WO2013171830A1 - 内燃機関の制御装置 - Google Patents

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WO2013171830A1
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internal combustion
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高田倫行
石山忍
小川孝
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トヨタ自動車株式会社
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a control device for an internal combustion engine.
  • NO X storage reduction catalyst device that adsorbs nitrogen oxide (NO X ) contained in the exhaust gas of an internal combustion engine and purifies the exhaust gas.
  • the NO X storage reduction catalyst device adsorbs NO X contained in the exhaust when it is operated in a region where the air-fuel ratio of the internal combustion engine is lean (during lean combustion).
  • NO X occluding and reducing catalyst device the adsorption amount of the NO X can not adsorb the NO X in the exhaust gas to reach saturation. In this case, NO X is released into the atmosphere together with the exhaust. For this reason, by operating the internal combustion engine in a state of excessive fuel (rich combustion), NO X adsorbed in the NO X storage reduction catalyst device is reduced to nitrogen gas N 2 and the NO X storage reduction catalyst is regenerated. An operation is performed.
  • Patent Document 1 discloses that the air-fuel ratio is reduced by reducing the amount of intake air introduced into the engine by narrowing the opening of the throttle valve when performing rich combustion operation. A rich technique is disclosed.
  • a variable valve operating mechanism that changes a valve operating angle by changing a period during which a cam acts on the valve.
  • the control shaft interposed between the cam and the valve is rotated by a drive source, thereby changing the lift amount of the valve with respect to the rotational position of the cam and changing the valve operating angle.
  • a valve system is disclosed.
  • an annular disc is interposed between a flange portion of a sleeve connected to a drive shaft and a flange portion of a camshaft, and the center of the annular disc is decentered and rotated at an inconstant speed.
  • a variable valve gear that changes the operating angle is disclosed.
  • valve opening timing is advanced as the valve closing timing is advanced. Therefore, there is a concern about the valve stamp. For this reason, the advanceable region is small. Further, since the intake air amount is adjusted by the throttle valve in order to make the inside of the cylinder rich, the pump loss increases and the fuel consumption deteriorates.
  • an object of the present invention is to provide a control device for an internal combustion engine that can appropriately switch to rich combustion in an internal combustion engine that increases the actual compression ratio during rich combustion control.
  • the control apparatus for an internal combustion engine of the present invention that solves such a problem includes a variable valve mechanism that can change the operating angle while keeping the maximum lift amount and opening timing of the intake valve constant, and nitrogen oxides in the exhaust during lean combustion.
  • a reduction catalyst that adsorbs and reduces the nitrogen oxides adsorbed during rich combustion, and a control unit that changes the advance amount of the closing timing of the intake valve according to the load of the internal combustion engine when switching to rich combustion. It is characterized by having.
  • the opening timing of the intake valve refers to the time when the intake valve in the closed state begins to open
  • the closing timing refers to the time when the intake valve in the opened state sits and closes the flow path.
  • control unit may increase the advance amount as the load on the internal combustion engine is smaller.
  • control unit may increase the fuel injection amount after advancing the closing timing of the intake valve when switching to rich combustion.
  • the variable valve mechanism can change the phase of the intake valve in addition to the change of the operating angle of the intake valve, and the crank angle at which the flow velocity of the intake air becomes maximum. The lift of the intake valve may be maximized.
  • the control device for an internal combustion engine is a control device for an internal combustion engine having two or more exhaust ports per cylinder, and the swirl flow in the cylinder during the intake stroke during low-load operation of the internal combustion engine. It is good also as opening the said exhaust port located in the upstream.
  • the present invention can provide a control device for an internal combustion engine that can appropriately switch to rich combustion in an internal combustion engine that increases the actual compression ratio during rich combustion control.
  • FIG. 1 is a diagram of an internal combustion engine control apparatus according to an embodiment described in Example 1.
  • FIG. It is a perspective view of the whole structure of the variable valve mechanism with which an internal combustion engine is provided. It is the figure which showed the structure around the drive cam axis
  • FIG. 1 is a diagram of an internal combustion engine control apparatus according to an embodiment described in Example 1.
  • FIG. It is a perspective view of the whole structure of the variable valve mechanism with which an internal combustion engine is provided. It is the figure which showed the structure around the drive cam axis
  • FIG. 4 is a sectional view taken along line AA in FIG. 3. It is a figure of the variable valve mechanism seen from the arrow B direction in FIG. It is the figure which showed a mode that the track surface of the guide member of a variable valve mechanism was displaced.
  • A has shown the position of the track surface at the time of a reference state.
  • B shows the position of the track surface when the guide member moves upward from the reference state.
  • C shows the position of the track surface when the guide member moves downward from the reference state.
  • (A) is an example showing the relationship between the exhaust gas temperature and the actual compression ratio
  • (b) is an example showing the relationship between the air-fuel ratio and the actual compression ratio.
  • FIG. 26 shows lift curves at points E, F, and G in FIG. It is the figure which showed the compression end temperature at the time of high load, and the amount of smoke generation about the form compared with embodiment.
  • A) is the figure which showed the relationship between the torque of an internal combustion engine, and compression end temperature.
  • B) is the figure which showed the relationship between a torque and the amount of smoke generation.
  • FIG. 27 shows lift curves at points H, J, and K in FIG. It is the figure which compared the area
  • FIG. 6 is a flowchart illustrating control executed when switching from normal combustion to rich combustion in the second embodiment.
  • A) shows the piston speed
  • (b) shows the lift amount of the intake valve
  • (c) shows the flow velocity of the intake air passing through the intake port.
  • Example 3 it is the figure which showed the flow velocity of the intake air which changes with the rotation speed increase of an internal combustion engine.
  • Example 3 it is the figure which showed the map which calculates the crank angle when the lift amount of an intake valve becomes the maximum from the rotation speed of an internal combustion engine.
  • Example 4 it is the figure which compared the lift amount at the time of the overlap of the form of embodiment and a comparative form on low load rich combustion conditions.
  • Example 4 it is the figure which compared the relationship between a torque and the amount of overlap with embodiment and the comparison form.
  • A) is a diagram comparing the overlap amount
  • (b) is a diagram comparing the opening timing of the intake valve
  • (c) is a diagram comparing the closing timing of the exhaust valve.
  • Example 5 it is the figure which showed the flow of the swirl flow when the cylinder of an internal combustion engine is seen in an axial direction.
  • Example 5 it is the figure which showed one lift curve of the intake valve and the exhaust valve.
  • Example 5 it is the figure which showed the execution area
  • FIG. 10 is a view showing a lift curve of an intake valve in Embodiment 6. It is the figure which showed the relationship between the opening timing of the intake valve of Example 6, and load. It is the figure which showed the lift curve when the phase of the valve opening period of an intake valve is changed by the VVT mechanism. It is the figure which showed the map which sets the phase of the valve opening period of an intake valve with respect to the load of an internal combustion engine. It is an example of the map constructed
  • FIG. 2 is a diagram of the control device 100 for the internal combustion engine 1 according to the embodiment described in the present embodiment.
  • the internal combustion engine (engine) 1 includes an intake system 2, an exhaust system 3, a variable valve mechanism 10, and an ECU (Electronic Control Unit) 4.
  • a plurality (four in this case) of cylinders 5 are arranged in series in the internal combustion engine 1. Although the number of cylinders is four here, any number of cylinders may be used.
  • Each cylinder 5 is provided with a fuel injection valve 6 for injecting fuel into the cylinder 5.
  • the exhaust system 3 is provided with an exhaust temperature sensor 7 for detecting the exhaust temperature and an A / F sensor 8 for detecting the air-fuel ratio.
  • thermocouple As the exhaust temperature sensor 7, for example, a thermocouple can be adopted.
  • a reduction catalyst 9 is provided downstream of the exhaust temperature sensor 7 and the A / F sensor 8 in the exhaust system 3. When the fuel undergoes lean combustion, the reduction catalyst 9 adsorbs NO X contained in the exhaust and purifies the exhaust. Conversely, if the fuel is rich combustion, by reducing the adsorbed NO X to nitrogen gas N 2, to release to the atmosphere. Reduction catalyst 9 is adsorption amount of the NO X can not be able to adsorb the NO X in the exhaust gas to reach saturation, NO X adsorbing capacity is regenerated by rich combustion, can be adsorbed again NO X It becomes.
  • the variable valve mechanism 10 is a mechanism for driving an intake valve (not shown in FIG. 2).
  • the variable valve mechanism 10 has a function of changing the operating angle of the intake valve while keeping the maximum lift amount of the intake valve constant.
  • the ECU 4 includes a CPU (Central Processing Unit), a RAM (Random Access Memory), a ROM (Read Only Memory), and a digital computer of a known type in which input / output ports are connected by a bidirectional bus, for controlling the internal combustion engine 1.
  • the internal combustion engine 1 is controlled by exchanging signals with various sensors and actuators provided in the engine.
  • the ECU 4 is electrically connected to the variable valve mechanism 10 and the fuel injection valve 6, and controls the mechanism constituting the variable valve mechanism 10 and the fuel from the fuel injection valve 6. To control the injection.
  • the ECU 4 is electrically connected to the exhaust temperature sensor 7 and the A / F sensor 8, and acquires the exhaust temperature and air-fuel ratio detected by each sensor.
  • FIG. 3 is a perspective view of the overall configuration of the variable valve mechanism 10.
  • FIG. 4 is a view showing a configuration around the drive cam shaft 12 provided in the variable valve mechanism 10 shown in FIG.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
  • FIG. 6 is a diagram of the variable valve mechanism 10 viewed from the direction of arrow B in FIG. In FIG. 6, a guide member 36 to be described later is not shown.
  • variable valve mechanism 10 includes a drive cam shaft 12.
  • the drive camshaft 12 is connected to a crankshaft (not shown) via a timing pulley 14 and a timing chain (not shown), and is configured to rotate at a half speed of the crankshaft.
  • a variable valve timing (VVT) mechanism 16 is provided between the drive camshaft 12 and the timing pulley 14 to change the rotation phase of the drive camshaft 12 with respect to the rotation of the crankshaft. is doing.
  • the VVT mechanism 16 may be a mechanism that rotates a vane that partitions a room in which hydraulic pressure is stored by supplying and discharging hydraulic pressure and rotating the drive camshaft 12 with respect to a timing pulley.
  • a cam piece 18 is attached to the drive camshaft 12 for each cylinder.
  • the cam piece 18 is concentric with the drive cam shaft 12 and is rotatably supported by the drive cam shaft 12.
  • the cam piece 18 is formed with two driven cam lobes 18a for driving a valve (not shown).
  • the driven cam lobe 18a includes an arc-shaped base circle portion 18a1 coaxial with the drive camshaft 12, and a nose portion 18a2 projecting a part of the base circle radially outward.
  • a rocker arm 21 is provided for each intake valve 19 below the driven cam lobe 18a. The intake valve 19 is pushed out and opened at the timing when the nose portion 18a2 of the driven cam lobe 18a contacts the rocker arm 21.
  • the drive cam shaft 12 is provided with a drive arm 20 having a drive arm portion 20a protruding outward in the radial direction of the drive cam shaft 12 for each cylinder.
  • the drive arm 20 is integrally fixed to the drive camshaft 12 using a predetermined fixing member (not shown).
  • the cam piece 18 is integrally formed with a driven arm portion 18 b protruding outward in the radial direction of the drive cam shaft 12 in the vicinity of the driven cam lobe 18 a closer to the drive arm 20 for the same cylinder.
  • one end of a drive link 24 is rotatably connected to the drive arm portion 20 a via a camshaft side rotation shaft 22.
  • one end of a driven link 28 is rotatably connected to the driven arm portion 18b via a cam lobe side rotating shaft 26.
  • variable valve mechanism 10 is a link mechanism that is connected by the drive arm portion 20a and the driven arm portion 18b having the shaft center of the drive cam shaft 12 as a common rotation center, and the drive link 24 and the driven link 28. 35.
  • the link mechanism 35 is a four-bar link.
  • the driven link 28 has a rotation direction C of the drive camshaft 12 with respect to the drive link 24 in a state where the control roller 32 is interposed between the follower link 28 and the drive link 24. It is arranged on the front side.
  • the link plate 34 is formed by bending so that two annular plate portions are concentric.
  • the link plate 34 is disposed so that the drive camshaft 12 penetrates the link plate 34. Further, the link plate 34 is disposed on the control roller side rotating shaft 30 in a state where the two plate portions of the link plate 34 sandwich the control roller 32.
  • the track surface 36 a 1 of the guide member 36 is disposed on the outer peripheral side of the link plate 34 so as to cover the link plate 34.
  • the track surface 36a1 is constituted by a circumferential surface.
  • the control roller 32 is rotatably supported by the control roller side rotation shaft 30 at a position (contact point P) in contact with the track surface 36a1. For this reason, the control roller 32 moves while rolling along the track surface 36a1 in conjunction with the rotation of the drive camshaft 12.
  • the link plate 34 defines the radial position of the drive camshaft 12 by the raceway surface 36a1. Further, the position of the control roller 32 attached to the link plate 34 on the track surface 36a1 is defined. For this reason, the control roller 32 moves while rolling on the raceway surface 36a1 in a state where it is always in contact with the raceway surface 36a1 as the drive camshaft 12 rotates. As a result of defining the position of the control roller 32, the relative position in the rotational direction of the driven cam lobe 18a connected via the drive link 24 and the driven link 28 is specified.
  • the guide member 36 includes an annular portion 36a having a raceway surface 36a1 for each cylinder.
  • the annular portion 36a of each cylinder is integrally connected by being bridged via a bridging portion 36b.
  • the guide member 36 is supported by a cylinder head (not shown) via a predetermined support member (not shown).
  • the guide member 36 is configured to be movable in the direction indicated by the arrow D in FIG. 5 (coincident with the axial direction of the cylinder of the internal combustion engine 1), and is restrained in a direction orthogonal to the arrow D.
  • the variable valve mechanism 10 includes an actuator 42.
  • the actuator 42 moves the guide member 36 in the direction indicated by arrow D in FIG. 5 within a predetermined movement range. More specifically, the actuator 42 moves the guide member 36 such that the center point of the raceway surface 36a1 which is a circumferential surface is along the normal direction of the axis of the drive cam shaft 12 and the axial direction of the cylinder. At this time, a state in which the center point of the track surface 36a1 and the center point of the drive cam shaft 12 coincide with each other when viewed from the axial direction of the drive cam shaft 12 is referred to as a “reference state”.
  • the actuator 42 adjusts the movement of the guide member 36 to an arbitrary position within the movement range.
  • the actuator 42 moves the guide member 36 based on a command from the ECU 4.
  • the actuator 42 may be configured by combining a motor and a worm gear, for example.
  • FIG. 7 is a view showing a state where the track surface 36a1 of the guide member 36 is displaced.
  • FIG. 7A shows the position of the track surface 36a1 in the reference state.
  • FIG. 7B shows the position of the track surface 36a1 when the guide member 36 moves upward from the reference state.
  • FIG. 7C shows the position of the track surface 36a1 when the guide member 36 moves downward from the reference state.
  • each element of the link mechanism 35 and the driven cam lobe 18a rotate in the same direction as the drive camshaft 12.
  • the control roller 32 moves while rolling on the raceway surface 36a1 while being always in contact with the raceway surface 36a1 at the contact point P, and rotates around the drive cam shaft 12.
  • the state shown in FIG. 7B shows a state in which the raceway surface 36a1 has moved upward (in the direction away from the combustion chamber).
  • the substantially lower half of the section of the raceway surfaces 36 a as the control roller 32 toward the position directly below P 0 raceway 36 a 1, the distance between the centers of rotation and the control roller 32 of the drive cam shaft 12 the It is narrower than the standard state.
  • the cam lobe side rotating shaft 26 moves forward in the rotational direction as compared with the reference state.
  • the driven arm portion 18b moves faster than the drive arm portion 20a. That is, when the control roller 32 passes the lower half circle of the raceway surface 36a1, the moving speed of the driven cam lobe 18a is increased.
  • the state shown in FIG. 7C shows a state in which the track surface 36a1 has moved downward (in the direction approaching the combustion chamber).
  • the substantially lower half of the section of the raceway surfaces 36 a as the control roller 32 toward the position directly below P 0 of the raceway surface 36 a 1, the distance between the centers of rotation and the control roller 32 of the drive cam shaft 12 the It is wider than the standard state.
  • the cam lobe side rotating shaft 26 moves rearward in the rotational direction as compared with the reference state.
  • the driven arm portion 18b moves slower than the drive arm portion 20a.
  • the moving speed of the driven cam lobe 18a becomes slow.
  • the moving speed of the driven cam lobe 18a that is, the cam piece 18
  • FIG. 8 is a diagram showing a lift curve of the intake valve 19 in the present embodiment.
  • a solid line in FIG. 8 indicates a lift curve when the intake valve 19 has a large operating angle, and a broken line indicates a lift curve when the intake valve 19 has a small operating angle.
  • the variable valve mechanism 10 can change the operating angle (the interval from the opening timing to the closing timing) of the intake valve 19 by changing the rotational speed of the cam piece 18 during one rotation of the cam piece 18. That is, if the rotational speed of the cam piece 18 is increased during the period in which the nose portion 18a2 of the cam piece 18 acts on the intake valve 19, the operating angle of the intake valve 19 is reduced. On the contrary, if the rotational speed of the cam piece 18 is slowed during the period in which the nose portion 18a2 acts on the intake valve 19, the working angle of the intake valve 19 increases. While changing the operating angle of the intake valve, the cam lift of the nose portion 18a2 of the cam piece 18 acting on the intake valve 19 does not change, so the maximum lift amount of the intake valve 19 does not change.
  • variable valve mechanism 10 can change the operating angle while keeping the maximum lift amount of the intake valve 19 constant.
  • the opening timing refers to the crank angle at which the intake valve in the closed state begins to open
  • the closing timing refers to the crank angle at which the intake valve in the opened state is seated to block the flow path.
  • FIG. 9 is a graph showing the relationship between the closing timing (IVC) of the intake valve and the actual compression ratio.
  • IVC closing timing
  • the variable valve mechanism 10 may change the phase of the valve opening period of the intake valve 19 by the VVT mechanism 16.
  • the valve opening period is a period in which the valve is open, and changing the phase of the valve opening period means changing the phase of the opening timing and the closing timing without changing the interval between the opening timing and the closing timing.
  • variable valve mechanism 50 is a mechanism that changes the valve operating angle by changing the lift amount of the valve.
  • the variable valve mechanism 50 according to the comparative embodiment can be mounted on the internal combustion engine 1 instead of the variable valve mechanism 10 described in the embodiment.
  • 10 and 11 are diagrams showing an outline of a variable valve mechanism 50 of a comparative embodiment.
  • FIG. 10 shows the configuration when the lift amount of the intake valve 68 is reduced
  • FIG. 11 shows the configuration when the lift amount of the intake valve 68 is increased.
  • 10A and 11B (a) shows a state where the intake valve 68 is closed, and (b) shows a state where the intake valve 68 is opened.
  • the variable valve mechanism 50 includes a cam shaft 52, a control shaft 56, and a rocker arm 66.
  • the camshaft 52 is a shaft that is connected to a crankshaft (not shown) of an internal combustion engine via a timing pulley and a timing chain (both not shown) and rotates.
  • the cam shaft 52 is provided with a cam 54 for each cylinder.
  • the control shaft 56 is a shaft provided in parallel with the cam shaft 52.
  • the control shaft 56 is provided with a roller arm 58 and a swing arm 62 for each cylinder.
  • a main roller 60 is provided at the tip of the roller arm 58.
  • the cam shaft 52 and the control shaft 56 are arranged so that the main roller 60 contacts the cam 54.
  • the roller arm 58 and the swing arm 62 are provided on the control shaft 56 so that the relative positions around the control shaft 56 can be changed.
  • the control shaft 56 is provided with a rotating means (not shown) that rotates the roller arm 58 relative to the swing arm 62.
  • the swing arm 62 is in contact with the rocker arm 66 through the slide surface 64.
  • the rocker arm 66 is configured to rotate by receiving a force from the swing arm 62 and to drive the intake valve 68.
  • variable valve mechanism 50 changes the lift amount of the intake valve 68.
  • the variable valve mechanism 50 rotates the roller arm 58 to change the angle ⁇ formed by the roller arm 58 and the swing arm 62.
  • the opening timing of the intake valve 68 is not changed.
  • the lift amount of the intake valve 68 decreases as shown by the solid line in FIG.
  • the timing for closing the intake valve 68 is advanced, and the operating angle of the intake valve 68 is reduced.
  • variable valve mechanism 50 changes the operating angle of the intake valve 68 by changing the lift amount of the intake valve 68.
  • FIG. 12 is a view showing a lift curve when the lift amount of the intake valve 68 of the variable valve mechanism 50 is changed.
  • the solid line in FIG. 12 indicates the lift curve when the intake valve 68 has a large lift large operating angle, and the broken line indicates the lift curve when the intake valve 68 has a small lift small operating angle.
  • the lift amount is also reduced.
  • Example 1 of the present invention will be described.
  • the variable valve mechanism 10 changes the operating angle while keeping the opening timing of the intake valve 19 constant.
  • the ECU 4 changes the advance amount of the closing timing of the intake valve 19 at the time of switching to rich combustion according to the load of the internal combustion engine.
  • FIG. 13 is a flowchart showing the control executed when switching from normal combustion to rich combustion. This control is executed by the ECU 4.
  • the control executed by the ECU 4 will be described with reference to the flowchart of FIG.
  • This control is executed periodically or continuously during operation of the internal combustion engine 1.
  • the ECU 4 refers to the accelerator opening degree, the rotational speed, etc. of the internal combustion engine 1 and extracts operating conditions (step S11).
  • the ECU 4 determines whether or not rich combustion is necessary (step S12). Whether it is necessary to rich combustion is determined by the adsorption amount of the NO X in the reduction catalyst 9.
  • the NO X adsorption amount may be calculated by any method, for example, a determination method based on a counter set based on an operation time or a travel distance, a determination method based on an accumulated fuel cut time, or the like. From the NO X adsorption amount calculated in this way, the ECU 4 determines that rich combustion is necessary when determining that the NO X adsorption reaches a saturated state.
  • step S13 the ECU 4 next operates the variable valve mechanism 10 (step S13).
  • the operating angle of the intake valve 19 changed by the variable valve mechanism 10 is determined based on the actual compression ratio corresponding to the required equivalence ratio ⁇ .
  • the variable valve mechanism 10 realizes the above operating angle by changing the closing timing of the intake valve 19.
  • the required equivalence ratio ⁇ varies depending on the state of the reduction catalyst 9, but in any case, rich combustion is performed. Therefore, the variable valve mechanism 10 operates to reduce the operating angle in order to reduce the amount of air taken into the cylinder 5.
  • the opening timing (IVO) of the intake valve is constant, when the operating angle is determined, the closing timing (IVC) of the intake valve is determined.
  • the ECU 4 operates the variable valve mechanism 10 so as to realize the determined IVC. At this time, the IVC advances more than during normal combustion.
  • the equivalent ratio ⁇ is a value obtained by dividing the theoretical air-fuel ratio A / F st by the actual air-fuel ratio A / F.
  • the ECU 4 estimates the actual compression ratio from the air-fuel ratio and the exhaust temperature (step S14).
  • the specific operation is as follows.
  • the ECU 4 acquires the exhaust temperature from the exhaust temperature sensor 7 and acquires the air-fuel ratio from the A / F sensor 8.
  • the ECU 4 calculates the actual compression ratio based on the air-fuel ratio and the exhaust temperature with reference to a model formula or map that has been built in advance to calculate the actual compression ratio.
  • FIG. 14 is shown as an example of expressing the map in two dimensions.
  • FIG. 14A is an example showing the relationship between the exhaust temperature and the actual compression ratio
  • FIG. 14B is an example showing the relationship between the air-fuel ratio and the actual compression ratio.
  • the map is constructed so that the actual compression ratio increases as the exhaust gas temperature increases. Further, since the air ratio increases as the air-fuel ratio increases, the map is constructed so that the actual compression ratio decreases as the air-fuel ratio increases, as shown in FIG. 14B.
  • the actual compression ratio is calculated by combining the relationships shown in FIGS. 14 (a) and 14 (b).
  • the map for calculating the actual compression ratio may be a three-dimensional map or a four-dimensional map or more by adding factors other than the exhaust gas temperature and the air-fuel ratio, for example, the rotational speed of the internal combustion engine, the load, and the intake air temperature.
  • step S15 determines whether or not the actual compression ratio has changed before and after the operation of the variable valve mechanism 10 (step S15). That is, it is determined whether the actual compression ratio estimated in step S14 has changed to the target value. If the ECU 4 makes a positive determination in step S15, it next increases the fuel injection amount (step S16). Here, the amount of fuel is increased to adjust the equivalent ratio optimal for regeneration of the reduction catalyst 9, and rich combustion is performed. If the ECU 4 makes a negative determination in step S15, it returns to step S13. When the process of step S16 is completed, a return is returned.
  • step S12 If the ECU 4 makes a negative determination in step S12, it continues normal combustion (step S17). When processing is complete, a return is returned.
  • FIG. 15 is a diagram showing an actual compression ratio that is changed by the process of step S13.
  • FIG. 16 is a diagram showing the relationship between the fuel injection amount, the actual compression ratio, and the misfire region when the air amount is constant. In FIG. 16, the condition C 0 before the control is changed to the target condition C 1 when it is determined that the rich combustion is necessary.
  • FIG. 17 is a diagram showing the relationship between the actual compression ratio and the excess air ratio ⁇ when changing along the arrows (1) and (2) in FIG. The excess air ratio ⁇ is represented by the reciprocal of the equivalence ratio ⁇ .
  • step S16 is always performed after step S13.
  • the relationship between the load of the internal combustion engine 1 and the equivalence ratio ⁇ changed during the above control will be described. Since the internal combustion engine 1 is operated by changing the air-fuel ratio according to the load, the equivalence ratio is different when the load is different. For example, during normal combustion, the equivalence ratio ⁇ is about 0.3 at low load, and the air is in an excessively lean state. On the other hand, at a high load, the ratio of the fuel increases, and for example, the equivalence ratio ⁇ is about 0.7. However, when there is a regeneration request for the NO X reduction catalyst 9, switching to make the equivalent ratio ⁇ 1 or more is required regardless of the load level.
  • the equivalent ratio ⁇ is changed from 0.3 to 1 or more under low load conditions, whereas the equivalent ratio ⁇ is required to be changed from 0.7 to 1 or more under high load conditions. Therefore, the amount of reduction in the intake air supplied into the cylinder differs between the low load condition and the high load condition. For this reason, it is necessary to change the closing timing of the intake valve 19 according to the load.
  • FIG. 18 is a diagram showing the relationship between the torque (load) of the internal combustion engine 1 and the closing timing (IVC) of the intake valve 19.
  • the solid line in FIG. 18 shows the case of normal combustion, and the broken line shows the case of rich combustion.
  • the advance amount of the IVC increases. That is, when comparing the advance amount DerutaIVC H when the advance amount DerutaIVC L and high load T H at a low load T L, advance amount DerutaIVC L when low load T L is a high load T H It becomes larger than the advance amount DerutaIVC H when.
  • the control device 100 can perform switching control in accordance with the load of the internal combustion engine 1 by changing the advance amount of the intake valve closing timing in accordance with the load of the internal combustion engine 1. In this way, the control device 100 realizes control suitable for the operating conditions of the internal combustion engine 1.
  • FIG. 19 is a diagram showing the relationship between the maximum lift amount of the intake valve and the torque in the embodiment and the comparative embodiment.
  • a solid line in FIG. 19 indicates the embodiment, and a broken line indicates the comparative form.
  • the maximum lift amount is also changed.
  • the maximum lift amount is constant regardless of the operating angle.
  • the relationship between the valve lift of the embodiment and the comparative embodiment is set so that the maximum lift amount of the comparative embodiment matches the maximum lift amount of the embodiment at the output point P. .
  • FIG. 20 is a diagram comparing the lift curve of the embodiment with the lift curve of the comparative embodiment.
  • the solid line in FIG. 20 shows the lift curve when the working angle of the embodiment is enlarged, and the broken line shows the lift curve of the embodiment when the working angle is reduced.
  • the dotted line shows the lift curve in the comparative form when the operating angle matches the lift curve of the solid line, and the alternate long and short dash line shows the lift curve in the comparative form when the operating angle matches the lift curve of the broken line .
  • FIG. 21 is a diagram showing the relationship between the in-cylinder pressure and the in-cylinder volume during one cycle. FIG. 21 shows an example when the operating angle is reduced.
  • FIG. 22 is a diagram showing the relationship between the actual compression ratio and the angle from the BDC at the closing timing (IVC) of the intake valve.
  • IVC closing timing
  • the in-cylinder maximum pressure P MAX can be maintained high as shown in FIG. Furthermore, as shown in FIG. 22, the actual compression ratio increases as IVC approaches BDC, but the amount of increase in the embodiment is larger than that in the comparison.
  • FIG. 23 is a view showing the valve timing of the intake valve.
  • the solid line indicates the embodiment
  • the broken line indicates the comparative form
  • the dotted line indicates an example of the conventional valve timing of the internal combustion engine that does not include the variable valve mechanisms 10 and 50.
  • FIG. 24 is a diagram showing the relationship between the in-cylinder temperature and the closing timing of the intake valve.
  • a solid line in FIG. 24 shows an example of the embodiment, and a broken line shows an example of the comparison.
  • the opening timings (IVO) of the three illustrated intake valves are the same timing. In rich combustion, the intake air amount is reduced, so a larger actual compression ratio is better. For this reason, it is desirable to close the intake valve near the BDC where the actual compression ratio becomes large.
  • the IVC of the embodiment is slightly faster than the BDC, and the IVC of the comparative form is slightly slower than the BDC. IVC is much slower than BDC at valve timing without a variable valve mechanism.
  • the actual compression ratio is increased by advancing IVC, so that the in-cylinder temperature is increased. As shown in FIG.
  • the actual compression ratio becomes maximum at BDC, and when IVC is faster than BDC, the actual compression ratio decreases in principle.
  • the IVC is slower than the BDC, the intake air temperature is lowered due to the blow-back of the intake air, whereas when the IVC is earlier than the BDC, the intake air temperature in the cylinder is maintained. Is done. For this reason, there exists an advantage which becomes hard to misfire.
  • the IVC can be structurally set to be before BDC, but the amount of intake air decreases because the lift amount accompanying the reduction in the working angle decreases. As a result, there arises a problem that control becomes difficult such as easy misfire, and a problem that pump loss increases.
  • the intake air amount does not greatly decrease, so that the IVC can be made before BDC.
  • IVC since IVC can be set before BDC, it is possible to simultaneously change the actual compression ratio and the intake air amount.
  • the control is to suppress misfire in normal combustion, the actual compression ratio can be changed and the misfire can be suppressed by changing the phase of the valve opening period of the intake valve.
  • the throttle valve is throttled to reduce the intake air amount, but at the same time, the pump loss is increased.
  • the amount of intake air can be adjusted, there is no need to worry about an increase in pump loss, which is a problem here.
  • Criteria that determine the operable region of the internal combustion engine during rich combustion include temperature, equivalence ratio, HC generation amount, smoke amount, and volume during misfire. For example, if the temperature T COMP at the compression end in the cylinder is too low, misfire occurs and causes an increase in HC. In the operation region at the time of low load, in order to prevent misfire of the internal combustion engine 1, a target criterion is set for the HC generation amount as a threshold value of the rich combustion operation possible region. Since HC generation amount involved closely with the compression end temperature T COMP of the cylinder 5, the target criteria may be a compression end temperature T COMP in the cylinder 5.
  • FIG. 25 is a diagram showing the compression end temperature and the amount of HC generated at the time of low load in the embodiment and the comparison mode.
  • FIG. 25A is a diagram showing the relationship between the torque of the internal combustion engine 1 and the compression end temperature.
  • FIG. 25B is a diagram showing the relationship between torque and HC generation amount.
  • a solid line indicates an embodiment, and a broken line indicates a comparative form.
  • the point E in FIG. 25A corresponds to the torque T 1 when the HC generation amount of the embodiment becomes the target criterion CR H in FIG. 25B.
  • Point F of FIG. 25 (a) in FIG. 25 (b) the is that amount of HC generated in the form of comparison is equivalent to the torque T 2 when the target criteria CR H.
  • the point G in FIG. 25A relates to the embodiment in which the torque condition is equal to the point F.
  • FIG. 26 shows lift curves at points E, F, and G in FIG.
  • the actual compression ratio can be made higher than in the comparison form under the same torque condition.
  • the in-cylinder temperature can be maintained high, and the compression end temperature T COMP can be increased.
  • the compression end temperature T COMP of the embodiment is higher than that of the comparative embodiment under the same torque condition. .
  • the compression end temperature T COMP can be increased, so that the operation can be further performed with the torque lowered. Therefore, operable area of the embodiment can be extended to the torque T 1.
  • the target criterion is set for the amount of smoke generated as a threshold for the region where rich combustion can be operated. Since the amount of smoke generated is closely associated with the compression end temperature T COMP of the cylinder 5, the target criteria may be a compression end temperature T COMP in the cylinder 5.
  • FIG. 27 is a diagram showing the compression end temperature and the amount of smoke generated in a high load state in comparison with the embodiment and the embodiment.
  • FIG. 27A is a diagram showing the relationship between the torque of the internal combustion engine 1 and the compression end temperature.
  • FIG. 27B is a diagram showing the relationship between torque and the amount of smoke generated.
  • a solid line indicates an embodiment, and a broken line indicates a comparative form.
  • H point of FIG. 27 (a) in FIG. 27 (b) the is that the amount of smoke generated in the embodiment corresponds to the torque T 4 when the target criteria CR S.
  • FIG. 27 (b) the is that the amount of smoke generated in the form of comparison is equivalent to the torque T 3 when the target criteria CR S.
  • the point K in FIG. 27A relates to the embodiment in which the torque condition is equal to the point J.
  • FIG. 28 shows lift curves at points H, J, and K in FIG.
  • the amount of smoke generated is to exceed the target criteria CR S, the operable region to the torque T 4 or less.
  • the torque T 4 is larger than the torque T 3 .
  • the lift curve of the comparison point of the J point and the lift curve of the embodiment of the K point in the torque T 3 are compared, the lift curve of the K point is more than the lift curve of the J point. Since the lift amount is high, IVC can be retarded.
  • the actual compression ratio can be made lower than in the comparison form under the same torque condition. For this reason, the temperature in a cylinder can be reduced and compression end temperature TCOMP can be made low. This result is also reflected in FIG. 27A, and in the high load region (torque is T 0 or more), the compression end temperature T COMP of the embodiment is lower than that of the comparative embodiment under the same torque condition. . In this way, in the embodiment, the compression end temperature T COMP can be lowered, so that the torque can be further increased. Therefore, operable area of the embodiment can be extended to the torque T 4.
  • the lift amount increases as the IVC retards, so the intake air amount increases and the rich combustion condition cannot be maintained.
  • the maximum lift amount is constant even if the IVC is retarded, the amount of increase in intake air is small and the rich combustion condition can be maintained.
  • FIG. 29 shows an enlarged view of the operable region of the embodiment in the above description.
  • FIG. 29 is a diagram comparing the operation range of the embodiment during rich combustion and the comparative embodiment.
  • FIG. 29A is a diagram showing a region where operation is possible using the torque and the rotational speed.
  • FIG. 29B is a diagram showing a region where operation is possible using the closing timing and torque of the intake valve.
  • a solid line indicates an embodiment
  • a broken line indicates a comparative form.
  • the upper and lower ends of the torque can be enlarged as compared with the comparative embodiment.
  • IVC it can be expanded to both the retard side and the retard side.
  • the combustion temperature can be improved. Further, in the embodiment, by expanding IVC to the retard side, the pump loss of the internal combustion engine is reduced and the fuel efficiency is improved. As described above, in the embodiment, the range in which the operation is possible is expanded during the rich combustion as compared with the comparative embodiment.
  • FIG. 30 is a diagram of the control device 200 for the internal combustion engine 201 according to the second embodiment.
  • the internal combustion engine 201 has substantially the same configuration as the internal combustion engine 1 of the first embodiment. Compared with the internal combustion engine 1 of the first embodiment, the internal combustion engine 201 does not include an exhaust temperature sensor and an A / F sensor in the exhaust system 3. Instead, each cylinder 5 is provided with an in-cylinder pressure sensor 202.
  • the in-cylinder pressure sensor 202 detects the in-cylinder pressure in the cylinder 5.
  • the in-cylinder pressure sensor 202 and the ECU 4 are electrically connected, and the in-cylinder pressure detected by the in-cylinder pressure sensor 202 is taken into the ECU 4. Since other configurations are the same as those of the internal combustion engine 1 of the first embodiment, detailed description thereof is omitted, and the same reference numerals are given in FIG.
  • FIG. 31 is a flowchart showing the control executed when switching from normal combustion to rich combustion in the second embodiment. This control is executed by the ECU 4.
  • the flowchart of FIG. 31 is the same as the flowchart of FIG. 13 except that step S24 is executed instead of step S14.
  • step S24 is executed instead of step S14.
  • a description of the same processing as in the flowchart of FIG. 13 is omitted.
  • the actual compression ratio is estimated from the in-cylinder pressure (step S24).
  • the specific operation is as follows.
  • the ECU 4 acquires the in-cylinder pressure before and after the compression of the cylinder 5 from the in-cylinder pressure sensor 202, and calculates the actual compression ratio based on the acquired in-cylinder pressure.
  • the actual compression ratio is calculated by dividing the in-cylinder pressure P A after compression by the in-cylinder pressure P B after compression.
  • the ECU 4 proceeds to the process of step S15.
  • the actual compression ratio may be calculated from the in-cylinder pressure, and control at the time of switching to rich combustion may be executed.
  • the actual compression ratio is calculated from the in-cylinder pressure as in the second embodiment, the actual compression ratio can be calculated more accurately. Thereby, it becomes possible to make the inside of a cylinder rich until just before the misfire limit. In addition, in the unlikely event that a misfire occurs, the detection can be easily performed, so that recovery can be performed quickly.
  • the control device for the internal combustion engine of the third embodiment has the same configuration as the control device 100 of the first embodiment.
  • the control device 100 of the third embodiment is a control device that further limits the setting of the valve timing of the intake valve 19 during rich combustion.
  • FIG. 32 is a diagram for explaining the timing for opening the intake valve 19.
  • the horizontal axis in FIGS. 32A to 32C indicates the crank angle.
  • 32 (a) shows the piston speed
  • FIG. 32 (b) shows the lift amount of the intake valve 19
  • FIG. 32 (c) shows the flow velocity of the intake air passing through the intake port of the internal combustion engine 1.
  • the solid line in FIG. 32 (b) shows the lift curve where the maximum lift amount is 90 ° behind the top dead center (ATDC 90 ° CA), and the broken line is on the BDC side relative to ATDC 90 ° CA.
  • the broken lift curve has a larger working angle than the solid lift curve, but the pump loss is small.
  • FIG. 33 is a diagram showing the flow velocity of intake air that changes as the rotational speed of the internal combustion engine 1 increases.
  • the horizontal axis in FIG. 33 indicates the crank angle.
  • the vertical axis in FIG. 33 indicates the flow rate of intake air passing through the intake port of the internal combustion engine 1.
  • the solid line in FIG. 33 indicates the flow velocity of intake air at the time of low rotation, and the broken line indicates the flow velocity of intake air at the time of high rotation.
  • FIG. 34 is a diagram showing a map for calculating the crank angle when the lift amount of the intake valve 19 is maximized from the rotational speed of the internal combustion engine 1.
  • the control device opens the intake valve at a timing when the pump loss becomes maximum.
  • the piston speed of the internal combustion engine 1 becomes the fastest at an angle (ATDC 90 ° CA) delayed by 90 ° from the top dead center.
  • ATDC 90 ° CA is also a condition in which the flow velocity of the intake air flowing from the intake port is maximized.
  • the control device 100 changes the valve timing of the intake valve 19 so that the lift amount of the intake valve 19 reaches a peak (maximum) at the timing when the pressure loss becomes maximum (ATDC 90 ° CA).
  • valve timing of the intake valve 19 When the valve timing of the intake valve 19 is actually changed, if the air amount is suddenly reduced, the air-fuel ratio suddenly becomes rich and misfire occurs. For this reason, in order to suppress this misfire, when changing the in-cylinder temperature during actual rich combustion operation, the valve timing of the intake valve 19 is controlled while keeping the air amount as constant as possible.
  • the dotted lift curve shown in FIG. 32B is changed to a solid lift curve.
  • the variable valve mechanism 10 reduces the operating angle, and the VVT mechanism 16 advances the phase of the valve opening timing.
  • control is performed so as to delay the phase of the maximum value of the lift amount of the intake valve 19 according to the map of FIG.
  • the lift amount of the intake valve is maximized at the timing when the flow velocity of the intake is maximized.
  • the pump loss is maximized, and the decrease in the in-cylinder temperature is suppressed. This can prevent misfire.
  • the configuration of the control device for the internal combustion engine of the third embodiment may be the same as the configuration of the control device 200 of the second embodiment.
  • Example 4 Control in consideration of valve overlap will be described.
  • the control device for the internal combustion engine of the fourth embodiment has the same configuration as the control device 100 of the first embodiment.
  • a variable valve mechanism (not shown) that changes the closing timing (EVC) of the exhaust valve is also provided on the exhaust side.
  • the variable valve mechanism on the exhaust side may be in the form of the variable valve mechanisms 10 and 50 described above or any other.
  • FIG. 35 is a diagram comparing the lift amount at the time of overlap between the embodiment and the comparative embodiment under the low load rich combustion condition. The solid line in FIG.
  • the lift curve of the intake valve 19 of the embodiment shows the lift curve of the intake valve 19 of the embodiment, the broken line shows the lift curve of the intake valve 68 of the comparative form, and the dotted line shows the lift curve of the exhaust valve.
  • the exhaust valve is the same in the embodiment and the comparative embodiment. Due to the setting of the maximum value of the lift amount of the intake valve, in the embodiment, the lift amount of the intake valve 19 is higher when the operating angle is reduced than in the comparative embodiment.
  • the lift amount ⁇ L of the intake valve 19 during the overlap period under the rich combustion condition at low load. 1 becomes larger than the lift amount ⁇ L 2 of the comparative form.
  • the return of the intake air to the intake port increases and the internal EGR increases, so that the in-cylinder temperature rises.
  • FIG. 36 is a diagram comparing the relationship between the torque (load) and the overlap amount between the embodiment and the comparative embodiment.
  • FIG. 36A is a diagram comparing the overlap amount.
  • FIG. 36B is a diagram comparing the opening timing (IVO) of the intake valve 19.
  • FIG. 36 (c) is a diagram comparing exhaust valve closing timing (EVC).
  • the embodiment sets the opening timing of the intake valve 19 later (to the retard side) compared to the comparative embodiment.
  • the closing timing is set earlier (advanced side) than in the comparative embodiment.
  • the overlap amount is smaller in the embodiment than in the comparative embodiment.
  • the allowable value on the low load side of the overlap amount is determined by the recess depth provided in the piston head. On the high load side, the increase in smoke can be suppressed because the internal EGR does not increase excessively.
  • the configuration of the control device for the internal combustion engine of the fourth embodiment may be the same as the configuration of the control device 200 of the second embodiment.
  • Example 5 (Exhaust valve opens twice) Next, Example 5 will be described.
  • the internal combustion engine of the fifth embodiment is a four-valve internal combustion engine provided with two intake valves and two exhaust valves per cylinder.
  • the control device 100 described in the above embodiment is incorporated in the internal combustion engine. Since other configurations are the same as those in the first embodiment, the same reference numerals are given in the following description, and the detailed description thereof is omitted.
  • a swirl is created in the cylinder of the internal combustion engine 1.
  • the swirl may be generated by a method based on the configuration of the intake port, a method based on control of the opening timing of the intake valve, or any other method.
  • the internal combustion engine of the fifth embodiment includes a mechanism for opening the exhaust valve in the intake stroke in addition to the normal exhaust stroke.
  • This mechanism is realized by, for example, a method including a cam having a plurality of nose portions or a method of changing the rotational speed of the cam.
  • the swirl tends to be strong. For this reason, in the embodiment, the demand for weakening the swirl at a lower load is higher than in the comparative embodiment.
  • FIG. 37 is a diagram showing a swirl flow when the cylinder 70 of the internal combustion engine 1 is viewed in the axial direction.
  • FIG. 37 shows intake ports 71a and 71b and exhaust ports 72a and 72b.
  • FIG. 38 is a diagram showing lift curves of the intake valve and the exhaust valve on the exhaust port 72b side. The solid line in FIG. 38 shows the lift curve of the intake valve, and the broken line shows the lift curve of the exhaust valve.
  • FIG. 39 is a diagram showing an execution region S of the operation of opening the exhaust valve during the intake stroke.
  • a counterclockwise swirl is formed in the cylinder 70.
  • the exhaust valve of the exhaust port 72b located on the upstream side of the swirl flow among the adjacent exhaust ports is driven by the lift curve shown in FIG. This opens the exhaust port so as to oppose the swirl flow during the intake stroke.
  • air EGR gas
  • the opening timing of the exhaust valve during the intake stroke is made to coincide with an angle (ATDC 90 ° CA) delayed by 90 ° from the top dead center.
  • ATDC 90 ° CA is the time when the piston speed is the fastest. That is, the time when the lift amount of the exhaust valve becomes maximum coincides with the time when the piston speed becomes the fastest. As a result, the inflow amount of air from the exhaust port increases, and a high effect is exhibited in canceling out swirl.
  • the exhaust valve shown in FIG. 38 cannot be driven.
  • the operation of opening the exhaust valve during the intake stroke is performed in the region S in which the generation of HC is suppressed. In the torque region where the occurrence of smoke is required to be suppressed, the exhaust valve opening operation in the intake stroke is not performed.
  • FIG. 40 is a view showing a lift curve of the intake valve in the sixth embodiment.
  • the solid line in FIG. 40 shows the lift curve with a large operating angle, and the broken line shows the lift curve with a small operating angle.
  • the variable valve mechanism of the sixth embodiment is configured to change the operating angle while keeping IVC constant. For IVC to be constant, a condition that maximizes the actual compression ratio is selected.
  • FIG. 41 is a diagram showing the relationship between the opening timing (IVO) of the intake valve and the load (average effective pressure) according to the sixth embodiment.
  • the solid line in FIG. 41 shows the state during normal combustion, and the broken line shows the state during rich combustion.
  • the control device retards the working angle by retarding IVO as the load increases. This is because it is desired to secure a certain amount of intake air when the load is high. Further, the control device retards the working angle of the intake valve by retarding the IVO at the time of rich combustion than at the time of normal combustion.
  • FIG. 42 is a diagram showing a lift curve when the phase of the valve opening period of the intake valve 19 is changed by the VVT mechanism 16.
  • the solid line in FIG. 42 shows a lift curve with a small operating angle.
  • the alternate long and short dash line indicates that the phase of the solid lift curve is advanced, and the alternate long and two short dashes line indicates that the phase of the solid lift curve is retarded.
  • the dotted line shows the lift curve with a large operating angle.
  • FIG. 43 is a diagram showing a map for setting the phase of the valve opening period of the intake valve 19 with respect to the load (average effective pressure) of the internal combustion engine 1.
  • the phase of the valve opening period of the intake valve 19 is changed to advance as the load on the internal combustion engine 1 increases.
  • the swirl in the cylinder 5 is strengthened, whereas when the phase is retarded, the swirl is weakened.
  • the load increases and the swirl is requested to be strengthened, the phase of the valve opening period of the intake valve 19 is advanced.
  • the load decreases and the swirl is weakened, the phase of the valve opening period of the intake valve 19 is retarded.
  • combustion is promoted and misfire can be suppressed.
  • Example 7 Intake valve jump avoidance
  • the control device for the internal combustion engine of the seventh embodiment has the same configuration as the control device 100 of the first embodiment.
  • the control device for the internal combustion engine of the seventh embodiment may be the control device 200 of the second embodiment.
  • the same components will be described with the same reference numerals, and detailed descriptions of the same components will be omitted.
  • FIG. 44 is an example of a map constructed to avoid jumping of the intake valve 19. The vertical axis in FIG.
  • 44 indicates the operating angle of the intake valve 19, and the horizontal axis indicates the rotational speed of the internal combustion engine 1. 44, since the intake valve 19 jumps, the operating angle of the intake valve 19 is set so as not to operate in this region. Thereby, misfire at the time of switching to rich combustion is suppressed, and jump of the intake valve 19 is suppressed.

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Abstract

内燃機関（１）の制御装置（１００）は、吸気弁（１９）の最大リフト量及び開き時期を一定のまま作用角を変更可能な可変動弁機構（１０）と、リーン燃焼時に排気中の窒素酸化物を吸着し、リッチ燃焼時に吸着した窒素酸化物を還元する還元触媒（９）と、リッチ燃焼への切替え時における吸気弁（１９）の閉じ時期の進角量（ΔＩＶＣＬ，ΔＩＶＣＨ）を内燃機関（１）の負荷（ＴＬ，ＴＨ）に応じて変更する制御部（４）と、を備える。

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。
　内燃機関の排気中に含まれる窒素酸化物（ＮＯＸ）を吸着して排気を浄化するＮＯＸ吸蔵還元触媒装置が知られている。ＮＯＸ吸蔵還元触媒装置は、内燃機関の空燃比が希薄な領域で運転される場合（リーン燃焼時）に、排気中に含まれるＮＯＸを吸着する。ただし、ＮＯＸ吸蔵還元触媒装置は、ＮＯＸの吸着量が飽和状態に達すると排気中のＮＯＸを吸着することができない。この場合、排気とともにＮＯＸが大気中に放出されてしまうことになる。このため、内燃機関を一時的に燃料過剰な状態で（リッチ燃焼）運転することにより、ＮＯＸ吸蔵還元触媒装置において吸着したＮＯＸを窒素ガスＮ２へ還元し、ＮＯＸ吸蔵還元触媒を再生する操作が行われる。
　このＮＯＸ吸蔵還元触媒の再生に関して、特許文献１には、リッチ燃焼運転を行う際に、スロットル弁の開度を狭小してエンジン内に導入する吸入空気量を減少することにより、空燃比をリッチとする技術が開示されている。
　また、内燃機関の動弁装置において、カムがバルブへ作用する期間を変化させてバルブの作用角を変更する可変動弁機構が知られている。特許文献２には、カムとバルブの間に介在する制御軸を駆動源で回転させることにより、カムの回転位置に対するバルブのリフト量を変化させ、バルブの作用角を変化させる内燃機関の可変動弁システムが開示されている。特許文献３には、駆動軸に連結されたスリーブのフランジ部とカムシャフトのフランジ部との間に環状ディスクを介在させ、環状ディスクの中心を偏心させて不等速回転させることにより、バルブの作用角を変更する可変動弁装置が開示されている。
特開平１０－１８４４１８号公報 特開２００９－２９９６５５号公報 特開２００６－３３６６５９号公報
　ところで、内燃機関の高出力、低燃費の要求を満たすために、実圧縮比を低下することが有効である。しかしながら、実圧縮比を低下して運転される内燃機関において、低負荷運転時にＮＯＸ吸蔵還元触媒を再生するリッチ燃焼が行われると、失火が起こり炭化水素（ＨＣ）の増加を引き起こす。このＨＣの増加は筒内温度の低下によるため、リッチ燃焼条件下では、筒内温度を上昇させるために実圧縮比を上昇させる手法が採用される。実圧縮比を上昇させる手法には、可変動弁機構により、吸気弁の閉じ時期を進角し、下死点（ＢＤＣ）に近づけるものがある。可変動弁機構の例として、特許文献２，３の構成やこの他、バルブの作用角を変更せずに位相のみの変更を可能とする機構がある。
　例えば、特許文献２の可変動弁システムのように、リフト量を変更することによりバルブの作用角を変更する機構では、バルブの作用角を縮小する場合、図１（ａ）に示すように、必然的にバルブのリフト量が小さくなる。このため、吸入空気量が減少するため、筒内圧力が低下し、実圧縮比の向上効果が小さい。また、リフト量の低下に伴い、内燃機関のポンプ損失が増加する。
　また、バルブの作用角を変更せずに位相のみの変更を可能とする機構では、図１（ｂ）に示すように、バルブの閉じ時期の進角に伴い、バルブの開き時期が進角するため、バルブスタンプが懸念される。このため、進角可能な領域が小さい。また、筒内をリッチな条件とするために、スロットル弁で吸入空気量を調整するため、ポンプ損失が増大し燃費が悪化する。
　特許文献３に示す機構を用いた場合、図１（ｃ）に示すようなバルブの最大リフト量を一定のまま作用角の変更が可能である。この場合、上記２点の機構に比べてリッチ燃焼可能な運転領域が広くなる利点がある。ところで、内燃機関は、負荷の大きさに応じて空燃比を変化させて運転する。このため、ＮＯＸ吸蔵還元触媒を再生する場合、低負荷運転時と高負荷運転時とにおいて、同じように吸気弁の閉じ時期を進角しても、その運転条件に適したリッチ燃焼が得られるとは限らない。
　そこで、本発明は、リッチ燃焼制御時に実圧縮比を上昇させる内燃機関において、適切にリッチ燃焼への切替えを可能にする内燃機関の制御装置を提供することを目的とする。
　かかる課題を解決する本発明の内燃機関の制御装置は、吸気弁の最大リフト量及び開き時期を一定のまま作用角を変更可能な可変動弁機構と、リーン燃焼時に排気中の窒素酸化物を吸着し、リッチ燃焼時に吸着した窒素酸化物を還元する還元触媒と、リッチ燃焼への切替え時における前記吸気弁の閉じ時期の進角量を内燃機関の負荷に応じて変更する制御部と、を備えたことを特徴とする。
　上記構成によると、通常燃焼からリッチ燃焼への切替え時に、負荷の大きさに応じて進角量が変更されるので、負荷に応じた適切な切替えが可能である。なお、吸気弁の開き時期とは、閉弁状態の吸気弁が開き始める時刻をいい、閉じ時期とは、開弁状態の吸気弁が着座して流路を塞いだ時刻をいう。
　上記の内燃機関の制御装置において、前記制御部は、内燃機関の負荷が小さいほど前記進角量を大きくすることとしてもよい。また、上記の内燃機関の制御装置において、前記制御部は、リッチ燃焼への切替え時において、前記吸気弁の閉じ時期を進角した後に燃料噴射量を増加することとしてもよい。また、上記の内燃機関の制御装置において、前記可変動弁機構は、前記吸気弁の作用角の変更に加えて、前記吸気弁の位相の変更を可能とし、吸気の流速が最大となるクランク角度において前記吸気弁のリフトを最大とすることとしてもよい。さらには、上記の内燃機関の制御装置は、１気筒あたり２以上の排気ポートを備えた内燃機関の制御装置であって、内燃機関の低負荷運転時の吸気行程において、筒内のスワールの流れの上流側に位置する前記排気ポートを開くこととしてもよい。
　本発明は、リッチ燃焼制御時に実圧縮比を上昇させる内燃機関において、適切にリッチ燃焼へ切替え可能な内燃機関の制御装置を提供することができる。
可変動弁機構によるバルブのリフトカーブの変化を示した図である。（ａ）は、リフト量を変更することによりバルブの作用角を変更する機構によるリフトカーブの変化を示し、（ｂ）は、バルブの位相のみを変更する機構によるリフトカーブの変化を示し、（ｃ）は、バルブの最大リフト量を一定のまま作用角を変更する機構によるリフトカーブの変化を示している。 実施例１において説明する実施の形態の内燃機関の制御装置の図である。 内燃機関が備える可変動弁機構の全体構成の斜視図である。 図３に示す可変動弁機構が備える駆動カム軸周りの構成を示した図である。 図３のＡ－Ａ線の断面図である。 図３における矢視Ｂ方向から見た可変動弁機構の図である。 可変動弁機構のガイド部材の軌道面が変位した様子を示した図である。（ａ）は基準状態時における軌道面の位置を示している。（ｂ）は基準状態よりもガイド部材が上方向に移動した時の軌道面の位置を示している。（ｃ）は基準状態よりもガイド部材が下方向に移動した時の軌道面の位置を示している。 実施の形態における第１吸気弁のリフトカーブを示した図である。 吸気弁の閉じ時期と実圧縮比の関係を示した図である。 比較の形態において、吸気弁のリフト量を小さくしたときの可変動弁機構の概要を示した図である。（ａ）は吸気弁が閉弁した状態を示し、（ｂ）は吸気弁が開弁した状態を示している。 比較の形態において、吸気弁のリフト量を大きくしたときの可変動弁機構５０の概要を示した図である。（ａ）は吸気弁が閉弁した状態を示し、（ｂ）は吸気弁が開弁した状態を示している。 比較の形態における可変動弁機構の吸気弁のリフト量を変更した場合のリフトカーブを示した図である。 通常燃焼からリッチ燃焼への切替え時に実行される制御を示したフローチャートである。 実圧縮比を算出するためのマップの例である。（ａ）は排気温度と実圧縮比の関係を示した例であり、（ｂ）は空燃比と実圧縮比の関係を示した例である。 ステップＳ１３の処理により変化する実圧縮比を示した図である。 空気量一定の場合の燃料噴射量と実圧縮比と、失火領域の関係を示した図である。 図１６の（１）、（２）の矢印に沿った変更時の実圧縮比と空気過剰率との関係を示した図である。 内燃機関のトルクと吸気弁の閉じ時期との関係を示した図である。 実施の形態と比較の形態とにおける吸気弁の最大リフト量とトルクとの関係を示した図である。 実施の形態のリフトカーブと比較の形態のリフトカーブとを比較した図である。 １サイクル中の筒内圧力と筒内容積の関係を示した図である。 実圧縮比と吸気弁の閉じ時期のＢＤＣからの角度との関係を示した図である。 吸気弁のバルブタイミングを示した図である。 筒内温度と吸気弁の閉じ時期との関係を示した図である。 低負荷時の圧縮端温度とＨＣ発生量を、実施の形態と比較の形態について示した図である。（ａ）は内燃機関のトルクと圧縮端温度との関係を示した図である。（ｂ）はトルクとＨＣ発生量の関係を示した図である。 図２５（ａ）中のＥ、Ｆ、Ｇ点におけるリフトカーブを示している。 高負荷時の圧縮端温度とスモーク発生量を、実施の形態と比較の形態について示した図である。（ａ）は内燃機関のトルクと圧縮端温度との関係を示した図である。（ｂ）はトルクとスモーク発生量の関係を示した図である。 図２７（ａ）中のＨ、Ｊ、Ｋ点におけるリフトカーブを示している。 リッチ燃焼時の実施の形態と比較の形態の運転可能な領域とを比較した図である。（ａ）はトルクと回転数とを用いて運転可能な領域を示した図である。（ｂ）は吸気弁の閉じ時期とトルクとを用いて運転可能な領域を示した図である。 実施例２において説明する内燃機関の制御装置の図である。 実施例２において通常燃焼からリッチ燃焼への切替え時に実行される制御を示したフローチャートである。 実施例３において、吸気弁を開弁するタイミングを説明する図である。（ａ）はピストンスピードを示し、（ｂ）は吸気弁のリフト量を示し、（ｃ）は吸気ポートを通る吸気の流速を示している。 実施例３において、内燃機関の回転数上昇により、変化する吸気の流速を示した図である。 実施例３において、内燃機関の回転数から吸気弁のリフト量が最大となるときのクランク角度を算出するマップを示した図である。 実施例４において、低負荷のリッチ燃焼条件下での実施の形態と比較の形態のオーバーラップ時のリフト量を比較した図である。 実施例４において、トルクとオーバーラップ量との関係を、実施の形態と比較の形態とで比較した図である。（ａ）はオーバーラップ量について比較した図であり、（ｂ）は吸気弁の開き時期を比較した図であり、（ｃ）は排気弁の閉じ時期を比較した図である。 実施例５において、内燃機関の気筒を軸線方向に見た時のスワール流の流れを示した図である。 実施例５において、吸気弁と排気弁の１つのリフトカーブを示した図である。 実施例５において、吸気行程中に排気弁を開く動作の実行領域を示した図である。 実施例６における吸気弁のリフトカーブを示した図である。 実施例６の吸気弁の開き時期と負荷との関係を示した図である。 ＶＶＴ機構により吸気弁の開弁期間の位相を変更したときのリフトカーブを示した図である。 内燃機関の負荷に対して吸気弁の開弁期間の位相を設定するマップを示した図である。 吸気弁のジャンプを回避するために構築したマップの一例である。
　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。
（実施の形態）
　図２は本実施の形態において説明する実施の形態の内燃機関１の制御装置１００の図である。図２に示すように、内燃機関（エンジン）１は、吸気系２、排気系３、可変動弁機構１０、ＥＣＵ（Electronic Control Unit）４を備えている。内燃機関１には複数（ここでは４つ）の気筒５が直列に配置されている。なお、ここでは気筒数を４つとしているが、気筒数はいくつでもあっても構わない。各気筒５のそれぞれには、気筒５内へ燃料を噴射する燃料噴射弁６が設けられている。排気系３には排気温度を検出する排気温度センサ７と、空燃比を検出するＡ／Ｆセンサ８とが設置されている。排気温度センサ７として、例えば熱電対を採用することができる。また、排気系３の排気温度センサ７、Ａ／Ｆセンサ８の下流側に還元触媒９が設けられている。還元触媒９は、燃料がリーン燃焼する場合に排気中に含まれるＮＯＸを吸着して排気を浄化する。反対に、燃料がリッチ燃焼する場合に、吸着したＮＯＸを窒素ガスＮ２へ還元し、大気へ放出する。還元触媒９は、ＮＯＸの吸着量が飽和状態に達すると排気中のＮＯＸを吸着することができなくなるが、リッチ燃焼することによりＮＯＸ吸着能力が再生し、再びＮＯＸの吸着が可能となる。
　可変動弁機構１０は吸気弁（図２中には図示していない）を駆動する機構である。可変動弁機構１０は吸気弁の最大リフト量を一定のまま、吸気弁の作用角を変更可能にする機能を備えている。ＥＣＵ４は、ＣＰＵ（Central Processing Unit）、ＲＡＭ（Random Access Memory）、ＲＯＭ（Read Only Memory）、入出力ポートを双方向バスで接続した公知の形式のディジタルコンピュータからなり、内燃機関１の制御のために設けられている各種センサや作動装置と信号をやり取りして内燃機関１を制御する。特に、本実施の形態では、ＥＣＵ４は、可変動弁機構１０、燃料噴射弁６と電気的に接続されており、可変動弁機構１０を構成する機構の制御、及び燃料噴射弁６からの燃料の噴射を制御する。また、ＥＣＵ４は排気温度センサ７、Ａ／Ｆセンサ８と電気的に接続されており、各センサが検出する排気温度、及び空燃比を取得する。
　次に、図３から図７を参照しながら可変動弁機構１０について詳細に説明する。図３は可変動弁機構１０の全体構成の斜視図である。図４は図３に示す可変動弁機構１０が備える駆動カム軸１２周りの構成を示した図である。図５は図３のＡ－Ａ線の断面図である。図６は図３における矢視Ｂ方向から見た可変動弁機構１０の図である。なお、図６では、後述するガイド部材３６の図示を省略している。
　図３，４に示すように、可変動弁機構１０は駆動カム軸１２を備えている。駆動カム軸１２はタイミングプーリ１４およびタイミングチェーン（図示していない）を介してクランク軸（図示していない）と連結され、クランク軸の１／２の速度で回転するように構成されている。図３，４に示すように、駆動カム軸１２とタイミングプーリ１４との間には、クランク軸の回転に対する駆動カム軸１２の回転位相を変更可能とする可変バルブタイミング（ＶＶＴ）機構１６が介在している。ＶＶＴ機構１６は、例えば、油圧を蓄えた部屋を区画するベーンを、油圧の供給と排出により回転させ、タイミングプーリに対して駆動カム軸１２を回転させる機構とすることができる。
　図３，４に示すように、駆動カム軸１２には、気筒毎にカムピース１８が取り付けられている。カムピース１８は、駆動カム軸１２と同心であって、駆動カム軸１２によって回転自在に支持されている。カムピース１８には、バルブ（図示していない）を駆動するための従動カムロブ１８ａが２つ形成されている。従動カムロブ１８ａは、駆動カム軸１２と同軸の円弧状のベース円部１８ａ１と、ベース円の一部を径方向外側に向かって突出したノーズ部１８ａ２とを備えている。従動カムロブ１８ａの下方には吸気弁１９毎にロッカーアーム２１が設けられている。従動カムロブ１８ａのノーズ部１８ａ２がロッカーアーム２１に当接するタイミングで吸気弁１９が押し出されて開弁する。
　また、駆動カム軸１２には、気筒毎に、駆動カム軸１２の径方向外側に突出した駆動アーム部２０ａを有する駆動アーム２０が取り付けられている。駆動アーム２０は、所定の固定部材（図示していない）を用いて駆動カム軸１２に一体的に固定されている。さらに、カムピース１８には、同一気筒のための駆動アーム２０に近い方の従動カムロブ１８ａの近傍に、駆動カム軸１２の径方向外側に突出した従動アーム部１８ｂが一体的に形成されている。
　図５，６に示すように、駆動アーム部２０ａにはカム軸側回転軸２２を介して、駆動リンク２４の一端が回転自在に連結されている。また、従動アーム部１８ｂには、カムロブ側回転軸２６を介して、従動リンク２８の一端が回転自在に連結されている。
　駆動リンク２４の他端と従動リンク２８の他端とは、制御ローラ側回転軸３０を介して連結されている。制御ローラ側回転軸３０上における駆動リンク２４と従動リンク２８との間には、制御ローラ３２とリンクプレート３４とが介在している。このように、可変動弁機構１０は、駆動カム軸１２の軸中心を共通の回転中心とする駆動アーム部２０ａおよび従動アーム部１８ｂと、駆動リンク２４と従動リンク２８とによって連結されたリンク機構３５を備える。リンク機構３５は４節リンクである。また、図５に示すように、本実施形態では、従動リンク２８は、駆動リンク２４との間に制御ローラ３２を介在させた状態で、駆動リンク２４に対して駆動カム軸１２の回転方向Ｃの前方側に配置されている。
　図６に示すように、リンクプレート３４は、環状に形成された２つのプレート部が同心となるように折り曲げられることにより成形されている。そして、リンクプレート３４は、その内側を駆動カム軸１２が貫通するように配置されている。さらに、リンクプレート３４は、リンクプレート３４の２つのプレート部が制御ローラ３２を挟み込むようにした状態で制御ローラ側回転軸３０上に配置されている。
　図５に示すように、リンクプレート３４の外周側にはリンクプレート３４を覆うように、ガイド部材３６の軌道面３６ａ１が配置されている。この軌道面３６ａ１は円周面によって構成されている。また、制御ローラ３２は、軌道面３６ａ１と接する位置（接点Ｐ）で制御ローラ側回転軸３０によって回転自在に支持されている。このため、制御ローラ３２は、駆動カム軸１２の回転と連動して軌道面３６ａ１に沿って転がりながら移動する。
　さらに、図５に示すように、リンクプレート３４のプレート部の間には、制御ローラ３２のほかに、軌道面３６ａ１と接する位置に２つの保持ローラ３８が保持用回転軸４０を介して回転自在に取り付けられている。この構成により、リンクプレート３４は、軌道面３６ａ１によって駆動カム軸１２の径方向の位置が規定される。また、リンクプレート３４に取り付けられた制御ローラ３２の軌道面３６ａ１における位置が規定される。このため、制御ローラ３２は、駆動カム軸１２の回転に伴い、軌道面３６ａ１に常に接した状態で軌道面３６ａ１を転がりながら移動する。そして、制御ローラ３２の位置が規定された結果、駆動リンク２４および従動リンク２８を介して連結された従動カムロブ１８ａの回転方向の相対的な位置が特定される。
　また、図３に示すように、ガイド部材３６は、気筒毎に、軌道面３６ａ１を有する環状部３６ａを備えている。各気筒の環状部３６ａは、架橋部３６ｂを介して橋渡されることによって一体的に連結されている。なお、ガイド部材３６は、所定の支持部材（図示していない）を介してシリンダヘッド（図示していない）に支持されている。これにより、ガイド部材３６は、図５における矢示Ｄ方向（内燃機関１の気筒の軸線方向に一致）に移動自在に構成され、矢示Ｄに直交する方向に拘束されている。
　さらに、図３に示すように、可変動弁機構１０はアクチュエータ４２を備えている。アクチュエータ４２は、ガイド部材３６を図５中の矢示Ｄ方向に所定の移動範囲内で移動する。より具体的には、アクチュエータ４２は、円周面である軌道面３６ａ１の中心点が駆動カム軸１２の軸線の法線方向かつ気筒の軸線方向に沿ってガイド部材３６を移動させる。このとき、駆動カム軸１２の軸方向から見て、軌道面３６ａ１の中心点と駆動カム軸１２の中心点とが一致した状態を「基準状態」とする。アクチュエータ４２は、ガイド部材３６の移動を移動範囲内において任意の位置に調整する。アクチュエータ４２は、ＥＣＵ４の指令に基づいてガイド部材３６を移動する。アクチュエータ４２は、例えば、モータやウォームギヤを組み合わせて構成されていてもよい。
　次に、ガイド部材３６が移動することによる従動カムロブ１８ａの移動速度の変化、および吸気弁１９の作用角の変化について説明する。図７はガイド部材３６の軌道面３６ａ１が変位した様子を示した図である。図７（ａ）では基準状態時における軌道面３６ａ１の位置を示している。図７（ｂ）では基準状態よりもガイド部材３６が上方向に移動した時の軌道面３６ａ１の位置を示している。図７（ｃ）では基準状態よりもガイド部材３６が下方向に移動した時の軌道面３６ａ１の位置を示している。
　駆動カム軸１２の回転方向に駆動カム軸１２が回転すると、駆動カム軸１２の回転力が、駆動カム軸１２に一体的に固定された駆動アーム部２０ａを介して、駆動リンク２４に伝達される。駆動リンク２４に伝達された駆動カム軸１２の回転力は、制御ローラ側回転軸３０および従動リンク２８を介して、従動アーム部１８ｂと一体的に形成された従動カムロブ１８ａに伝達される。このように、駆動カム軸１２の回転力は、リンク機構３５を介して従動カムロブ１８ａに伝達される。
　この結果、駆動カム軸１２の回転と同期して、リンク機構３５の各要素および従動カムロブ１８ａが駆動カム軸１２と同一方向に回転することになる。この際、制御ローラ３２は、接点Ｐにおいて軌道面３６ａ１に常に接した状態で軌道面３６ａ１上を転がりながら移動し、駆動カム軸１２の周りを回転する。
　図７（ａ）に示すように、基準状態では、駆動カム軸１２の中心点と軌道面３６ａ１の中心点とが一致している。このため、駆動カム軸１２の回転に伴って制御ローラ３２が軌道面３６ａ１上を１回転する間、駆動カム軸１２の回転中心と制御ローラ３２の回転中心とが一致している。すなわち、基準状態時には、従動カムロブ１８ａが駆動カム軸１２と等速で回転する。
　図７（ｂ）に示す状態は、軌道面３６ａ１が上方向（燃焼室から離れる方向）に移動した状態を示している。この状態では、軌道面３６ａ１のほぼ下半分の区間において、制御ローラ３２が軌道面３６ａ１の真下位置Ｐ０に向かうにつれ、駆動カム軸１２の回転中心と制御ローラ３２の回転中心との距離が上記の基準状態の時よりも狭められる。この結果、基準状態時と比較して、カムロブ側回転軸２６が回転方向前方へ移動する。これにより、従動アーム部１８ｂが駆動アーム部２０ａよりも速く移動することになる。すなわち、制御ローラ３２が軌道面３６ａ１の下半円を通過する際に、従動カムロブ１８ａの移動速度が速くなる。
　反対に、図７（ｃ）に示す状態は、軌道面３６ａ１が下方向（燃焼室に近づく方向）に移動した状態を示している。この状態では、軌道面３６ａ１のほぼ下半分の区間において、制御ローラ３２が軌道面３６ａ１の真下位置Ｐ０に向かうにつれ、駆動カム軸１２の回転中心と制御ローラ３２の回転中心との距離が上記の基準状態の時よりも広がる。この結果、基準状態時と比較して、カムロブ側回転軸２６が回転方向後方へ移動する。これにより、従動アーム部１８ｂが駆動アーム部２０ａよりも遅く移動することになる。すなわち、制御ローラ３２が軌道面３６ａ１の下半円を通過する際に、従動カムロブ１８ａの移動速度が遅くなる。このように、軌道面３６ａ１の位置を適切に制御することにより、１回転する間の従動カムロブ１８ａ（すなわち、カムピース１８）の移動速度を変更することができる。
　ここで、カムピース１８の回転速度と吸気弁１９のリフトとの関係を説明する。図８は、本実施の形態における吸気弁１９のリフトカーブを示した図である。図８中の実線は吸気弁１９の大作用角のときのリフトカーブを示し、破線は吸気弁１９の小作用角のときのリフトカーブを示している。
　可変動弁機構１０は、カムピース１８が１回転する間にカムピース１８の回転速度を変更することにより、吸気弁１９の作用角（開き時期から閉じ時期までの間隔）を変更することができる。すなわち、カムピース１８のノーズ部１８ａ２が吸気弁１９へ作用する期間にカムピース１８の回転速度を速くすると、吸気弁１９の作用角が縮小する。反対に、ノーズ部１８ａ２が吸気弁１９へ作用する期間にカムピース１８の回転速度を遅くすると、吸気弁１９の作用角が拡大する。吸気弁の作用角を変更する間、吸気弁１９へ作用するカムピース１８のノーズ部１８ａ２のカムリフトは変化しないので、吸気弁１９の最大リフト量は変化しない。すなわち、可変動弁機構１０は、図８に示すように、吸気弁１９の最大リフト量を一定のまま作用角を変更することが可能である。なお、開き時期とは、閉弁状態の吸気弁が開き始めるクランク角度をいい、閉じ時期とは、開弁状態の吸気弁が着座して流路を塞いだクランク角度をいう。
　図９は吸気弁の閉じ時期（ＩＶＣ）と実圧縮比の関係を示した図である。図９に示すように、吸気弁１９の閉じ時期が下死点（ＢＤＣ）のとき、実圧縮比が最大値となる。したがって、吸気弁１９の閉じ時期がＢＤＣ以降であるときは、閉じ時期をＢＤＣに近づけるほど実圧縮比が上昇する。すなわち、閉じ時期を進角するほど実圧縮比が上昇する。なお、可変動弁機構１０は、ＶＶＴ機構１６により、吸気弁１９の開弁期間の位相を変更してもよい。開弁期間とは弁が開いている期間であり、開弁期間の位相を変更するとは、開き時期と閉じ時期の間隔を変更せずに開き時期と閉じ時期の位相を変更することをいう。
（比較の形態）
　次に、比較の形態の可変動弁機構５０について説明する。比較の形態の可変動弁機構５０は、バルブのリフト量を変更することによりバルブの作用角を変更する機構である。上記、比較の形態の可変動弁機構５０は、実施の形態で説明した可変動弁機構１０に代えて、内燃機関１に搭載することができる。図１０、図１１は比較の形態の可変動弁機構５０の概要を示した図である。図１０は、吸気弁６８のリフト量を小さくしたときの構成を示し、図１１は吸気弁６８のリフト量を大きくしたときの構成を示している。図１０、図１１ともに、（ａ）は吸気弁６８が閉弁した状態を示し、（ｂ）は吸気弁６８が開弁した状態を示している。
　可変動弁機構５０はカム軸５２、制御軸５６、ロッカーアーム６６を備えている。カム軸５２はタイミングプーリおよびタイミングチェーン（いずれも図示していない）などを介して内燃機関のクランク軸（図示していない）と連結され回転するシャフトである。カム軸５２には気筒毎にカム５４が設けられている。制御軸５６は、カム軸５２に平行に設けられたシャフトであり、制御軸５６には気筒毎にローラアーム５８、揺動アーム６２が設けられている。ローラアーム５８の先端にはメインローラ６０が設けられている。カム軸５２と制御軸５６とはメインローラ６０がカム５４に接触するように配置されている。ローラアーム５８と揺動アーム６２とは、制御軸５６周りの互いの相対位置を変更可能に制御軸５６に設けられている。制御軸５６には、ローラアーム５８を揺動アーム６２に対して相対的に回転する回転手段（図示していない）が設けられている。また、揺動アーム６２はスライド面６４によりロッカーアーム６６に接触している。ロッカーアーム６６は、揺動アーム６２から力を受けて回転し、吸気弁６８を駆動するように構成されている。
　次に、可変動弁機構５０による吸気弁６８の開弁動作について説明する。カム軸５２が回転すると、カム軸５２の回転に伴いメインローラ６０が押されてローラアーム５８が回転する。ローラアーム５８が回転することにより、制御軸５６及び制御軸５６に設けられている揺動アーム６２が回転する。揺動アーム６２が回転してロッカーアーム６６へ作用することにより、ロッカーアーム６６が回転して吸気弁６８が開弁する。
　次に、可変動弁機構５０が吸気弁６８のリフト量を変更する場合の動作について説明する。可変動弁機構５０は吸気弁６８のリフト量を変更する場合、ローラアーム５８を回転させて、ローラアーム５８と揺動アーム６２とのなす角度θを変更する。ここでは、吸気弁６８の開き時期は変更しないとする。例えば、ローラアーム５８と揺動アーム６２とのなす角度θを狭めると、図１０に実線で示したように、吸気弁６８のリフト量が減少する。また、リフト量の減少と同時に吸気弁６８の閉じる時期が早まり、吸気弁６８の作用角が小さくなる。反対に、ローラアーム５８と揺動アーム６２とのなす角度θを広げると、図１０に破線で示したように、吸気弁６８のリフト量が増大する。また、リフト量の増大と同時に吸気弁６８の閉じる時期が遅くなり、吸気弁６８の作用角が大きくなる。以上のように、比較の形態の可変動弁機構５０は、吸気弁６８のリフト量を変更することにより吸気弁６８の作用角を変更する。
　図１２は可変動弁機構５０の吸気弁６８のリフト量を変更した場合のリフトカーブを示した図である。図１２中の実線は吸気弁６８の大リフト大作用角のときのリフトカーブを示し、破線は吸気弁６８の小リフト小作用角のときのリフトカーブを示している。図１２に示すように、可変動弁機構５０では、吸気弁６８を小作用角とする場合にリフト量も小さくなる。
（リッチ燃焼への切替え時の制御）
　次に、本発明の実施例１について説明する。本実施例１では、可変動弁機構１０は、吸気弁１９の開き時期を一定のまま作用角を変更する。また、ＥＣＵ４は、リッチ燃焼への切替え時における吸気弁１９の閉じ時期の進角量を内燃機関の負荷に応じて変更する。ここでは、実施の形態の内燃機関１の制御装置１００において、内燃機関１の燃焼状態が通常燃焼からリッチ燃焼へ切替える際に実行される制御について説明する。図１３は、通常燃焼からリッチ燃焼への切替え時に実行される制御を示したフローチャートである。この制御は、ＥＣＵ４により実行される。以下、図１３のフローチャートを参照して、ＥＣＵ４が実行する制御について説明する。
　本制御は内燃機関１の運転中に定期的または連続的に実行される。ＥＣＵ４は本制御を開始すると、内燃機関１のアクセル開度、回転数などを参照し、運転条件を抽出する（ステップＳ１１）。次に、ＥＣＵ４は、リッチ燃焼が必要であるか否かを判断する（ステップＳ１２）。リッチ燃焼が必要であるか否かは、還元触媒９におけるＮＯＸの吸着量により判断される。ＮＯＸの吸着量は、例えば運転時間や走行距離に基づき設定したカウンタから判断する方法、燃料カットの積算時間などに基づき判断する方法、その他いずれの方法で算出してもよい。こうして算出されたＮＯＸの吸着量から、ＥＣＵ４は、ＮＯＸの吸着が飽和状態に達すると判断する場合、リッチ燃焼が必要であると判断する。
　ＥＣＵ４は、ステップＳ１２で肯定判定すると、次に、可変動弁機構１０を作動する（ステップＳ１３）。ここで、可変動弁機構１０が変更する吸気弁１９の作用角は、要求される当量比φに対応した実圧縮比に基づき決定される。可変動弁機構１０は吸気弁１９の閉じ時期を変更して上記の作用角を実現する。要求される当量比φは還元触媒９の状況により変化するが、いずれの場合もリッチ燃焼とすることになる。したがって、可変動弁機構１０は、気筒５内に取り込む空気量を減少させるために作用角を縮小する動作をする。本実施例において、吸気弁の開き時期（ＩＶＯ）は一定とするので、作用角が定まると、吸気弁の閉じ時期（ＩＶＣ）が決定する。ＥＣＵ４は、決定したＩＶＣを実現するように可変動弁機構１０を作動させる。このとき、通常燃焼時よりもＩＶＣは進角する。なお、当量比φは、理論空燃比Ａ／Ｆｓｔを実空燃比Ａ／Ｆで除して求められる値である。
　次に、ＥＣＵ４は、空燃比、排気温度から実圧縮比を推定する（ステップＳ１４）。具体的な動作は以下の通りである。ＥＣＵ４は、排気温度センサ７から排気温度を取得し、Ａ／Ｆセンサ８から空燃比を取得する。ＥＣＵ４は、空燃比および排気温度に基づき、実圧縮比を算出するために予め構築したモデル式またはマップを参照して、実圧縮比を算出する。ここでは、マップを二次元で表現する例として図１４を示す。図１４（ａ）は排気温度と実圧縮比の関係を示した例であり、図１４（ｂ）は空燃比と実圧縮比の関係を示した例である。
　排気温度の増加は燃料噴射量の増加と等価とみなせるため、排気温度が上昇すると失火の可能性が上昇する。失火回避のために実圧縮比を上げることになるため、図１４（ａ）に示すように、排気温度が上昇すると、実圧縮比を上昇するようにマップが構築されている。また、空燃比が増加すると空気比率が上昇するため、図１４（ｂ）に示すように、空燃比が上昇すると反対に実圧縮比を低下するようにマップが構築されている。実圧縮比は、図１４（ａ）、（ｂ）に示すような関係を組み合わせて算出される。なお、実圧縮比を算出するマップは、排気温度や空燃比以外の要素、例えば、内燃機関の回転数、負荷、吸気温度などを加えて、３次元、または４次元以上のマップとしてもよい。
　次に、ＥＣＵ４は、可変動弁機構１０の作動前後で実圧縮比が変化したかを判断する（ステップＳ１５）。すなわち、ステップＳ１４で推定した実圧縮比が目標値へ変化したかを判断する。ＥＣＵ４はステップＳ１５で肯定判定すると、次に燃料噴射量を増加する（ステップＳ１６）。ここでは、燃料の量を増加して、還元触媒９の再生に最適な当量比を調整し、リッチ燃焼を行う。また、ＥＣＵ４はステップＳ１５で否定判定した場合には、ステップＳ１３に戻る。ステップＳ１６の処理を終えると、リターンとなる。
　ＥＣＵ４はステップＳ１２において否定判定した場合には、通常燃焼を続ける（ステップＳ１７）。処理が終わるとリターンとなる。
　図１５はステップＳ１３の処理により変化する実圧縮比を示した図である。図１６は空気量一定の場合の燃料噴射量と実圧縮比と、失火領域の関係を示した図である。図１６では、制御前の条件Ｃ０からリッチ燃焼が必要と判断した場合の目標の条件Ｃ１へ変更するものとする。図１７は、図１６の（１）、（２）の矢印に沿った変更時の実圧縮比と空気過剰率λとの関係を示した図である。なお、空気過剰率λは当量比φの逆数で表される。
　ところで、通常燃焼時では、燃料噴射量が少ない場合に失火する。リッチ燃焼時では筒内温度場が低い条件で燃料を噴射する場合に、燃料の気化時の吸熱作用により、気筒５内の温度が低下し、失火が誘発される。このため、リッチ燃焼条件下では、燃料噴射量を増加する前に筒内温度を上げる操作を行う必要がある。上記の制御によると、図１５に示すように、ステップＳ１３において行われる作用角の縮小に伴い、実圧縮比が上昇する。また、図１６に示すように、（１）「ステップＳ１３の可変動弁装置の作動により実圧縮比を上昇」させた後、（２）「ステップＳ１６の燃料噴射量を増加」することにより、失火することなくリッチ燃焼を実行できる。この処理の順序を反対に、（１´）「ステップＳ１６の燃料噴射量を増加」させた後、（２´）「ステップＳ１３の可変動弁装置の作動により実圧縮比を上昇」するならば、（１´）の燃料噴射量を増加した時点で失火領域に入ってしまう。このため、上記の制御では、失火を回避するために、必ずステップＳ１３の後にステップＳ１６の処理をする。
　ここで、内燃機関１の負荷と上記の制御時に変更する当量比φとの関係を説明する。内燃機関１は負荷に応じて空燃比を変更して運転を行うため、負荷が異なると当量比が異なる。例えば、通常燃焼時には、低負荷では当量比φが０．３程度であり、空気が過剰なリーンの状態である。これに対し、高負荷では、燃料の割合が増加し、例えば、当量比φが０．７程度である。しかしながら、ＮＯＸ還元触媒９の再生要求がある場合、負荷の高低に関わらず、当量比φを１以上にする切替えが要求される。すなわち、低負荷の条件では、当量比φを０．３から１以上へ変更するのに対し、高負荷の条件では、当量比φを０．７から１以上へ変更することが要求される。したがって、低負荷の条件と高負荷の条件とでは、筒内へ供給する吸入空気の減少量が異なる。このため、吸気弁１９の閉じ時期も負荷に応じて変更する必要がある。
　図１８は、内燃機関１のトルク（負荷）と吸気弁１９の閉じ時期（ＩＶＣ）との関係を示した図である。図１８中の実線は通常燃焼の場合を示し、破線はリッチ燃焼の場合を示している。図１８に示すように、ＥＣＵ４の制御により、内燃機関１の負荷が小さくなるほど、ＩＶＣの進角量が大きくなる。すなわち、低負荷ＴＬのときの進角量ΔＩＶＣＬと高負荷ＴＨのときの進角量ΔＩＶＣＨとを比較すると、低負荷ＴＬのときの進角量ΔＩＶＣＬが高負荷ＴＨのときの進角量ΔＩＶＣＨよりも大きくなる。これは上記のように、低負荷の場合が高負荷の場合に比べて吸入空気の減少量が大きいためである。ＩＶＣの進角量が大きくなることにより、吸入空気量が減少するため、低負荷の場合が高負荷の場合に比べてＩＶＣの進角量が大きくなる。このように、制御装置１００は、内燃機関１の負荷に応じて吸気弁の閉じ時期の進角量を変更することにより、内燃機関１の負荷の大きさに合わせた切替え制御が可能である。このように制御装置１００は、内燃機関１の運転条件に適した制御を実現する。
（実施の形態と比較の形態の比較）
　次に、実施の形態における効果を比較の形態と比較しながら説明する。まず、実施の形態と比較の形態のバルブリフトの関係について説明する。図１９は、実施の形態と比較の形態とにおける吸気弁の最大リフト量とトルクとの関係を示した図である。図１９中の実線は実施の形態について示し、破線は比較の形態について示している。比較の形態は作用角を変更する場合、最大リフト量も変更することになるが、トルクに応じて作用角を変更するため、吸気弁のリフト量もトルクに応じて変化する。一方、実施の形態では、作用角に関わらず最大リフト量は一定である。実施の形態と比較の形態とのバルブリフトの関係は、図１９に示すように、出力点Ｐにおいて比較の形態の最大リフト量が実施の形態の最大リフト量に一致するように設定されている。
　図２０は実施の形態のリフトカーブと比較の形態のリフトカーブとを比較した図である。図２０中の実線は実施の形態の作用角を拡大したときのリフトカーブを示し、破線は作用角を縮小したときの実施の形態のリフトカーブを示している。点線は、作用角が実線のリフトカーブと一致するときの比較の形態のリフトカーブを示し、一点鎖線は、作用角が破線のリフトカーブと一致するときの比較の形態のリフトカーブを示している。図２１は１サイクル中の筒内圧力と筒内容積の関係を示した図である。図２１は、作用角縮小時の例を示しており、実線は作用角縮小時の実施の形態を示し、破線は作用角縮小時の比較の形態を示し、点線は可変動弁機構１０，５０を備えていない内燃機関の従来のバルブタイミングによる例を示している。図２２は実圧縮比と吸気弁の閉じ時期（ＩＶＣ）のＢＤＣからの角度との関係を示した図である。図２２中の実線は実施の形態の例を示し、破線は比較の形態の例を示している。
　図２０に示すように、比較の形態において作用角を縮小した場合、吸気弁のリフト量が低下する。このため、吸入空気量が減少しポンプロスが増加する。さらに、吸入空気量が減少するので、図２１に示すように、筒内最大圧ＰＭＡＸが低下する。また、比較の形態では、吸気弁の作用角を縮小した場合には吸入空気量が急激に減少するため、上記制御をする場合に誤差が大きくなり制御が困難となる。これに対して、図２０に示すように、実施の形態では、作用角を縮小しても最大リフト量が変更されない。このため、吸入空気量に大きな減少が生じないため、ポンプロスの増加が抑制される。また、吸入空気量が大きく減少しないため、図２１に示すように、筒内最大圧ＰＭＡＸも高いまま維持できる。さらに、図２２に示すように、ＩＶＣがＢＤＣに近づくほど実圧縮比が上昇するが、その上昇量は、実施の形態の方が比較の形態よりも大きい。
　図２３は吸気弁のバルブタイミングを示した図である。図２３中、実線は実施の形態を示し、破線は比較の形態を示し、点線は可変動弁機構１０，５０を備えていない内燃機関の従来のバルブタイミングの例を示している。図２４は筒内温度と吸気弁の閉じ時期との関係を示した図である。図２４中の実線は実施の形態の例を示し、破線は比較の形態の例を示している。
　図２３に示すように、図示した３つの吸気弁の開き時期（ＩＶＯ）は同タイミングである。リッチ燃焼では吸入空気量を減少するため、実圧縮比が大きい方がよい。このために、実圧縮比が大きくなるＢＤＣ付近で吸気弁を閉じることが望ましい。実施の形態のＩＶＣはＢＤＣよりも僅かに早く、比較の形態のＩＶＣはＢＤＣより僅かに遅い。可変動弁機構を備えていないバルブタイミングではＩＶＣがＢＤＣよりもかなり遅い。図２４に示すように、実施の形態においても、比較の形態においても、ＩＶＣを進角することにより実圧縮比が上昇するので、筒内温度が上昇する。図９に示したように、実圧縮比は、ＢＤＣにて最大となり、ＩＶＣがＢＤＣより早い場合、実圧縮比は原理的に低下する。ただし、ＩＶＣがＢＤＣよりも遅い場合には、吸気の吹き戻しが生じる事により、筒内の吸気温度が低下するのに対し、ＩＶＣがＢＤＣよりも早い場合には、筒内の吸気温度が維持される。このため、失火しにくくなる利点がある。比較の形態でも、構造上ＩＶＣをＢＤＣ以前とすることができるが、作用角縮小に伴うリフト量が低下するので、吸入空気量が減少する。この結果、失火しやすくなるなど制御が困難になる問題やポンプ損失が大きくなる問題が生じる。一方、実施の形態のように、作用角縮小時に最大リフト量が減少しない構成ならば、吸入空気量の大きな減少が生じないため、ＩＶＣをＢＤＣ以前にすることができる。このように、実施の形態では、ＩＶＣをＢＤＣ以前に設定可能であるため、実圧縮比と吸入空気量とを同時に変更することが可能となる。
　なお、通常燃焼において失火を抑制する制御ならば、吸気弁の開弁期間の位相を変更することにより、実圧縮比を変化させ、失火を抑制することもできる。しかしながら、リッチ燃焼時には吸入空気量を減少することも求められるため、吸気弁の開弁期間の位相を変更することのみではリッチ燃焼時の要求を実現することができない。この場合、スロットル弁を絞り吸入空気量を減少することになるが、同時に、ポンプロスの増加を引き起こしてしまう。実施の形態では、吸入空気量も調整可能なため、ここで問題となるようなポンプロスの増加を懸念する必要がない。
（リッチ燃焼時の運転可能領域）
　続いて、リッチ燃焼時の運転可能な領域について、比較の形態と比較しながら説明する。リッチ燃焼時の内燃機関の運転可能領域を決定するクライテリアとして、失火時の温度、当量比、ＨＣ発生量、スモーク量、音量が挙げられる。例えば、筒内の圧縮端の温度ＴＣＯＭＰが低すぎると、失火し、ＨＣの増大を引き起こす。低負荷時の運転領域では、内燃機関１の失火を防ぐため、リッチ燃焼の運転可能領域の閾値としてＨＣ発生量に目標クライテリアを設定する。ＨＣ発生量は気筒５内の圧縮端温度ＴＣＯＭＰと密接に関わるため、目標クライテリアは気筒５内の圧縮端温度ＴＣＯＭＰとしてもよい。
　図２５は、低負荷時の圧縮端温度とＨＣ発生量を、実施の形態と比較の形態について示した図である。図２５（ａ）は内燃機関１のトルクと圧縮端温度との関係を示した図である。図２５（ｂ）はトルクとＨＣ発生量の関係を示した図である。図２５（ａ），（ｂ）において、実線は実施の形態を示し、破線は比較の形態を示している。図２５（ａ）のＥ点は、図２５（ｂ）において、実施の形態のＨＣ発生量が目標クライテリアＣＲＨとなるときのトルクＴ１に相当する点である。図２５（ａ）のＦ点は、図２５（ｂ）において、比較の形態のＨＣ発生量が目標クライテリアＣＲＨとなるときのトルクＴ２に相当する点である。図２５（ａ）のＧ点は、Ｆ点とトルク条件が等しい実施の形態に関する点である。図２６は、図２５（ａ）中のＥ、Ｆ、Ｇ点におけるリフトカーブを示している。
　図２５（ｂ）に示すように、実施の形態においてトルクＴ１未満で運転した場合、ＨＣ発生量が目標クライテリアＣＲＨを超えるため、運転可能な領域をトルクＴ１以上とする。同様に、図２５（ｂ）に示すように、比較の形態においてトルクＴ２未満で運転した場合、ＨＣ発生量が目標クライテリアＣＲＨを超えるため、運転可能な領域をトルクＴ２以上とする。図２５にも示すように、トルクＴ１はトルクＴ２よりも小さい値である。図２６に示すように、トルクＴ２における、Ｆ点の比較の形態のリフトカーブとＧ点の実施の形態のリフトカーブとを比較すると、Ｇ点のリフトカーブは、Ｆ点のリフトカーブよりもリフト量が高いため、ＩＶＣを進角することができる。ＩＶＣを進角できる実施の形態では、同じトルク条件の比較の形態よりも実圧縮比を高くすることができる。この結果、筒内の温度が高い状態で維持でき、圧縮端温度ＴＣＯＭＰを高くすることができる。この結果は、図２５（ａ）にも反映されており、低負荷の領域（トルクがＴ０以下）において、同じトルク条件では、実施の形態の圧縮端温度ＴＣＯＭＰが比較の形態よりも高い。このように実施の形態では圧縮端温度ＴＣＯＭＰを高くできるため、さらにトルクを下げて運転することができる。したがって、実施の形態の運転可能な領域はトルクＴ１まで拡大することができる。
　内燃機関の高負荷時の運転領域では、内燃機関１のスモークの発生量を制約するため、リッチ燃焼の運転可能な領域の閾値としてスモーク発生量に目標クライテリアを設定する。スモーク発生量は気筒５内の圧縮端温度ＴＣＯＭＰと密接に関わるため、目標クライテリアは気筒５内の圧縮端温度ＴＣＯＭＰとしてもよい。
　図２７は、高負荷時の圧縮端温度とスモーク発生量を、実施の形態と比較の形態について示した図である。図２７（ａ）は内燃機関１のトルクと圧縮端温度との関係を示した図である。図２７（ｂ）はトルクとスモーク発生量の関係を示した図である。図２７（ａ），（ｂ）において、実線は実施の形態を示し、破線は比較の形態を示している。図２７（ａ）のＨ点は、図２７（ｂ）において、実施の形態のスモーク発生量が目標クライテリアＣＲＳとなるときのトルクＴ４に相当する点である。図２７（ａ）のＪ点は、図２７（ｂ）において、比較の形態のスモーク発生量が目標クライテリアＣＲＳとなるときのトルクＴ３に相当する点である。図２７（ａ）のＫ点は、Ｊ点とトルク条件が等しい実施の形態に関する点である。図２８は、図２７（ａ）中のＨ、Ｊ、Ｋ点におけるリフトカーブを示している。
　図２７（ｂ）に示すように、実施の形態においてトルクＴ４を超えて運転した場合、スモーク発生量が目標クライテリアＣＲＳを超えるため、運転可能な領域をトルクＴ４以下とする。同様に、図２７（ｂ）に示すように、比較の形態においてトルクＴ３を超えて運転した場合、スモーク発生量が目標クライテリアＣＲＳを超えるため、運転可能な領域をトルクＴ３以下とする。図２７に示すように、トルクＴ４はトルクＴ３よりも大きい値である。図２８に示すように、トルクＴ３における、Ｊ点の比較の形態のリフトカーブとＫ点の実施の形態のリフトカーブとを比較すると、Ｋ点のリフトカーブは、Ｊ点のリフトカーブよりもリフト量が高いため、ＩＶＣを遅角することができる。ＩＶＣを遅角できる実施の形態では、同じトルク条件の比較の形態よりも実圧縮比を低くすることができる。このため、筒内の温度を低減でき、圧縮端温度ＴＣＯＭＰを低くすることができる。この結果は、図２７（ａ）にも反映されており、高負荷の領域（トルクがＴ０以上）において、同じトルク条件では、実施の形態の圧縮端温度ＴＣＯＭＰが比較の形態よりも低い。このように実施の形態では圧縮端温度ＴＣＯＭＰを低くできるため、さらにトルクを上げて運転することができる。したがって、実施の形態の運転可能な領域はトルクＴ４まで拡大することができる。なお、比較の形態の場合では、ＩＶＣの遅角に伴いリフト量が拡大するため、吸入空気量が増加し、リッチ燃焼の条件を維持できない。実施の形態の場合には、ＩＶＣを遅角しても最大リフト量が一定であるため、吸入空気の増加量が少なく、リッチ燃焼の条件を維持できる。
　上記説明における実施の形態の運転可能な領域の拡大した様子を図２９に示す。図２９は、リッチ燃焼時の実施の形態と比較の形態の運転可能な領域とを比較した図である。図２９（ａ）はトルクと回転数とを用いて運転可能な領域を示した図である。図２９（ｂ）は吸気弁の閉じ時期とトルクとを用いて運転可能な領域を示した図である。図２９（ａ），（ｂ）において、実線は実施の形態を示し、破線は比較の形態を示している。図２９に示すように、実施の形態では、比較の形態に比べてトルクの上端と下端を拡大できる。さらに、ＩＶＣに関しては、遅角側、遅角側の両方に拡大できる。実施の形態では、ＩＶＣを進角側に拡大することにより、実圧縮比を高くすることができるので、燃焼温度を向上することができる。また、実施の形態では、ＩＶＣを遅角側に拡大することにより、内燃機関のポンプ損失が低減し、燃費が向上する。以上の説明の通り、実施の形態は、リッチ燃焼時において比較の形態に比べて運転可能な領域が拡大する。
（筒内圧から実圧縮比を算出する制御）
　次に、本発明の実施例２について説明する。図３０は本実施例２の内燃機関２０１の制御装置２００の図である。内燃機関２０１は、実施例１の内燃機関１とほぼ同様の構成をしている。内燃機関２０１は、実施例１の内燃機関１と比較すると、排気系３に排気温度センサとＡ／Ｆセンサを備えていない。その代わりに、各気筒５に筒内圧センサ２０２を備えている。筒内圧センサ２０２は気筒５内の筒内圧力を検出する。筒内圧センサ２０２とＥＣＵ４とは電気的に接続されており、筒内圧センサ２０２で検出された筒内圧力はＥＣＵ４に取り込まれる。その他の構成は実施例１の内燃機関１と同様なのでその詳細な説明は省略し、図３０中同一の番号を付す。
　本実施例２では、実施例１同様に、還元触媒９のＮＯＸの吸着量が飽和状態に達すると、リッチ燃焼することによりＮＯＸ吸着能力を再生する。図３１は、本実施例２において通常燃焼からリッチ燃焼への切替え時に実行される制御を示したフローチャートである。この制御は、ＥＣＵ４により実行される。図３１のフローチャートは、ステップＳ１４に代えてステップＳ２４を実行することを除いて、図１３のフローチャートと同様である。ここでは、図１３のフローチャートと同様の処理についての説明は省略する。
　本実施例２の制御において、ＥＣＵ４はステップＳ１３の処理を終えると、筒内圧から実圧縮比を推定する（ステップＳ２４）。具体的な動作は以下の通りである。ＥＣＵ４は、気筒５の圧縮前後の筒内圧力を筒内圧センサ２０２から取得し、圧縮取得した筒内圧力に基づき、実圧縮比を算出する。実圧縮比は圧縮後の筒内圧力ＰＡを圧縮後の筒内圧力ＰＢで除して算出する。ＥＣＵ４はステップＳ２４の処理を終えるとステップＳ１５の処理へ進む。
　以上のように、実圧縮比を筒内圧力から算出し、リッチ燃焼への切替え時の制御を実行してもよい。本実施例２のように、実圧縮比を筒内圧力から算出する場合は、より正確に実圧縮比を算出できる。これにより、失火限界の直前まで筒内をリッチな状態にすることが可能となる。また、万が一失火に至った場合、その検出が容易であるため、復旧を迅速に行うことができる。
（吸気流速に関わる失火回避）
　次に、本発明の実施例３について説明する。本実施例３の内燃機関の制御装置は実施例１の制御装置１００と同様の構成をしている。以降、同様の構成について同一の参照番号を付し説明し、同一の構成要素についての詳細な説明は省略する。本実施例３の制御装置１００は、リッチ燃焼時の吸気弁１９のバルブタイミングの設定をさらに限定した制御装置である。
　図３２は吸気弁１９を開弁するタイミングを説明する図である。図３２（ａ）から（ｃ）の横軸はクランク角度を示している。図３２（ａ）はピストンスピードを示し、図３２（ｂ）は吸気弁１９のリフト量を示し、図３２（ｃ）は内燃機関１の吸気ポートを通る吸気の流速を示した図である。図３２（ｂ）の実線はリフト量の最大値が上死点から９０°遅れた角度（ＡＴＤＣ９０°ＣＡ）となるリフトカーブを示し、破線はＡＴＤＣ９０°ＣＡよりもＢＤＣ側で、実線のリフトカーブと吸入空気量が等しくなるリフトカーブを示している。この破線のリフトカーブのとき、実線のリフトカーブのときに比べて作用角が大きいが、ポンプ損失が小さい。図３３は内燃機関１の回転数上昇により、変化する吸気の流速を示した図である。図３３の横軸はクランク角度を示している。図３３の縦軸は内燃機関１の吸気ポートを通る吸気の流速を示している。図３３の実線は低回転時の吸気の流速を示し、破線は高回転時の吸気の流速を示している。図３４は内燃機関１の回転数から吸気弁１９のリフト量が最大となるときのクランク角度を算出するマップを示した図である。
　実施の形態では、比較の形態の場合に比べて、ポンプ損失を抑制できる利点がある。ところが、実施の形態では、リッチ燃焼時にポンプ損失が低いことが原因で燃焼温度が低下しやすい。燃焼温度が低下すると失火しやすくなる。本実施例３では、さらなる失火回避のために、制御装置は、ポンプ損失が最大となるタイミングに吸気弁を開弁する。以下、図３２から３４を参照しながら具体的に説明する。
　図３２（ａ）に示すように、内燃機関１のピストンのスピードは上死点から９０°遅れた角度（ＡＴＤＣ９０°ＣＡ）において最も速くなる。また、このとき、回転数が十分小さい運転条件では、最もピストンスピードが速い条件で圧力損失が最大となる。また、図３２（ｃ）に示すように、ＡＴＤＣ９０°ＣＡは、吸気ポートから流入する吸気の流速が最大になる条件でもある。本実施例３において、制御装置１００は、圧力損失が最大となるタイミング（ＡＴＤＣ９０°ＣＡ）に吸気弁１９のリフト量がピーク（最大）となるように、吸気弁１９のバルブタイミングを変更する。
　実際に吸気弁１９のバルブタイミングを変更する場合に、急に空気量を絞ると空燃比が急激にリッチとなり失火する。このため、この失火を抑制するため、実際のリッチ燃焼運転時に筒内温度を変化させる場合には、できるだけ空気量を一定のままで吸気弁１９のバルブタイミングを制御する。リッチ燃焼への変更時のバルブタイミングの変更例として、例えば、図３２（ｂ）に示す点線のリフトカーブを実線のリフトカーブへ変更する。この例では、可変動弁機構１０が作用角を縮小するとともに、ＶＶＴ機構１６により開弁時期の位相を早めている。
　また、内燃機関１の回転数が上昇していくにつれて吸気管内の慣性効果が大きくなり、図３３に示すように、気筒５内に取り込まれる吸気の速度のピーク位置が遅れる。これを考慮すると、実際の運転条件では、図３４のマップに従い、吸気弁１９のリフト量の最大値の位相を遅くするように制御する。これにより、吸気の流速が最大となるタイミングにおいて、吸気弁のリフト量が最大となる。この結果、ポンプ損失が最大となるので、筒内温度の低下が抑制される。これにより失火を防ぐことができる。なお、本実施例３の内燃機関の制御装置の構成は実施例２の制御装置２００の構成と同様のものとしてもよい。
（バルブオーバーラップ時の制御）
　次に、実施例４について説明する。実施例４では、バルブオーバーラップを考慮した制御について説明する。本実施例４の内燃機関の制御装置は実施例１の制御装置１００と同様の構成をしている。以降、同様の構成について同一の参照番号を付し説明し、同一の構成要素についての詳細な説明は省略する。本実施例４では、排気側にも排気弁の閉じ時期（ＥＶＣ）を変更する可変動弁機構（図示しない）が設けられている。排気側の可変動弁機構は、上記説明した可変動弁機構１０、５０やその他いずれの形態であってもよい。図３５は低負荷のリッチ燃焼条件下での実施の形態と比較の形態のオーバーラップ時のリフト量を比較した図である。図３５中の実線は、実施の形態の吸気弁１９のリフトカーブを示し、破線は比較の形態の吸気弁６８のリフトカーブを示し、点線は、排気弁のリフトカーブを示している。排気弁については実施の形態も比較の形態も同様である。吸気弁のリフト量の最大値の設定の関係上、実施の形態では、比較の形態と比較して、作用角縮小時に吸気弁１９のリフト量が高い。図３５に示すように、実施の形態は最大リフト量一定のまま吸気弁１９の閉じ時期を変更するため、低負荷時のリッチ燃焼条件下では、オーバーラップ期間中の吸気弁１９のリフト量ΔＬ１が比較の形態のリフト量ΔＬ２よりも大きくなる。この結果、吸気ポートへの吸入空気の吹き戻しが増加し、内部ＥＧＲが増加するので筒内温度が上昇する。一方、高負荷ではスモーク発生量が許容値を超えることが考えられる。
　図３６はトルク（負荷）とオーバーラップ量との関係を、実施の形態と比較の形態とで比較した図である。図３６（ａ）はオーバーラップ量について比較した図である。図３６（ｂ）は吸気弁１９の開き時期（ＩＶＯ）を比較した図である。図３６（ｃ）は排気弁の閉じ時期（ＥＶＣ）を比較した図である。
　初めに、図３６（ｂ）に示した吸気弁１９の開き時期について比較すると、実施の形態は、比較の形態に比べて吸気弁１９の開き時期を遅く（遅角側に）設定する。続いて、図３６（ｃ）に示した排気弁の閉じ時期について比較すると、実施の形態では、比較の形態に比べて閉じ時期を早く（進角側に）設定する。この結果、図３６（ａ）に示すように、実施の形態では、比較の形態に比べてオーバーラップ量が小さくなる。この結果、吸気ポートへの吸気の吹き戻しの増加を防ぎ、内部ＥＧＲの増加による筒内温度の上昇を防ぐことができる。なお、図３６（ａ）のＯＬ１，ＯＬ２に示すように、オーバーラップ量の低負荷側の許容値は、ピストンヘッドに設けたリセス深さにより決定される。また、高負荷側では、過度に内部ＥＧＲが増加しないことからスモークの増加を抑制できる。なお、本実施例４の内燃機関の制御装置の構成は実施例２の制御装置２００の構成と同様のものとしてもよい。
（排気弁の２回開き）
　次に実施例５について説明する。実施例５では、排気弁を２回開弁する動作について説明する。本実施例５の内燃機関は、１気筒あたり、吸気弁と排気弁とを２本ずつ備えた４バルブの内燃機関である。内燃機関には上記の実施の形態で説明した制御装置１００が組み込まれている。なお、その他の構成は実施例１と同様であるため、以降の説明中同一の参照番号を付し、その詳細な説明は省略する。内燃機関１の筒内には、スワールが生み出されるようになっている。スワールは、吸気ポートの構成による方法、吸気弁の開弁時期の制御による方法、その他いずれの方法により生成されてもよい。さらに、本実施例５の内燃機関は、排気弁が通常の排気行程の他に、吸気行程において開弁する機構を備えている。この機構は、例えば、ノーズ部分を複数有するカムを備える方法やカムの回転速度を変更する方法などにより実現される。特に、実施の形態では、比較の形態に比べてリフト量が大きいため、スワールが強くなる傾向がある。このため、実施の形態では、比較の形態に比べ、より低負荷時のスワールを弱めるための要求が高まる。
　図３７は内燃機関１の気筒７０を軸線方向に見た時のスワール流の流れを示した図である。図３７中には吸気ポート７１ａ，７１ｂと排気ポート７２ａ，７２ｂを示している。図３８は吸気弁と排気ポート７２ｂ側の排気弁のリフトカーブを示した図である。図３８中の実線は吸気弁のリフトカーブを示し、破線は排気弁のリフトカーブを示している。図３９は、吸気行程中に排気弁を開く動作の実行領域Ｓを示した図である。
　図３７に示すように、気筒７０内には反時計回りのスワールが形成される。低負荷時のリッチ燃焼条件下では、隣合う排気ポートのうち、スワールの流れの上流側に位置する排気ポート７２ｂの排気弁を図３８に示したリフトカーブで駆動する。これにより、吸気行程中に、スワールの流れに対向するように、排気ポートが開く。この結果、排気ポートから空気（ＥＧＲガス）が流れ込み、スワールの流れを相殺する。このように、筒内のスワールが抑制されるため、冷却損失が低減されて筒内温度が保持され、失火が抑制される。吸気行程中の排気弁の開弁時期は、図３８に示すように、上死点から９０°遅れた角度（ＡＴＤＣ９０°ＣＡ）に一致させる。ＡＴＤＣ９０°ＣＡは、ピストンのスピードが最も速くなる時期である。すなわち、排気弁のリフト量が最大となる時期とピストンのスピードが最も速くなる時期とが一致する。これにより、排気ポートからの空気の流入量が増加し、スワールを相殺することに高い効果が発揮される。
　一方、内燃機関の高負荷運転時にはスワールを強化しなければならないため、上記、図３８で示した排気バルブの駆動はできない。図３９に示すように、吸気行程中に排気弁を開弁する動作はＨＣの発生を抑制する領域Ｓにおいて行われる。スモークの発生を抑制することが要求されるトルクの領域では、吸気行程における排気弁の開弁動作は実施しない。
（吸気弁閉じ時期一定の制御）
　次に、本発明の実施例６について説明する。本実施例６の内燃機関の制御装置は実施例１の制御装置１００とほぼ同様の構成をしている。ただし、本実施例６の内燃機関において、可変動弁機構１０の構造が実施例１の構造と異なっている。図４０は、本実施例６における吸気弁のリフトカーブを示した図である。図４０中の実線は大作用角のリフトカーブを示し、破線は小作用角のリフトカーブを示している。本実施例６の可変動弁機構は、図４０に示すように、ＩＶＣを一定に保ちながら作用角を変更するように構成されている。また、一定とするＩＶＣは、実圧縮比が最大となる条件が選択されている。図４１は、本実施例６の吸気弁の開き時期（ＩＶＯ）と負荷（平均有効圧力）との関係を示した図である。図４１中の実線は通常燃焼時の状態を示し、破線はリッチ燃焼時の状態を示している。図４１に示すように、制御装置は、負荷が大きくなるほどＩＶＯを遅角して作用角を縮小する。これは、高負荷時にはある程度の吸入空気量を確保したいためである。また、制御装置は、リッチ燃焼時には通常燃焼時よりもＩＶＯを遅角して、吸気弁の作用角を縮小する。
　なお、高負荷の場合には低圧縮比が要求されるので、高負荷時の低圧縮比を実現するために、ＶＶＴ機構１６により、吸気弁１９の開弁期間の位相を変更することにしてもよい。以下では、吸気弁１９の開弁期間の位相の変更について説明する。図４２は、ＶＶＴ機構１６により吸気弁１９の開弁期間の位相を変更したときのリフトカーブを示した図である。図４２中の実線は小作用角のリフトカーブを示している。一点鎖線は実線のリフトカーブの位相を進角したものを示し、二点差線は実線のリフトカーブの位相を遅角したものを示している。点線は大作用角のリフトカーブを示している。図４３は、内燃機関１の負荷（平均有効圧力）に対して吸気弁１９の開弁期間の位相を設定するマップを示した図である。図４３に示すように、内燃機関１の負荷が上昇するほど、吸気弁１９の開弁期間の位相を進角するように変更する。本実施例６の構成では、通常燃焼時において、吸気弁１９の開弁期間の位相を進角する場合、気筒５内のスワールが強化され、反対に位相を遅角する場合、スワールが弱まる。このため、負荷が上昇し、スワールを強化する要求時には、吸気弁１９の開弁期間の位相を進角する。反対に、負荷が低下し、スワールを弱める場合には、吸気弁１９の開弁期間の位相を遅角する。このように、スワールを調整することにより、燃焼が促進され、失火を抑制することができる。
（吸気弁のジャンプ回避）
　次に、実施例７について説明する。実施例７では、吸気弁１９のジャンプの回避について説明する。本実施例７の内燃機関の制御装置は実施例１の制御装置１００と同様の構成をしている。また、本実施例７の内燃機関の制御装置は実施例２の制御装置２００としてもよい。以降、同様の構成については同一の参照番号を付して説明し、同一の構成要素についての詳細な説明は省略する。実施の形態では、作用角を小さくしすぎると吸気弁１９がジャンプをする。このため、吸気弁１９のジャンプを回避するように、作用角が設定される。図４４は吸気弁１９のジャンプを回避するために構築したマップの一例である。図４４の縦軸は吸気弁１９の作用角を示し、横軸は内燃機関１の回転数を示している。図４４中の斜線の領域では、吸気弁１９がジャンプをするので、この領域内で動作しないように、吸気弁１９の作用角が設定されている。これにより、リッチ燃焼への切替え時の失火を抑制するとともに、吸気弁１９のジャンプが抑制される。
　上記実施例は本発明を実施するための例にすぎず、本発明はこれらに限定されるものではなく、これらの実施例を種々変形することは本発明の範囲内であり、さらに本発明の範囲内において、他の様々な実施例が可能であることは上記記載から自明である。
　１　内燃機関
　４　ＥＣＵ
　６　燃料噴射弁
　９　還元触媒
　１０　可変動弁機構
　１９　吸気弁
　１００　制御装置

Claims (5)

  1. 　吸気弁の最大リフト量及び開き時期を一定のまま作用角を変更可能な可変動弁機構と、
    　リーン燃焼時に排気中の窒素酸化物を吸着し、リッチ燃焼時に吸着した窒素酸化物を還元する還元触媒と、
    　リッチ燃焼への切替え時における前記吸気弁の閉じ時期の進角量を内燃機関の負荷に応じて変更する制御部と、
    を備えたことを特徴とする内燃機関の制御装置。
  2. 　前記制御部は、内燃機関の負荷が小さいほど前記進角量を大きく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. 　前記制御部は、リッチ燃焼への切替え時において、前記吸気弁の閉じ時期を進角した後に燃料噴射量を増加することを特徴とする請求項１または２記載の内燃機関の制御装置。
  4. 　前記可変動弁機構は、前記吸気弁の作用角の変更に加えて、前記吸気弁の位相の変更を可能とし、
    　吸気の流速が最大となるクランク角度において前記吸気弁のリフトを最大とすることを特徴とする請求項１から３のいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置。
  5. 　１気筒あたり２以上の排気ポートを備えた内燃機関の制御装置であって、
    　内燃機関の低負荷運転時の吸気行程において、筒内のスワールの流れの上流側に位置する前記排気ポートを開くことを特徴とする請求項１から４のいずれか一項に記載の内燃機関の制御装置。
    　
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