JP5589707B2 - 内燃機関の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関の制御装置に関する。

機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、機関低負荷運転時には機械圧縮比を高くすると共に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れるように遅角し、機関高負荷運転時には機械圧縮比を低くすると共に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点に近づくように進角することで、機関低負荷運転時と機関高負荷運転時との間で実圧縮比をほぼ同一とする火花点火式内燃機関が知られている（例えば、特許文献１）。

特開２００７−３０３４２３号公報 特開２００５−１２７２２９号公報 特開２００５−１３３６０４号公報

ところで、特許文献１に記載の内燃機関では、機関低負荷運転時と機関高負荷運転時とで実圧縮比がほぼ同一となるように機械圧縮比及び吸気弁の閉弁時期が制御されている。これは実圧縮比を高めた方が熱効率が高くなる反面、実圧縮比が高くなるとノッキングが発生してしまうことから、実圧縮比をノッキングが発生しない範囲内でできるだけ高い一定値に維持するようにしたものである。

ここで、実圧縮比は実際に圧縮作用が開始される圧縮作用開始時期における燃焼室容積に基づいて算出される。上記特許文献１に記載の内燃機関では、この圧縮作用開始時期として吸気弁の閉弁時期を用いて実圧縮比を算出している。ところが、実際の内燃機関では、吸気弁の閉弁前からピストンによる混合気の圧縮作用が開始されているため、吸気弁の閉弁時期を圧縮作用開始時期と近似すると、実圧縮比を正確に求めることができない。

また、圧縮作用開始時期は、上述した実圧縮比のみならず、内燃機関の様々なパラメータを算出するのにも用いられる。このようなパラメータとしては、例えば、ピストンが圧縮上死点にある時の燃焼室内の温度（圧縮端温度）及び圧力（圧縮端圧力）や、圧縮行程中の燃焼室内の温度及び圧力等が挙げられる。この場合においても、吸気弁の閉弁時期を圧縮作用開始時期と近似すると、これらパラメータを正確に求めることができない。

そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変バルブタイミング機構を備える内燃機関において、圧縮作用開始時期を正確に求めると共に、求めた圧縮作用開始時期に基づいて内燃機関の制御を適切に行う制御装置を提供することにある。

上記課題を解決するために、第１の発明では、吸気弁のリフト量がゼロになる時期である吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変バルブタイミング機構を具備する内燃機関の制御装置において、機関回転数、吸気弁の閉弁時期及び吸気弁開弁期間中における吸気弁のリフト量の少なくともいずれか一つを含む機関運転パラメータに基づいて、吸気弁の閉弁時期における燃焼室容積とピストンが実際の圧縮作用を開始する圧縮作用開始時期における燃焼室容積との乖離量を算出する乖離量算出手段と、実際の吸気弁の閉弁時期における燃焼室容積を算出する閉弁時容積算出手段と、上記閉弁時容積算出手段によって算出された実際の吸気弁の閉弁時期における燃焼室容積から上記乖離量算出手段によって算出された乖離量を減算して圧縮作用開始時期における燃焼室容積を算出する圧縮開始容積算出手段と、上記圧縮開始容積算出手段によって算出された圧縮作用開始時期における燃焼室容積に基づいて内燃機関の制御パラメータを設定する制御パラメータ設定手段とを具備し、上記乖離量算出手段は、予め定められた基準乖離量を、吸気弁の閉弁時期に基づいて補正することによって上記乖離量を算出する。

第２の発明では、第１の発明において、上記乖離量算出手段は、予め定められた基準乖離量を、更に、機関回転数及び吸気弁開弁期間中における吸気弁のリフト量の少なくともいずれか一つに基づいて補正することによって上記乖離量を算出する。

第３の発明では、第２の発明において、上記基準乖離量は、所定の機関運転状態において、吸気弁の閉弁後における燃焼室内の吸気ガスの圧縮が断熱圧縮であると仮定すると共に該断熱圧縮が吸気弁の閉弁前にも行われていると仮定した場合に、燃焼室内の圧力が吸気弁閉弁時期における燃焼室内の圧力よりも低い所定の圧力となる時期における燃焼室容積と、吸気弁の閉弁時期における燃焼室容積との差とされる。

第４の発明では、第３の発明において、上記所定の圧力が上記所定の機関運転状態における吸気管内圧力とされる。

第５の発明では、第２〜第４のいずれか一つの発明において、上記乖離量を算出する際の基準乖離量に対する補正量は、機関回転数が高くなるほど大きくされる。

第６の発明では、第２〜第５のいずれか一つの発明において、上記乖離量を算出する際の基準乖離量に対する補正量は、吸気弁開弁期間中における吸気弁のリフト量が小さくなるほど大きくされる。

第７の発明では、第１〜第６のいずれか一つの発明において、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を更に具備し、上記内燃機関の制御パラメータは機械圧縮比である。

第８の発明では、第１〜第６のいずれか一つの発明において、上記内燃機関の制御パラメータは、燃料噴射弁からの燃料噴射時期又は点火プラグによる点火時期の少なくともいずれか一方である。

本発明によれば、圧縮作用開始時期を正確に求めることができるようになると共に、求めた圧縮作用開始時期に基づいて内燃機関の制御を適切に行うことができるようになる。

火花点火式内燃機関の全体図である。 可変圧縮比機構の分解斜視図である。 図解的に表した内燃機関の側面断面図である。 可変バルブタイミング機構を示す図である。 吸気弁のリフトを示す図である。 機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。 理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。 通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。 機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。 、圧縮行程中における燃焼室容積及び燃焼室圧力の推移を表す両対数ＰＶ線図である。 吸気弁閉弁時期及び機関回転数と乖離量との関係を示す図である。 吸気弁閉弁時期及びリフト量と乖離量との関係を示す図である。 機関回転数等に応じた補正係数のマップを示す図である。 目標機械圧縮比等の設定手順を示すフローチャートである。

以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。

図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１にはそれぞれ対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。

サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いたエアフロメータ１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して排気浄化触媒２０を内蔵した触媒コンバータ２１に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２２が配置される。排気浄化触媒２０としては排気ガス中の未燃ＨＣ、ＣＯおよびＮＯ_xを浄化することができれば、三元触媒、ＮＯ_X吸蔵還元触媒、ＮＯ_X選択還元触媒等、いかなる触媒を用いても良い。

一方、図１に示した実施形態ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、さらに実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示した実施形態ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。

電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。エアフロメータ１８及び空燃比センサ２２の出力信号はそれぞれ対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。さらに入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば１５°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火プラグ６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。

図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内にはそれぞれ断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔ててそれぞれ対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これら各突出部５２内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。

図２に示したように一対のカムシャフト５４、５５が設けられており、各カムシャフト５４、５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４、５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４、５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示したようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。

図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４、５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において矢印で示したように互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示したように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示した方向に回転させると図３（Ｃ）に示したように偏心軸５７は最も低い位置となる。

なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）にはそれぞれの状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。

図３（Ａ）から図３（Ｃ）を比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。すなわち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、したがって各カムシャフト５４、５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。

図２に示したように各カムシャフト５４、５５をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ螺旋方向が逆向きの一対のウォーム６１、６２が取付けられており、これらウォーム６１、６２と噛合するウォームホイール６３、６４がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。この実施形態では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。なお、図１から図３に示される可変圧縮比機構Ａは一例を示すものであっていかなる形式の可変圧縮比機構でも用いることができる。

一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０に対して設けられている可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４に示したように可変バルブタイミング機構Ｂはカムシャフト７０の一端に取付けられてカムシャフト７０のカムの位相を変更するためのカム位相変更部Ｂ１と、カムシャフト７０と吸気弁７のバルブリフタ２６との間に配置されてカムシャフト７０のカムの作用角を異なる作用角に変更して吸気弁７に伝達するカム作用角変更部Ｂ２から構成されている。なお、カム作用角変更部Ｂ２については図４に側面断面図と平面図とが示されている。

まず初めに可変バルブタイミング機構Ｂのカム位相変更部Ｂ１について説明すると、このカム位相変更部Ｂ１は機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、カムシャフト７０と一緒に回転し且つ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側にはそれぞれ進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。

各油圧室７６、７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６、７７にそれぞれ連結された油圧ポート７９、８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３、８４と、各ポート７９、８０、８２、８３、８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。

カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が下方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印Ｘ方向に相対回転せしめられる。

これに対し、カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が上方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印Ｘと反対方向に相対回転せしめられる。

回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示した中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。したがってカム位相変更部Ｂ１によって図５（Ａ）に示したようにカムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角又は遅角させることができる。すなわち、カム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の開弁時期を任意に進角又は遅角させることができることになる。

次に可変バルブタイミング機構Ｂのカム作用角変更部Ｂ２について説明すると、このカム作用角変更部Ｂ２はカムシャフト７０と平行に並列配置され且つアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられる制御ロッド９０と、カムシャフト７０のカム９２と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された軸線方向に延びるスプライン９３に摺動可能に嵌合せしめられている中間カム９４と、吸気弁７を駆動するためにバルブリフタ２６と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された螺旋状に延びるスプライン９５に摺動可能に嵌合する揺動カム９６とを具備しており、揺動カム９６上にはカム９７が形成されている。

カムシャフト７０が回転するとカム９２によって中間カム９４が常に一定の角度だけ揺動せしめられ、このとき揺動カム９６も一定の角度だけ揺動せしめられる。一方、中間カム９４及び揺動カム９６は制御ロッド９０の軸線方向には移動不能に支持されており、したがって制御ロッド９０がアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられたときに揺動カム９６は中間カム９４に対して相対回転せしめられることになる。

中間カム９４と揺動カム９６との相対回転位置関係によりカムシャフト７０のカム９２が中間カム９４と係合し始めたときに揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２６と係合し始める場合には図５（Ｂ）においてａで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフトは最も大きくなる。これに対し、アクチュエータ９１によって揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向に相対回転せしめられると、カムシャフト７０のカム９２が中間カム９４に係合した後、暫らくしてから揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２６と係合する。この場合には図５（Ｂ）においてｂで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量はａに比べて小さくなる。

揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向にさらに相対回転せしめられると図５（Ｂ）においてｃで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量はさらに小さくなる。すなわち、アクチュエータ９１により中間カム９４と揺動カム９６の相対回転位置を変更することによって吸気弁７の開弁期間（作用角）を任意に変えることができる。ただし、この場合、吸気弁７のリフト量は吸気弁７の開弁期間が短くなるほど小さくなる。

このようにカム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の開弁時期を任意に変更することができ、カム作用角変更部Ｂ２によって吸気弁７の開弁期間を任意に変更することができるのでカム位相変更部Ｂ１とカム作用角変更部Ｂ２との双方によって、すなわち可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁７の開弁時期と開弁期間とを、すなわち吸気弁７の開弁時期と閉弁時期とを任意に変更することができることになる。

なお、図１および図４に示した可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、図１および図４に示した例以外の種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。特に、本発明による実施形態では、吸気弁７の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構であれば、如何なる形式の機構を用いてもよい。また、排気弁９に対しても吸気弁７の可変バルブタイミング機構Ｂと同様な可変バルブタイミング機構を設けてもよい。

次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０mlでピストンの行程容積が５００mlであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。

図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示した例ではこの機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。

図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。すなわち、図６（Ｂ）に示したように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁の閉弁に伴って実際の圧縮作用が開始される。したがって実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示した例では実圧縮比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０となる。

図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示した例ではこの膨張比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。

次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。

図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０mlとされ、ピストンの行程容積が５００mlとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。すなわち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。

図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、すなわち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が高くなるほど、すなわち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。したがって通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。

一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見出されたのである。すなわち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。

これに対し、膨張比を高くすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。したがって膨張比は高くすれば高くするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。

このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、したがって実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大幅に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。

図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０mlから２０mlまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００mlから２００mlになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ml＋２００ml）／２０ml＝１１となり、膨張比は（２０ml＋５００ml）／２０ml＝２６となる。図８（Ａ）に示した通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示した場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。そこで、斯かるサイクルを超高膨張比サイクルと称する。

一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、したがって機関運転時における熱効率を向上させるためには、すなわち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示した超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、したがってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。したがって本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。

なお、前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。したがって本発明では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。

次に図９を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。
図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒コンバータ２１内の排気浄化触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ、ＣＯおよびＮＯ_xを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２２の出力信号に基づいて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。

さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。したがって図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図７において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。

一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、したがって機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態又はほぼ全開状態に保持されており、したがって燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに主に吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。

このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。すなわち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。したがってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。

機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ₁まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ₁よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。したがって低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時にはすなわち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。

一方、図９に示される実施形態では機関負荷がＬ₁まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ₁よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。

吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ₁よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。

一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。したがって、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施形態では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌ₁まで吸気下死点から離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができるが、以下本発明について吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させた場合を例にとって説明する。

なお、上記実施形態では、機関負荷に関わらず実圧縮比がほぼ一定となるように吸気弁７の閉弁時期及び機械圧縮比が制御されているが、他のパラメータに基づいて吸気弁７の閉弁時期及び機械圧縮比を制御してもよい。例えば、ノッキングの発生を抑制するという観点からは、少なくとも機関負荷が或る一定の機関負荷以上の領域において、ピストン４が圧縮上死点にあるときの燃焼室５内の混合気の温度（圧縮端温度）又は圧力（圧縮端圧力）がほぼ一定になるように吸気弁７の閉弁時期及び機械圧縮比を制御してもよい。

ところで、図６（Ｂ）を参照して説明したように、実圧縮比は、実際に圧縮作用が開始された時の燃焼室容積からピストンが圧縮上死点に位置する時の燃焼室容積を減算した容積である（なお、以下では、「燃焼室容積」はピストンの運動によって変化する燃焼室５内の容積を意味する）。したがって、実圧縮比を正確に算出するためには、実際に圧縮作用が開始された時の燃焼室容積を正確に求めることが必要となる。

ここで、圧縮行程の途中で吸気弁７が閉弁する場合、圧縮行程中において、吸気弁７が閉弁するまではピストン４の上昇に伴って一旦燃焼室５内に充填された吸気ガスが吸気ポート８内に戻されるため、吸気弁７が閉弁するまではピストン４による燃焼室５内の吸気ガスの圧縮は行われないとも考えられる。しかしながら、実際には、図５からわかるように、吸気弁７のリフトは吸気弁７が開弁している間一定とはなっておらず、吸気弁７の閉弁時期に近づくにつれて徐々に小さくなる。このため、吸気弁７の閉弁直前においては燃焼室５内から吸気ポート８内に戻される吸気ガスに対して吸気弁７が絞りとなり、その結果、燃焼室５内の吸気ガスの圧縮は事実上、吸気弁７の閉弁前から開始されることになる。

また、一般に、内燃機関の吸気系は、所定の機関運転状態において吸気弁７の開弁に伴って吸気ポート８内に生じる吸気脈動により慣性過給が行われるように設計される。このように慣性過給が行われる場合、圧縮行程中において吸気弁７が開弁している間、吸気ポート８内の吸気ガスの圧力が高くなっている。このためピストン４が上昇しても燃焼室５内の吸気ガスは十分に吸気ポート８内へは戻らず、その結果、燃焼室５内の吸気ガスの圧縮は吸気弁７の閉弁前から開始されることになる。

図１０は、圧縮行程中における燃焼室容積Ｖ及び燃焼室圧力Ｐの推移を表す両対数ＰＶ線図である。図１０の点ａは圧縮行程の開始時、点ｂは圧縮行程の終了時をそれぞれ示しており、また点ｃは吸気弁７の閉弁時（すなわち、吸気弁７のリフト量がゼロになった時）を示している。図１０からわかるように、燃焼室圧力Ｐは吸気弁７が閉弁する前の点ｄから上昇を開始している。したがって、吸気弁７の閉弁時（点ｃ）の燃焼室容積を圧縮作用が開始された時の燃焼室容積（以下、「圧縮開始容積」という）として実圧縮比を算出すると、算出された実圧縮比は実際の実圧縮比よりも低いものとなってしまう。

一方、燃焼室圧力Ｐは点ｄから上昇を開始しているが、点ｄから点ｃに至るまでの間は燃焼室５内の吸気ガスは断熱圧縮されているわけではなく、よって燃焼室圧力Ｐが上昇する程度は小さい。このため、燃焼室圧力Ｐが上昇を開始した時（点ｄ）の燃焼室容積を圧縮開始容積として実圧縮比を算出すると、算出された実圧縮比は実際の実圧縮比よりも高いものとなってしまう。

また、上述したように圧縮端温度又は圧縮端圧力がほぼ一定となるように吸気弁７の閉弁時期及び機械圧縮比を制御する場合、圧縮端温度や圧縮端圧力を実圧縮比に基づいて算出することが考えられる。しかしながら、上述したように吸気弁７の閉弁時（点ｃ）の燃焼室容積や燃焼室５内の圧力Ｐが上昇を開始した時（点ｄ）の燃焼室容積を圧縮開始容積として実圧縮比を算出すると、算出された実圧縮比が正確な値でないため、圧縮端温度や圧縮端圧力を正確に算出することができない。

ところで、吸気弁７の閉弁後の燃焼室５内の吸気ガスの変化は断熱圧縮と近似することができる。断熱圧縮が行われている際には、燃焼室容積Ｖと燃焼室圧力Ｐとは両対数ＰＶ線図において直線的に変化する。このことは、図１０の点ａと点ｂの間がほぼ直線状であることからも明らかである。

この点ａｂ間の断熱圧縮線を延長させた直線（図中の破線Ｍ）は、吸気弁７の閉弁前にも燃焼室５内の吸気ガスが断熱圧縮されていると仮定した場合の燃焼室容積Ｖと燃焼室圧力Ｐとの関係を表している。また、この直線Ｍと吸気管内圧力（スロットル弁１７の下流であって吸気弁７よりも上流側の吸気管内の平均圧力。或いは、サージタンク１２内の平均圧力。図中の破線Ｎ）との交点（点ｅ）は、吸気弁７の閉弁前にも燃焼室５内の吸気ガスが断熱圧縮されていると仮定したときに燃焼室５内の吸気ガスの圧縮が開始される時を表している。

そこで、本実施形態では、これら直線Ｍと直線Ｎとの交点（点ｅ）を圧縮作用が開始された時と近似すると共に、この点ｅにおける燃焼室容積を圧縮作用が開始された時の燃焼室容積（圧縮開始容積）と近似することとしている。このように近似することで、圧縮開始容積を比較的正確に求めることができるようになると共に、これに伴って実圧縮比、圧縮端温度や圧縮端圧力を比較的正確に求めることができるようになる。

具体的には、機関運転状態毎に吸気弁７の閉弁時における燃焼室容積Ｖ₁と点ｅにおける燃焼室容積Ｖ₂との乖離量ΔＶを実験により又は計算により予め算出して、マップとしてＥＣＵ３０のＲＯＭ３２に保存しておく。そして、機関運転中においては、現在の吸気弁７の閉弁時期に基づいて吸気弁閉弁時の燃焼室容積を算出すると共に、機関運転状態に基づいて乖離量ΔＶを算出し、算出された吸気弁閉弁時の燃焼室容積から乖離量ΔＶを減算することで圧縮開始容積を算出することとしている。

換言すると、本実施形態では、吸気弁７の閉弁後における燃焼室５内の吸気ガスの圧縮が断熱圧縮であると仮定すると共に該断熱圧縮が吸気弁の閉弁前にも行われていると仮定した場合に、燃焼室５内の圧力が吸気管内圧力となる時期における燃焼室容積Ｖ₂と、吸気弁７の閉弁時期における燃焼室容積Ｖ₁との差を乖離量ΔＶとして算出すると共に、現在の吸気弁７の閉弁時期における燃焼室容積を算出し、算出された吸気弁７の閉弁時期における燃焼室容積から乖離量ΔＶを減算することによって圧縮作用開始時期における燃焼室容積を算出することとしている。

なお、上記実施形態では、燃焼室５内の圧力が吸気管内圧力となる時期における燃焼室容積Ｖ₂と、吸気弁７の閉弁時期における燃焼室容積Ｖ₁との差を乖離量ΔＶとして算出している。しかしながら、Ｖ₂は必ずしも燃焼室５内の圧力が吸気管内圧力となる時期における燃焼室容積でなくてもよく、吸気管内圧力よりも僅かに異なる圧力であったり、大気圧であったりしてもよい。

次に、機関運転状態と乖離量ΔＶとの関係について説明する。図１１は、乖離量ΔＶと、吸気弁７の閉弁時期及び機関回転数との関係を示す図である。図１１からわかるように、機関回転数が高くなるほど乖離量ΔＶは大きくなる。これは機関回転数が高くなるほど吸気ポート８に戻る際の吸気ガスの流速が大きくなり、吸気弁７による絞りの影響が大きくなることによるものである。

また、図１１からわかるように、吸気弁７の閉弁時期が中程度の時期（９０°ＡＢＤＣ付近）である場合にも乖離量ΔＶが大きくなる。すなわち、吸気弁７の閉弁時期が中程度の時期である場合、単位クランク角当たり（従って、単位時間当たり）の燃焼室容積の減少速度が速くなる。このため、吸気弁７の閉弁時期付近では一旦燃焼室５内に吸入された吸気ガスが多量に吸気ポート８に戻ろうとする。しかしながら、吸気弁７の閉弁時期付近では吸気弁７のリフトが小さく、よって燃焼室５内の吸気ガスは吸気ポート８に十分に戻れなくなる。このため、吸気弁７の閉弁時期が中程度の時期である場合にも乖離量ΔＶが大きくなる。

さらに、図１１からわかるように、吸気弁７の閉弁時期が遅角側の時期である場合にも乖離量ΔＶは比較的大きい。すなわち、吸気弁７の閉弁時期が遅角側の時期である場合、圧縮行程が開始されてから吸気弁７が閉弁するまでの時間が長いものとなる。この間、一旦燃焼室５内に吸入された吸気ガスは長期間に亘って吸気ポート８に戻されることになるが、この期間中吸気ポート８に戻される吸気ガスに対して吸気弁７が絞りになることから、この期間が長いと乖離量ΔＶが大きくなる。従って、吸気弁７の閉弁時期が遅角側の時期である場合にも乖離量ΔＶは比較的大きくなる。

また、図１２からわかるように、吸気弁７の開弁期間中における吸気弁７のリフト量が小さいほど乖離量ΔＶは大きくなる。すなわち、図５（Ｂ）にｃで示したようにリフト量が小さい場合、一旦燃焼室５内に吸入された吸気ガスが再び吸気ポート８に戻る際の絞りが大きくなり、逆に図５（Ｂ）にａで示したようにリフト量が大きい場合、一旦燃焼室５内に吸入された吸気ガスが再び吸気ポート８に戻る際の絞りが小さくなることによるものである。

このように乖離量ΔＶは、機関回転数、吸気弁７の閉弁時期及び吸気弁７の開弁期間中における吸気弁７のリフト量に応じて変化することから、本実施形態では、これら運転パラメータと乖離量ΔＶとの上述したような関係を実験により又は計算により予め求め、マップとしてＥＣＵ３０のＲＯＭ３２に保存すると共に、機関運転中においてはこれら運転パラメータの値に基づいてマップを用いて乖離量ΔＶを算出するようにしている。

或いは、以下のようにして機関運転中に乖離量ΔＶを算出してもよい。
まず、或る特定の機関運転状態において、すなわち機関回転数が或る機関回転数であり吸気弁７の閉弁時期が或る閉弁時期であり且つ吸気弁開弁期間中における吸気弁７のリフト量が或るリフト量である状態において、吸気弁７の閉弁時における燃焼室容積Ｖ₁と上記点ｅにおける燃焼室５容積Ｖ₂との乖離量ΔＶを予め実験により又は計算により算出し、この乖離量ΔＶを基準乖離量ΔＶ_baseとしてＥＣＵ３０のＲＯＭ３２に保存する。

加えて、機関回転数と乖離量ΔＶとの関係に基づいて、機関回転数に応じた補正係数（回転数補正係数）ｋ_reを予め実験により又は計算により算出する。回転数補正係数ｋ_reは、図１３（Ａ）に示したように機関回転数が低いときには小さく、機関回転数が増大するのに伴って大きくなるような値とされる。

また、吸気弁７の閉弁時期と乖離量ΔＶとの関係に基づいて、吸気弁７の閉弁時期に応じた補正係数（閉弁時期補正係数）ｋ_ivcを予め実験により又は計算により算出する。閉弁時期補正係数ｋ_ivcは、図１３（Ｂ）に示したように、吸気弁７の閉弁時期が進角側の時期であるときには小さい値とされ、吸気弁７の閉弁時期が中程度の時期或いは遅角側の時期であるときには大きい値とされる。

さらに、吸気弁７の開弁期間中における吸気弁７のリフト量と乖離量ΔＶとの関係に基づいて、吸気弁７の開弁期間中における吸気弁７のリフト量に応じた補正係数（リフト量補正係数）ｋ_laを予め実験により又は計算により算出する。リフト量補正係数ｋ_laは、図１３（Ｃ）に示したように、吸気弁７のリフト量が小さいときには大きく、吸気弁７のリフト量が大きくなるのに伴って小さくなるような値とされる。

機関運転中においては、機関回転数、吸気弁７の閉弁時期及び吸気弁７の開弁期間中における吸気弁７のリフト量等の運転パラメータの値に基づいて補正係数ｋ_re、ｋ_ivc、ｋ_laを算出し、上述した基準乖離量ΔＶにこれら補正係数ｋ_re、ｋ_ivc、ｋ_laを乗算することによって乖離量ΔＶが算出される（ΔＶ＝ΔＶ_base・ｋ_re・ｋ_ivc・ｋ_la）。

図１４は、本実施形態における吸気弁７の目標閉弁時期及び目標機械圧縮比の設定手順を示すフローチャートである。

図１４に示したように、まず、ステップＳ１１では、負荷センサ４１により要求負荷が検出される。次いで、ステップＳ１２では、ステップＳ１１で検出された要求負荷に基づいて吸気弁７の目標閉弁時期が算出される。具体的には、図９に示したように、機関負荷が限界閉弁時期に対応する機関負荷Ｌ₁以上であるときには機関負荷が高くなるほど吸気弁７の目標閉弁時期は進角され、Ｌ₁以下であるときには吸気弁７の目標閉弁時期は限界閉弁時期とされる。

次いで、ステップＳ１３において、クランク角センサ４２の出力に基づいて機関回転数が検出されると共に、検出された機関回転数に基づいて図１３（Ａ）に示したようなマップを用いて回転数補正係数ｋ_reが算出される。ステップＳ１４では、ＥＣＵ３０から可変バルブタイミング機構Ｂへの指令値に基づいて吸気弁７の閉弁時期が算出されると共に、算出された吸気弁７の閉弁時期に基づいて図１３（Ｂ）に示したようなマップを用いて閉弁時期補正係数ｋ_ivcが算出される。その後、ステップＳ１５では、ＥＣＵ３０から可変バルブタイミング機構Ｂへの指令値に基づいて吸気弁７の開弁期間中のリフト量が算出されると共に、算出されたリフト量に基づいて図１３（Ｃ）に示したようなマップを用いてリフト量補正係数ｋ_laが算出される。

次いで、ステップＳ１６では、基準乖離量ΔＶ_baseに、ステップＳ１３で算出された回転数補正係数ｋ_reと、ステップＳ１４で算出された閉弁時期補正係数ｋ_ivcと、ステップＳ１５で算出されたリフト量補正係数ｋ_laとを乗算することで、乖離量ΔＶが算出される（ΔＶ＝ΔＶ_base・ｋ_re・ｋ_ivc・ｋ_la）。

ステップＳ１７では、ステップＳ１４で算出された吸気弁７の閉弁時期に基づいてこの時期の燃焼室容積が算出されると共に、算出された吸気弁７閉弁時期における燃焼室容積からステップＳ１６で算出された乖離量ΔＶを減算することで、圧縮開始容積が算出される。

ステップＳ１８では、ステップＳ１７で算出された圧縮開始容積と目標実圧縮比とに基づいて機械圧縮比が算出される。すなわち、ピストンが圧縮上死点にあるときの燃焼室容積が圧縮開始容積を目標実圧縮比で除算した値となるように目標機械圧縮比が設定される。

なお、上記実施形態では、算出された圧縮開始容積に基づいて目標機械圧縮比を設定している。しかしながら、算出された圧縮開始容積に基づいて他の制御パラメータを設定するようにしてもよい。

例えば、吸気弁閉弁時の燃焼室５内の吸気ガスの温度及び圧力を検出又は算出することができれば、これら吸気弁閉弁時の燃焼室５内の吸気ガスの温度及び圧力と圧縮開始容積及びピストンが圧縮上死点にあるときの燃焼室容積とに基づいて圧縮端温度及び圧縮端圧力を算出することができる。

したがって、このようにして算出された圧縮端温度及び圧縮端圧力に基づいて、点火プラグ６による点火時期や、燃料噴射弁１３が燃焼室５内に配置されている場合には燃料噴射弁１３からの燃料噴射時期を設定するようにしてもよい。この場合、例えば、圧縮端温度が高くなるほど点火プラグ６による点火時期が遅角される。

１ クランクケース
２ シリンダブロック
３ シリンダヘッド
４ ピストン
５ 燃焼室
７ 吸気弁
１６ アクチュエータ
１７ スロットル弁
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 可変バルブタイミング機構

Claims (8)

1. 吸気弁のリフト量がゼロになる時期である吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変バルブタイミング機構を具備する内燃機関の制御装置において、
   機関回転数、吸気弁の閉弁時期及び吸気弁開弁期間中における吸気弁のリフト量の少なくともいずれか一つを含む機関運転パラメータに基づいて、吸気弁の閉弁時期における燃焼室容積とピストンが実際の圧縮作用を開始する圧縮作用開始時期における燃焼室容積との乖離量を算出する乖離量算出手段と、
   実際の吸気弁の閉弁時期における燃焼室容積を算出する閉弁時容積算出手段と、
   上記閉弁時容積算出手段によって算出された実際の吸気弁の閉弁時期における燃焼室容積から上記乖離量算出手段によって算出された乖離量を減算して圧縮作用開始時期における燃焼室容積を算出する圧縮開始容積算出手段と、
   上記圧縮開始容積算出手段によって算出された圧縮作用開始時期における燃焼室容積に基づいて内燃機関の制御パラメータを設定する制御パラメータ設定手段とを具備し、
   上記乖離量算出手段は、予め定められた基準乖離量を、吸気弁の閉弁時期に基づいて補正することによって上記乖離量を算出する、内燃機関の制御装置。
2. 上記乖離量算出手段は、予め定められた基準乖離量を、更に、機関回転数及び吸気弁開弁期間中における吸気弁のリフト量の少なくともいずれか一つに基づいて補正することによって上記乖離量を算出する、請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
3. 上記基準乖離量は、所定の機関運転状態において、吸気弁の閉弁後における燃焼室内の吸気ガスの圧縮が断熱圧縮であると仮定すると共に該断熱圧縮が吸気弁の閉弁前にも行われていると仮定した場合に、燃焼室内の圧力が吸気弁閉弁時期における燃焼室内の圧力よりも低い所定の圧力となる時期における燃焼室容積と、吸気弁の閉弁時期における燃焼室容積との差とされる、請求項２に記載の内燃機関の制御装置。
4. 上記所定の圧力が上記所定の機関運転状態における吸気管内圧力とされる、請求項３に記載の内燃機関の制御装置。
5. 上記乖離量を算出する際の基準乖離量に対する補正量は、機関回転数が高くなるほど大きくされる、請求項２〜４のいずれか１項に記載の内燃機関の制御装置。
6. 上記乖離量を算出する際の基準乖離量に対する補正量は、吸気弁開弁期間中における吸気弁のリフト量が小さくなるほど大きくされる、請求項２〜５のいずれか１項に記載の内燃機関の制御装置。
7. 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を更に具備し、上記内燃機関の制御パラメータは機械圧縮比である、請求項１〜６のいずれか１項に記載の内燃機関の制御装置。
8. 上記内燃機関の制御パラメータは、燃料噴射弁からの燃料噴射時期又は点火プラグによる点火時期の少なくともいずれか一方である、請求項１〜６のいずれか１項に記載の内燃機関の制御装置。

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