WO2020044768A1 - 内燃機関の可変圧縮比システム、及びその制御装置 - Google Patents

内燃機関の可変圧縮比システム、及びその制御装置 Download PDF

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internal combustion
combustion engine
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mechanical compression
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中村　信
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Astemo Ltd
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Hitachi Automotive Systems Ltd
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F02D15/02—Varying compression ratio by alteration or displacement of piston stroke
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
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    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a variable compression ratio system for an internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism capable of changing a mechanical compression ratio by changing a piston stroke position, and a control device therefor.
  • variable compression ratio mechanism that variably controls a geometric compression ratio and / or expansion ratio of the internal combustion engine, that is, a mechanical compression ratio and / or a mechanical expansion ratio, and an actual compression ratio (effective compression ratio). It has been proposed to improve the operating performance of an internal combustion engine by a combination with a variable valve mechanism that variably controls the valve timing (opening / closing timing) of an intake valve, which controls the intake valve.
  • variable compression ratio mechanism for example, a mechanism described in JP-A-2002-276446 (Patent Document 1) is known.
  • the variable compression ratio mechanism described in Patent Literature 1 changes a piston stroke position using an electric motor, and raises or lowers the position of a piston at a piston top dead center (TDC). Controls the compression ratio.
  • compression stroke cylinders the standard stop positions of the pistons of the cylinders that are generally in the compression stroke
  • intake bottom dead center compression stroke
  • bottom dead center the following description will be made as the intake bottom dead center
  • An object of the present invention is to provide a variable compression ratio system for an internal combustion engine that suppresses a variation in compression pressure based on a variation in a piston stop position of a compression stroke cylinder when the internal combustion engine is restarted after the internal combustion engine is restarted, and It is to provide the control device.
  • a feature of the present invention is to provide at least a variable compression ratio mechanism capable of changing a mechanical compression ratio of an internal combustion engine, and control means for controlling the variable compression ratio mechanism.
  • the target mechanical compression ratio is calculated based on the piston stop position of the cylinder in the compression stroke, and the mechanical compression ratio of the internal combustion engine is changed by the variable compression ratio mechanism based on the target mechanical compression ratio.
  • the compression pressure of the compression stroke cylinder is appropriately corrected to start the internal combustion engine.
  • the starting performance of the internal combustion engine can be improved.
  • FIG. 1 is an overall schematic diagram of a variable compression ratio system for an internal combustion engine to which the present invention is applied.
  • FIG. 2 is a configuration diagram showing a configuration of a variable compression ratio mechanism used in the present invention, and showing a state where the mechanical compression ratio is controlled to be low.
  • FIG. 2 is a configuration diagram showing a configuration of a variable compression ratio mechanism used in the present invention, and showing a state where a high mechanical compression ratio is controlled.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram illustrating a variation in a stop position of a piston when the internal combustion engine is stopped.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram for correcting a mechanical compression ratio based on a stop position of the piston shown in FIG. 3 according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is an overall schematic diagram of a variable compression ratio system for an internal combustion engine to which the present invention is applied.
  • FIG. 2 is a configuration diagram showing a configuration of a variable compression ratio mechanism used in the present invention, and showing a state where the
  • FIG. 5 is a characteristic diagram illustrating a relationship between a stop position of the piston illustrated in FIG. 4 and a mechanical compression ratio.
  • FIG. 7 is an explanatory diagram illustrating a variation in a stop position of a piston when the internal combustion engine stops according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a characteristic diagram illustrating a relationship between a stop position of the piston illustrated in FIG. 6 and a mechanical compression ratio.
  • 9 is a flowchart illustrating a control flow for correcting a mechanical compression ratio based on a stop position of a piston when an internal combustion engine stops according to a third embodiment of the present invention.
  • 10 is a flowchart illustrating a control flow for correcting a mechanical compression ratio based on a stop position of a piston when the internal combustion engine is started, according to a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 shows the overall configuration of a variable compression ratio system for an internal combustion engine to which the present invention is applied.
  • a piston 01 provided slidably up and down by a combustion pressure or the like in a cylinder bore formed in a cylinder block SB, and a cylinder
  • An intake port IP and an exhaust port EP respectively formed inside the head SH, and a pair of intake valves per cylinder each slidably provided in the cylinder head SH for opening and closing the open ends of the intake and exhaust ports IP and EP. 4 and an exhaust valve 5.
  • the piston 01 is connected to the crankshaft 02 via a connecting rod 03 including a lower link 42 and an upper link 43, which will be described later, and forms a combustion chamber 04 between the crown surface and the lower surface of the cylinder head SH.
  • An ignition plug 05 is provided substantially at the center of the cylinder head SH.
  • the intake port IP is connected to an air cleaner (not shown), and the intake air is supplied through an electronically controlled throttle valve 72.
  • the electronically controlled throttle valve 72 is controlled by the controller 22, and its opening is basically controlled according to the amount of depression of the accelerator pedal.
  • the exhaust port EP discharges exhaust gas from the tail pipe to the atmosphere via the exhaust gas purification catalyst 74.
  • the internal combustion engine includes an intake-side variable valve mechanism for controlling the valve opening characteristics of the intake valve 4 and the exhaust valve 5, an exhaust-side variable valve mechanism, and a variable for controlling the piston position characteristic. And a compression ratio mechanism.
  • an intake-side variable valve mechanism (hereinafter, referred to as an intake-side VTC mechanism) 1A that is a “phase angle variable mechanism” that controls the center phase angle of the valve lift of the intake valve 4 is provided.
  • an exhaust-side variable valve mechanism (hereinafter, referred to as an exhaust-side VTC mechanism) 1B that is a “phase angle variable mechanism” that controls the central phase angle of a valve lift of the exhaust valve 5 is provided.
  • VCR mechanism 3 which is a “piston stroke position variable mechanism” for controlling the mechanical compression ratio ⁇ C and the mechanical expansion ratio ⁇ E in the cylinder.
  • VCR mechanism 3 the mechanical compression ratio ⁇ C and the mechanical expansion ratio ⁇ E are both set to the same value.
  • the intake-side VTC mechanism 1A and the exhaust-side VTC mechanism 1B include hydraulic actuators 2A and 2B for phase control, and are configured to control the opening and closing timing of the intake valve 4 and the exhaust valve 5 by hydraulic pressure.
  • the hydraulic pressure supply to the phase control hydraulic actuators 2A and 2B is controlled by a hydraulic control unit (not shown) based on a control signal from the controller 22.
  • a hydraulic control unit not shown
  • the center phase ⁇ of the lift characteristic is controlled to the retard side or the advance side.
  • the intake-side VTC mechanism 1A and the exhaust-side VTC mechanism 1B are not limited to the hydraulic type, and various configurations such as those using an electric motor or an electromagnetic actuator are possible.
  • the current engine state is detected from an opening sensor, a vehicle speed sensor, a gear position sensor, an engine cooling water temperature sensor 31 for detecting the temperature of the engine body, and various information signals such as humidity in an intake pipe from an atmospheric humidity sensor. Then, the controller 22 outputs an intake VTC control signal to at least the intake side VTC mechanism 1A and outputs an exhaust VTC control signal to the exhaust side VTC mechanism 1B.
  • FIG. 2A shows the piston position at the top dead center (TDC) at the minimum mechanical compression ratio
  • FIG. 2B shows the piston position at the top dead center (TDC) at the maximum mechanical compression ratio
  • the piston position of the exhaust top dead center (TDC) is the compression top dead center shown in FIGS. 2A and 2B for both the minimum mechanical compression ratio and the maximum mechanical compression ratio. (TDC) respectively.
  • FIG. 2A shows a piston position at a compression top dead center (TDC) at a minimum mechanical compression ratio in a high load region
  • FIG. 2B shows a compression top dead center (TDC) at a maximum mechanical compression ratio in a low load region.
  • TDC compression top dead center
  • the VCR mechanism 3 is a mechanism in which one cycle is performed at a crank angle of 360 °
  • the piston position at the compression top dead center (TDC) and the piston position at the exhaust top dead center (TDC) match in principle. I have.
  • the piston position at the intake bottom dead center (BDC) and the piston position at the expansion bottom dead center (BDC) also match.
  • the VCR mechanism 3 has the same configuration as that described in Patent Document 1 described above as the prior art.
  • the crankshaft 02 includes a plurality of journal portions 40 and a crankpin portion 41, and the journal portion 40 is rotatably supported by the main bearing of the cylinder block SB.
  • the crank pin portion 41 is eccentric by a predetermined amount from the journal portion 40, and a lower link 42 serving as a second link is rotatably connected thereto.
  • the lower link 42 is configured to be dividable into two members on the left and right sides, and the crankpin portion 41 is fitted in a substantially central connecting hole.
  • the upper link 43 serving as the first link has a lower end rotatably connected to one end of the lower link 42 by a connecting pin 44, and an upper end rotatably connected to the piston 01 by a piston pin 45.
  • the control link 46 serving as the third link has a top end rotatably connected to the other end of the lower link 42 by a connection pin 47, and a bottom end connected to a lower portion of a cylinder block SB which is a part of the engine body via a control shaft 48.
  • the control shaft 48 is rotatably supported by the engine body and has an eccentric cam portion 48a eccentric from the center of rotation.
  • the lower end of the control link 46 is rotatably fitted to the eccentric cam portion 48a. are doing.
  • the rotational position of the control shaft 48 is controlled by a compression ratio control actuator 49 using an electric motor based on a control signal from the controller 22.
  • This mechanical compression ratio ( ⁇ C) is a geometric compression ratio determined only by a change in the volume of the combustion chamber due to the stroke of the piston 01.
  • the mechanical compression ratio ( ⁇ C) is the cylinder volume at the intake bottom dead center of the piston 01 and the compression top dead center of the piston 01. It is the ratio of the in-cylinder volume at the point (TDC).
  • FIG. 2A shows a state of a low mechanical compression ratio
  • FIG. 2B shows a state of a high mechanical compression ratio.
  • the mechanical compression ratio ( ⁇ C) can be continuously changed between these.
  • the in-cylinder volume at the compression top dead center (TDC) is VO and the stroke volume is V
  • the in-cylinder volume at the intake bottom dead center (BDC) is “VO + V”
  • FIG. 3 shows the variation of the stop crank angle of the compression stroke cylinder when the internal combustion engine is stopped.
  • FIG. 3 shows, for example, a case where the first cylinder of a 4-cycle / 4-cylinder internal combustion engine is a compression stroke cylinder, and the intake valve opens near the intake top dead center (TDC) following the exhaust stroke. Near the intake bottom dead center (BDC), the intake valve closes and shifts to the compression stroke.
  • the cylinders are operated in the order of the first cylinder ⁇ the third cylinder ⁇ the fourth cylinder ⁇ the second cylinder, that is, the cylinders operate in the order of ignition (or the order of combustion including diesel).
  • crankpin stop position corresponding to the piston stop position of the first cylinder, which is a compression stroke cylinder (hereinafter, sometimes described using both the “piston stop position” or the “crankpin stop position")
  • the most standard crankpin stop position is the intake bottom dead center (BDC), which is approximately halfway between the compression top dead center (TDC) and the intake bottom dead center (BDC) when viewed from the crankpin (CP) angle.
  • BDC intake bottom dead center
  • TDC compression top dead center
  • BDC intake bottom dead center
  • the stop position of the piston is considerably closer to the compression top dead center (TDC) than the standard stop position ( ⁇ md). Since the pressure (compression pressure) in the cylinder is considerably high, the piston is pushed back in the direction of the standard stop position ( ⁇ md), and the crankshaft is returned counterclockwise.
  • the piston position of the compression stroke cylinder when the internal combustion engine is stopped performs such a behavior as to be stable with the standard stop position ( ⁇ md) as the standard position, but in practice a large variation occurs.
  • the standard stop position ( ⁇ md) is set as the standard position, it generally varies within a range of ⁇ md ⁇ 45 °.
  • the position scattered toward the compression top dead center (TDC) side (retard side) is scattered toward the retard side stop position ( ⁇ rt) and the intake bottom dead center (BDC) side (advance side).
  • the position is shown as an advanced stop position ( ⁇ ad).
  • the in-cylinder pressure becomes negative even in the compression stroke cylinder.
  • air at atmospheric pressure is immediately introduced into the cylinder through the gap between the piston and the cylinder wall.
  • air containing vaporized fuel or burned gas in the cylinder immediately leaks from the gap between the piston and the cylinder wall.
  • the in-cylinder volume (Vad) of the compression stroke cylinder is filled with air at atmospheric pressure.
  • the amount of air sealed therein is also large.
  • the cylinder volume when the piston moves to the compression top dead center (TDC) is the cylinder volume (V ⁇ md) determined by the standard mechanical compression ratio ( ⁇ Cmd).
  • the VCR mechanism changes the standard mechanical compression ratio ( ⁇ Cmd) from the minimum mechanical compression ratio ( ⁇ Cmd). ( ⁇ Cmin) or a low mechanical compression ratio ( ⁇ Clow).
  • ⁇ Cmd standard mechanical compression ratio
  • ⁇ Cmin minimum mechanical compression ratio
  • ⁇ Clow low mechanical compression ratio
  • the in-cylinder pressure may be negative even in the compression stroke cylinder. In that case, air at atmospheric pressure is immediately introduced into the cylinder through the gap between the piston and the cylinder wall.
  • air containing vaporized fuel or burned gas in the cylinder immediately leaks from the gap between the piston and the cylinder wall.
  • the in-cylinder volume (Vmd) of the compression stroke cylinder is filled with air at atmospheric pressure.
  • the amount of air sealed therein also has a standard value. .
  • the cylinder volume when the piston moves to the compression top dead center (TDC) is the standard cylinder volume (V ⁇ md) determined by the standard mechanical compression ratio ( ⁇ Cmd), while the initial piston position, That is, the in-cylinder volume at the start of compression is a standard in-cylinder volume (Vmd).
  • the maximum compression pressure (compression) at the compression top dead center (TDC) becomes standard and moderate.
  • the rotational speed (cranking speed) over the first compression top dead center can be maintained at a standard level, and good starting performance can be maintained.
  • the in-cylinder pressure may be negative even in the compression stroke cylinder. In that case, air at atmospheric pressure is immediately introduced into the cylinder through the gap between the piston and the cylinder wall.
  • air containing vaporized fuel or burned gas in the cylinder immediately leaks from the gap between the piston and the cylinder wall.
  • the in-cylinder volume (Vrt) of the compression stroke cylinder is filled with air at atmospheric pressure.
  • the retard side stop position ( ⁇ rt) since the initial cylinder volume (Vrt) of the compression stroke cylinder is small, the amount of air sealed therein is also small.
  • the third cylinder enters the compression stroke after the first cylinder. For this reason, since the cranking rotation speed has already risen, the suddenly rising cranking rotation speed cannot be sufficiently suppressed by the compression pressure in the compression stroke (second compression stroke) of the third cylinder. Further, the combustion of the third cylinder that follows, and the combustion of the fourth cylinder that follows, suddenly causes an unnatural rise in the rotational speed (a so-called blow-up phenomenon).
  • the VCR mechanism changes the maximum mechanical compression ratio ( ⁇ Cmd) from the standard mechanical compression ratio ( ⁇ Cmd). ( ⁇ Cmax) or a high mechanical compression ratio ( ⁇ Chigh).
  • ⁇ Cmd the standard mechanical compression ratio
  • ⁇ Cmax the standard mechanical compression ratio
  • ⁇ Chigh a high mechanical compression ratio
  • the in-cylinder volume at the compression top dead center is corrected from the in-cylinder volume (V ⁇ md) to the in-cylinder volume (V ⁇ rt) having a smaller volume, and as a result, the low compression pressure is corrected to increase.
  • a rise in the piston of the compression stroke cylinder is suppressed, and a steep increase in the cranking rotation speed is suppressed to obtain a stable cranking rotation speed, thereby improving the starting performance.
  • FIG. 5 shows the crankpin stop position (piston stop position) and the mechanical compression ratio ( ⁇ C) when the intake valve closing timing (IVC) of the intake valve is set to coincide with the intake bottom dead center (BDC).
  • FIG. 6 is a characteristic diagram showing the relationship of FIG. This characteristic diagram may be stored as a characteristic map in the storage area of the controller 22, or may be obtained by calculation. Further, this characteristic diagram is used in a control flowchart described later.
  • the piston is stopped at any crank angle between the intake bottom dead center (BDC) and the compression top dead center (TDC), whereby the initial cylinder capacity of the compression stroke cylinder fluctuates.
  • the mechanical compression ratio ( ⁇ C) is corrected according to the crankpin stop position (piston stop position) as shown by the vertical axis.
  • the mechanical compression ratio ( ⁇ C) is reduced to a low mechanical compression ratio ( ⁇ Clow). That is, the conversion control is performed by the VCR mechanism so that the piston position at the compression top dead center (TDC) becomes lower (the compression stroke becomes shorter) as the piston stop position is closer to the intake bottom dead center (BDC). That is, the compression stroke from the original piston stop position to the compression top dead center piston position is shortened, and the compression ratio is suppressed.
  • the characteristic is such that the mechanical compression ratio ( ⁇ C) increases as the piston stop position approaches the compression top dead center (TDC), such as a high mechanical compression ratio ( ⁇ Chigh). That is, the conversion control is performed by the VCR mechanism so that the piston position at the compression top dead center (TDC) becomes higher (the compression stroke becomes longer) as the piston stop position is closer to the compression top dead center (TDC). That is, the compression stroke from the original piston stop position to the compression top dead center piston position is lengthened to secure a compression ratio.
  • ⁇ C mechanical compression ratio
  • the compression pressure is corrected by the variable compression ratio mechanism based on the piston stop position of the cylinder in the compression stroke. More specifically, when the stop position of the piston of the cylinder in the compression stroke is near the compression top dead center, the mechanical compression ratio is increased by the variable compression ratio mechanism, and the stop position of the piston of the cylinder in the compression stroke is At the intake bottom dead center side, the mechanical compression ratio is reduced by the variable compression ratio mechanism.
  • the compression pressure of the compression stroke cylinder is appropriately corrected to start the internal combustion engine.
  • the starting performance of the internal combustion engine can be improved.
  • the intake valve has the intake top dead center (TDC) as the intake valve opening timing (IVO), and the intake bottom dead center (BDC) as the intake valve closing timing (IVC).
  • TDC intake valve opening timing
  • BDC intake bottom dead center
  • IVC intake valve closing timing
  • IVC ′ intake valve closing timing of the intake valve.
  • the phase conversion to the intake valve closing timing (IVC ') may be performed using an intake variable valve operating mechanism, or a variable valve operating mechanism is not provided, and the cam profile itself is used as a fixed valve operating mechanism.
  • the intake valve closing timing (IVC ') may be set.
  • crankpin stop position (piston stop position) ⁇ is advanced from the intake valve closing timing (IVC ′) as shown in FIG. 6, that is, the intake bottom dead center (BDC)
  • IVC ′ intake valve closing timing
  • BDC intake bottom dead center
  • the intake valve At the advance side stop position ( ⁇ ad), the intake valve is open, so even if the piston rises from this position, air in the cylinder is only discharged from the opened intake valve, and Remains at atmospheric pressure. This state of the atmospheric pressure is continued until the intake valve closing timing (IVC ′), and the compression of the air in the cylinder is started only after the intake valve is closed.
  • IVC ′ intake valve closing timing
  • the position of the intake valve closing timing (IVC ') is the standard stop position ( ⁇ md)
  • the compression pressure advanced from the standard stop position ( ⁇ md) is not affected by the crankpin stop position ⁇ .
  • the intake valve closing timing (IVC ') Therefore, the control of the mechanical compression ratio ( ⁇ C) by the VCR mechanism can be simplified on the advance side from the standard stop position ( ⁇ md) without any particular control, thereby simplifying the control steps of the control flow. There is.
  • the mechanical compression ratio ( ⁇ C) may be a constant value indicated by a solid line.
  • the control is simplified as the mechanical compression ratio ( ⁇ Cmd).
  • the characteristic corresponding to this solid line is the second target mechanical compression ratio characteristic, on the retard side from the standard stop position ( ⁇ md), the characteristic will be the same as the characteristic shown in FIG. 5 and will be the first target mechanical compression ratio characteristic. Therefore, as shown in FIG. 7, the target mechanical compression ratio characteristic is such that when the horizontal axis is the crankpin stop position (piston stop position) ⁇ , the first target machine is on the retard side from the standard stop position ( ⁇ md). On the advance side from the standard stop position ( ⁇ md), the compression ratio characteristic becomes the second target mechanical compression ratio characteristic having a constant value. As a result, between the intake bottom dead center (BDC) and the compression top dead center (TDC), , A characteristic that connects both characteristics.
  • BDC intake bottom dead center
  • TDC compression top dead center
  • the second target mechanical compression ratio characteristic is not controlled to a constant value shown by a solid line, but the mechanical compression ratio ( ⁇ C) becomes larger as it shifts toward the intake bottom dead center (BDC) as shown by a broken line. It can also be.
  • the compression pressure is determined by the intake valve closing timing (IVC ′) of the intake valve. Therefore, the compression pressure between the standard stop position ( ⁇ md) and the intake bottom dead center (BDC) has the same value (atmospheric pressure), but the piston stroke reaching the compression top dead center (TDC) is different between the two.
  • the mechanical compression ratio ( ⁇ C) is set to a slightly higher mechanical compression ratio ( ⁇ Cad ′′) as the position shifts to the advance side stop position ( ⁇ ad).
  • ⁇ Cad ′′ a slightly higher mechanical compression ratio
  • the compression pressure in the cylinder increases after the intake valve closing timing (IVC ′), but the mechanical compression ratio ( ⁇ C) is set according to the advance side stop position ( ⁇ ad). Since the compression pressure is corrected, the compression pressure increases as the piston stroke reaching the compression top dead center (TDC) increases.
  • the piston stroke that reaches the compression top dead center (TDC) becomes shorter, so that the piston movement is less likely to gain momentum and the compression top dead center
  • the mechanical compression ratio ( ⁇ C) is reduced to reduce the compression pressure that acts after the intake valve closing timing (IVC '), so that the rotation speed over the compression top dead center is secured. Performance can be improved.
  • FIG. 8 shows a state in which the operation of the internal combustion engine is stopped from a state in which the internal combustion engine is operating, and in a stopped state in which the rotation of the internal combustion engine is stopped, the mechanical compression ratio is set based on the stop position of the piston.
  • 5 is a flowchart illustrating a control flow for correction.
  • the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) corresponding to the piston stop position uses the characteristic indicated by the solid line in FIG. Therefore, the second target mechanical compression ratio characteristic is used between the intake bottom dead center (BDC) and the standard stop position ( ⁇ md), and between the standard stop position ( ⁇ md) and the compression top dead center (TDC).
  • BDC intake bottom dead center
  • ⁇ md standard stop position
  • TDC compression top dead center
  • a first target mechanical compression ratio characteristic is used.
  • the characteristic shown by the broken line can be used as the second target mechanical compression ratio characteristic.
  • step S10 it is determined whether a condition for stopping the internal combustion engine has been input.
  • the determination can be made by monitoring a signal from a key switch or the like. In an automobile equipped with an idle stop system, the determination can be made by monitoring the conditions for establishing the idle stop. If it is determined in step S10 that the condition for stopping the internal combustion engine is not satisfied, the process goes to the end. If it is determined that the condition for stopping the internal combustion engine is satisfied, the process proceeds to step S11.
  • step S11 since the condition for stopping the internal combustion engine is satisfied, the fuel injection control and the ignition control are stopped, and the fuel injection cut and the ignition cut are executed. As a result, the internal combustion engine is stopped because combustion is not continued. When the fuel injection control and the ignition control are stopped, the process proceeds to step S12.
  • step S12 it is determined whether or not the internal combustion engine has completely stopped to determine the piston stop position of the compression stroke cylinder.
  • the determination of the stop of the internal combustion engine can be made by monitoring the rotation of the crankshaft. If no rotation pulse is input from the crank angle sensor within a predetermined time, it can be determined that the internal combustion engine has been stopped. If the internal combustion engine does not stop, the determination in step IS12 is executed again. If the internal combustion engine stops, the process proceeds to step S13.
  • step S13 the stop crank position of the stopped internal combustion engine and the intake valve closing timing (IVC) are calculated.
  • the stop crank position can also be calculated based on the rotation pulse of the crank angle sensor at the time of stop.
  • the intake valve closing timing (IVC) can also be calculated from an angle sensor provided in the variable valve mechanism or control data for controlling the variable valve mechanism.
  • step S14 the crankpin (CP) position ( ⁇ ) of the compression stroke cylinder, which is the compression stroke at the time of starting, is calculated from the stop crank position obtained in step S13.
  • the crank pin (CP) position ( ⁇ ) represents a stop position of the piston between the compression top dead center (TDC) and the intake bottom dead center (BDC). Therefore, the crankpin (CP) position ( ⁇ ) can be regarded as the piston stop position.
  • the process proceeds to step S15.
  • step S15 the crankpin (CP) position ( ⁇ ) is calculated using the intake valve closing timing (IVC) calculated in step S13 and the crankpin (CP) position ( ⁇ ) calculated in step S14. Is located on the intake bottom dead center (BDC) side of the intake valve closing timing (IVC).
  • the second target is set between the intake bottom dead center (BDC) and the standard stop position ( ⁇ md).
  • the first target mechanical compression ratio characteristic is used between the standard stop position ( ⁇ md) and the compression top dead center (TDC) using the mechanical compression ratio characteristic.
  • step S15 if it is determined that the crankpin (CP) position ( ⁇ ) is on the advance side (on the intake bottom dead center (BDC) side) from the intake valve closing timing (IVC), step S16 When it is determined that the crankpin (CP) position ( ⁇ ) is located on the retard side (on the compression bottom dead center (TDC) side) of the intake valve closing timing (IVC), the process proceeds to step S17. Transition.
  • Step S16 At step S15, it is determined that the crankpin (CP) position ( ⁇ ) is located on the advance side (on the intake bottom dead center (BDC) side) from the intake valve closing timing (IVC). Therefore, in step S16, the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) corresponding to the calculated crankpin (CP) position ( ⁇ ) is calculated from the target mechanical compression ratio characteristic map in which the characteristics shown in FIG. 7 are stored. I do.
  • the target mechanical compression ratio ( ⁇ Cad ′) is calculated because the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) has a constant second target mechanical compression ratio characteristic.
  • the target mechanical compression ratio ( ⁇ Cad ′′) is similarly calculated.
  • step S17 it is determined that the crankpin (CP) position ( ⁇ ) is located on the retard side (on the compression top dead center (TDC) side) of the intake valve closing timing (IVC). Therefore, in step S17, the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) corresponding to the calculated crankpin (CP) position ( ⁇ ) is calculated from the target mechanical compression ratio characteristic map in which the characteristics shown in FIG. 7 are stored. I do.
  • the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) is a first target mechanical compression ratio characteristic corresponding to the crankpin (CP) position ( ⁇ ). Therefore, as the crankpin (CP) position ( ⁇ ) moves toward the compression top dead center (TDC), the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) increases.
  • the process proceeds to step S18.
  • step S18 a conversion signal (drive signal) is output to the compression ratio control actuator of the VCR mechanism based on the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) calculated in step S16 or step S17. This will change the mechanical compression ratio.
  • the conversion signal is output to the compression ratio control actuator of the VCR mechanism, the process proceeds to step S19.
  • step S19 it is determined whether or not the mechanical compression ratio has been converted to the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) by the VCR mechanism. This determination can be made by comparing the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) calculated in step S16 or step S17 with the actual mechanical compression ratio calculated by the angle sensor provided in the VCR mechanism. If it is determined that the mechanical compression ratio has not been converted to the target mechanical compression ratio ( ⁇ C), the process returns to step S18, and if it is determined that the mechanical compression ratio has been converted to the target mechanical compression ratio ( ⁇ C), Move to step S20.
  • ⁇ C target mechanical compression ratio
  • step S20 since it is determined that the mechanical compression ratio has been converted to the target mechanical compression ratio ( ⁇ C), the control of the VCR mechanism is stopped. After that, the controller 22 executes the shut-off process, executes the control data avoidance process in the backup RAM or the like, and shuts down.
  • ⁇ C target mechanical compression ratio
  • the VCR mechanism corrects the mechanical compression ratio corresponding to the stop position of the piston of the compression stroke cylinder at the time of starting, so that the compression pressure during the compression stroke can be appropriately set, so that the starting performance can be improved. And stable starting can be performed.
  • the mechanical compression ratio is corrected by the VCR mechanism immediately after the internal combustion engine is stopped, lubricating oil is secured in the mechanical parts of the internal combustion engine and the mechanical parts of the VCR mechanism, and the operation of the VCR mechanism is stopped. There is an effect that it is performed smoothly. Further, at the next restart, the VCR position corresponding to the piston stop position is set in advance, so that the VCR conversion required time is eliminated and quick restart is possible.
  • the characteristic shown in FIG. 7 is used as the target mechanical compression ratio characteristic.
  • the characteristic shown in FIG. 5 may be used.
  • the second target mechanical compression ratio characteristic is not a constant value, and the mechanical compression ratio is changed according to the piston stop position.
  • FIG. 9 is a flowchart showing a control flow for correcting the mechanical compression ratio based on the stop position of the piston when starting the internal combustion engine.
  • the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) corresponding to the piston stop position also uses the characteristics indicated by the solid line in FIG. Therefore, the second target mechanical compression ratio characteristic is used between the intake bottom dead center (BDC) and the standard stop position ( ⁇ md), and between the standard stop position ( ⁇ md) and the compression top dead center (TDC).
  • BDC intake bottom dead center
  • ⁇ md standard stop position
  • TDC compression top dead center
  • a first target mechanical compression ratio characteristic is used.
  • the characteristic shown by the broken line can be used as the second target mechanical compression ratio characteristic.
  • step S30 it is determined whether a condition for starting the internal combustion engine has been input.
  • the start of the internal combustion engine it can be determined by monitoring a signal from an ignition switch or the like. In an automobile equipped with an idle stop system, the determination can be made by monitoring a condition for establishing the idle stop release. If it is determined in step S30 that the condition for starting the internal combustion engine is not satisfied, the process goes to the end. If it is determined that the condition for stopping the internal combustion engine is satisfied, the process proceeds to step S31.
  • step S31 the stopped crank position, intake valve closing timing (IVC), and engine temperature (T) of the stopped internal combustion engine are calculated.
  • the stop crank position can also be calculated based on the rotation pulse of the crank angle sensor at the time of stop.
  • the intake valve closing timing (IVC) can be calculated from an angle sensor provided in the variable valve mechanism or control data for controlling the variable valve mechanism.
  • the engine temperature can be calculated from a cooling water temperature sensor provided on the cylinder block.
  • Step S32 the crankpin (CP) position ( ⁇ ) of the compression stroke cylinder which is the compression stroke at the time of starting is calculated from the stop crank position obtained in step S31.
  • the crank pin (CP) position ( ⁇ ) represents a stop position of the piston between the compression top dead center (TDC) and the intake bottom dead center (BDC). Therefore, the crankpin (CP) position ( ⁇ ) can be regarded as the piston stop position.
  • the flow shifts to step S33.
  • step S33 using the intake valve closing timing (IVC) calculated in step S31 and the crankpin (CP) position ( ⁇ ) calculated in step S32, the crankpin (CP) position ( ⁇ ) Is located on the intake bottom dead center (BDC) side of the intake valve closing timing (IVC).
  • the second target is set between the intake bottom dead center (BDC) and the standard stop position ( ⁇ md).
  • the first target mechanical compression ratio characteristic is used between the standard stop position ( ⁇ md) and the compression top dead center (TDC) using the mechanical compression ratio characteristic.
  • step S33 if it is determined that the crank pin (CP) position ( ⁇ ) is on the advance side (on the intake bottom dead center (BDC) side) from the intake valve closing timing (IVC), step S34 is performed.
  • the process proceeds to step S35. Transition.
  • Step S34 In step S33, it is determined that the crank pin (CP) position ( ⁇ ) is located on the advance side (on the intake bottom dead center (BDC) side) of the intake valve closing timing (IVC). Therefore, in step S34, the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) corresponding to the calculated crankpin (CP) position ( ⁇ ) is calculated from the target mechanical compression ratio characteristic map in which the characteristics as shown in FIG. 7 are stored. I do.
  • the target mechanical compression ratio ( ⁇ Cad ′) is calculated because the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) has a constant second target mechanical compression ratio characteristic.
  • the target mechanical compression ratio ( ⁇ Cad ′′) is similarly calculated.
  • ⁇ C target mechanical compression ratio
  • the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) is changed to the engine temperature (T) in order to increase the temperature of the compressed air at the compression top dead center (TDC) in order to promote warm-up. It is also effective to increase the height in accordance with ()).
  • the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) is calculated, the flow shifts to step S36.
  • Step S35 In step S33, it is determined that the crankpin (CP) position ( ⁇ ) is located on the retard side (on the compression top dead center (TDC) side) from the intake valve closing timing (IVC). Therefore, in step S35, the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) corresponding to the calculated crankpin (CP) position ( ⁇ ) is calculated from the target mechanical compression ratio characteristic map in which the characteristics shown in FIG. 7 are stored. I do.
  • the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) is a first target mechanical compression ratio characteristic corresponding to the crankpin (CP) position ( ⁇ ). Therefore, as the crankpin (CP) position ( ⁇ ) moves toward the compression top dead center (TDC), the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) increases.
  • the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) can be corrected based on the engine temperature (T). For example, when the idle stop is performed, when the engine temperature (T) is high, if the initial compression pressure is too high, preignition is likely to occur. For this reason, it is also effective to lower the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) according to the engine temperature (T).
  • the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) is changed to the engine temperature (T) in order to increase the temperature of the compressed air at the compression top dead center (TDC) in order to promote warm-up. It is also effective to increase the height in accordance with ()).
  • the target machine compression ratio ( ⁇ C) has been calculated, the flow shifts to step S36.
  • step S36 a conversion signal (drive signal) is output to the compression ratio control actuator of the VCR mechanism based on the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) calculated in step S34 or step S35. This will change the mechanical compression ratio.
  • ⁇ C target mechanical compression ratio
  • Step S37 the mechanical compression ratio is converted into the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) by the VCR mechanism.
  • step S37 whether the conversion time has been performed for the predetermined time (t) or not is determined. Has been determined.
  • This predetermined time (t) is the time required for the VCR mechanism to convert to the target mechanical compression ratio ( ⁇ C), in which case the predetermined time (t) required for the conversion can be a function of temperature, The lower the temperature, the longer the setting.
  • step S19 it may be determined whether the mechanical compression ratio has been converted to the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) as in step S19 in FIG. If the predetermined time (t) has not elapsed, the process returns to step S37, and if the predetermined time (t) has elapsed, the process proceeds to step S38.
  • the predetermined time (t) is set, but if it is longer than the required conversion time of the VCR mechanism, cranking is started after conversion to the target mechanical compression ratio ( ⁇ C), so that highly accurate start control can be performed. Becomes On the other hand, if the time required for the conversion of the VCR mechanism is shorter than that, the cranking is started before the conversion to the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) is completed, so that the time required for the start can be shortened, and a quick start can be realized. .
  • step S38 since the conversion to the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) has been completed by the VCR mechanism, cranking is started by the starter motor. In this case, since the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) corresponding to the piston stop position is converted, good starting performance can be obtained. When cranking is started, the process proceeds to step S39.
  • step S39 it is determined whether or not the piston of the compression stroke cylinder in the compression stroke has reached the top dead center. Such determination is made only for the first compression stroke cylinder, and for the subsequent cylinders, since the cranking rotational speed has already risen, it is necessary to change the mechanical compression ratio in accordance with the operating state of the internal combustion engine. Because there is.
  • step S40 is performed. Move to
  • step S40 since the rotation speed of the internal combustion engine has already reached a sufficient rotation speed, conversion of the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) corresponding to the state of the internal combustion engine, here, the engine temperature (T), is performed. Output the signal to the VCR mechanism.
  • the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) is corrected to a lower side, and if the engine temperature (T) is low, warm-up is promoted. Therefore, the target mechanical compression ratio ( ⁇ C) is corrected on the increasing side. After that, the process ends and waits for the next start timing.
  • a compression ratio control actuator may be provided for each cylinder and may be sequentially converted in accordance with the operation order of each cylinder. Control becomes possible.
  • the same compression ratio control actuator may simultaneously convert the mechanical compression ratios of all cylinders. In this case, the control can be simplified.
  • the VCR mechanism corrects the mechanical compression ratio corresponding to the stop position of the piston of the compression stroke cylinder at the time of startup, so that the compression pressure of the compression stroke cylinder during the compression stroke can be appropriately set. Therefore, it is possible to improve the starting performance and perform a stable starting.
  • the mechanical compression ratio is corrected by the VCR mechanism at the time of starting the internal combustion engine, even if the piston stop position changes with time during the stop of the internal combustion engine, the piston is stopped at startup. Since the stop position is calculated and the corresponding target mechanical compression ratio is calculated, highly accurate target mechanical compression ratio control becomes possible.
  • control for correcting the mechanical compression ratio when the internal combustion engine is stopped as described in the third embodiment may be performed. In that case, the control accuracy is further increased. In addition, the amount of conversion of the VCR mechanism at the time of restart can be reduced, and quicker restart is possible.
  • the characteristic shown in FIG. 7 is used as the target mechanical compression ratio characteristic.
  • the characteristic shown in FIG. 5 may be used.
  • the second target mechanical compression ratio characteristic is not a constant value, and the mechanical compression ratio is changed according to the piston stop position.
  • the VCR mechanism continuously converts the mechanical compression ratio of all cylinders with the same compression ratio control actuator.
  • a separate A configuration in which a compression ratio control actuator is provided to convert the mechanical compression ratio of each cylinder separately and stepwise can also be adopted.
  • the present invention can be applied to a VCR mechanism in which the mechanical compression ratio and the mechanical expansion ratio can be changed differently as shown in JP-A-2016-17489.
  • the intake valve closing timing (IVC) may be changed by a variable valve operating mechanism, or may be a fixed intake valve closing timing (IVC).
  • the present invention is not limited to the above-described embodiment, and includes various modifications.
  • the above-described embodiments have been described in detail for easy understanding of the present invention, and are not necessarily limited to those having all the configurations described above.
  • a part of the configuration of one embodiment can be replaced with the configuration of another embodiment, and the configuration of one embodiment can be added to the configuration of another embodiment.
  • variable compression ratio system for the internal combustion engine based on the above-described embodiment, for example, the following aspects can be considered.
  • the variable compression ratio system of the internal combustion engine includes, as one mode thereof, at least a variable compression ratio mechanism capable of changing a mechanical compression ratio of the internal combustion engine, and control means for controlling the variable compression ratio mechanism, wherein the control means includes: In a state where the rotation of the internal combustion engine is stopped, a target mechanical compression ratio is calculated based on a piston stop position of a cylinder in a compression stroke (hereinafter, referred to as a compression stroke cylinder), and the variable compression ratio mechanism The mechanical compression ratio of the internal combustion engine is changed based on the calculated target mechanical compression ratio.
  • the control means shifts from a state in which the internal combustion engine is operating to a state in which the operation of the internal combustion engine is stopped, and the rotation of the internal combustion engine is stopped.
  • the stopped state the target mechanical compression ratio based on the piston stop position of the compression stroke cylinder is calculated, and the variable compression ratio mechanism is configured to control the machine of the internal combustion engine based on the target mechanical compression ratio in the stopped state. Change the compression ratio.
  • control means calculates the target mechanical compression ratio based on the piston stop position of the compression stroke cylinder when the internal combustion engine is started. Then, the variable compression ratio mechanism changes the mechanical compression ratio of the internal combustion engine based on the target mechanical compression ratio at the time of starting.
  • control means may control the compression stroke during a predetermined time before the cranking at the time of starting or within a predetermined time after the cranking.
  • the target mechanical compression ratio is calculated based on the piston stop position of the cylinder.
  • control means may include: the target mechanical compression ratio, when the piston stop position of the compression stroke cylinder is on the intake bottom dead center side. To reduce.
  • control means when the piston stop position of the compression stroke cylinder is on the side of compression top dead center, the target mechanical compression. Increase ratio.
  • control means may include: the target mechanical compression ratio, when the piston stop position of the compression stroke cylinder is on the intake bottom dead center side. When the piston stop position of the compression stroke cylinder is closer to the compression top dead center, the target mechanical compression ratio is increased.
  • control means may determine that when the engine temperature is low after the piston of the compression stroke cylinder exceeds the compression top dead center, the target Increase the mechanical compression ratio.
  • control means may be configured to determine that the target temperature is high when the engine temperature is high after the piston of the compression stroke cylinder exceeds the compression top dead center. Reduce the mechanical compression ratio.
  • control means may be configured such that a crank angle corresponding to the piston stop position of the compression stroke cylinder is advanced from an intake valve closing timing. In this case, the correction control of the target mechanical compression ratio is not executed.
  • control means may be configured such that a crank angle corresponding to the piston stop position of the compression stroke cylinder is advanced from an intake valve closing timing.
  • the target mechanical compression ratio is calculated from each of the target mechanical compression ratio characteristics corresponding to the piston stop position of the stroke cylinder.
  • the target mechanical compression ratio characteristic from the intake bottom dead center to the intake valve closing timing is such that the target mechanical compression ratio is Either the characteristic is set to a constant value, or the target mechanical compression ratio is increased as the piston stop position approaches the intake bottom dead center.
  • variable compression ratio mechanism changes one mechanical compression ratio of all cylinders of the internal combustion engine at the same time. It is composed of
  • control device of the variable compression ratio system for the internal combustion engine based on the above-described embodiment, for example, the following embodiments can be considered.
  • the control unit includes: While the rotation is stopped, the variable compression ratio mechanism is controlled based on the piston stop position of a cylinder in a compression stroke (hereinafter, referred to as a compression stroke cylinder) to change the mechanical compression ratio of the internal combustion engine. .
  • control means reduces the mechanical compression ratio when the piston stop position of the compression stroke cylinder is on the intake bottom dead center side, and When the piston stop position of the stroke cylinder is closer to the compression top dead center, the mechanical compression ratio is increased.
  • the control means may be configured such that a crank angle corresponding to the piston stop position of the compression stroke cylinder advances from an intake valve closing timing. In the case where it is angled, it has a target mechanical compression ratio characteristic from the intake bottom dead center to the intake valve closing timing and a target mechanical compression ratio characteristic from the intake valve closing timing to the compression top dead center. Calculating a target mechanical compression ratio based on each of the target mechanical compression ratio characteristics corresponding to the piston stop position of the compression stroke cylinder, and controlling the variable compression ratio mechanism based on the target mechanical compression ratio. The mechanical compression ratio of the internal combustion engine is changed.
  • the target mechanical compression ratio characteristic from the intake bottom dead center to the intake valve closing timing is the target machine compression ratio characteristic. Either the compression ratio is set to a constant value, or the target mechanical compression ratio is increased as the piston stop position approaches the intake bottom dead center.

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Abstract

内燃機関の停止中、或いは始動時に、圧縮行程にある気筒に基づいて、可変圧縮比機構（ＶＣＲ）によって圧縮圧力を補正する。圧縮行程にある気筒のピストンの位置が圧縮上死点の側にあると、可変圧縮比機構（ＶＣＲ）によって機械圧縮比を増大し、圧縮行程にある気筒のピストン（０１）の位置が吸気下死点側にあると、可変圧縮比機構（ＶＣＲ）によって機械圧縮比を低減する。圧縮行程にある気筒のクランク角に基づいて、可変圧縮比機構（ＶＣＲ）によって機械圧縮比を制御することで、圧縮行程気筒の圧縮圧力を適切に補正して内燃機関の始動を安定化させることができ、結果的に内燃機関の始動性能を向上することができる。

Description

内燃機関の可変圧縮比システム、及びその制御装置
　本発明はピストンストロ－ク位置を変化させて機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を有する内燃機関の可変圧縮比システム、及びその制御装置に関するものである。
　最近の内燃機関においては、内燃機関の幾何学的な圧縮比及び/或いは膨張比、つまり機械圧縮比及び/或いは機械膨張比を可変制御する可変圧縮比機構と、実圧縮比（有効圧縮比）を左右する、吸気バルブのバルブタイミング(開閉時期)を可変制御する可変動弁機構との組み合わせによって、内燃機関の動作性能を改善することが提案されている。
　ここで、可変圧縮比機構は、例えば、特開２００２‐２７６４４６号公報(特許文献１)等に記載されているものが知られている。この特許文献１に記載されている可変圧縮比機構は、電動モータを利用してピストンストローク位置を変更し、ピストン上死点(ＴＤＣ)におけるピストンの位置を高くしたり、低くしたりして機械圧縮比を制御している。
特開２００２‐２７６４４６号公報
　ところで、内燃機関を停止する場合においては、一般的に圧縮行程となる気筒(以下、圧縮行程気筒と表記する)のピストンの標準的な停止位置は、圧縮上死点と吸気下死点(圧縮下死点でもあるが、以下は吸気下死点として説明を進める)の中間付近となる場合が多い。しかしながら、内燃機関の停止直前では、内燃機関の機械的な構成要素の摺動部の摺動速度が急減速されるので、摺動部における摩擦が動摩擦状態から静摩擦状態に急変する、或いは摺動部での「スティック・アンド・スリップ」現象(いわゆる、びびり現象)が発生するといった原因から、ピストンが停止する位置は、かなりばらつくことになる。
　このため、内燃機関を始動する場合においては、圧縮行程気筒のピストン停止位置のばらつきによって、圧縮行程気筒の圧縮上死点における圧縮圧力が変動して内燃機関の始動が不安定となり、始動性能が悪化するという課題がある。したがって、かかる内燃機関を停止した後の再始動時に、圧縮行程気筒のピストン停止位置が変動することによって生じる、内燃機関の始動が不安定となるという現象を改善することが要請されている。
　本発明の目的は、内燃機関の始動時において、内燃機関を停止した後の再始動時に圧縮行程気筒のピストン停止位置の変動に基づく圧縮圧力の変動を抑制する内燃機関の可変圧縮比システム、及びその制御装置を提供することにある。
　本発明の特徴は、少なくとも、内燃機関の機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、可変圧縮比機構を制御する制御手段を備え、内燃機関の回転が停止されている状態で、制御手段によって圧縮行程にある気筒のピストン停止位置に基づいて目標機械圧縮比を算出し、また、この目標機械圧縮比に基づいて可変圧縮比機構によって内燃機関の機械圧縮比を変更する、ところにある。
　本発明によれば、圧縮行程にある気筒のピストン停止位置に基づいて、可変圧縮比機構によって機械圧縮比を制御することで、圧縮行程気筒の圧縮圧力を適切に補正して内燃機関の始動を安定化させることができ、結果的に内燃機関の始動性能を向上することができる。
本発明が適用される内燃機関の可変圧縮比システムの全体概略図である。 本発明に使用される可変圧縮比機構の構成を示し、低機械圧縮比に制御されている状態を示す構成図である。 本発明に使用される可変圧縮比機構の構成を示し、高機械圧縮比に制御されている状態を示す構成図である。 内燃機関の停止時におけるピストンの停止位置のばらつきを説明する説明図である。 本発明の第１実施形態になる、図３に示すピストンの停止位置に基づいて機械圧縮比を補正する説明図である。 図４に示すピストンの停止位置と機械圧縮比の関係を示す特性図である。 本発明の第２の実施形態になる、内燃機関の停止時におけるピストンの停止位置のばらつきを説明する説明図である。 図６に示すピストンの停止位置と機械圧縮比の関係を示す特性図である。 本発明の第３の実施形態になる、内燃機関の停止時にピストンの停止位置に基づいて機械圧縮比を補正する制御フローを示すフローチャートである。 本発明の第４の実施形態になる、内燃機関の始動時にピストンの停止位置に基づいて機械圧縮比を補正する制御フローを示すフローチャートである。
　以下、本発明の実施形態について図面を用いて詳細に説明するが、本発明は以下の実施形態に限定されることなく、本発明の技術的な概念の中で種々の変形例や応用例をもその範囲に含むものである。
　本発明の第1の実施形態になる内燃機関の可変圧縮比システムについて説明するが、図１は本発明が適用される内燃機関の可変圧縮比システムの全体の構成を示している。
　まず、内燃機関の可変圧縮比システムの基本構成を図１に基づいて説明すると、シリンダブロックＳＢ内に形成されたシリンダボア内を燃焼圧力などによって上下に摺動自在に設けられたピストン０１と、シリンダヘッドＳＨの内部にそれぞれ形成された吸気ポートＩＰ及び排気ポートＥＰと、シリンダヘッドＳＨに摺動自在に設けられて吸、排気ポートＩＰ、ＥＰの開口端を開閉する一気筒当たりそれぞれ一対の吸気バルブ４及び排気バルブ５とを備えている。
　ピストン０１は、クランクシャフト０２に後述するロアリンク４２とアッパリンク４３とからなるコンロッド０３を介して連結されていると共に、冠面とシリンダヘッドＳＨの下面との間に燃焼室０４を形成している。また、シリンダヘッドＳＨのほぼ中央には、点火栓０５が設けられている。
　吸気ポートＩＰは図示しないエアクリーナと接続されており、電制スロットルバルブ７２を介して吸入空気が供給されている。電制スロットルバルブ７２は、コントローラ２２によって制御されており、基本的にはアクセルペダルの踏込量に対応してその開度が制御される。また、排気ポートＥＰは、排気ガス浄化触媒７４を介してテールパイプから排気ガスを大気に放出している。
　更に、この内燃機関には、図１に示すように吸気バルブ４と排気バルブ５の開弁特性を制御する吸気側可変動弁機構、排気側可変動弁機構、及びピストン位置特性を制御する可変圧縮比機構とが備えられている。
　吸気側には、吸気バルブ４のバルブリフトの中心位相角を制御する「位相角可変機構」である吸気側可変動弁機構（以下、吸気側ＶＴＣ機構と表記する）１Ａが設けられ、また、排気側には、排気バルブ５のバルブリフトの中心位相角を制御する「位相角可変機構」である排気側可変動弁機構（以下、排気側ＶＴＣ機構と表記する）１Ｂが設けられている。
　更に、気筒内の機械圧縮比εＣ、及び機械膨張比εＥを制御する「ピストンストローク位置可変機構」である可変圧縮比機構(以下、ＶＣＲ機構と表記する)３が設けられている。尚、このＶＣＲ機構３では、機械圧縮比εＣ、及び機械膨張比εＥは共に同じ値に設定する構成となっている。
　吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂは、位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、２Ｂを備えており、油圧によって吸気バルブ４と排気バルブ５の開閉時期を制御する構成となっている。位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、２Ｂへの油圧供給は、コントローラ２２からの制御信号に基づき、図示しない油圧制御部によって制御されている。この位相制御用油圧アクチュエータ２Ａ、２Ｂへの油圧制御によって、リフト特性の中心位相θが遅角側、或いは進角側に制御される。
　つまり、リフト特性の全体の曲線自体は変わらずに、全体が進角側もしくは遅角側に移動される。また、この移動変化も連続的に得ることができる。吸気側ＶＴＣ機構１Ａ、及び排気側ＶＴＣ機構１Ｂとしては、油圧式のものに限られず、電動モータや電磁式アクチュエータを利用したものなど、種々の構成が可能である。
　コントローラ(＝制御手段)２２は、現在の内燃機関の回転数Ｎｅ(ｒｐｍ)をクランク角から検出するクランク角センサからの出力信号や、エアーフローメータからの吸入空気量(負荷)、その他、アクセル開度センサ、車速センサ、ギア位置センサ、機関本体の温度を検出する機関冷却水温センサ３１、更には大気湿度センサから吸気管内の湿度などの各種情報信号から現在の機関状態を検出している。そして、コントローラ２２は、少なくとも吸気側ＶＴＣ機構１Ａに対して吸気ＶＴＣ制御信号を出力し、排気側ＶＴＣ機構１Ｂに対して排気ＶＴＣ制御信号を出力する。
　次に、ＶＣＲ機構３について図１、図２Ａ、及び図２Ｂを用いて説明する。尚、図２Ａは、最小機械圧縮比での圧縮上死点(ＴＤＣ)のピストン位置を示し、図２Ｂは、最大機械圧縮比での圧縮上死点(ＴＤＣ)のピストン位置を示している。また、排気上死点(ＴＤＣ)の位置についても、最小機械圧縮比、及び最大機械圧縮比の両方とも、排気上死点(ＴＤＣ)のピストン位置は図２Ａ、図２Ｂに示す圧縮上死点(ＴＤＣ)のピストン位置とそれぞれ一致している。
　ここで、例えば、図２Ａは高負荷領域における最小機械圧縮比での圧縮上死点(ＴＤＣ)のピストン位置を示し、図２Ｂは、低負荷領域における最大機械圧縮比での圧縮上死点(ＴＤＣ)のピストン位置を示している。
　このＶＣＲ機構３は、クランク角３６０°で１サイクルとなる機構なので、原理的に圧縮上死点(ＴＤＣ)のピストン位置と排気上死点(ＴＤＣ)のピストン位置とは一致するようになっている。また、同様の理由で、吸気下死点(ＢＤＣ)のピストン位置と膨張下死点(ＢＤＣ)のピストン位置も一致する。
　これは、吸気下死点(ＢＤＣ)のピストン位置から圧縮上死点(ＴＤＣ)のピストン位置に至る間の圧縮ストロークと、圧縮上死点(ＴＤＣ)のピストン位置から膨張下死点(ＢＤＣ)のピストン位置に至る間の膨張ストロークも常に一致することを意味する。したがって、機械圧縮比(εＣ)と機械膨張比(εＥ)も原理的に一致(εＣ＝εＥ)する。
　ＶＣＲ機構３は、先に従来技術として述べた特許文献１に記載されたものと同様な構成である。その構造を簡単に説明すると、クランクシャフト０２は、複数のジャーナル部４０とクランクピン部４１とを備えており、シリンダブロックＳＢの主軸受に、ジャーナル部４０が回転自在に支持されている。クランクピン部４１は、ジャーナル部４０から所定量だけ偏心しており、ここに第２リンクとなるロアリンク４２が回転自在に連結されている。ロアリンク４２は、左右の２部材に分割可能に構成されているとともに、略中央の連結孔にクランクピン部４１が嵌合している。
　第１リンクとなるアッパリンク４３は、下端側が連結ピン４４によりロアリンク４２の一端に回動可能に連結され、上端側がピストンピン４５によりピストン０１に回動可能に連結されている。第３リンクとなるコントロールリンク４６は、上端側が連結ピン４７によりロアリンク４２の他端に回動可能に連結され、下端側が制御シャフト４８を介して機関本体の一部となるシリンダブロックＳＢの下部に回動可能に連結されている。
　制御シャフト４８は、回転可能に機関本体に支持されていると共に、その回転中心から偏心している偏心カム部４８ａを有し、この偏心カム部４８ａにコントロールリンク４６の下端部が回転可能に嵌合している。制御シャフト４８は、コントローラ２２からの制御信号に基づき、電動モータを用いた圧縮比制御アクチュエータ４９によって回動位置が制御される。
　このような複リンク式ピストン－クランク機構を用いたＶＣＲ機構３においては、制御シャフト４８が圧縮比制御アクチュエータ４９によって回動されると、偏心カム部４８ａの中心位置、特に、機関本体に対する相対位置が変化する。これにより、コントロールリンク４６の下端の揺動支持位置が変化する。そして、コントロールリンク４６の揺動支持位置が変化すると、ピストン０１のストロークＳ１、Ｓ２の範囲が変化し、図２Ａ、図２Ｂに示すように、圧縮上死点(ＴＤＣ)におけるピストン０１の位置が低くなったり高くなったりする。これにより、機械圧縮比(εＣ)、及び機械膨張比(εＥ)を変えることが可能となる。
　この機械圧縮比(εＣ)は、ピストン０１のストロークによる燃焼室の容積変化のみで決まる幾何学的な圧縮比であって、ピストン０１の吸気下死点における筒内容積とピストン０１の圧縮上死点(ＴＤＣ)における筒内容積の比である。図２Ａは低機械圧縮比の状態を示し、図２Ｂは高機械圧縮比の状態をそれぞれ示しているが、これらの間で機械圧縮比(εＣ)を連続的に変化させることができる。
　ここで、圧縮上死点(ＴＤＣ)における筒内容積をＶＯ、行程容積をＶとしたとき、吸気下死点(ＢＤＣ)における筒内容積は「ＶＯ＋Ｖ」となるので、機械圧縮比(εＣ)は、「εＣ＝(ＶＯ＋Ｖ)／ＶＯ＝Ｖ／ＶＯ＋１」と表せる。この考え方から、図２Ａに示す低機械圧縮比εＣｌｏｗ(＝低機械膨張比εＥｌｏｗ）は、「εＣｌｏｗ＝Ｖ１／ＶＯ１＋１」となり、図２Ｂに示す高機械圧縮比εＣｈｉｇｈ(＝高機械膨張比εＥｈｉｇｈ)は、「εＣｈｉｇｈ＝Ｖ２／ＶＯ２＋１」となる。
　ところで、上述した「発明が解決しようとする課題」にあるように、内燃機関の停止直前では、内燃機関の機械的な構成要素の摺動部の摺動速度が急減速されるので、摺動部における摩擦が動摩擦状態から静摩擦状態に急変する、或いは摺動部での「スティック・アンド・スリップ」現象が発生するといった原因から、ピストンが停止する位置は、かなりばらつくことになる。
　このため、内燃機関を始動する場合においては、圧縮行程気筒のピストン位置のばらつきによって、圧縮行程気筒の圧縮圧力が変動して内燃機関の始動が不安定となり、始動性能が悪化するという課題がある。以下、この課題について若干の説明を加える。
　図３は、内燃機関の停止時における、圧縮行程気筒の停止クランク角のばらつきを示している。図３では、例えば、４サイクル／４気筒の内燃機機関の第１気筒が圧縮行程気筒である場合を示しており、排気行程に続く吸気上死点(ＴＤＣ)付近で吸気バルブが開弁し、吸気下死点(ＢＤＣ)付近で吸気バルブが閉弁して圧縮行程に移行する。この場合、気筒の動作順序は、第１気筒→第３気筒→第４気筒→第２気筒の順序、すなわち点火順序（あるいは、ディーゼルも含めて言うと燃焼順序）で動作する。
　今、圧縮行程気筒である第１気筒のピストン停止位置に対応するクランクピン停止位置(以下では、「ピストン停止位置」、或いは「クランクピン停止位置」を共に使用して説明することもある)について考えると、最も標準的なクランクピン停止位置は、クランクピン(ＣＰ)角度で見て、圧縮上死点(ＴＤＣ)と吸気下死点(ＢＤＣ)のほぼ中間である、吸気下死点(ＢＤＣ)から９０°の標準停止位置(θｍｄ)付近となる場合が一般的である。その理由は以下の通りである。
　内燃機関を停止するため、燃料噴射カット／点火カットした後の機関停止にいたる直前の状態において、ピストンの停止位置が、標準停止位置(θｍｄ)よりかなり圧縮上死点(ＴＤＣ)の側にあると、気筒内の圧力(圧縮圧力)がかなり高いため、標準停止位置(θｍｄ)の方向にピストンが押し戻されて、クランク軸は反時計方向に戻される。
　逆に、ピストンの停止位置が標準停止位置(θｍｄ)よりかなり吸気下死点(ＢＤＣ)の側にあると、先行する第２気筒のピストンがかなり圧縮上死点(ＴＤＣ)の側にあることを意味しており、これにより第２気筒内の圧縮圧力が増大するので、第２気筒のピストンは押し出されて、クランク軸は逆に時計方向に押し回される。その結果、第１気筒についてみてみると、クランク軸は時計方向に戻されて、第１気筒のクランクピン(ＣＰ)の位置(ピストン位置)は、標準停止位置(θｍｄ)の方向に戻される。
　このように、内燃機関を停止する時の圧縮行程気筒のピストン位置は、標準停止位置(θｍｄ)を標準位置として安定するような挙動を行なうが、実際には大きなばらつきが発生する。
　つまり、内燃機関の停止直前では、内燃機関の機械的な構成要素の摺動部の摺動速度が急減速されるので、摺動部における摩擦が動摩擦状態から静摩擦状態に急変する、或いは摺動部での「スティック・アンド・スリップ」現象が発生するといった原因から、ピストンが停止する位置は、かなりばらつくことになる。
　例えば、標準停止位置(θｍｄ)を標準位置としても、θｍｄ±４５°程度の範囲でばらつくことになるのが一般的である。ここで、図３では、圧縮上死点(ＴＤＣ)側(遅角側)にばらついた位置を遅角側停止位置(θｒｔ)、吸気下死点(ＢＤＣ)側(進角側)にばらついた位置を進角側停止位置(θａｄ)として示している。
　次に、圧縮行程気筒である第１気筒において、ピストン停止位置が、進角側停止位置(θａｄ)～標準停止位置(θｍｄ)～遅角側停止位置(θｒｔ)までばらついた場合に、クランキングした際の初回圧縮上死点(ＴＤＣ)での気筒内の空気の圧縮圧力（コンプレッション）の変化を説明したのが図４である。尚、ＶＣＲ機構により機械圧縮比(εＣ)は、最大値「εＣｍａｘ＝１４」と最小値「εＣｍｉｎ＝８」の中間である「εＣｍｄ＝１１」付近に安定しているものとする。
　ここで、機械圧縮比「εＣｍｄ＝１１」を標準機械圧縮比(εＣｍｄ)と呼ぶことにすると、クランキング時にＶＣＲ機構による機械圧縮比(εＣ)を特に変換制御しない場合は、機械圧縮比(εＣ)は、標準機械圧縮比(εＣｍｄ)付近に維持される。この標準機械圧縮比(εＣｍｄ)は、標準停止クランク/ピストン位置(θｍｄ)との組み合わせで、始動に有利なＶＣＲ位置となっている。
　次に、クランクピン停止位置(ピストン停止位置)が、進角側停止位置(θａｄ)、標準停止位置(θｍｄ)、遅角側停止位置(θｒｔ)の場合のＶＣＲ機構の制御について説明する。［進角側停止位置(θａｄ)の場合］　図４の(Ａ)に示すように、クランクピン停止位置(ピストン停止位置)が進角側停止位置(θａｄ)であったとすると、停止時のピストン位置はかなり下方の吸気下死点(ＢＤＣ)に近い位置となっている。このため、初期ピストン位置が下側にあるので、圧縮上死点までのピストンの圧縮ストロークが長くなっている、すなわち圧縮行程気筒のピストン停止位置における筒内容積(Ｖａｄ)は大きくなっている。
　ここで、燃料噴射カット／点火カットにより内燃機関が停止される場合を想定してみると、停止直前にスロットルバルブが絞られていた場合には、圧縮行程気筒であっても筒内圧は負圧となっている場合があり、その場合はピストンとシリンダ壁面の隙間を介して、大気圧の空気が気筒内に即座に導入される。或いは、圧縮行程気筒の筒内圧が大気圧を越えていた場合には、ピストンとシリンダ壁面の隙間から気筒内の気化燃料や既燃焼ガスを含む空気が即座に洩れ出すようになる。
　いずれにしても、内燃機関停止後即座に圧縮行程気筒の筒内容積(Ｖａｄ)は大気圧の空気で満たされる。このように、進角側停止位置(θａｄ)の場合は、圧縮行程気筒の筒内容積(Ｖａｄ)が大きくなっているので、内部に封入されている空気量も多量となっている。
　次に、内燃機関を始動するためにクランキングが開始されると、従来ではＶＣＲ機構による変換制御を実行していないので、圧縮行程気筒においては、筒内容積(Ｖａｄ)の多量の空気が圧縮され、ピストンが圧縮上死点(ＴＤＣ)に達すると最大圧縮圧力となるが、その最大圧縮圧力（コンプレッション）は大きなものとなる。
　ここで、ピストンが圧縮上死点(ＴＤＣ)に移動した時の筒内容積は、標準機械圧縮比(εＣｍｄ)で決まる筒内容積(Ｖεｍｄ)となっている。
　このため、同じ標準機械圧縮比(εＣｍｄ)でみた場合、ピストンの初期位置が吸気下死点(ＢＤＣ)の側に位置しているので、圧縮開始時の筒内容積（Ｖａｄ）は大きく多量の空気が存在している。このため、ピストンが圧縮上死点(ＴＤＣ)に達した時の最大圧縮圧力（コンプレッション）は前述のように高くなる。したがって、この高い圧縮圧力によって圧縮行程気筒のピストンの上昇が抑制され、初回の圧縮上死点乗り越え回転速度（クランキング速度）が低下し、結果的に始動性能が悪化することになる。
　そこで、本実施形態では、内燃機関の回転が停止された時期、クランキングの直前の時期、或いはクランキングの初期の時期に、ＶＣＲ機構によって標準機械圧縮比(εＣｍｄ)から、最小機械圧縮比(εＣｍｉｎ)、或いは低機械圧縮比(εＣｌｏｗ)に補正制御する。この補正制御によって、圧縮上死点(ＴＤＣ)でのピストンの位置は低くなって、圧縮上死点(ＴＤＣ)での筒内容積は、筒内容積(Ｖεｍｄ)から容積が大きな筒内容積(Ｖεａｄ)に補正され、その結果、高い圧縮圧力が低減されるように補正される。これにより、圧縮行程気筒のピストンの上昇が促進され、初回の圧縮上死点乗り越え回転速度（クランキング速度）が増大して、クランキング時の回転立ち上がりを早めて始動性能を向上できる。
　尚、ＶＣＲ機構により低機械圧縮比(εＣｌｏｗ)に補正制御された直後は、筒内容積は前記Ｖａｄより僅かに増加してしまい、その分は僅かに圧縮上死点圧力を増加させる様に作用するが、圧縮上死点での筒内容積の増加（Ｖεｍｄ→Ｖεａｄ）による圧縮上死点圧力低減効果の方が充分に大きく、上述のような圧縮上死点での圧縮圧力低減効果が得られる。［標準停止位置(θｍｄ)の場合］　図４の(Ｂ)に示すように、クランクピン停止位置(ピストン停止位置)が標準停止位置(θｍｄ)であったとすると、停止時のピストン位置は圧縮上死点(ＴＤＣ)と吸気下死点(ＢＤＣ)の中間付近の標準的な位置となっている。このため、筒内容積(Ｖｍｄ)は、適度な容積となっている。
　上述したように、燃料噴射カット／点火カットにより内燃機関が停止されると、スロットルバルブが絞られていた場合には、圧縮行程気筒であっても筒内圧は負圧となっている場合もあり、その場合はピストンとシリンダ壁面の隙間を介して、大気圧の空気が気筒内に即座に導入される。或いは、圧縮行程気筒の筒内圧が大気圧を越えていた場合には、ピストンとシリンダ壁面の隙間から気筒内の気化燃料や既燃焼ガスを含む空気が即座に洩れ出すようになる。
　従って、いずれにしても圧縮行程気筒の筒内容積(Ｖｍｄ)は大気圧の空気で満たされる。このように、標準停止位置(θｍｄ)の場合は、圧縮行程気筒の筒内容積(Ｖｍｄ)が標準的な値となっているので、内部に封入されている空気量も標準的な値となる。
　次に、内燃機関を始動するためにクランキングが開始されると、ＶＣＲ機構による変換制御は特に実行されず、圧縮行程気筒においては、筒内容積(Ｖｍｄ)の標準的な量の空気が圧縮され、ピストンが圧縮上死点(ＴＤＣ)に達すると最大圧縮圧力となるが、その最大圧縮圧力（コンプレッション）は標準的で適度なものとなる。
　すなわち、ピストンが圧縮上死点(ＴＤＣ)に移動した時の筒内容積は、標準機械圧縮比(εＣｍｄ)で決まる標準的な筒内容積(Ｖεｍｄ)となっており、一方ピストンの初期位置、すなわち、圧縮開始時の筒内容積は標準的な筒内容積（Ｖｍｄ）である。
　その結果圧縮上死点（ＴＤＣ）における最大圧縮圧力（コンプレッション）も標準的で適度なものとなる。その結果、初回の圧縮上死点乗り越え回転速度（クランキング速度）を標準的なレベルに維持でき、もって良好な始動性能を維持できる。
　従って、図４（Ｂ）にも示すように、ＶＣＲ機構による補正制御は特に行われず、標準的な機械圧縮比εＣｍｄに維持される。［遅角側停止位置(θｒｔ)の場合］　図４の(Ｃ)に示すように、クランクピン停止位置(ピストン停止位置)が遅角側停止位置(θｒｔ)であったとすると、停止時のピストン位置はかなり上方の圧縮上死点(ＴＤＣ)に近い位置となっている。このため、初期ピストン位置が上側にあるので、圧縮上死点までのピストンの圧縮ストロークが短くなっている、すなわち圧縮行程気筒の初期筒内容積(Ｖｒｔ)は小さくなっている。
　上述したように、燃料噴射カット／点火カットにより内燃機関が停止されると、スロットルバルブが絞られていた場合には、圧縮行程気筒であっても筒内圧は負圧となっている場合もあり、その場合はピストンとシリンダ壁面の隙間を介して、大気圧の空気が気筒内に即座に導入される。或いは、圧縮行程気筒の筒内圧が大気圧を越えていた場合には、ピストンとシリンダ壁面の隙間から気筒内の気化燃料や既燃焼ガスを含む空気が即座に洩れ出すようになる。
　いずれにしても、圧縮行程気筒の筒内容積(Ｖｒｔ)は大気圧の空気で満たされる。このように、遅角側停止位置(θｒｔ)の場合は、圧縮行程気筒の初期筒内容積(Ｖｒｔ)が小さくなっているので、内部に封入されている空気量も少量となっている。
　次に、内燃機関を始動するためにクランキングが開始されると、従来ではＶＣＲ機構による変換制御を実行していないので、圧縮行程気筒においては、筒内容積(Ｖｒｔ)の少量の空気が圧縮され、ピストンが圧縮上死点(ＴＤＣ)に達すると最大圧縮圧力となるが、その最大圧縮圧力（コンプレッション）は小さなものとなる。ここで、ピストンが圧縮上死点(ＴＤＣ)に移動した時の筒内容積は、標準機械圧縮比(εＣｍｄ)で決まる筒内容積(Ｖεｍｄ)となっている。
　このため、同じ標準機械圧縮比(εＣｍｄ)でみた場合、ピストンの初期位置が圧縮上死点(ＴＤＣ)の側に位置しているので、圧縮開始時の筒内容積（Ｖｒｔ）は小さく小量の空気しか存在していない。このため、ピストンが圧縮上死点(ＴＤＣ)に達した時の最大圧縮圧力（コンプレッション）は前述のように低くなる。これにより、クランキング回転が急に立ち上がってしまう現象を生じる。
　上述したように、各気筒の動作順序にしたがえば、第１気筒の次に第３気筒が圧縮行程を迎える。このため、既にクランキング回転速度が立ち上がっているので、第３気筒の圧縮行程(２回目の圧縮行程)での圧縮圧力によって、この急に立ち上がったクランキング回転速度を充分には抑制できない。更に、これに続いて迎える第３気筒の燃焼、後続する第４気筒の燃焼により、急に不自然に回転数が立ち上がる現象(いわゆる、吹き上がり現象)が発生してしまう。
　そこで、本実施形態では、内燃機関の回転が停止された時期、クランキングの直前の時期、或いはクランキングの初期の時期に、ＶＣＲ機構によって標準機械圧縮比(εＣｍｄ)から、最大機械圧縮比(εＣｍａｘ)、或いは高機械圧縮比(εＣｈｉｇｈ)に補正制御する。この補正制御によって、圧縮上死点(ＴＤＣ)でのピストンの位置は高くなって、従来に比べて圧縮ストロークが長く補正される。このため、圧縮上死点での筒内容積は、筒内容積(Ｖεｍｄ)から容積が小さな筒内容積(Ｖεｒｔ)に補正され、その結果、低い圧縮圧力が増大されるように補正される。これにより、圧縮行程気筒のピストンの上昇が抑制され、急なクランキング回転速度の上昇を抑制して安定したクランキング回転数が得られ、始動性能を向上できる。
　尚、ＶＣＲ機構により高機械圧縮比(εＣｈｉｇｈ)に補正制御された直後は、筒内容積は前記Ｖｒｔより僅かに低減してしまい、その分は僅かに圧縮上死点圧力を低減させる様に作用するが、圧縮上死点での筒内容積の低減（Ｖεｍｄ→Ｖεｒｔ）による圧縮上死点圧力増加効果の方が充分に大きく、上述のような圧縮上死点での圧縮圧力増加効果が得られる。
　図５は、吸気バルブの吸気閉弁時期(ＩＶＣ)が、吸気下死点(ＢＤＣ)と一致するように設定された場合における、クランクピン停止位置(ピストン停止位置)と機械圧縮比(εＣ)の関係を示した特性図である。この特性図は、コントローラ２２の記憶エリアに特性マップとして記憶されていても良いし、演算によって求めることもできる。更に、この特性図は後述する制御フローチャートで使用される。
　横軸で示すように、吸気下死点(ＢＤＣ)と圧縮上死点(ＴＤＣ)の間のいずれかのクランク角でピストンが停止され、これによって圧縮行程気筒の初期筒内容積が変動する。このクランクピン停止位置(ピストン停止位置)に対応して、縦軸で示すように機械圧縮比(εＣ)を補正している。
　例えば、ピストン停止位置が吸気下死点(ＢＤＣ)に近いほど、機械圧縮比(εＣ)を低機械圧縮比(εＣｌｏｗ)のように小さくする特性としている。つまり、ピストン停止位置が吸気下死点(ＢＤＣ)に近いほど、ＶＣＲ機構によって圧縮上死点(ＴＤＣ)におけるピストン位置を低く(圧縮ストロークを短く)なるように変換制御する。すなわち、もともとのピストン停止位置から圧縮上死点ピストン位置までの圧縮ストロークを短くし、圧縮比を抑制する。
　ピストン停止位置が吸気下死点(ＢＤＣ)に近い場合は圧縮圧力が増大するので、このように機械圧縮比(εＣ)を低減する制御を行なうことで圧縮圧力の増大を抑制し、これによりピストンが圧縮上死点を乗り越える際の回転速度を確保し始動性を高めることができる。また、アイドルストップが実施されている場合の高温始動時においては、プレイグニッションやノッキングの発生も抑制することができる。
　一方、ピストン停止位置が圧縮上死点(ＴＤＣ)に近いほど機械圧縮比(εＣ)を高機械圧縮比(εＣｈｉｇｈ)のように大きくする特性としている。つまり、ピストン停止位置が圧縮上死点(ＴＤＣ)に近いほど、ＶＣＲ機構によって圧縮上死点(ＴＤＣ)におけるピストン位置を高く(圧縮ストロークを長く)なるように変換制御する。すなわち、もともとのピストン停止位置から圧縮上死点ピストン位置までの圧縮ストロークを長くし、圧縮比を確保する。
　ピストン停止位置が圧縮上死点(ＴＤＣ)に近い場合は圧縮圧力が減少するので、機械圧縮比(εＣ)を増大する制御を行なうことで圧縮圧力の低下を抑制し、ピストンが圧縮上死点を乗り越える際の機関回転速度が過度に速くなるのを抑制し、始動時におけるクランキング回転数の急激な上昇(吹き上がり)を抑制して安定した始動を行なうことができる。
　このように、本実施形態によれば、内燃機関の停止中、或いは始動時に、圧縮行程にある気筒のピストン停止位置に基づいて、可変圧縮比機構によって圧縮圧力を補正するようにした。更に具体的には、圧縮行程にある気筒のピストンの停止位置が圧縮上死点の側にあると、可変圧縮比機構によって機械圧縮比を増大し、圧縮行程にある気筒のピストンの停止位置が吸気下死点側にあると、可変圧縮比機構によって機械圧縮比を低減する構成とした。
　この構成によれば、圧縮行程にある気筒のピストン停止位置に基づいて、可変圧縮比機構によって機械圧縮比を制御することで、圧縮行程気筒の圧縮圧力を適切に補正して内燃機関の始動を安定化させることができ、結果的に内燃機関の始動性能を向上することができる。
　次に本発明の第２の実施形態について図６～図７を用いて説明する。上述した第１の実施形態では、吸気バルブは、吸気上死点(ＴＤＣ)が吸気開弁時期(ＩＶＯ)とされ、吸気下死点（ＢＤＣ）が吸気閉弁時期(ＩＶＣ)とされている。これに対して第２の実施形態では、吸気下死点(ＢＤＣ)と圧縮上死点(ＴＤＣ)のほぼ中間付近まで遅角させた位置を吸気バルブの吸気閉弁時期（ＩＶＣ´）としている点で異なっている。尚、この吸気閉弁時期(ＩＶＣ´)への位相変換は、吸気可変動弁機構を用いて変換しても良いし、可変動弁機構は設けずに、固定動弁機構としてカムプロフィル自体で吸気閉弁時期(ＩＶＣ´)になるように設定しても良い。
　ここで注目すべきは、図６に示すように、クランクピン停止位置(ピストン停止位置)θが、吸気閉弁時期(ＩＶＣ´)より進角側の場合、つまり、吸気下死点(ＢＤＣ)側に位置している進角側停止位置(θａｄ)の場合は、圧縮行程気筒の初回の圧縮動作が吸気閉弁時期(ＩＶＣ´)で決まってしまうことである。
　進角側停止位置(θａｄ)においては、吸気バルブは開弁されているので、この位置からピストンが上昇しても筒内の空気は、開弁された吸気バルブから吐き出されるだけで、筒内は大気圧に維持されたままである。この大気圧の状態は、吸気閉弁時期(ＩＶＣ´)まで継続され、吸気バルブが閉じてから、始めて筒内の空気の圧縮が開始される。
　このように、吸気閉弁時期(ＩＶＣ´)の位置が標準停止位置(θｍｄ)だったとすると、標準停止位置(θｍｄ)より進角側の圧縮圧力は、クランクピン停止位置θの影響を受けず、吸気閉弁時期(ＩＶＣ´)の影響を受けることになる。したがって、ＶＣＲ機構による機械圧縮比(εＣ)の制御は、標準停止位置(θｍｄ)より進角側では、特に制御を行なうことなく制御を省略することで、制御フローの制御ステップを簡素化できる効果がある。
　また、図７に示すように、標準停止位置(θｍｄ)より進角側(吸気下死点側)では、機械圧縮比(εＣ)を実線で示す一定値としても良く、本実施形態では、標準機械圧縮比(εＣｍｄ)として制御を簡素化している。その場合、進角側停止位置(θａｄ)での機械圧縮比(εＣ)は、機械圧縮比(εＣａｄ´＝εＣｍｄ)となる。
　この実線に相当する特性を第２目標機械圧縮比特性とすると、標準停止位置(θｍｄ)より遅角側では、図５に示す特性と同様の特性となり、第１目標機械圧縮比特性となる。したがって、目標機械圧縮比特性としては、図７に示すように、横軸をクランクピン停止位置(ピストン停止位置)θとしたとき、標準停止位置(θｍｄ)より遅角側は、第１目標機械圧縮比特性となり、標準停止位置(θｍｄ)より進角側は、一定値の第２目標機械圧縮比特性となり、結果的に吸気下死点(ＢＤＣ)から圧縮上死点(ＴＤＣ)の間では、両特性を繋いだ特性となる。
　一方、第２目標機械圧縮比特性を実線で示す一定値に制御しないで、破線で示すように、吸気下死点（ＢＤＣ）側に移行するにしたがって、機械圧縮比(εＣ)が大きくなる特性とすることもできる。
　例えば、標準停止位置(θｍｄ)～吸気下死点(ＢＤＣ)の間で、機械圧縮比(εＣ)を一定値とした場合において、圧縮圧力は吸気バルブの吸気閉弁時期(ＩＶＣ´)によって決まるので、標準停止位置(θｍｄ)～吸気下死点(ＢＤＣ)の間の圧縮圧力は同一値(大気圧)となるが、圧縮上死点(ＴＤＣ)に至るピストンストロークは両者で異なっている。
　このため、標準停止位置(θｍｄ)に比べて進角側停止位置(θａｄ)の方が、圧縮上死点(ＴＤＣ)に至るピストンストロークが長く、クランキングの開始からピストンの移動に勢いがついて、ピストン移動速度が速くなる。したがって、圧縮上死点乗り越え速度（圧縮上死点でのクランキング速度）は速くなり、回転速度の急激な上昇を招き、前述の吹き上がり現象を招く可能性もでてくる。
　そこで、本実施形態では破線に示しているように、進角側停止位置(θａｄ)に移行するにつれて機械圧縮比(εＣ)をやや高い機械圧縮比(εＣaｄ´´)とする。このように制御することで、吸気閉弁時期(ＩＶＣ´)以降に筒内の圧縮圧力が高まっていくが、進角側停止位置(θａｄ)に応じて機械圧縮比(εＣ)を設定して圧縮圧力を補正しているので、圧縮上死点(ＴＤＣ)に至るピストンストロークが長いほど圧縮圧力が高くなる。
　これによって、ピストンの上昇速度が抑制されて、圧縮上死点乗り越え速度（圧縮上死点でのクランキング速度）が速くなるのを抑制でき、始動性性能を安定化できる。
　尚、ピストンの停止位置が進角側で標準停止位置(θｍｄ)に近い場合、圧縮上死点(ＴＤＣ)に至るピストンストロークが短くなるので、ピストンの移動に勢いがつきにくく、圧縮上死点乗り越え回転速度が低くなるが、機械圧縮比(εＣ)を小さくして吸気閉弁時期(ＩＶＣ´)以降で作用する圧縮圧力を低下させることで、圧縮上死点乗り越え回転速度を確保して始動性能を向上することができる。
　次に、上述した制御を具体的に実行する制御フローについて説明する。図８は、内燃機関が動作されている状態から内燃機関の動作が停止される状態に移行して、内燃機関の回転が停止された停止状態で、ピストンの停止位置に基づいて機械圧縮比を補正する制御フローを示すフローチャートである。
　尚、本実施形態では、ピストン停止位置に対応した目標とする機械圧縮比(εＣ)は、図７に示す実線の特性を使用する。このため、吸気下死点(ＢＤＣ)～標準停止位置(θｍｄ)の間は、第２目標機械圧縮比特性が使用され、標準停止位置(θｍｄ)～圧縮上死点(ＴＤＣ)の間は、第１目標機械圧縮比特性が使用される。もちろん、第２目標機械圧縮比特性として破線に示す特性を使用することもできる。
　≪ステップＳ１０≫ステップＳ１０においては、内燃機関が停止される条件が入力されたかどうかが判定されている。内燃機関の停止判断を行なう場合は、キースイッチ等の信号を監視することで判断できる。また、アイドルストップシステムを搭載した自動車では、アイドルストップの成立条件を監視することで判断できる。ステップＳ１０で内燃機関が停止される条件が成立していないと判断されるとエンドに抜け、内燃機関が停止される条件が成立したと判断されるとステップＳ１１に移行する。
　≪ステップＳ１１≫ステップＳ１１においては、内燃機関を停止する条件が成立しているので、燃料噴射制御や点火制御を停止して、燃料噴射カット、点火カットを実行する。これによって、内燃機関は燃焼が継続されないので停止されることになる。燃料噴射制御や点火制御を停止するとステップＳ１２に移行する。
　≪ステップＳ１２≫ステップＳ１２においては、圧縮行程気筒のピストン停止位置を判断するために、内燃機関が完全に停止したかどうかが判定されている。内燃機関の停止判断は、クランクシャフトの回転を監視することで判断でき、所定時間内にクランク角センサからの回転パルスが入力されないと、内燃機関が停止されたと判定することができる。内燃機関が停止しない場合は、再びステップＩＳ１２の判断を実行し、内燃機関が停止した場合は、ステップＳ１３に移行する。
　≪ステップＳ１３≫ステップＳ１３においては、停止された内燃機関の停止クランク位置、及び吸気閉弁時期(ＩＶＣ)を算出する。停止クランク位置は、これも停止時のクランク角センサの回転パルスを基に算出することができる。また、吸気閉弁時期(ＩＶＣ)も可変動弁機構に設けた角度センサ、或いは可変動弁機構を制御する制御データから算出することができる。内燃機関の停止クランク位置、及び吸気閉弁時期(ＩＶＣ)を算出すると、ステップＳ１４に移行する。
　≪ステップＳ１４≫ステップＳ１４においては、ステップＳ１３で求められた停止クランク位置から、始動時に圧縮行程となる圧縮行程気筒のクランクピン(ＣＰ)位置(θ)を算出する。このクランクピン(ＣＰ)位置(θ)は、圧縮上死点(ＴＤＣ)と吸気下死点(ＢＤＣ)の間のピストンの停止位置を表している。したがって、クランクピン(ＣＰ)位置(θ)はピストン停止位置と捉えることができる。クランクピン(ＣＰ)位置(θ)が算出されるとステップＳ１５に移行する。
　≪ステップＳ１５≫ステップＳ１５においては、ステップＳ１３で算出した吸気閉弁時期(ＩＶＣ)と、ステップＳ１４で算出したクランクピン(ＣＰ)位置(θ)を用いて、クランクピン(ＣＰ)位置(θ)が、吸気閉弁時期(ＩＶＣ)より吸気下死点(ＢＤＣ)側にあるかどうかを判定している。
　つまり、図７に示すように、吸気閉弁時期(ＩＶＣ)を標準停止位置(θｍｄ)に設置した場合において、吸気下死点(ＢＤＣ)～標準停止位置(θｍｄ)の間は、第２目標機械圧縮比特性を使用し、標準停止位置(θｍｄ)～圧縮上死点(ＴＤＣ)の間は、第１目標機械圧縮比特性を使用するためである。
　ステップＳ１５においては、クランクピン(ＣＰ)位置(θ)が吸気閉弁時期(ＩＶＣ)より進角側(吸気下死点(ＢＤＣ)の側)に位置していると判定されると、ステップＳ１６に移行し、クランクピン(ＣＰ)位置(θ)が吸気閉弁時期(ＩＶＣ)より遅角側(圧縮下死点(ＴＤＣ)の側)に位置していると判定されると、ステップＳ１７に移行する。
　≪ステップＳ１６≫ステップＳ１５によってクランクピン(ＣＰ)位置(θ)が、吸気閉弁時期(ＩＶＣ)より進角側(吸気下死点(ＢＤＣ)の側)に位置していると判定されているので、ステップＳ１６においては、図７に示すような特性が記憶された目標機械圧縮比特性マップから、算出されたクランクピン(ＣＰ)位置(θ)に対応した目標機械圧縮比(εＣ)を算出する。
　この場合、目標機械圧縮比(εＣ)は、一定値の第２目標機械圧縮比特性となっているので、目標機械圧縮比(εＣａｄ´)が算出される。もちろん、破線の目標機械圧縮比特性の場合、同様に目標機械圧縮比(εＣａｄ´´)が算出される。目標機械圧縮比(εＣ)が算出されるとステップＳ１８に移行する。
　≪ステップＳ１７≫ステップＳ１５によってクランクピン(ＣＰ)位置(θ)が、吸気閉弁時期(ＩＶＣ)より遅角側(圧縮上死点(ＴＤＣ)の側)に位置していると判定されているので、ステップＳ１７においては、図７に示すような特性が記憶された目標機械圧縮比特性マップから、算出されたクランクピン(ＣＰ)位置(θ)に対応した目標機械圧縮比(εＣ)を算出する。
　この場合、目標機械圧縮比(εＣ)は、クランクピン(ＣＰ)位置(θ)に対応した第１目標機械圧縮比特性となっている。したがって、クランクピン(ＣＰ)位置(θ)が、圧縮上死点(ＴＤＣ)側にいくにしたがって、目標機械圧縮比(εＣ)が大きくなっている。目標機械圧縮比(εＣ)が算出されるとステップＳ１８に移行する。
　≪ステップＳ１８≫ステップＳ１８においては、ステップＳ１６、或いはステップＳ１７で算出された目標機械圧縮比(εＣ)に基づいて、ＶＣＲ機構の圧縮比制御アクチュエータに変換信号(駆動信号)を出力する。これによって機械圧縮比が変更されることになる。ＶＣＲ機構の圧縮比制御アクチュエータに変換信号が出力されるとステップ１９に移行する。
　≪ステップＳ１９≫ステップＳ１９においては、ＶＣＲ機構によって機械圧縮比が目標機械圧縮比(εＣ)に変換されたかどうかが判定されている。この判定は、ステップＳ１６、或いはステップＳ１７で算出された目標機械圧縮比(εＣ)と、ＶＣＲ機構に設けた角度センサによって算出された実際の機械圧縮比とを比較して判定することができる。機械圧縮比が目標機械圧縮比(εＣ)に変換されていないと判定されると、再びステップＳ１８に戻り、機械圧縮比が目標機械圧縮比(εＣ)に変換されていると判定されると、ステップＳ２０に移行する。
　≪ステップＳ２０≫ステップＳ２０においては、機械圧縮比が目標機械圧縮比(εＣ)に変換されていると判定されているので、ＶＣＲ機構の制御を停止する。その後、コントローラ２２のシャットオフ処理を実行し、バックアップＲＡＭ等に制御データの回避処理を実行してシャットダウンする。
　このように、内燃機関の停止時にＶＣＲ機構によって、始動時の圧縮行程気筒のピストンの停止位置に対応した機械圧縮比に補正するので、圧縮行程時の圧縮圧力を適切に設定できるので、始動性能を向上し、かつ安定した始動を行なうことができる。
　また、内燃機関の停止直後にＶＣＲ機構による機械圧縮比の補正を行なうので、内燃機関の機構部品やＶＣＲ機構の機構部品に潤滑油が確保されている状態となっており、ＶＣＲ機構の作動が円滑に行われるという効果がある。また、次回の再始動時には、予め、ピストン停止位置に応じたＶＣＲ位置となっているので、ＶＣＲ変換所要時間をなくし迅速な再始動が可能となる。
　尚、上述した説明においては、目標機械圧縮比特性は図７に示すような特性を使用しているが、図５に示すような特性を使用しても良いことはいうまでもない。この場合は、第２目標機械圧縮比特性が一定値ではなく、ピストン停止位置に対応して機械圧縮比が変更されるものとなる。
　次に、上述した制御を具体的に実行する別の制御フローについて説明する。図９は、内燃機関の始動時にピストンの停止位置に基づいて機械圧縮比を補正する制御フローを示すフローチャートである。
　尚、本実施形態においても、ピストン停止位置に対応した目標とする機械圧縮比(εＣ)は、図７に示す実線の特性を使用する。このため、吸気下死点(ＢＤＣ)～標準停止位置(θｍｄ)の間は、第２目標機械圧縮比特性が使用され、標準停止位置(θｍｄ)～圧縮上死点(ＴＤＣ)の間は、第１目標機械圧縮比特性が使用される。もちろん、第２目標機械圧縮比特性として破線に示す特性を使用することもできる。
　≪ステップＳ３０≫ステップＳ３０においては、内燃機関が始動される条件が入力されたかどうかが判定されている。内燃機関の始動判断を行なう場合は、イグニッションスイッチ等の信号を監視することで判断できる。また、アイドルストップシステムを搭載した自動車では、アイドルストップ解除の成立条件を監視することで判断できる。ステップＳ３０で内燃機関が始動される条件が成立していないと判断されるとエンドに抜け、内燃機関が停止される条件が成立したと判断されるとステップＳ３１に移行する。
　≪ステップＳ３１≫ステップＳ３１においては、停止された内燃機関の停止クランク位置、吸気閉弁時期(ＩＶＣ)、及び機関温度(Ｔ)を算出する。停止クランク位置は、これも停止時のクランク角センサの回転パルスを基に算出することができる。また、吸気閉弁時期(ＩＶＣ)は可変動弁機構に設けた角度センサ、或いは可変動弁機構を制御する制御データから算出することができる。また、機関温度はシリンダブロックに設けた冷却水温度センサから算出することができる。内燃機関の停止クランク位置、吸気閉弁時期(ＩＶＣ)、及び機関温度(Ｔ)を算出すると、ステップＳ３２に移行する。
　≪ステップＳ３２≫ステップＳ３２においては、ステップＳ３１で求められた停止クランク位置から、始動時に圧縮行程となる圧縮行程気筒のクランクピン(ＣＰ)位置(θ)を算出する。このクランクピン(ＣＰ)位置(θ)は、圧縮上死点(ＴＤＣ)と吸気下死点(ＢＤＣ)の間のピストンの停止位置を表している。したがって、クランクピン(ＣＰ)位置(θ)はピストン停止位置と捉えることができる。クランクピン(ＣＰ)位置(θ)が算出されるとステップＳ３３に移行する。
　≪ステップＳ３３≫ステップＳ３３においては、ステップＳ３１で算出した吸気閉弁時期(ＩＶＣ)と、ステップＳ３２で算出したクランクピン(ＣＰ)位置(θ)を用いて、クランクピン(ＣＰ)位置(θ)が、吸気閉弁時期(ＩＶＣ)より吸気下死点(ＢＤＣ)側にあるかどうかを判定している。
　つまり、図７に示すように、吸気閉弁時期(ＩＶＣ)を標準停止位置(θｍｄ)に設置した場合において、吸気下死点(ＢＤＣ)～標準停止位置(θｍｄ)の間は、第２目標機械圧縮比特性を使用し、標準停止位置(θｍｄ)～圧縮上死点(ＴＤＣ)の間は、第１目標機械圧縮比特性を使用するためである。
　ステップＳ３３においては、クランクピン(ＣＰ)位置(θ)が吸気閉弁時期(ＩＶＣ)より進角側(吸気下死点(ＢＤＣ)の側)に位置していると判定されると、ステップＳ３４に移行し、クランクピン(ＣＰ)位置(θ)が吸気閉弁時期(ＩＶＣ)より遅角側(圧縮下死点(ＴＤＣ)の側)に位置していると判定されると、ステップＳ３５に移行する。
　≪ステップＳ３４≫ステップＳ３３によってクランクピン(ＣＰ)位置(θ)が、吸気閉弁時期(ＩＶＣ)より進角側(吸気下死点(ＢＤＣ)の側)に位置していると判定されているので、ステップＳ３４においては、図７に示すような特性が記憶された目標機械圧縮比特性マップから、算出されたクランクピン(ＣＰ)位置(θ)に対応した目標機械圧縮比(εＣ)を算出する。
　この場合、目標機械圧縮比(εＣ)は、一定値の第２目標機械圧縮比特性となっているので、目標機械圧縮比(εＣａｄ´)が算出される。もちろん、破線の目標機械圧縮比特性の場合、同様に目標機械圧縮比(εＣａｄ´´)が算出される。
　ここで、機関温度(Ｔ）によって目標機械圧縮比(εＣ)を補正することも可能である。例えば、アイドルストップが行なわれた場合、機関温度(Ｔ)が高い場合には、初回の圧縮圧力が高すぎると、プレイグニッションが発生し易くなる。このため、目標機械圧縮比(εＣ))を機関温度(Ｔ)に対応して低くすることも有効である。
　逆に、機関温度(Ｔ)が低い場合は、暖機を促進するために圧縮上死点(ＴＤＣ)での圧縮空気の温度を高めるため、目標機械圧縮比(εＣ))を機関温度(Ｔ)に対応して高くすることも有効である。目標機械圧縮比(εＣ)が算出されるとステップＳ３６に移行する。
　≪ステップＳ３５≫ステップＳ３３によってクランクピン(ＣＰ)位置(θ)が、吸気閉弁時期(ＩＶＣ)より遅角側(圧縮上死点(ＴＤＣ)の側)に位置していると判定されているので、ステップＳ３５においては、図７に示すような特性が記憶された目標機械圧縮比特性マップから、算出されたクランクピン(ＣＰ)位置(θ)に対応した目標機械圧縮比(εＣ)を算出する。
　この場合、目標機械圧縮比(εＣ)は、クランクピン(ＣＰ)位置(θ)に対応した第１目標機械圧縮比特性となっている。したがって、クランクピン(ＣＰ)位置(θ)が、圧縮上死点(ＴＤＣ)側にいくにしたがって、目標機械圧縮比(εＣ)が大きくなっている。
　ステップＳ３５においても、機関温度(Ｔ）によって目標機械圧縮比(εＣ))を補正することも可能である。例えば、アイドルストップが行なわれた場合、機関温度(Ｔ)が高い場合には、初回の圧縮圧力が高すぎると、プレイグニッションが発生し易くなる。このため、目標機械圧縮比(εＣ))を機関温度(Ｔ)に対応して低くすることも有効である。
　逆に、機関温度(Ｔ)が低い場合は、暖機を促進するために圧縮上死点(ＴＤＣ)での圧縮空気の温度を高めるため、目標機械圧縮比(εＣ))を機関温度(Ｔ)に対応して高くすることも有効である。標機械圧縮比(εＣ)が算出されるとステップＳ３６に移行する。
　≪ステップＳ３６≫ステップＳ３６においては、ステップＳ３４、或いはステップＳ３５で算出された目標機械圧縮比(εＣ)に基づいて、ＶＣＲ機構の圧縮比制御アクチュエータに変換信号(駆動信号)を出力する。これによって機械圧縮比が変更されることになる。ＶＣＲ機構の圧縮比制御アクチュエータに変換信号が出力されるとステップＳ３７に移行する。
　≪ステップＳ３７≫ステップＳ３６で、ＶＣＲ機構によって機械圧縮比が目標機械圧縮比(εＣ)に変換されるが、この過程でステップＳ３７においては、この変換時間が所定時間(ｔ)だけ行なわれたかどうかが判定されている。この所定時間(ｔ)はＶＣＲ機構が目標機械圧縮比(εＣ)に変換するのに必要な時間であり、この場合、変換に必要な所定時間(ｔ)は温度の関数とすることができ、温度が低いほど長く設定される。
　尚、図８のステップＳ１９のように、機械圧縮比が目標機械圧縮比(εＣ)に変換されたかどうかを判定しても良い。そして、所定時間(ｔ)を経過しない場合は、再びステップＳ３７に戻り、所定時間(ｔ)を経過するとステップＳ３８に移行する。
　ここで、所定時間(ｔ)の設定であるが、ＶＣＲ機構の変換所要時間より長くすると、目標機械圧縮比(εＣ)に変換された後に、クランキングを開始するので高精度な始動制御が可能となる。一方、ＶＣＲ機構の変換所要時間より短くすると、目標機械圧縮比(εＣ)に完全に変換し終わる前に、クランキングを開始するので始動に要する時間を短縮することで、迅速な始動が実現できる。
　≪ステップＳ３８≫ステップＳ３８においては、ＶＣＲ機構によって目標機械圧縮比(εＣ)に変換完了しているため、スタータモータによりクランキングを開始する。この場合、ピストン停止位置に対応した目標機械圧縮比(εＣ)に変換されているので、良好な始動性能を得ることができる。クランキングが開始されるとステップＳ３９に移行する。
　≪ステップＳ３９≫ステップＳ３９においては、圧縮行程にある圧縮行程気筒のピストンが上死点に達したかどうかを判定する。このような判定を行なうのは、最初の圧縮行程気筒だけであり、後続する気筒では、既にクランキング回転速度が立ち上がっているので、機械圧縮比を内燃機関の動作状態に合わせて変更する必要があるためである。圧縮行程にある圧縮行程気筒のピストンが上死点に達していないと判定されると、再びステップＳ３９に戻り、圧縮行程気筒のピストンが上死点に達していると判定されると、ステップＳ４０に移行する。
　≪ステップＳ４０≫ステップＳ４０においては、内燃機関の回転速度が既に十分な回転速度の達しているので、内燃機関の状態、ここでは機関温度(Ｔ)に対応した目標機械圧縮比(εＣ)の変換信号をＶＣＲ機構に出力する。この場合、アイドルストップの状態で、機関温度(Ｔ)が高いとノッキングの発生があるので、目標機械圧縮比(εＣ)は低減側に補正し、機関温度(Ｔ)が低いと暖機を促進する必要があるので、目標機械圧縮比(εＣ)は増大側に補正している。その後、エンドに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。
　ここで、各気筒の機械圧縮比の制御であるが、気筒毎に圧縮比制御アクチュータを設けて、各気筒の動作順序にしたがって順々に変換しても良く、この場合は気筒別の精密な制御が可能となる。一方、図１、図２に示すように同一の圧縮比制御アクチュエータで全気筒の機械圧縮比を同時に変換しても良く、この場合は制御を簡素化することができる。
　このように、内燃機関の始動時にＶＣＲ機構によって、始動時の圧縮行程気筒のピストンの停止位置に対応した機械圧縮比に補正するため、圧縮行程気筒の圧縮行程時の圧縮圧力を適切に設定できるので、始動性能を向上し、かつ安定した始動を行なうことができる。
　また、本実施形態においては、内燃機関の始動時にＶＣＲ機構による機械圧縮比の補正を行なうので、内燃機関の停止中にピストン停止位置が経時変化してしまった場合であっても、始動時にピストン停止位置を算出して対応する目標機械圧縮比を算出するので、高精度な目標機械圧縮比制御が可能となる。
　また、始動時に機械圧縮比の補正制御を行う本実施形態に加えて、実施例３の実施形態で記載したような内燃機関停止状態での機械圧縮比の補正制御を併せて行っても良い。その場合は、制御精度がさらに高まる。また、再始動時におけるＶＣＲ機構の変換量を低減することができ、より迅速な再始動が可能となる。
　尚、上述した説明においては、目標機械圧縮比特性は図７に示すような特性を使用しているが、図５に示すような特性を使用しても良いことはいうまでもない。この場合は、第２目標機械圧縮比特性が一定値ではなく、ピストン停止位置に対応して機械圧縮比が変更されるものとなる。
　上述した説明においては、ＶＣＲ機構は同一の圧縮比制御アクチュエータで全気筒の機械圧縮比を連続変換しているが、例えば、特開２０１８-９４８８号公報に示されている、各気筒に別個の圧縮比制御アクチュエータを設けて、各気筒の機械圧縮比を別個に、しかも段階的に変換するする構成も採用することができる。さらに、特開２０１６-１７４８９号公報に示すような機械圧縮比と機械膨張比を異なって変化できるＶＣＲ機構にも適用することもできる。
　また、吸気閉弁時期(ＩＶＣ)は、可変動弁機構によって変更しても良いし、また、固定の吸気閉弁時期(ＩＶＣ)とすることもできる。
　尚、本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施形態は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施形態の構成の一部を他の実施形態の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施形態の構成に他の実施形態の構成を加えることも可能である。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。
　以上説明した実施形態に基づく内燃機関の可変圧縮比システムとしては、例えば以下に述べる態様のものが考えられる。
　内燃機関の可変圧縮比システムは、その一態様として、少なくとも、内燃機関の機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、前記可変圧縮比機構を制御する制御手段を備え、前記制御手段は、前記内燃機関の回転が停止されている状態で、圧縮行程にある気筒（以下、圧縮行程気筒と表記する）のピストン停止位置に基づいて目標機械圧縮比を算出し、前記可変圧縮比機構は、算出された前記目標機械圧縮比に基づいて前記内燃機関の機械圧縮比を変更する。
　前記内燃機関の可変圧縮比システムの好ましい態様において、前記制御手段は、前記内燃機関が動作されている状態から前記内燃機関の動作が停止される状態に移行して前記内燃機関の回転が停止された停止状態で、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に基づく前記目標機械圧縮比を算出し、前記可変圧縮比機構は、前記停止状態で前記目標機械圧縮比に基づいて前記内燃機関の前記機械圧縮比を変更する。
　別の好ましい態様では、前記内燃機関の可変圧縮比システムの態様のいずれかにおいて、前記制御手段は、前記内燃機関の始動時に前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に基づく前記目標機械圧縮比を算出し、前記可変圧縮比機構は、前記始動時に前記目標機械圧縮比に基づいて前記内燃機関の前記機械圧縮比を変更する。
　別の好ましい態様では、前記内燃機関の可変圧縮比システムの態様のいずれかにおいて、前記制御手段は、前記始動時のクランキングの前、或いは前記クランキングの後の所定時間内に、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に基づく前記目標機械圧縮比を算出する。
　別の好ましい態様では、前記内燃機関の可変圧縮比システムの態様のいずれかにおいて、前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置が吸気下死点側にあると、前記目標機械圧縮比を低減する。
　別の好ましい態様では、前記内燃機関の可変圧縮比システムの態様のいずれかにおいて、前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置が圧縮上死点の側にあると、前記目標機械圧縮比を増大する。
　別の好ましい態様では、前記内燃機関の可変圧縮比システムの態様のいずれかにおいて、前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置が吸気下死点側にあると、前記目標機械圧縮比を低減し、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置が圧縮上死点の側にあると、前記目標機械圧縮比を増大する。
　別の好ましい態様では、前記内燃機関の可変圧縮比システムの態様のいずれかにおいて、前記制御手段は、前記圧縮行程気筒のピストンが前記圧縮上死点を越えた後に、機関温度が低いと前記目標機械圧縮比を増大する。
　別の好ましい態様では、前記内燃機関の可変圧縮比システムの態様のいずれかにおいて、前記制御手段は、前記圧縮行程気筒のピストンが前記圧縮上死点を越えた後に、機関温度が高いと前記目標機械圧縮比を低減する。
　別の好ましい態様では、前記内燃機関の可変圧縮比システムの態様のいずれかにおいて、前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に対応するクランク角が吸気閉弁時期より進角していた場合には、前記目標機械圧縮比の補正制御を実行しない。
　別の好ましい態様では、前記内燃機関の可変圧縮比システムの態様のいずれかにおいて、前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に対応するクランク角が吸気閉弁時期より進角していた場合における、吸気下死点から前記吸気閉弁時期までの間の目標機械圧縮比特性と、前記吸気閉弁時期から圧縮上死点までの間の目標機械圧縮比特性とを備え、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に対応して夫々の前記目標機械圧縮比特性から前記目標機械圧縮比を算出する。
　別の好ましい態様では、前記内燃機関の可変圧縮比システムの態様のいずれかにおいて、前記吸気下死点から前記吸気閉弁時期までの間の前記目標機械圧縮比特性は、前記目標機械圧縮比が一定値に設定された特性であるか、或いは、前記ピストン停止位置が前記吸気下死点に近づくにしたがって、前記目標機械圧縮比が増大される特性である。
　別の好ましい態様では、前記内燃機関の可変圧縮比システムの態様のいずれかにおいて、前記可変圧縮比機構は、前記内燃機関の全気筒の機械圧縮比を同時に変更する１個の前記可変圧縮比機構から構成されている。
　以上説明した実施形態に基づく内燃機関の可変圧縮比システムの制御装置としては、例えば以下に述べる態様のものが考えられる。
　少なくとも、内燃機関の機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を制御する制御手段を備えた内燃機関の可変圧縮比システムの制御装置は、その一態様として、前記制御手段は、前記内燃機関の回転が停止されている状態で、圧縮行程にある気筒（以下、圧縮行程気筒と表記する）のピストン停止位置に基づいて前記可変圧縮比機構を制御して前記内燃機関の機械圧縮比を変更する。
　前記内燃機関の可変圧縮比システムの制御装置の好ましい態様において、前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置が吸気下死点側にあると、前記機械圧縮比を低減し、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置が圧縮上死点の側にあると、前記機械圧縮比を増大する。
　別の好ましい態様では、前記内燃機関の可変圧縮比システムの制御装置の態様のいずれかにおいて、前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に対応するクランク角が吸気閉弁時期より進角していた場合における、吸気下死点から前記吸気閉弁時期までの間の目標機械圧縮比特性と、前記吸気閉弁時期から圧縮上死点までの間の目標機械圧縮比特性とを備え、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に対応して夫々の前記目標機械圧縮比特性に基づいて目標機械圧縮比を算出し、前記目標機械圧縮比に基づいて前記可変圧縮比機構を制御して前記内燃機関の機械圧縮比を変更する。
　別の好ましい態様では、前記内燃機関の可変圧縮比システムの制御装置の態様のいずれかにおいて、前記吸気下死点から前記吸気閉弁時期までの間の前記目標機械圧縮比特性は、前記目標機械圧縮比が一定値に設定された特性であるか、或いは、前記ピストン停止位置が前記吸気下死点に近づくにしたがって、前記目標機械圧縮比が増大される特性である。

Claims (17)

  1. 　少なくとも、内燃機関の機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、前記可変圧縮比機構を制御する制御手段を備え、
    　前記制御手段は、内燃機関の回転が停止されている状態で、圧縮行程にある気筒（以下、圧縮行程気筒と表記する）のピストン停止位置に基づいて目標機械圧縮比を算出し、
    　前記可変圧縮比機構は、算出された前記目標機械圧縮比に基づいて内燃機関の前記機械圧縮比を変更することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システム。
  2. 　請求項１記載の内燃機関の可変圧縮比システムにおいて、
    　前記制御手段は、内燃機関が動作されている状態から内燃機関の動作が停止される状態に移行して内燃機関の回転が停止された停止状態で、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に基づく前記目標機械圧縮比を算出し、
    　前記可変圧縮比機構は、前記停止状態で前記目標機械圧縮比に基づいて内燃機関の前記機械圧縮比を変更することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システム。
  3. 　請求項１記載の内燃機関の可変圧縮比システムにおいて、
    　前記制御手段は、内燃機関の始動時に前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に基づく前記目標機械圧縮比を算出し、
    　前記可変圧縮比機構は、前記始動時に前記目標機械圧縮比に基づいて内燃機関の前記機械圧縮比を変更することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システム。
  4. 　請求項３記載の内燃機関の可変圧縮比システムにおいて、
    　前記制御手段は、前記始動時のクランキングの前、或いは前記クランキングの後の所定時間内に、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に基づく前記目標機械圧縮比を算出することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システム。
  5. 　請求項２、或いは請求項３に記載の内燃機関の可変圧縮比システムにおいて、
    　前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置が吸気下死点側にあると、前記目標機械圧縮比を低減することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システム。
  6. 　請求項２、或いは請求項３に記載の内燃機関の可変圧縮比システムにおいて、
    　前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置が圧縮上死点の側にあると、前記目標機械圧縮比を増大することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システム。
  7. 　請求項２、或いは請求項３に記載の内燃機関の可変圧縮比システムにおいて、
    　前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置が吸気下死点側にあると、前記目標機械圧縮比を低減し、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置が圧縮上死点の側にあると、前記目標機械圧縮比を増大することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システム。
  8. 　請求項７に記載の内燃機関の可変圧縮比システムにおいて、
    　前記制御手段は、前記圧縮行程気筒のピストンが前記圧縮上死点を越えた後に、機関温度が低いと前記目標機械圧縮比を増大することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システム。
  9. 　請求項７に記載の内燃機関の可変圧縮比システムにおいて、
    　前記制御手段は、前記圧縮行程気筒のピストンが前記圧縮上死点を越えた後に、機関温度が高いと前記目標機械圧縮比を低減することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システム。
  10. 　請求項２、或いは請求項３に記載の内燃機関の可変圧縮比システムにおいて、
    　前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に対応するクランク角が吸気閉弁時期より進角していた場合には、前記目標機械圧縮比の補正制御を実行しないことを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システム。
  11. 　請求項２、或いは請求項３に記載の内燃機関の可変圧縮比システムにおいて、
    　前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に対応するクランク角が吸気閉弁時期より進角していた場合における、吸気下死点から前記吸気閉弁時期までの間の目標機械圧縮比特性と、前記吸気閉弁時期から圧縮上死点までの間の目標機械圧縮比特性とを備え、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に対応して夫々の前記目標機械圧縮比特性から前記目標機械圧縮比を算出することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システム。
  12. 　請求項１１に記載の内燃機関の可変圧縮比システムにおいて、
    　前記吸気下死点から前記吸気閉弁時期までの間の前記目標機械圧縮比特性は、
    　前記目標機械圧縮比が一定値に設定された特性であるか、或いは、前記ピストン停止位置が前記吸気下死点に近づくにしたがって、前記目標機械圧縮比が増大される特性であることを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システム。
  13. 　請求項２、或いは請求項３に記載の内燃機関の可変圧縮比システムにおいて、
    　前記可変圧縮比機構は、前記内燃機関の全気筒の機械圧縮比を同時に変更する１個の前記可変圧縮比機構から構成されていることを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システム。
  14. 　少なくとも、内燃機関の機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を制御する制御手段を備えた内燃機関の可変圧縮比システムの制御装置であって、
    　前記制御手段は、内燃機関の回転が停止されている状態で、圧縮行程にある気筒（以下、圧縮行程気筒と表記する）のピストン停止位置に基づいて前記可変圧縮比機構を制御して内燃機関の機械圧縮比を変更することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システムの制御装置。
  15. 　請求項１４に記載の内燃機関の可変圧縮比システムの制御装置において、
    　前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置が吸気下死点側にあると、前記機械圧縮比を低減し、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置が圧縮上死点の側にあると、前記機械圧縮比を増大することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システムの制御装置。
  16. 　請求項１４に記載の内燃機関の可変圧縮比システムの制御装置において、
    　前記制御手段は、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に対応するクランク角が吸気閉弁時期より進角していた場合における、吸気下死点から前記吸気閉弁時期までの間の目標機械圧縮比特性と、前記吸気閉弁時期から圧縮上死点までの間の目標機械圧縮比特性とを備え、前記圧縮行程気筒の前記ピストン停止位置に対応して夫々の前記目標機械圧縮比特性に基づいて目標機械圧縮比を算出し、前記目標機械圧縮比に基づいて前記可変圧縮比機構を制御して前記内燃機関の機械圧縮比を変更することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システムの制御装置。
  17. 　請求項１６に記載の内燃機関の可変圧縮比システムの制御装置において、
    　前記吸気下死点から前記吸気閉弁時期までの間の前記目標機械圧縮比特性は、
    　前記目標機械圧縮比が一定値に設定された特性であるか、或いは、前記ピストン停止位置が前記吸気下死点に近づくにしたがって、前記目標機械圧縮比が増大される特性であることを特徴とする内燃機関の可変圧縮比システムの制御装置。
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JP2006144792A (ja) * 2004-11-16 2006-06-08 Ford Global Technologies Llc 内燃機関の停止動作中にシリンダー圧力を用いて、クランクシャフト位置を制御するシステム及び方法
JP2006300033A (ja) * 2005-04-25 2006-11-02 Toyota Motor Corp 可変圧縮比内燃機関
JP2007239490A (ja) * 2006-03-06 2007-09-20 Nissan Motor Co Ltd 複リンク式可変圧縮比内燃機関

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2006144792A (ja) * 2004-11-16 2006-06-08 Ford Global Technologies Llc 内燃機関の停止動作中にシリンダー圧力を用いて、クランクシャフト位置を制御するシステム及び方法
JP2006300033A (ja) * 2005-04-25 2006-11-02 Toyota Motor Corp 可変圧縮比内燃機関
JP2007239490A (ja) * 2006-03-06 2007-09-20 Nissan Motor Co Ltd 複リンク式可変圧縮比内燃機関

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