲ弁の基準開度と実開度との偏差に応じて前記目標位相の変化率を制限する構成であってもよい。
　上記の構成により、物理量の変化から燃焼改善までのタイムラグがより大きいＥＧＲ弁のフィードバック制御と可変動弁手段のフィードフォワード制御とを適切に協調させることができる。よって、複数の制御処理の相互干渉を抑制することができる。
　また、本発明の内燃機関の制御装置は、前記フィードフォワード制御が、前記内燃機関の目標ＥＧＲ率と実ＥＧＲ率との偏差、または前記ＥＧＲ弁の基準開度と実開度との偏差がより大きいほど、前記目標位相の変化率をより小さくする構成であってもよい。
　上記の構成により、ＥＧＲ弁の個体差や劣化による応答性のバラツキを考慮して可変動弁手段のフィードフォワード制御を実行することができる。よって、ＥＧＲ弁のフィードバック制御と可変動弁手段のフィードフォワード制御とをより適切に協調させることができることから、複数の制御処理の相互干渉を抑制することができる。
　本発明によれば、内燃機関における複数の制御処理の相互干渉を抑制することができる。
図１は、実施例のエンジンシステムの一構成例を示した図である。 図２は、実施例のエンジンの一気筒の構成例を示した断面図である。 図３は、可変ノズルベーン機構のＦ／Ｂ制御に応じた電動ＶＶＴ機構および油圧ＶＶＴ機構のＦ／Ｆ制御の一例を示している。 図４は、比例項と積分項に基づく電動ＶＶＴ機構および油圧ＶＶＴ機構の目標位相の変化率制限マップを示している。 図５は、ＥＧＲバルブのＦ／Ｂ制御に応じた電動ＶＶＴ機構および油圧ＶＶＴ機構のＦ／Ｆ制御の一例を示している。 図６は、ＥＧＲバルブの制御偏差と開度偏差に基づく電動ＶＶＴ機構および油圧ＶＶＴ機構の目標位相の変化率制限マップを示している。 図７は、可変ノズルベーン機構およびＥＧＲバルブのＦ／Ｂ制御に応じた電動ＶＶＴ機構および油圧ＶＶＴ機構のＦ／Ｆ制御の一例を示している。 図８は、従来技術における車両の加速時のエンジン制御を示している。 図９は、エンジンＥＣＵの処理の一例を示すフローチャートである。
　以下、本発明を実施するための形態を図面と共に詳細に説明する。
　本発明の実施例について図面を参照しつつ説明する。図１は、本発明の内燃機関の制御装置を搭載したエンジンシステム１の一構成例を示した図である。なお、図１にはエンジンの一部の構成のみを示している。
　図１に示すエンジンシステム１は、動力源であるエンジン１００を備えており、エンジン１００の運転動作を統括的に制御するエンジンＥＣＵ（Ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃ　Ｃｏｎｔｒｏｌ　Ｕｎｉｔ）１０を備えている。また、エンジンシステム１は、エンジン１００の吸気通路１２にディーゼルスロットル１９を備えている。そして、エンジンシステム１は、エンジン１００の排気マニホルド１３の下流側にターボチャージャ１４を備えており、ターボチャージャ１４の過給効率を制御する可変ノズルベーン機構１４１を備えている。更に、エンジンシステム１は、エンジン１００の排気側と吸気側とを連通するＥＧＲ通路１６と、ＥＧＲ通路１６を通じて還流されるＥＧＲ量を調節するＥＧＲバルブ１６２とを備えている。また、エンジンシステム１は、エンジン１００の吸気弁２２および排気弁２３のバルブタイミングを変更する電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７を備えている。
　図２は、実施例のエンジン１００の一気筒の構成例を示した断面図である。エンジン１００は、車両に搭載される４気筒のディーゼルエンジンであって、各気筒は燃焼室を構成するピストンを備えている。各燃焼室のピストンは、エンジン１００のシリンダに摺動自在に嵌合されており、それぞれコネクティングロッドを介して出力軸部材であるクランクシャフト２１に連結されている。
　エンジンＥＣＵ１０は、エアフロメータ４４からの吸入空気量、クランク角センサ４１からのピストンの位置等の情報に基づき、燃料の噴射量および噴射タイミングを決定しインジェクタ１７に信号を送る。インジェクタ１７は、エンジンＥＣＵ１０の信号に従って、指示された燃料噴射量および噴射タイミングで燃焼室内に燃料を噴射する。インジェクタ１７より噴射された燃料は、燃焼室内で霧化し、吸気弁の開弁に伴って燃焼室内へ流入する吸入空気と混合気を形成する。そして、混合気は、ピストンの上昇運動により燃焼室内で圧縮されて着火することで燃焼し、燃焼室内を膨張させてピストンを下降させる。この下降運動がコネクティングロッドを介してクランクシャフト２１の軸回転に変更されることにより、エンジン１００は動力を得る。この場合、エンジン１００は、４気筒のディーゼルエンジンに限定されずに、多気筒のディーゼルエンジンを適用することができる。また、本実施例のエンジン１００は軽油を燃料とするディーゼルエンジンであるが、それに限定されない。
　なお、エンジン１００は、本発明の内燃機関の一構成例である。
　クランクシャフト２１の軸の近傍には、クランク角センサ４１が設けられている。クランク角センサ４１は、クランクシャフト２１軸の回転角度を検出するように構成されており、検出結果をエンジンＥＣＵ１０に送信する。それにより、エンジンＥＣＵ１０は、運転時のクランクシャフト２１軸の回転数や回転角速度など、クランク角に関する情報を取得する。そして、エンジンＥＣＵ１０は、取得したクランクシャフト２１軸の回転数や回転角速度に基づきエンジン回転数やエンジントルクを算出してエンジン１００の出力を認識する。
　各燃焼室には複数の吸気弁、排気弁が設けられている。図２には吸気弁、排気弁をそれぞれ１つずつ示している。燃焼室の各吸気ポートには、それぞれ吸気弁２２が配置されており、吸気弁２２を開閉駆動させるための吸気カムシャフト２４が配置されている。更に、燃焼室の各排気ポートには、それぞれ排気弁２３が配置されており、排気弁２３を開閉駆動させるための排気カムシャフト２５が配置されている。
　吸気弁２２および排気弁２３はクランクシャフト２１の回転が連結機構（例えばタイミングベルト、タイミングチェーンなど）により伝達された吸気カムシャフト２４および排気カムシャフト２５の回転により開閉され、吸気ポートおよび排気ポートと燃焼室とを連通・遮断する。なお、吸気弁２２、および排気弁２３の位相は、クランク角を基準にして表される。
　吸気カムシャフト２４は可変動弁機構（以下、ＶＶＴ機構という）である電動ＶＶＴ機構２６を有している。この電動ＶＶＴ機構２６はエンジンＥＣＵ１０の指示により電動モータで吸気カムシャフト２４を回転させる。それにより吸気カムシャフト２４のクランクシャフト２１に対する回転位相が変更されることから、吸気弁２２のバルブタイミングが変更される。この場合、吸気カムシャフト２４の回転位相は、吸気カム角センサ４２にて検出され、エンジンＥＣＵ１０へと出力される。それにより、エンジンＥＣＵ１０は、吸気カムシャフト２４の位相を取得することができるとともに、吸気弁２２の位相を取得することができる。また、吸気カムシャフト２４の位相は、クランク角を基準にして表される。
　なお、電動ＶＶＴ機構２６は、本発明の可変動弁手段の一構成例である。
　排気カムシャフト２５は油圧ＶＶＴ機構２７を有している。この油圧ＶＶＴ機構２７はエンジンＥＣＵ１０の指示によりオイルコントロールバルブ（以下、ＯＣＶという）で排気カムシャフト２５を回転させる。それにより排気カムシャフト２５のクランクシャフト２１に対する回転位相が変更されることから、排気弁２３のバルブタイミングが変更される。この場合、排気カムシャフト２５の回転位相は、排気カム角センサ４３にて検出され、エンジンＥＣＵ１０へと出力される。それにより、エンジンＥＣＵ１０は、排気カムシャフト２５の位相を取得することができるとともに、排気弁２３の位相を取得することができる。また、排気カムシャフト２５の位相は、クランク角を基準にして表される。
　なお、油圧ＶＶＴ機構２７は、本発明の可変動弁手段の一構成例である。
　図１に戻り、エンジン１００は、インジェクタ１７、コモンレール１８、低圧燃料ポンプ、高圧燃料ポンプ等より構成されるコモンレール式燃料噴射システムを備えている。燃料タンクより低圧燃料ポンプにより吸引された燃料は、高圧燃料ポンプにてコモンレール１８へ高圧で吐出し蓄圧される。
　コモンレール１８は、インジェクタ１７に供給する高圧燃料を蓄圧する容器である。高圧燃料ポンプから圧送された燃料は、コモンレール１８内で噴射に必要な圧力まで蓄圧され、高圧配管を通じて各燃焼室のインジェクタ１７に供給される。また、コモンレール１８にはレール圧センサおよび減圧弁が設けられている。エンジンＥＣＵ１０は、レール圧センサから出力されたコモンレール１８内部の燃圧が規定値を超えた場合に、減圧弁を開放するように指示する。そして、減圧弁より燃料を排出することで、コモンレール圧が常に規定値以下になるよう調整する。減圧弁より排出された燃料は、リリーフ配管を通って燃料タンクへと戻される。
　各燃焼室には、それぞれインジェクタ１７が装着されている。コモンレール１８より高圧配管を通じて供給された燃料は、エンジンＥＣＵ１０の指示によりインジェクタ１７にてエンジン気筒内の燃焼室に噴射供給される。エンジンＥＣＵ１０は、エアフロメータ４４からの吸入空気量、およびクランク角センサ４１からのピストンの位置の情報等に基づき、燃料噴射量と噴射タイミングを決定しインジェクタ１７に信号を送る。インジェクタ１７はエンジンＥＣＵ１０の信号に従って、指示された燃料噴射量・噴射タイミングにて燃焼室内へ燃料を高圧噴射する。インジェクタ１７のリーク燃料は、リリーフ配管を通じて燃料タンクへと戻される。この場合、インジェクタ１７は、エンジン１００の仕様に応じて燃焼室の任意の位置に装着することができる。
　エンジン１００の各燃焼室には、それぞれの燃焼室と連通する吸気マニホルド１１が接続されている。吸気マニホルド１１は、吸気通路１２によってエアフロメータ４４、ディーゼルスロットル１９、インタークーラ、ターボチャージャ１４のコンプレッサを介してエアクリーナに連結されており、エンジン１００の外部から取り込まれた吸入空気を各燃焼室内へ導入する。
　ディーゼルスロットル１９にはスロットルポジションセンサ４５が設けられている。エアフロメータ４４およびスロットルポジションセンサ４５は、それぞれ吸気通路１２を通過する吸入空気量、およびディーゼルスロットル１９の弁開度を検出し、検出結果をエンジンＥＣＵ１０に送信する。エンジンＥＣＵ１０は、送信された検出結果に基づいて吸気マニホルド１１へ導入される吸入空気量を認識し、ディーゼルスロットル１９の弁開度を調節することでエンジン１００の運転に必要な吸入空気を燃焼室へ取り込む。ディーゼルスロットル１９は、ステップモータを用いたスロットルバイワイヤ方式を適用することが好ましいが、ディーゼルスロットル１９の弁開度を任意に変更可能なその他の機構を適用してもよい。
　なお、ディーゼルスロットル１９は、本発明のスロットル弁の一構成例である。
　更に、エンジン１００の各燃焼室には、それぞれの燃焼室と連通する排気マニホルド１３が接続されている。排気マニホルド１３は、排気通路１５によってターボチャージャ１４の排気タービンを介して排気浄化装置３０に連結されており、燃焼後の排ガスをエンジン１００の外部へと排出させる。
　ターボチャージャ１４は、排ガスの運動エネルギを利用して排気タービンを回転させ、エアクリーナを通過した吸入空気を圧縮してインタークーラへと送り込む。圧縮された吸入空気は、インタークーラで冷却された後に吸気マニホルド１１へと導入される。
　ターボチャージャ１４は、可変ノズル式ターボチャージャ（Ｖａｒｉａｂｌｅ　Ｎｏｚｚｌｅ　Ｔｕｒｂｏ，以下、ＶＮＴと略記する）であって、排気タービン側に可変ノズルベーン機構１４１が設けられている。この可変ノズルベーン機構１４１の開度を調整することにより、タービンインペラ翼への排ガスの流入角度を制御して、吸気マニホルド１１へ導入する吸入空気の過給圧を調節する。例えば、可変ノズルベーン機構１４１の開度をより小さくすると、より多くの排ガスがタービンインペラ翼に流入するために排ガスのエネルギ利用率が高くなって過給効率が向上する。また、可変ノズルベーン機構１４１の開度をより大きくすると、タービンインペラ翼に流入する排ガス量がより少なくなるために排ガスのエネルギ利用率が低くなって過給効率が低下する。この場合、ターボチャージャ１４はＶＮＴに限られず、ウェイストゲートによって過給圧の調節（排ガスのエネルギ利用率の制御）を行う構成であってもよい。
　なお、ターボチャージャ１４は、本発明の過給機の一構成例である。また、可変ノズルベーン機構１４１は、本発明の過給効率制御手段の一構成例である。
　排気浄化装置３０は、エンジン１００の排ガスを浄化するものであって、排ガス中のＮＯｘ、ＨＣおよびＣＯを浄化する浄化触媒３１と、煤などの粒子状物質（ＰＭ）を捕集するＤＰＦ３２とを有している。この場合、排気浄化装置３０は、パティキュレートフィルタにＮＯｘ吸蔵還元触媒を組み合わせたＤＰＮＲ（Ｄｉｅｓｅｌ　Ｐａｒｔｉｃｌａｔｅ　ＮＯｘ　Ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ　ｓｙｓｔｅｍ）を適用してもよい。
　排気浄化装置３０の上流側の排気通路１５には、エンジン１００の空燃比を検出するＡ／Ｆセンサ４６が設けられている。これによって、エンジンＥＣＵ１０は、様々な負荷状態におけるエンジン１００の空燃比を認識することができる。
　排気マニホルド１３は、ＥＧＲ通路１６によって吸気マニホルド１１と連通されている。ＥＧＲ通路１６へと流入した排ガスは、ＥＧＲクーラ１６１にて冷却された後にＥＧＲバルブ１６２で流量を調節されつつ吸気マニホルド１１へ進み、吸入空気とともに燃焼室内へ導入される。ＥＧＲバルブ１６２は、エンジンＥＣＵ１０の指令に従ってバルブ開度を調節することで、吸気マニホルド１１への排ガスの還流量を適切な量へと調節する。このように、運転状態に応じた適切な量のＥＧＲガスを吸気マニホルド１１に還流供給することにより、エンジン１００の燃焼温度を低下させてＮＯｘ排出量の低減を図ることができる。
　なお、ＥＧＲバルブ１６２は、本発明のＥＧＲ弁の一構成例である。
　エンジンＥＣＵ１０は、演算処理を行うＣＰＵ（Ｃｅｎｔｒａｌ　Ｐｒｏｃｅｓｓｉｎｇ　Ｕｎｉｔ）と、プログラム等を記憶するＲＯＭ（Ｒｅａｄ　Ｏｎｌｙ　Ｍｅｍｏｒｙ）と、データ等を記憶するＲＡＭ（Ｒａｎｄｏｍ　Ａｃｃｅｓｓ　Ｍｅｍｏｒｙ）やＮＶＲＡＭ（Ｎｏｎ　Ｖｏｌａｔｉｌｅ　ＲＡＭ）と、を備えるコンピュータである。エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の各部に備えられた複数のセンサの検出結果を読み込み、それら検出結果に基づいてエンジン１００の運転動作を統括的に制御する。
　特に、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の燃焼に影響を及ぼす物理量を運転状態に応じた適切な値（目標値）に近づけるよう制御するＦ／Ｂ制御を実行する。具体的には、エンジンＥＣＵ１０は、ディーゼルスロットル１９、可変ノズルベーン機構１４１、ＥＧＲバルブ１６２をＦ／Ｂ制御する。また、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の出力に変動を生じさせる外乱を予測し、予測した外乱を前もって打ち消すように物理量を制御するＦ／Ｆ制御を実行する。具体的には、エンジンＥＣＵ１０は、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７をＦ／Ｆ制御する。
　このように、エンジン１００のＦ／Ｂ制御の一部をＦ／Ｆ制御することで、複数の制御処理が干渉することで生じるハンチングやオーバーシュート、アンダーシュートを抑制することができる。
　そして、エンジンＥＣＵ１０は、可変ノズルベーン機構１４１およびＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御の収束状態に応じて、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御を実行する。以下に、エンジンＥＣＵ１０が実行するＦ／Ｂ制御およびＦ／Ｆ制御について説明する。
　まず、本実施例のエンジンシステム１における可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御について説明する。図３は、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御に応じた電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御の一例を示している。
　エンジンＥＣＵ１０は、車両の加速時や登坂時など、エンジン１００の出力の変更要求があると、要求出力に応じて燃料噴射量、過給圧、吸気弁２２および排気弁２３のバルブタイミングの目標値を算出する。つづいて、エンジンＥＣＵ１０は、算出したそれぞれの目標値に基づきインジェクタ１７、可変ノズルベーン機構１４１、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７を制御する。
　本実施例では、比例項（Ｐｒｏｐｏｒｔｉｎａｌ）と積分項（Ｉｎｔｅｇｒａｌ）を用いたＰＩ制御によって可変ノズルベーン機構１４１の開度を調節することで、エンジン１００の過給圧を目標値に近づけるＦ／Ｂ制御を実行する。まず、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の出力の変更要求があると、目標過給圧と実過給圧との偏差に比例した比例項（以下、過給効率フィードバック比例項という）を設定する。つづいて、エンジンＥＣＵ１０は、設定した過給効率フィードバック比例項に応じて可変ノズルベーン機構１４１の開度を調節し、ターボチャージャ１４の過給効率を調節することで過給圧を制御する。エンジンＥＣＵ１０は、制御の開始から所定時間毎（例えば８ミリ秒毎）に過給効率フィードバック比例項を更新し、更新した過給効率フィードバック比例項に応じて可変ノズルベーン機構１４１の開度を調節する。過給効率フィードバック比例項に基づく制御の間、エンジンＥＣＵ１０は、過給効率フィードバック比例項による制御の学習値、すなわち、可変ノズルベーン機構１４１の開度の制御量と目標制御量との残留偏差を時間的に累積した積分項（以下、過給効率フィードバック積分項という）を算出する。そして、エンジンＥＣＵ１０は、算出した過給効率フィードバック積分項が所定の大きさ以上となると、過給効率フィードバック積分項に応じて可変ノズルベーン機構１４１の開度を調節する。
　このように、エンジン１００の目標過給圧と実過給圧との偏差が大きいときは過給効率フィードバック比例項に応じて可変ノズルベーン機構１４１の開度を調節することで、実過給圧をより早く目標過給圧に近づけることができる。また、エンジン１００の目標過給圧と実過給圧との偏差が小さいときは過給効率フィードバック積分項に応じて可変ノズルベーン機構１４１の開度を調節することで、実過給圧を適切に目標過給圧に収束させることができる。
　上記のＦ／Ｂ制御と並行して、エンジンＥＣＵ１０は、過給効率フィードバック比例項および過給効率フィードバック積分項に応じて電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７の目標位相の変化率を制限するＦ／Ｆ制御を実行する。
　なお、本実施例における目標位相の変化率とは、所定時間あたりの吸気弁２２および排気弁２３の目標位相の変化量（すなわち、変化速度）のことをいう。
　エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の回転数と燃料噴射量とに応じて吸気弁２２および排気弁２３のバルブタイミングの目標値（基本目標位相）を算出する。そして、エンジンＥＣＵ１０は、算出した基本目標位相に到達するまでの所定時間あたりの目標位相の変化量を、過給効率フィードバック比例項および過給効率フィードバック積分項に応じて求めた目標位相の変化量に制限する。
　図４は、比例項と積分項に基づく電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７の目標位相の変化率制限マップを示している。エンジンＥＣＵ１０は、制御の開始から所定時間毎（例えば８ミリ秒毎）に過給効率フィードバック比例項および過給効率フィードバック積分項を確認する。そして、エンジンＥＣＵ１０は、確認した比例項および積分項に応じて所定時間（例えば８ミリ秒）あたりの吸気弁２２および排気弁２３の目標位相の変化量（変化速度）を更新する。具体的には、エンジンＥＣＵ１０は、過給効率フィードバック比例項がより大きいときは所定時間あたりの目標位相の変化量をより小さくし、過給効率フィードバック積分項がより大きくなるほど所定時間あたりの目標位相の変化量をより大きくする。
　図３に戻り、エンジンＥＣＵ１０は、求めた目標位相に応じて電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７にバルブタイミングの変更を指令することで、吸気弁２２および排気弁２３の開閉弁の位相を目標位相まで変更する。エンジンＥＣＵ１０は、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御が収束するまで所定時間毎に目標位相の変化量を更新し、バルブタイミングを基本目標位相まで変更する。
　エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の運転が終了するまで上記の処理を繰り返す。
　可変ノズルベーン機構１４１による過給効率の制御は、物理量が変化してから燃焼が改善するまでのタイムラグが他の制御よりも大きい。一方、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７によるバルブタイミングの制御は、物理量が変化してから燃焼が改善するまでのタイムラグが他の制御よりも小さい。そのため、両制御を並行して実行すると、それぞれの制御が燃焼へ寄与するまでのタイムラグの差分が大きいために過給圧と圧縮比との適切な関係性が崩れてしまう。すなわち、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御と電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御とが相互に干渉し、それによってエンジン１００のエミッションが悪化してしまう。
　そこで、本実施例のエンジンシステム１では、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御の収束状態に応じて、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御を実行する。これによって、燃焼へ寄与するまでのタイムラグの差分が大きい可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御と電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御との相互干渉を抑制することができる。この場合、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御に直接用いられる比例項、または積分項に応じて電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御を実行することで、Ｆ／Ｂ制御とＦ／Ｆ制御とを適切に協調させることができる。また、比例項と積分項との両方を考慮したＦ／Ｆ制御を実行することで、Ｆ／Ｂ制御とＦ／Ｆ制御との相互干渉によるハンチング等をより適切に抑制することができる。
　なお、本実施例では可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御に用いられる比例項と積分項の両方を考慮したＦ／Ｆ制御を実行するが、比例項と積分項のいずれか一方を考慮したＦ／Ｆ制御を実行してもよい。
　そして、エンジンＥＣＵ１０は、過給効率フィードバック比例項が所定の第１しきい値よりも大きく、かつ、過給効率フィードバック積分項が所定の第２しきい値よりも小さい間は、吸気弁２２および排気弁２３の目標位相を変化させることを禁止する。ここで、比例項の第１しきい値および積分項の第２しきい値とは、ターボチャージャ１４による過給圧の応答遅れが生じている可能性が高いと判断できるしきい値であって、予め台上試験で確認した任意の値を適用することができる。
　可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御の初期には、ターボチャージャ１４による過給圧の応答遅れが生じている。そのため、過給圧の応答遅れが生じている間、すなわち過給効率フィードバック比例項が所定の第１しきい値よりも大きく、かつ、過給効率フィードバック積分項が所定の第２しきい値よりも小さい間は、目標位相を変化させることを禁止する。これによって、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御の初期に生じる過給圧の応答遅れを考慮して電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御を実行することができる。よって、Ｆ／Ｂ制御とＦ／Ｆ制御とをより適切に協調させることができることから、複数の制御処理の相互干渉を抑制することができる。
　更に、エンジンＥＣＵ１０は、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御が収束した後に電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御が収束するよう目標位相を変化させる。すなわち、ターボチャージャ１４による実過給圧が目標過給圧に収束した後に吸気弁２２および排気弁２３の位相の変更が終了するよう目標位相を変化させる。
　ターボチャージャ１４は、個体差や劣化による応答性のバラツキがあり、バラツキの影響が特に大きくなる高過給圧領域において他の制御との相互干渉によるハンチング等が生じる可能性がある。そのため、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御の収束タイミングをＦ／Ｂ制御よりも遅らせることで、高過給領域におけるＦ／Ｂ制御とＦ／Ｆ制御の相互干渉を抑制することができる。このように、ターボチャージャ１４の個体差や劣化による応答性のバラツキを考慮したＦ／Ｆ制御の実行が可能になる。
　以上のように、本実施例のエンジンシステム１は、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御に用いられる比例項および積分項に応じて、吸気弁２２および排気弁２３の目標位相の変化率を制限するＦ／Ｆ制御を実行する。これによって、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御と電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御との相互干渉を適切に抑制することができる。
　つぎに、本実施例のエンジンシステム１におけるＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御について説明する。図５は、ＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御に応じた電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御の一例を示している。
　エンジンＥＣＵ１０は、車両の加速時や登坂時など、エンジン１００の出力の変更要求があると、要求出力に応じて燃料噴射量、ＥＧＲ率、吸気弁２２および排気弁２３のバルブタイミングの目標値を算出する。つづいて、エンジンＥＣＵ１０は、算出したそれぞれの目標値に基づきインジェクタ１７、ＥＧＲバルブ１６２、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７を制御する。
　本実施例では、ＥＧＲ率の目標値（目標ＥＧＲ率）と実際の値（実ＥＧＲ率）との偏差に基づいてＥＧＲバルブ１６２の開度を調節することで、エンジン１００のＥＧＲ率を目標値に近づけるＦ／Ｂ制御を実行する。まず、エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の出力の変更要求があると、目標ＥＧＲ率と実ＥＧＲ率との偏差に基づいてＥＧＲバルブ１６２の目標開度（以下、基準開度という）を設定する。つづいて、エンジンＥＣＵ１０は、設定した基準開度になるようＥＧＲバルブ１６２の開度を調節し、ＥＧＲ量を制御する。エンジンＥＣＵ１０は、制御の開始から所定時間毎（例えば８ミリ秒毎）に目標ＥＧＲ率と実ＥＧＲ率との偏差から基準開度を更新し、更新した基準開度に応じてＥＧＲバルブ１６２の開度を調節する。
　この場合、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御と同様に、比例項と積分項を用いたＰＩ制御によってＥＧＲバルブ１６２の開度を調節するＦ／Ｂ制御を実行してもよい。
　上記のＦ／Ｂ制御と並行して、エンジンＥＣＵ１０は、ＥＧＲバルブ１６２の目標ＥＧＲ率と実ＥＧＲ率との偏差（制御偏差）および基準開度と実開度との偏差（開度偏差）に応じて電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７の目標位相の変化率を制限するＦ／Ｆ制御を実行する。
　エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の回転数と燃料噴射量とに応じて吸気弁２２および排気弁２３のバルブタイミングの目標値（基本目標位相）を算出する。そして、エンジンＥＣＵ１０は、算出した基本目標位相に到達するまでの所定時間あたりの目標位相の変化量を、ＥＧＲバルブ１６２の制御偏差および開度偏差に応じて求めた目標位相の変化量に制限する。
　図６は、ＥＧＲバルブ１６２の制御偏差と開度偏差に基づく電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７の目標位相の変化率制限マップを示している。エンジンＥＣＵ１０は、制御の開始から所定時間毎（例えば８ミリ秒毎）にＥＧＲバルブ１６２の制御偏差および開度偏差を確認する。そして、エンジンＥＣＵ１０は、確認したＥＧＲバルブ１６２の制御偏差および開度偏差に応じて所定時間（例えば８ミリ秒）あたりの吸気弁２２および排気弁２３の目標位相の変化量（変化速度）を更新する。具体的には、エンジンＥＣＵ１０は、ＥＧＲバルブ１６２の制御偏差および開度偏差がより大きいときは所定時間あたりの目標位相の変化量をより小さくし、ＥＧＲバルブ１６２の制御偏差および開度偏差がより小さくなるほど所定時間あたりの目標位相の変化量をより大きくする。
　図５に戻り、エンジンＥＣＵ１０は、求めた目標位相に応じて電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７にバルブタイミングの変更を指令することで、吸気弁２２および排気弁２３の開閉弁の位相を目標位相まで変更する。エンジンＥＣＵ１０は、ＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御が収束するまで所定時間毎に目標位相の変化量を更新し、バルブタイミングを基本目標位相まで変更する。
　エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の運転が終了するまで上記の処理を繰り返す。
　ＥＧＲバルブ１６２によるＥＧＲ率の制御は、物理量が変化してから燃焼が改善するまでのタイムラグが電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７によるバルブタイミングの制御よりも大きい。そのため、両制御を並行して実行すると、それぞれの制御が燃焼へ寄与するまでのタイムラグの差分が大きいために酸素濃度と圧縮比との適切な関係性が崩れてしまう。すなわち、ＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御と電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御とが相互に干渉し、それによってエンジン１００のエミッションが悪化してしまう。
　そこで、本実施例のエンジンシステム１では、ＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御の収束状態に応じて、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御を実行する。これによって、燃焼へ寄与するまでのタイムラグの差分が大きいＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御と電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御との相互干渉を抑制することができる。
　また、ＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御の応答性遅れは可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御の応答性遅れよりも小さい。そして、ＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御は、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御よりも低過給圧領域で実行される。そのため、ＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御と他の制御とが相互干渉する可能性は、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御と他の制御とが相互干渉する可能性よりも低い。よって、ＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御の収束にあわせてＦ／Ｆ制御を収束させることで、Ｆ／Ｂ制御とＦ／Ｆ制御とを適切に協調させることができる。また、ＥＧＲバルブ１６２の制御偏差と開度偏差との両方を考慮したＦ／Ｆ制御を実行することで、ＥＧＲ弁の個体差や劣化による応答性のバラツキを考慮したＦ／Ｆ制御を実行することが可能になる。よって、ＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御と電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御とをより適切に協調させることができることから、複数の制御処理の相互干渉を抑制することができる。
　なお、本実施例ではＥＧＲバルブ１６２の制御偏差と開度偏差の両方を考慮したＦ／Ｆ制御を実行するが、制御偏差と開度偏差のいずれか一方を考慮したＦ／Ｆ制御を実行してもよい。
　つづいて、本実施例のエンジンシステム１における可変ノズルベーン機構１４１、ＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御について説明する。図７は、可変ノズルベーン機構１４１およびＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御に応じた電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７のＦ／Ｆ制御の一例を示している。
　エンジンＥＣＵ１０は、車両の加速時や登坂時など、エンジン１００の出力の変更要求があると、要求出力に応じて燃料噴射量、過給圧、ＥＧＲ率、吸気弁２２および排気弁２３のバルブタイミングの目標値を算出する。つづいて、エンジンＥＣＵ１０は、算出したそれぞれの目標値に基づきインジェクタ１７、可変ノズルベーン機構１４１、ＥＧＲバルブ１６２、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７を制御する。
　上記の可変ノズルベーン機構１４１およびＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御と並行して、エンジンＥＣＵ１０は、電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７の目標位相の変化率を制限するＦ／Ｆ制御を実行する。なお、可変ノズルベーン機構１４１およびＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御については前述したためにその説明は省略する。
　エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の要求出力に応じて吸気弁２２および排気弁２３のバルブタイミングの目標値（基本目標位相）を算出する。そして、エンジンＥＣＵ１０は、算出した基本目標位相に到達するまでの所定時間あたりの目標位相の変化量を、過給効率フィードバック比例項および過給効率フィードバック積分項、またはＥＧＲバルブ１６２の制御偏差および開度偏差に応じて求めた目標位相の変化量に制限する。
　具体的には、エンジンＥＣＵ１０は、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御に用いる比例項および積分項から目標位相の変化量を求める（図４参照）。また、エンジンＥＣＵ１０は、ＥＧＲバルブ１６２の制御偏差および開度偏差に応じて目標位相の変化量を求める（図６参照）。そして、エンジンＥＣＵ１０は、求めたそれぞれの目標位相の変化量のうち、より小さい方を吸気弁２２および排気弁２３の目標位相の変化率制限値として採用する（図７参照）。
　エンジンＥＣＵ１０は、求めた目標位相の変化率制限値に応じて電動ＶＶＴ機構２６および油圧ＶＶＴ機構２７にバルブタイミングの変更を指令することで、吸気弁２２および排気弁２３の開閉弁の位相を目標位相まで変更する。エンジンＥＣＵ１０は、可変ノズルベーン機構１４１およびＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御が収束するまで所定時間毎に目標位相の変化率制限値を更新し、バルブタイミングを基本目標位相まで変更する。
　エンジンＥＣＵ１０は、エンジン１００の運転が終了するまで上記の処理を繰り返す。
　図８は、従来技術における車両の加速時のエンジン制御を示している。車両の加速要求がある前は、エンジンの過給圧はより低く、酸素濃度はより高く、燃焼室の圧縮比はより高く制御されている。そして、車両の加速要求があると、エンジンの過給圧がより高く、酸素濃度がより低く、燃焼室の圧縮比がより低くなるよう可変ノズルベーン機構、ＥＧＲバルブ、電動ＶＶＴ機構および油圧ＶＶＴ機構が並行して制御される。ここで、電動ＶＶＴ機構および油圧ＶＶＴ機構が制御されると直ぐに燃焼室の圧縮比が変化する。一方で、可変ノズルベーン機構およびＥＧＲバルブが制御されてからエンジンの過給圧および酸素濃度が変化するまでは所定のタイムラグがある。このように、エンジンの各制御が実行されてから燃焼に影響を及ぼすまでのタイムラグに差があるために、従来技術のエンジン制御では車両の加速途中に制御処理の相互干渉が生じてしまい、それによってエミッションが悪化してしまう。
　一方、本実施例のエンジンシステム１は、物理量が変化してから燃焼が改善するまでのタイムラグが他の制御よりも小さい吸気弁２２および排気弁２３のバルブタイミングのＦ／Ｆ制御を、他のＦ／Ｂ制御の収束状態に応じて制限する。これによって、燃焼に寄与するまでのタイムラグが異なる複数の制御処理を並行して実行しても、制御処理が相互に干渉してハンチング等が生じることを抑制することができる。
　つづいて、エンジンＥＣＵ１０の制御の流れに沿って、エンジンシステム１の動作を説明する。図９は、エンジンＥＣＵ１０の処理の一例を示すフローチャートである。本実施例のエンジンシステム１は、可変ノズルベーン機構１４１およびＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御の収束状態に応じて吸気弁２２および排気弁２３の目標位相の変化率を制限するＦ／Ｆ制御をエンジンＥＣＵ１０が実行する。なお、本フローチャートにおいては吸気弁２２のバルブタイミング制御について説明するが、吸気弁２２のバルブタイミング制御についても同様である。
　エンジンＥＣＵ１０の制御は、イグニッションスイッチがＯＮされてエンジン１００が始動されると開始し、エンジン１００の運転中の所定時間毎（例えば８ミリ秒毎）に以下の制御の処理を繰り返す。
　まず、エンジンＥＣＵ１０はステップＳ１で、エンジン１００の回転数と燃料噴射量とに応じて吸気弁２２のバルブタイミングの目標値（基本目標位相（ＩＶＣＢＳＥ））を算出する。エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ１の処理を終えると、次のステップＳ２へ進む。
　ステップＳ２で、エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ１で算出した吸気弁２２の基本目標位相と前回算出した目標位相（ＩＶＣＴＯ）との差分から目標位相の変化量（ＩＶＣＤＬＴ）を求める。エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ２の処理を終えると、次のステップＳ３へ進む。
　ステップＳ３で、エンジンＥＣＵ１０は、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御に用いる比例項および積分項から目標位相の変化量（ＩＶＣＶＮ）を求める（図４参照）。エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ３の処理を終えると、次のステップＳ４へ進む。
　ステップＳ４で、エンジンＥＣＵ１０は、ＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御における制御偏差および開度偏差に応じて目標位相の変化量（ＩＶＣＥＧＲ）を求める（図６参照）。エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ４の処理を終えると、次のステップＳ５へ進む。
　ステップＳ５で、エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ２で算出した目標位相の変化量（ＩＶＣＤＬＴ）が、ステップＳ３で求めた目標位相の変化量（ＩＶＣＶＮ）とステップＳ４で求めた目標位相の変化量（ＩＶＣＥＧＲ）の小さい方よりも小さいか否かを判断する。ＩＶＣＤＬＴがＩＶＣＶＮ，ＩＶＣＥＧＲよりも小さくない場合（ステップＳ５／ＮＯ）、エンジンＥＣＵ１０は、吸気弁２２の目標位相の変化率を制限する必要があると判断し、ステップＳ７へ進む。ＩＶＣＤＬＴがＩＶＣＶＮ，ＩＶＣＥＧＲよりも小さい場合（ステップＳ５／ＹＥＳ）は、エンジンＥＣＵ１０は、吸気弁２２の目標位相の変化率を制限する必要がないと判断し、次のステップＳ６へ進む。
　ステップＳ６で、エンジンＥＣＵ１０は、ＩＶＣＤＬＴとＩＶＣＴＯとの和（すなわちＩＶＣＢＳＥ）を吸気弁２２の目標位相（ＩＶＣＴ）として設定する。エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ６の処理を終えると、ステップＳ１０へ進む。
　ステップＳ５の判断結果がＮＯの場合、エンジンＥＣＵ１０はステップＳ７へ進む。ステップＳ７で、エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ３で求めた目標位相の変化量（ＩＶＣＶＮ）がステップＳ４で求めた目標位相の変化量（ＩＶＣＥＧＲ）よりも大きいか否かを判断する。ＩＶＣＶＮがＩＶＣＥＧＲよりも大きくない場合（ステップＳ７／ＮＯ）、エンジンＥＣＵ１０はステップＳ９へ進む。ＩＶＣＶＮがＩＶＣＥＧＲよりも大きい場合（ステップＳ７／ＹＥＳ）は、エンジンＥＣＵ１０は、次のステップＳ８へ進む。
　ステップＳ８で、エンジンＥＣＵ１０は、ＩＶＣＥＧＲとＩＶＣＴＯとの和を吸気弁２２の目標位相（ＩＶＣＴ）として設定する。すなわち、吸気弁２２の目標位相の変化率をＩＶＣＥＧＲに制限する。エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ８の処理を終えると、ステップＳ１０へ進む。
　ステップＳ７の判断結果がＮＯの場合、エンジンＥＣＵ１０はステップＳ９へ進む。ステップＳ９で、エンジンＥＣＵ１０は、ＩＶＣＶＮとＩＶＣＴＯとの和を吸気弁２２の目標位相（ＩＶＣＴ）として設定する。すなわち、吸気弁２２の目標位相の変化率をＩＶＣＶＮに制限する。エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ９の処理を終えると、次のステップＳ１０へ進む。
　ステップＳ６、ステップＳ８、ステップＳ９の処理を終えると、エンジンＥＣＵ１０はステップＳ１０へ進む。ステップＳ１０で、エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ６、ステップＳ８、ステップＳ９のいずれかにおいて設定された目標位相（ＩＶＣＴ）まで吸気弁２２の開閉弁の位相を変更するように電動ＶＶＴ機構２６に指令する。エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ１０の処理を終えると、制御の処理を終了する。
　上記の制御を実行することにより、エンジン１００の各制御の燃焼に寄与するまでのタイムラグを考慮したＦ／Ｂ制御およびＦ／Ｆ制御を実現することができる。よって、エンジン１００における複数の制御処理の相互干渉を抑制することができる。
　なお、エンジンＥＣＵ１０は、ステップＳ３とステップＳ４の処理について、いずれを先に実行してもよし、同時に実行してもよい。
　以上のように、本実施例のエンジンシステムは、エンジンの吸気弁および排気弁の開閉弁の位相を目標位相まで変更する電動ＶＶＴ機構および油圧ＶＶＴ機構と、排気側から吸気側への排ガスの還流量を調節するＥＧＲバルブと、ターボチャージャの過給効率を制御する可変ノズルベーン機構と、を有し、ＥＧＲバルブ、可変ノズルベーン機構をＦ／Ｂ制御し、電動ＶＶＴ機構および油圧ＶＶＴ機構をＦ／Ｆ制御するエンジンを有する。そして、エンジンＥＣＵが、エンジンの運転状態に基づいて電動ＶＶＴ機構および油圧ＶＶＴ機構の目標位相を変化させ、かつ、ＥＧＲバルブ、可変ノズルベーン機構のＦ／Ｂ制御の収束状態に応じて目標位相の変化率を制限するＦ／Ｆ制御を実行する。これによって、エンジンにおける複数の制御処理の相互干渉を抑制することができる。
　また、本実施例のエンジンシステムは、可変ノズルベーン機構１４１のＦ／Ｂ制御に用いる比例項および積分項、ＥＧＲバルブ１６２のＦ／Ｂ制御における制御偏差および開度偏差に応じて目標位相の変化率を制限するＦ／Ｆ制御を実行する。これによって、これによって、エンジンの各制御の燃焼に寄与するまでのタイムラグを考慮したＦ／Ｂ制御およびＦ／Ｆ制御を実現することができる。
　更に、本実施例のエンジンシステムは、過給効率フィードバック比例項が第１しきい値よりも大きく、かつ、過給効率フィードバック積分項が第２しきい値よりも小さい場合に、目標位相を変化させることを禁止する。そして、本実施例のエンジンシステムは、エンジンの目標ＥＧＲ率と実ＥＧＲ率との偏差、またはＥＧＲバルブの基準開度と実開度との偏差がより大きいほど、目標位相の変化率をより小さくするＦ／Ｆ制御を実行する。これによって、エンジンの各Ｆ／Ｂ制御とＦ／Ｆ制御とをより適切に協調させることができる。
　上記実施例は本発明を実施するための一例にすぎない。よって本発明はこれらに限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明の要旨の範囲内において、種々の変形・変更が可能である。
　例えば、ディーゼルスロットル１９のＦ／Ｂ制御の収束状態に応じて吸気弁２２および排気弁２３の目標位相の変化率を制限するＦ／Ｆ制御を実行してもよい。また、エンジン１００のその他のＦ／Ｂ制御の収束状態に応じて吸気弁２２および排気弁２３の目標位相の変化率を制限するＦ／Ｆ制御を実行してもよい。
　１　エンジンシステム
　１０　エンジンＥＣＵ
　１４　ターボチャージャ（過給機）
　１６　ＥＧＲ通路
　１７　インジェクタ
　１９　ディーゼルスロットル
　２２　吸気弁
　２３　排気弁
　２６　電動ＶＶＴ機構（可変動弁手段）
　２７　油圧ＶＶＴ機構（可変動弁手段）
　１００　エンジン
　１４１　可変ノズルベーン機構（過給効率制御手段）
　１６２　ＥＧＲバルブ（ＥＧＲ弁）

　

Claims (6)

  1. 　吸気弁および排気弁の開閉弁の位相を目標位相まで変更する可変動弁手段と、排気側から吸気側への排ガスの還流量を調節するＥＧＲ弁と、過給機の過給効率を制御する過給効率制御手段と、吸入空気量を調節するスロットル弁と、を有し、前記ＥＧＲ弁、前記過給効率制御手段、前記スロットル弁のうち少なくとも２つをフィードバック制御し、前記可変動弁手段をフィードフォワード制御する内燃機関であって、
    　前記フィードフォワード制御は、前記内燃機関の運転状態に基づいて前記可変動弁手段の前記目標位相を変化させ、かつ、前記ＥＧＲ弁、前記過給効率制御手段、前記スロットル弁のうち少なくとも２つのフィードバック制御の収束状態に応じて前記目標位相の変化率を制限することを特徴とする内燃機関の制御装置。
  2. 　前記内燃機関は、前記ＥＧＲ弁、および前記過給効率制御手段をフィードバック制御し、
    　前記フィードフォワード制御は、前記ＥＧＲ弁、および前記過給効率制御手段のフィードバック制御の収束状態に応じて前記目標位相の変化率を制限す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. 　前記内燃機関は、目標過給圧と実過給圧との偏差に比例して設定される過給効率フィードバック比例項、および前記過給効率フィードバック比例項による制御の学習値である過給効率フィードバック積分項に基づいて前記過給効率制御手段のフィードバック制御を実行し、
    　前記フィードフォワード制御は、前記過給効率フィードバック比例項、または前記過給効率フィードバック積分項に応じて前記目標位相の変化率を制限す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. 　前記フィードフォワード制御は、前記過給効率フィードバック比例項が第１しきい値よりも大きく、かつ、前記過給効率フィードバック積分項が第２しきい値よりも小さい場合に、前記目標位相を変化させることを禁止することを特徴とする請求項３記載の内燃機関の制御装置。
  5. 　前記内燃機関は、目標ＥＧＲ率と実ＥＧＲ率との偏差に基づいて変化する基準開度に応じて前記ＥＧＲ弁の実開度を変更するフィードバック制御を実行し、
    　前記フィードフォワード制御は、目標ＥＧＲ率と実ＥＧＲ率との偏差、または前記ＥＧＲ弁の基準開度と実開度との偏差に応じて前記目標位相の変化率を制限す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。
  6. 　前記フィードフォワード制御は、前記内燃機関の目標ＥＧＲ率と実ＥＧＲ率との偏差、または前記ＥＧＲ弁の基準開度と実開度との偏差がより大きいほど、前記目標位相の変化率をより小さくすることを特徴とする請求項５記載の内燃機関の制御装置。

    　
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