WO2017002254A1 - 内燃機関の制御方法及び制御装置 - Google Patents

内燃機関の制御方法及び制御装置 Download PDF

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Definitions

  • the present invention relates to control of an internal combustion engine equipped with a variable compression ratio mechanism capable of changing a mechanical compression ratio.
  • Patent Document 1 discloses that the temperature of a catalyst disposed in an exhaust passage is lowered. Therefore, a technique for determining the catalyst overheat prevention increase value based on the load-related value and the mechanical compression ratio is described.
  • the mechanical compression ratio is controlled by a variable compression ratio mechanism, for example, to prevent knocking and excessive rise in in-cylinder pressure during acceleration transients.
  • a variable compression ratio mechanism for example, to prevent knocking and excessive rise in in-cylinder pressure during acceleration transients.
  • the present invention includes a variable compression ratio mechanism that can change the mechanical compression ratio, a supercharger that supercharges intake air, and a supercharging pressure adjustment mechanism that adjusts the supercharging pressure, and detects the mechanical compression ratio.
  • the supercharging pressure is limited based on the mechanical compression ratio.
  • the supercharging pressure By limiting the supercharging pressure based on the mechanical compression ratio in this way, for example, in the acceleration transition period in which the supercharging pressure increases, the supercharging pressure increases before the mechanical compression ratio decreases, resulting in a high load state. You can avoid that.
  • the present invention it is possible to suppress the delay in the change in the mechanical compression ratio with respect to the change in the supercharging pressure, and it is possible to suppress the deterioration of the engine operability accompanying this.
  • a turbocharger that supercharges intake air using exhaust energy between an exhaust passage 4 and an intake passage 3. 2 is provided.
  • the output of the internal combustion engine is shifted by the automatic transmission 8 and transmitted to the drive wheels.
  • the control unit 6 has a function of storing and executing various engine controls, and is input from an engine speed sensor 11, an accelerator pedal sensor 12 that detects an accelerator pedal depression amount and a depression speed by a driver, and the like. Based on the signal, a control signal is output to the throttle valve 13, the fuel injection valve 14, the ignition plug 15, and the like to control the throttle opening, the fuel injection amount, the fuel injection timing, the ignition timing, and the like. Further, the control unit 6 adjusts the opening of the exhaust bypass valve 7 as a supercharging pressure adjusting mechanism based on the supercharging pressure detected by the supercharging pressure sensor 5, thereby setting the supercharging pressure to a desired target. Control to supercharging pressure.
  • FIG. 2 shows a variable compression ratio mechanism 20 using a multi-link type piston-crank mechanism. Since this mechanism is known as described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2006-226133, etc., only a brief description will be given.
  • a piston 22 of each cylinder is slidably fitted in a cylinder 23 and a crankshaft 24 is rotatably supported on a cylinder block 21 constituting a part of the engine body of the internal combustion engine.
  • the variable compression ratio mechanism 20 includes a lower link 25 that is rotatably attached to a crank pin 24A of the crankshaft 24, an upper link 26 that connects the lower link 25 and the piston 22, and a cylinder block 21 and the like on the engine body side.
  • a control shaft 27 that is rotatably supported, and a control link 28 that connects the control eccentric shaft portion provided eccentric to the control shaft 27 and the lower link 25 are provided.
  • the piston 22 and the upper end of the upper link 26 are connected to each other via a piston pin 30 so as to be relatively rotatable.
  • the lower end of the upper link 26 and the lower link 25 are connected to each other via a first connecting pin 31 so as to be relatively rotatable.
  • the upper end of the link 28 and the lower link 25 are connected to each other via a second connecting pin 32 so as to be relatively rotatable, and the lower end of the control link 28 is rotatably attached to the control eccentric shaft portion of the control shaft 27.
  • a drive motor 33 as an actuator is connected to the control shaft 27, and by changing and holding the rotational position of the control shaft 27 by this drive motor 33, the piston top dead center accompanies the change in the posture of the lower link 25.
  • a control shaft sensor 34 for detecting the rotational position of the control shaft 27 corresponding to the mechanical compression ratio (see FIG. 1).
  • the control unit 6 feedback-controls the drive motor 33 so as to maintain the actual mechanical compression ratio in the vicinity of the target compression ratio based on the mechanical compression ratio detected by the control shaft sensor 34.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram showing the relationship between the mechanical compression ratio and the load corresponding to the supercharging pressure.
  • the region R1 on the higher load side than the first limiter L1 in the figure is a region where it is necessary to increase the fuel in order to lower the exhaust temperature (richer than the theoretical air-fuel ratio), and is higher than the first limiter L1.
  • the region R0 on the low load side is a region in which operation on the lean side of the stoichiometric air fuel ratio or the stoichiometric air fuel ratio is possible.
  • the region R2 on the higher load side than the second limiter L2 is a region in which the mixture ratio due to the increase in fuel becomes excessive and causes smoke and the like.
  • FIG. 4 shows a control map for determining whether the required load is moderate or not during the acceleration transition period accompanying the depression of the accelerator pedal by the driver.
  • the first limiter L1 and the second limiter L2 for limiting the upper limit of the supercharging pressure based on the depression speed of the accelerator pedal and the depression amount of the accelerator pedal.
  • the supercharging pressure is limited below the selected limiter. Specifically, when the accelerator pedal depression amount exceeds a predetermined first threshold value S1 and the accelerator pedal depression amount exceeds a predetermined second threshold value S2, the supercharging pressure is set to the second limiter L2.
  • a part L1A of the first limiter L1 can enter the fuel increase region R1 and reach the same boost pressure as that of the second limiter L2. Is set to In the non-supercharging region, the engine can be operated at the theoretical air-fuel ratio even at the highest compression ratio, and the load limitation by the limiters L1 and L2 is performed only in a situation where the supercharging pressure is applied.
  • FIG. 5 is a flowchart showing a control flow for limiting the supercharging pressure according to this embodiment.
  • step S1 the engine rotation speed, the accelerator pedal depression amount, the accelerator pedal depression speed, and the mechanical compression ratio are read.
  • the basic target boost pressure is calculated with reference to a control map that is set and stored in advance based on the engine speed and the accelerator pedal depression amount.
  • step S3 it is determined whether the accelerator pedal depression amount is larger than the first threshold value S1.
  • step S4 it is determined whether the accelerator pedal depression speed is greater than a second threshold value S2. If both steps S3 and S4 are affirmed, the process proceeds to step S5, and if at least one of steps S3 and S4 is denied, the process proceeds to step S6.
  • step S5 the second limiter L2 is calculated on the basis of the engine speed and the mechanical compression ratio with reference to a control map that has been set and stored in advance, and this second limiter L2 is calculated as the boost pressure upper limit value. And proceed to step S7.
  • step S6 based on the engine speed and the mechanical compression ratio, the first limiter L1 is calculated with reference to a control map that has been set and stored in advance, and this first limiter L1 is set to the boost pressure upper limit value. And proceed to step S7.
  • step S7 it is determined whether or not the boost pressure upper limit value is larger than the basic target boost pressure.
  • the process proceeds from step S7 to step S8, and the target supercharging pressure is set as the basic target supercharging pressure.
  • the boost pressure upper limit value is equal to or lower than the basic target boost pressure
  • the process proceeds to step S9, and the target boost pressure is set to the boost pressure upper limit value set in step S5 or step S6.
  • step S10 the opening degree of the exhaust bypass valve 7 of the turbocharger 2 is driven and controlled based on the target supercharging pressure set in step S8 or step S9.
  • FIG. 7 is an explanatory diagram showing an operation when there is a sudden acceleration request from a low load state.
  • the operation is performed constantly with a low load, the required load increases stepwise at the timing of time t1, and the increase rate of the required load is high. Therefore, the second limiter L2 is controlled by the above-described control of FIG. Is selected.
  • the load increases until it is limited to the second limiter L2 in the high compression ratio state in a dead time in which the mechanical compression ratio hardly responds as described later. From time t2 to time t3, the mechanical compression ratio responds and shifts to the low compression ratio side, while the load (supercharging pressure) increases along the second limiter L2.
  • the region R2 in which a problem due to overmixing of the mixing ratio does not occur so that a problem due to overmixing of the mixing ratio does not occur.
  • FIG. 8 is an explanatory diagram showing the operation when a slow acceleration request is received from a low load state.
  • the operation is constantly performed at a low load, and the required load starts to increase gently at the timing of time t1, and the increase rate of the required load is low.
  • Limiter L1 is selected.
  • the mechanical compression ratio hardly responds, and the load increases until it is limited to the first limiter L1 in the high compression ratio state. From time t2 to time t3, the mechanical compression ratio responds and the load increases along the first limiter L1.
  • the first limiter L1 becomes the same value as the second limiter L2, so that the mechanical compression ratio remains constant (minimum compression ratio) from time t3 to time t4 and the load (supercharging pressure) is reached. ) Will rise. Further, after time t3, the load (supercharging pressure) increases while increasing the fuel amount.
  • FIG. 9 shows a time chart in the case where there is a slow acceleration request from a low load to a medium load, and a slow acceleration request from a medium load to a high load is made after once a steady operating state is reached.
  • time t1 the operation is constantly performed with a low load, and the required load starts to rise gently at the timing of time t1, and the first limiter L1 is selected.
  • time t2 and time t2 there is a dead time in which the mechanical compression ratio hardly responds, and the load increases until time t2, which is limited to the first limiter L1 while maintaining the high compression ratio state.
  • the compression ratio decreases toward the target compression ratio while the load (supercharging pressure) remains constant.
  • the operating point can be avoided as much as possible in a wide range of operation from low load to high load, so that fuel efficiency can be improved.
  • variable device such as the variable compression ratio mechanism 20 generally has a dead time during which a drive target is accelerated, a calculation time for electronic control, a communication delay, etc., and a response time cannot be substantially responded after a change request is made.
  • the combination of the supercharging pressure and the mechanical compression ratio set in the steady operation state is the compression ratio and the load limit value. If the combination is too close or too close, the load cannot be increased during the dead time of the variable compression ratio mechanism 20 even if the required load increases. This causes a delay in the vehicle behavior with respect to the driver's accelerator operation in the internal combustion engine for the vehicle, which leads to a decrease in drivability and, in some cases, causes an unnecessary increase in the accelerator pedal, leading to a deterioration in fuel consumption. I will.
  • the mechanical compression ratio is decreased by a predetermined amount from the mechanical compression ratio limited to the load, and the mechanical compression ratio increases as the reduction ratio of the automatic transmission 8 increases.
  • Reduce the ratio reduction amount That is, the lower the amount of decrease in the mechanical compression ratio is, the smaller the increase in load is, the more easily the vehicle behavior is transmitted to the driver. As a result, the fuel consumption can be improved without giving the driver a sense of incongruity when the amount of reduction in the mechanical compression ratio is set uniformly.
  • FIG. 6 is a flowchart showing a flow of control of the mechanical compression ratio.
  • step S11 the engine speed, the accelerator pedal depression amount, and the reduction ratio of the automatic transmission 8 are read.
  • step S12 a basic target compression ratio stored in advance as a map of engine speed and accelerator pedal depression amount is calculated.
  • step S12 it is determined whether or not the reduction ratio of the automatic transmission 8 is smaller than a predetermined third threshold value S3. If smaller, the process proceeds to step S14, and if not smaller, the process proceeds to step S15.
  • the compression ratio correction amount is calculated from the reduction ratio of the automatic transmission 8. This compression ratio correction amount is calculated using a map or table that is set and stored in advance as a function that decreases as the speed reduction ratio increases.
  • step S15 the compression ratio correction amount is set to 0 (zero), and the process proceeds to step S16.
  • the reason for this is to prevent unnecessary reduction of the compression ratio in the case of a reduction ratio that is sufficiently used for steady running while having a sufficiently large driving force, such as the lowest gear.
  • step S16 the target compression ratio is calculated by subtracting the compression ratio correction amount from the basic target compression ratio.
  • the target compression ratio is set as the minimum compression ratio.
  • step S17 the drive motor 33 is driven and controlled based on the target compression ratio.
  • the mechanical compression ratio between time t3 and time t4 in FIG. 9 is an example of a state where the reduction ratio is sufficiently small.
  • the load supercharging pressure
  • the mechanical compression ratio at time t2 will be approached.
  • a turbocharger that supercharges intake air using exhaust energy is used as a supercharger.
  • the present invention is not limited to this, and a mechanical system that supercharges intake air using the rotational energy of a crankshaft. You may apply to a supercharger.
  • Variable compression ratio mechanism 20 capable of changing the mechanical compression ratio, a turbocharger that supercharges intake air using exhaust energy, and an exhaust bypass valve as a supercharging pressure adjustment mechanism that adjusts the supercharging pressure 7 and A mechanical compression ratio is detected, and the supercharging pressure is limited based on the mechanical compression ratio.
  • the response speed of the variable compression ratio mechanism 20 with respect to the supercharging pressure is changed in a transient state where the supercharging pressure changes according to the required load. Even when it is slow, it is possible to suppress the supercharging pressure from becoming excessively high. Further, the fuel increase can be suppressed, and the operation can be performed within a range in which the problem caused by the excessive mixture ratio does not occur.
  • the higher the mechanical compression ratio the lower the limiting supercharging pressure.
  • the higher the mechanical compression ratio the lower the supercharging pressure that is restricted, so that knocking and excessive increase in in-cylinder pressure can be suppressed at the time of high load in the internal combustion engine equipped with the turbocharger.
  • the exhaust temperature is lower at the low compression ratio than at the high compression ratio when taking into account the retard of the ignition timing, it is possible to operate in a range that does not cause a problem due to excessive mixing ratio.
  • the fuel increase is allowed in a range where no problem occurs so as to increase the supercharging pressure as soon as possible.
  • the mechanical compression ratio sufficiently decreases.
  • the supercharging pressure is limited to a predetermined first limiter L1 or less that can be operated at the stoichiometric air-fuel ratio under the mechanical compression ratio.
  • the rate of increase in the required load is steep, the supercharging pressure is limited to the second limiter L2 or higher where the supercharging pressure is higher than the first limiter L1, and the air-fuel ratio is lower than the stoichiometric air-fuel ratio. Drive in a rich state.
  • the supercharging pressure can be quickly increased by relaxing the restriction of the supercharging pressure using the second limiter L2 having a supercharging pressure higher than that of the first limiter L1.

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Abstract

例えば要求負荷が上昇する加速過渡期に、機械圧縮比が低下する前に過給圧が上昇して高負荷状態となると、ノッキングの発生や筒内圧が過剰に上昇するおそれがあることを課題とする。機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、排気エネルギーを利用して吸気を過給するターボ過給機（２）と、過給圧を調整する過給圧調整機構としての排気バイパス弁（７）と、を備える。制御軸センサ（３４）により機械圧縮比を検出し、この機械圧縮比に基づいて、過給圧を制限する。

Description

内燃機関の制御方法及び制御装置
　本発明は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた内燃機関の制御に関する。
　内燃機関の幾何学的な圧縮比である機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた内燃機関の制御として、特許文献１には、排気通路に配設された触媒の温度を低下させるために、負荷関連値と機械圧縮比とに基づいて触媒過熱防止増量値を決定する技術が記載されている。
特開２００９－１８５６６９号公報
　排気エネルギーを利用して吸気を過給するターボ過給機を備える内燃機関では、例えば加速過渡期にはノッキングの発生や筒内圧の過度な上昇を防ぐために、可変圧縮比機構により機械圧縮比を高圧縮比側から低圧縮比側へ変更するが、この機械圧縮比が十分に低くなる前に過給圧が高くなると、ノッキングの発生や過剰な筒内圧上昇を招くおそれがある。
　このようなノッキングの発生や過剰な筒内圧上昇を回避する対策として、例えば点火時期の遅角量を大きくするとともに、この点火時期の遅角に伴う排気温度の上昇を抑制するように、燃料増量を行なうことが考えられる。しかしながら、点火時期の遅角量が大きくなり過ぎると、燃料増量の度合いが過剰となって、混合比の過濃による燃費の低下の他、吐煙や燃焼不良、点火プラグの燻りといった問題を生じるおそれがある。
　そこで本発明は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気を過給する過給機と、過給圧を調整する過給圧調整機構と、を備え、機械圧縮比を検出し、この機械圧縮比に基づいて、上記過給圧を制限している。
　このように機械圧縮比に基づいて過給圧を制限することにより、例えば過給圧が上昇する加速過渡期に、機械圧縮比が低下する前に過給圧が上昇して高負荷状態となることを回避することができる。
　本発明によれば、過給圧の変化に対する機械圧縮比の変化の遅れを抑制し、これに伴う機関運転性の悪化を抑制することができる。
本発明の一実施例に係るターボ過給機を備えた内燃機関を簡略的に示す構成図。 上記実施例の可変圧縮比機構を簡略的に示す構成図。 第１リミッタ及び第２リミッタを示す説明図。 要求負荷上昇の緩急判定を示す説明図。 上記実施例の過給圧制御の流れを示すフローチャート。 上記実施例の圧縮比制御の流れを示すフローチャート。 低負荷からの急加速時の動作を示す説明図。 低負荷からの緩加速時の動作を示す説明図。 低負荷，定常，及び高負荷へ至る緩加速時の動作を示す説明図。
　以下、図示実施例により本発明を説明する。図１に示すように、この発明の一実施例が適用される内燃機関１には、排気通路４と吸気通路３との間に、排気エネルギーを利用して吸気を過給するターボ過給機２が設けられている。内燃機関の出力は自動変速機８により変速されて駆動輪へ伝達される。
　制御部６は、各種機関制御を記憶及び実行する機能を有しており、機関回転数センサ１１や運転者によるアクセルペダルの踏み込み量及び踏み込み速さを検出するアクセルペダルセンサ１２等から入力される信号に基づいて、スロットルバルブ１３，燃料噴射弁１４及び点火プラグ１５等へ制御信号を出力して、スロットル開度，燃料噴射量，燃料噴射時期及び点火時期等を制御する。また、制御部６は、過給圧センサ５により検出される過給圧に基づいて、過給圧調整機構としての排気バイパス弁７の開度を調整することにより、過給圧を所望の目標過給圧に制御する。
　図２は、複リンク式ピストン－クランク機構を利用した可変圧縮比機構２０を示している。なお、この機構は特開２００６－２２６１３３号公報等にも記載のように公知であるので、簡単な説明にとどめる。内燃機関の機関本体の一部を構成するシリンダブロック２１には、各気筒のピストン２２がシリンダ２３内に摺動可能に嵌合しているとともに、クランクシャフト２４が回転可能に支持されている。可変圧縮比機構２０は、クランクシャフト２４のクランクピン２４Ａに回転可能に取り付けられるロアリンク２５と、このロアリンク２５とピストン２２とを連結するアッパリンク２６と、シリンダブロック２１等の機関本体側に回転可能に支持される制御軸２７と、この制御軸２７に偏心して設けられた制御偏心軸部とロアリンク２５とを連結する制御リンク２８と、を有している。ピストン２２とアッパリンク２６の上端とはピストンピン３０を介して相対回転可能に連結され、アッパリンク２６の下端とロアリンク２５とは第１連結ピン３１を介して相対回転可能に連結され、制御リンク２８の上端とロアリンク２５とは第２連結ピン３２を介して相対回転可能に連結され、制御リンク２８の下端は制御軸２７の制御偏心軸部に回転可能に取り付けられている。
　制御軸２７にはアクチュエータとしての駆動モータ３３が連結されており、この駆動モータ３３により制御軸２７の回転位置を変更・保持することによって、ロアリンク２５の姿勢の変化を伴って、ピストン上死点位置やピストン下死点位置を含むピストンストローク特性が変化して、機械圧縮比が変化する。従って、上記の制御部６（図１参照）により駆動モータ３３を駆動制御することによって、機関運転状態に応じて機械圧縮比を制御することができる。具体的には、可変圧縮比機構２０により変更される実際の機械圧縮比を検出するデバイスとして、この機械圧縮比に対応する制御軸２７の回転位置を検出する制御軸センサ３４（図１参照）が設けられ、制御部６は、この制御軸センサ３４により検出される機械圧縮比に基づいて、実際の機械圧縮比を目標圧縮比の近傍に維持するように駆動モータ３３をフィードバック制御する。
　図３は、機械圧縮比と過給圧に対応する負荷との関係を示す説明図である。図中の第１リミッタＬ１よりも高負荷側の領域Ｒ１は、排気温度を低下させるために燃料増量を行なう必要がある領域（理論空燃比よりもリッチ側）であり、第１リミッタＬ１よりも低負荷側の領域Ｒ０は、理論空燃比もしくは理論空燃比よりもリーン側での運転が可能な領域である。また、第２リミッタＬ２よりも高負荷側の領域Ｒ２は、燃料増量による混合比が過濃となってスモーク等の発生を招く領域である。
　図４は、運転者によるアクセルペダルの踏み込み操作に伴う加速過渡期における要求負荷の緩急判定を行なうための制御マップを示している。同図に示すように、加速過渡期には、アクセルペダルの踏み込み速さと、アクセルペダルの踏み込み量と、に基づいて、過給圧の上限を制限するための第１リミッタＬ１と第２リミッタＬ２とが切り換えられ、選択されたリミッタ以下に過給圧が制限される。具体的には、アクセルペダル踏み込み量が所定の第１閾値Ｓ１を超えており、かつアクセルペダル踏み込み速さが所定の第２閾値Ｓ２を超えている場合には、過給圧を第２リミッタＬ２以下に制限する。それ以外の場合、つまり、アクセルペダル踏み込み量が第１閾値Ｓ１以下、あるいはアクセルペダル踏み込み速さが第２閾値Ｓ２以下である場合には、過給圧を第１リミッタＬ１以下に制限する。
　なお、図３に示すように、最低圧縮比（可変範囲の最低値）では、第１リミッタＬ１の一部Ｌ１Ａが燃料増量域Ｒ１内に入って第２リミッタＬ２と同じ過給圧まで到達できるように設定されている。なお、非過給領域であれば最高圧縮比であっても理論空燃比で運転可能であり、リミッタＬ１，Ｌ２による負荷制限は過給圧が与えられている状況でのみ行われる。
　図５は、本実施例に係る過給圧を制限する制御の流れを示すフローチャートである。まずステップＳ１ではエンジン回転速度，アクセルペダル踏込量，アクセルペダル踏込速さ，及び機械圧縮比を読み込む。続くステップＳ２では、エンジン回転速度とアクセルペダル踏込量とに基づいて、予め設定・記憶されている制御マップを参照して、基本目標過給圧を算出する。ステップＳ３ではアクセルペダル踏込量が第１閾値Ｓ１より大きいかを判定する。ステップＳ４ではアクセルペダル踏込速さが第２閾値Ｓ２より大きいかを判定する。ステップＳ３，Ｓ４の双方が肯定された場合にはステップＳ５へ進み、ステップＳ３，Ｓ４の少なくとも一方が否定された場合にはステップＳ６へ進む。
　ステップＳ５では、エンジン回転速度と機械圧縮比とに基づいて、予め設定・記憶されている制御マップを参照して上記の第２リミッタＬ２を算出し、この第２リミッタＬ２を過給圧上限値に設定してステップＳ７へ進む。ステップＳ６では、エンジン回転速度と機械圧縮比とに基づいて、予め設定・記憶されている制御マップを参照して上記の第１リミッタＬ１を算出し、この第１リミッタＬ１を過給圧上限値に設定してステップＳ７へ進む。
　ステップＳ７では、過給圧上限値が基本目標過給圧より大きいか否かを判定する。過給圧上限値が基本目標過給圧より大きい場合、ステップＳ７からステップＳ８へ進み、目標過給圧を基本目標過給圧として設定する。過給圧上限値が基本目標過給圧以下である場合、ステップＳ９へ進み、目標過給圧を、上記のステップＳ５もしくはステップＳ６で設定された過給圧上限値に設定する。ステップＳ１０では、ステップＳ８もしくはステップＳ９で設定された目標過給圧に基づいて、ターボ過給機２の排気バイパス弁７の開度を駆動制御する。
　

　図７は、低負荷状態から急加速要求があった際の動作を示す説明図である。時刻ｔ１までは低負荷で定常的に運転が行われ、時刻ｔ１のタイミングでステップ的に要求負荷が上昇し、要求負荷の上昇率が高いことから、上述した図５の制御により第２リミッタＬ２が選択される。時刻ｔ１から時刻ｔ２の間は後述するように機械圧縮比がほとんど応答できていない無駄時間で、高圧縮比状態のまま第２リミッタＬ２に制限されるまで負荷（過給圧）が上昇する。時刻ｔ２から時刻ｔ３の間は機械圧縮比が応答して低圧縮比側へ移行しつつ、第２リミッタＬ２に沿って負荷（過給圧）が上昇していく。
　このように本実施例によれば、急加速時にも、混合比の過濃に伴う問題が生じる領域Ｒ２となることがないので、混合比の過濃に伴う問題を生じることがない。
　図８は、低負荷状態から緩加速要求があった際の動作を示す説明図である。時刻ｔ１までは低負荷で定常的に運転が行われ、この時刻ｔ１のタイミングで緩やかに要求負荷が上昇を開始し、要求負荷の上昇率が低いことから、上述した図５の制御により第１リミッタＬ１が選択される。時刻ｔ１から時刻ｔ２の間は機械圧縮比がほとんど応答できていない無駄時間で、高圧縮比状態のまま第１リミッタＬ１に制限されるまで負荷が上昇する。時刻ｔ２から時刻ｔ３の間は機械圧縮比が応答しつつ、第１リミッタＬ１に沿って負荷が上昇していく。時刻ｔ３で最低圧縮比に到達すると、第１リミッタＬ１が第２リミッタＬ２と同じ値になるので、時刻ｔ３から時刻ｔ４にかけて機械圧縮比は一定（最低圧縮比）のままで負荷（過給圧）が上昇する。また時刻ｔ３以降は燃料増量を伴いつつ負荷（過給圧）が上昇する。
　このように緩加速時には、機械圧縮比が最低圧縮比に低下するまで増量域Ｒ１に侵入することがないので、燃費向上を図ることができる。
　図９は、低負荷から中負荷までの緩加速要求があり、一旦定常的な運転状態になった後に中負荷から高負荷までの緩加速要求があった場合のタイムチャートを示す。時刻ｔ１までは低負荷で定常的に運転が行われ、この時刻ｔ１のタイミングで緩やかに要求負荷が上昇を開始し、第１リミッタＬ１が選択される。時刻ｔ１から時刻ｔ２の間は機械圧縮比がほとんど応答できていない無駄時間であり、高圧縮比状態のまま第１リミッタＬ１に制限される時刻ｔ２まで負荷が上昇する。時刻ｔ２から時刻ｔ３の間は、負荷（過給圧）が一定のまま目標圧縮比に向かって圧縮比が低下していく。時刻ｔ３で圧縮比が目標圧縮比に到達すると、時刻ｔ３から時刻ｔ４の間、中負荷での定常的な運転状態が行なわれる。時刻ｔ４で再び緩加速要求があると、時刻ｔ４から時刻ｔ５の間は機械圧縮比が応答できない無駄期間であるため、第１リミッタＬ１までの負荷（過給圧）が上昇する。時刻ｔ５で負荷（過給圧）が第１リミッタＬ１に達すると、時刻ｔ５から時刻ｔ６の間、過給圧が第１リミッタＬ１に制限されることで、この第１リミッタＬ１に沿って機械圧縮比が低下するとともに負荷（過給圧）が徐々に上昇していく。時刻ｔ６で最低圧縮比に到達すると、増量域Ｒ１に入り、時刻ｔ６から時刻ｔ７の間、機械圧縮比が最低圧縮比に保持された状態で、過給圧が上昇する。
　このように本実施例では、低負荷から高負荷までの幅広い運転領域で、運転点が増量域Ｒ１に侵入することを可能な限り回避することができるために、燃費向上を図ることができる。
　ところで、可変圧縮比機構２０のような可変デバイスは、一般的に駆動対象を加速させる期間や、電子制御の演算、通信遅れ等のため、変更の要求があってから実質的に応答できない無駄時間が存在する。
　このため、本実施例のように機械圧縮比に基づいて過給圧を制限する場合、定常的な運転状態において設定される過給圧と機械圧縮比との組み合わせが、圧縮比と負荷制限値の組み合わせと同じであったり接近し過ぎていたりすると、要求負荷が上昇しても可変圧縮比機構２０の無駄時間の間は負荷を上げることができない。これは車両用の内燃機関ではドライバのアクセル操作に対する車両挙動の遅れとなってしまうために、運転性の低下に繋がり、場合によっては不要なアクセルペダルの踏み増しを誘発し、燃費の悪化を招いてしまう。こういった運転性の低下や燃費の悪化を抑制するためには、定常的な運転状態では圧縮比と負荷制限値の組み合わせよりも十分に低い圧縮比に設定して負荷制限値までの余裕を取ればよいが、この場合、定常状態での圧縮比を下げてしまうこととなり、定常状態の燃費が悪化してしまう。
　そこで、好ましくは、定常的な負荷の運転状態では、その負荷に制限される機械圧縮比よりも所定量だけ機械圧縮比を下げて運転し、自動変速機８の減速比が大きいほど、機械圧縮比の下げ量を小さくする。つまり、小さな負荷上昇でも車両の挙動としてドライバに伝わりやすい状態ほど、機械圧縮比の下げ量を小さくする。これによって、一律で機械圧縮比の下げ量を設定した場合に対し、ドライバに違和感を与えることなく、燃費を改善することができる。
　図６は、機械圧縮比の制御の流れを示すフローチャートである。ステップＳ１１では、エンジン回転速度，アクセルペダル踏込量及び自動変速機８の減速比を読み込む。ステップＳ１２では、エンジン回転速度とアクセルペダル踏込量のマップとしてらあらかじめ記憶させておいた基本目標圧縮比を算出する。ステップＳ１２では、自動変速機８の減速比が予め設定した所定の第３閾値Ｓ３より小さいか否かを判定し、小さい場合はステップＳ１４へ、小さくない場合はステップＳ１５へ進む。ステップＳ１４では、自動変速機８の減速比から圧縮比補正量を算出する。この圧縮比補正量は、減速比が大きいほど小さい値となる関数として、予め設定・記憶されたマップやテーブルを用いて算出される。ステップＳ１５では、圧縮比補正量を０（ゼロ）としてステップＳ１６へ進む。この理由は、例えば最ローギヤのように、駆動力が十分大きく取れる一方で定常走行にはあまり使用されない減速比の場合、不要な圧縮比低下をさせないためのものである。
　ステップＳ１６では、基本目標圧縮比から圧縮比補正量を減算して目標圧縮比を算出する。フローチャート上は省略したが、目標圧縮比が可変範囲の最低圧縮比よりも低くなってしまう場合は目標圧縮比を最低圧縮比とする。ステップＳ１７では目標圧縮比に基づいて駆動モータ３３を駆動制御する。
なお、図９の時刻ｔ３から時刻ｔ４の間の機械圧縮比は、減速比が十分小さい状態の例であり、減速比が大きい場合、負荷（過給圧）が第１リミッタＬ１上で運転する時刻ｔ２時点での機械圧縮比に近づくこととなる。
本実施形態では、過給器として排気エネルギーを利用して吸気を過給するターボ過給機を使用したが、これに限らず、クランクシャフトの回転エネルギーを利用して吸気を過給する機械式過給器に適用しても構わない。
　次に、上述した実施例の特徴的な構成及びその作用効果について、以下列記する。
　（１）機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構２０と、排気エネルギーを利用して吸気を過給するターボ過給機と、過給圧を調整する過給圧調整機構としての排気バイパス弁７と、を備え、
　機械圧縮比を検出し、この機械圧縮比に基づいて、上記過給圧を制限する。
　このように、機械圧縮比に基づいて過給圧を制限することにより、要求負荷に応じて過給圧が変化する過渡状態において、過給圧に対して、可変圧縮比機構２０の応答速度が遅い場合においても、過給圧が過度に高くなることを抑制することができる。また、燃料増量を抑制し、混合比の過濃に伴う問題が生じない範囲で運転を行なうことが可能となる。
　（２）より具体的には、上記機械圧縮比が高いほど、制限する過給圧を低くする。このように、機械圧縮比が高いほど制限する過給圧を低くすることで、ターボ過給機を備える内燃機関における高負荷時に、ノッキングの発生や過剰な筒内圧上昇を抑制することができる。また、点火時期の遅角を加味すると高圧縮比よりも低圧縮比の方が排気温度が低くなる運転状態において、混合比の過濃に伴う問題が生じない範囲で運転することができる。
　（３）要求負荷が上昇する加速時に燃料増量を行なう場合、吐煙や燃焼不良、点火プラグの燻りといった混合比の過濃に伴う問題が生じない範囲の燃料増量であっても、燃料増量の度合いが大きいほど、燃費性能や排気性能は低下してしまう。そこで、要求負荷が上昇する過渡状態には、上記要求負荷の上昇の緩急度合いを判定し、この要求負荷の上昇の緩急度合いに応じて、上記過給圧の制限値を変更する。
　例えば要求負荷が急激に上昇するときには、なるべく早く過給圧を上昇させるように、問題の生じない範囲で燃料増量を許容する一方、要求負荷が緩く上昇するときには、機械圧縮比が十分に低下するまで過給圧の上昇を遅らせることで、燃料増量の度合いを小さく抑えることができる。
　（４）要求負荷の上昇の緩急度合いが緩い場合、上記過給圧を、上記機械圧縮比の下で理論空燃比で運転可能な所定の第１リミッタＬ１以下に制限する。一方、要求負荷の上昇の緩急度合いが急な場合、上記第１リミッタＬ１よりも過給圧が高い第２リミッタＬ２以下に過給圧を制限し、かつ、理論空燃比よりも空燃比が低いリッチな状態で運転を行なう。
　このように、要求負荷の上昇が緩い場合には理論空燃比で運転可能な過給圧に制限することで、燃料増量が行なわれる機会を抑制して燃費向上を図りつつ、要求負荷の上昇が急な場合には、第１リミッタＬ１よりも過給圧の高い第２リミッタＬ２を用いて過給圧の制限を緩和することで、過給圧を速やかに上昇させることができる。
１…内燃機関
２…ターボ過給機
７…排気バイパス弁（過給圧調整機構）
８…自動変速機
２０…可変圧縮比機構
３４…制御軸センサ

Claims (5)

  1. 　内燃機関の機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、
    　吸気を過給する過給機と、
    　過給圧を調整する過給圧調整機構と、を備えた内燃機関の制御方法であって、
    　機械圧縮比を検出し、この機械圧縮比に基づいて、上記過給圧を制限する内燃機関の制御方法。
  2. 　上記機械圧縮比が高いほど、制限する上記過給圧を低くする請求項１に記載の内燃機関の制御方法。
  3. 　要求負荷が上昇する過渡状態において、
    　上記要求負荷の上昇の緩急度合いを判定し、この要求負荷の上昇の緩急度合いに応じて、制限する上記過給圧を変更する請求項１又は２に記載の内燃機関の制御方法。
  4. 　上記要求負荷の上昇の緩急度合いが緩い場合、上記過給圧を、機械圧縮比の下で理論空燃比で運転可能な第１リミッタ以下に制限し、
    　上記要求負荷の上昇の緩急度合いが急な場合、上記過給圧を、上記第１リミッタよりも高い過給圧である第２リミッタ以下に制限するともに、理論空燃比よりも空燃比が低い状態で運転する、
    請求項３に記載の内燃機関の制御方法。
  5. 　機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、
    　吸気を過給する過給機と、
    　過給圧を調整する過給圧調整機構と、
    　上記機械圧縮比を検出する圧縮比検出センサと、
    　検出した上記機械圧縮比に基づいて、上記過給圧を制限する制御部と、を有する内燃機関の制御装置。
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