WO2019145991A1 - 内燃機関の制御方法及び内燃機関の制御装置 - Google Patents

内燃機関の制御方法及び内燃機関の制御装置 Download PDF

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賢午 米倉
土田　博文
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    • F02D2200/101—Engine speed

Definitions

  • the present invention relates to a control method of an internal combustion engine and a control device of the internal combustion engine.
  • Patent Document 1 discloses a technology for eliminating the torque shock when the combustion mode is switched from stratified combustion with a lean air-fuel ratio to homogeneous combustion with a rich air-fuel ratio as the operating state of the internal combustion engine changes.
  • the throttle valve is closed by a predetermined amount before the fuel injection mode is switched from fuel injection for achieving stratified combustion to fuel injection for achieving homogeneous combustion. Then, in order to cancel the sharp increase in engine torque when the air-fuel ratio changes from stratified combustion with lean air-fuel ratio to homogeneous combustion with rich air-fuel ratio, retard of the ignition timing and increase correction of the fuel injection amount are implemented. There is. Retardation of the ignition timing is performed when switching the fuel injection mode.
  • the increase correction of the fuel injection amount estimates the amount of air remaining in each cylinder in which the fuel injection mode is switched, and is performed only for the first one combustion cycle of each cylinder after the fuel injection mode is switched.
  • this patent document 1 does not cancel out a sharp increase in engine torque when the air-fuel ratio changes from an operation state in which the air-fuel ratio is lean in a supercharged state to an operation state in which the air-fuel ratio is rich in a non-supercharged state.
  • Patent Document 1 does not consider the response delay of the intake pressure when the air-fuel ratio changes from an operation state in which the air-fuel ratio is lean in a supercharged state to an operation state in which the air-fuel ratio is rich in a non-supercharged state.
  • the intake pressure may be higher than the exhaust pressure due to the response delay of the intake pressure. is there.
  • pump work may occur due to an increase in the amount of intake air at the time of transition, and an unintentional torque overshoot may occur.
  • the internal combustion engine according to the present invention is a second operating state in which the air-fuel ratio becomes a predetermined lean air-fuel ratio in a supercharged state to a predetermined rich air-fuel ratio that is richer than the lean air-fuel ratio in a non-supercharged state.
  • the amount of air in the cylinder is reduced more than the amount of air for achieving the rich air-fuel ratio, and the amount of air in the cylinder is controlled so that the torque overshoot due to the work of the internal combustion engine does not occur.
  • the combustion torque of the internal combustion engine can be suppressed by reducing the amount of air in the cylinder, and torque overshoot can be suppressed.
  • Explanatory drawing which shows the outline of the control apparatus of the internal combustion engine which concerns on this invention.
  • Explanatory drawing which shows the outline of the map used for calculation of an air fuel ratio.
  • the timing chart which shows the mode of a change of various parameters at the time of transition of a comparative example.
  • 5 is a timing chart showing how various parameters change during a transition of the first embodiment of the present invention.
  • Explanatory drawing which shows the outline of the map used for calculation of predetermined amount (DELTA) P.
  • 3 is a flowchart showing the flow of control of the internal combustion engine in the first embodiment.
  • the timing chart which shows the mode of a change of various parameters at the time of transition of a comparative example.
  • the timing chart which shows the mode of a change of various parameters at the time of transition of a 2nd example of the present invention.
  • Explanatory drawing which shows the outline of the map used for calculation of predetermined amount (DELTA) Q.
  • the flowchart which shows the flow of control of the internal combustion engine in 2nd Example.
  • FIG. 1 is an explanatory view showing an outline of a control device of the internal combustion engine 1.
  • the internal combustion engine 1 is, for example, a spark ignition type gasoline engine, mounted on a vehicle such as a car as a drive source, and has an intake passage 2 and an exhaust passage 3.
  • the intake passage 2 is connected to the combustion chamber 6 via an intake valve 4.
  • the exhaust passage 3 is connected to the combustion chamber 6 via an exhaust valve 5.
  • the internal combustion engine 1 has, for example, an in-cylinder direct injection type configuration, and a fuel injection valve (not shown) for injecting fuel into a cylinder and an ignition plug 7 are provided for each cylinder.
  • the injection timing and injection amount of the fuel injection valve and the ignition timing of the spark plug 7 are controlled by a control signal from the control unit 8.
  • the internal combustion engine 1 has, as a valve operating mechanism of the intake valve 4, an intake-side variable valve mechanism 10 capable of changing the valve timing (opening and closing timing) of the intake valve 4.
  • the valve operating mechanism on the exhaust valve side is a general direct acting valve operating mechanism, and the lift operating angle of the exhaust valve 5 and the phase of the lift central angle are always constant.
  • the intake-side variable valve mechanism 10 is hydraulically driven, for example, and is controlled by a control signal from the control unit 8. That is, the control unit 8 corresponds to a control unit that controls the intake-side variable valve mechanism 10.
  • the control unit 8 can variably control the valve timing of the intake valve 4.
  • the intake-side variable valve mechanism 10 can control the amount of air in the cylinder by controlling the closing timing of the intake valve 4. For example, when the intake valve closing timing is retarded than the bottom dead center, the air amount in the cylinder is reduced by retarding the intake valve closing timing so as to be farther than the bottom dead center. Can.
  • the intake-side variable valve mechanism 10 corresponds to an air amount control unit capable of variably controlling the air amount in the cylinder.
  • the intake-side variable valve mechanism 10 may be of a type in which the opening timing and closing timing of the intake valve 4 can be independently changed independently, or may be of a type in which the opening timing and closing timing are simultaneously delayed. In this embodiment, the latter type is used in which the phase of the intake camshaft 11 relative to the crankshaft 12 is retarded. Further, the intake-side variable valve mechanism 10 is not limited to one driven hydraulically, and may be electrically driven by a motor or the like.
  • the valve timing of the intake valve 4 is detected by the intake side camshaft position sensor 13.
  • the intake side camshaft position sensor 13 detects the phase of the intake side camshaft 11 with respect to the crankshaft 12.
  • the intake passage 2 is provided with an air cleaner 16 for collecting foreign matters in intake, an air flow meter 17 for detecting the amount of intake air, and an electric throttle valve 18 capable of controlling the amount of intake air in the cylinder. There is.
  • the air flow meter 17 incorporates a temperature sensor, and can detect (measure) the intake temperature of the intake port.
  • the air flow meter 17 is disposed downstream of the air cleaner 16.
  • the throttle valve 18 is provided with an actuator such as an electric motor, and the degree of opening thereof is controlled by a control signal from the control unit 8.
  • the throttle valve 18 is disposed downstream of the air flow meter 17.
  • the opening degree (throttle opening degree) of the throttle valve 18 is detected by a throttle opening degree sensor 19.
  • a detection signal of the throttle opening degree sensor 19 is input to the control unit 8.
  • the exhaust passage 3 is provided with an upstream exhaust catalyst 21 such as a three-way catalyst, a downstream exhaust catalyst 22 such as a three-way catalyst, and a muffler 23 for noise reduction that reduces exhaust noise.
  • the downstream side exhaust catalyst 22 is disposed downstream of the upstream side exhaust catalyst 21.
  • the muffler 23 is disposed downstream of the downstream side exhaust catalyst 22.
  • the internal combustion engine 1 has a turbocharger 25 as a turbocharger provided coaxially with a compressor 26 provided in the intake passage 2 and a turbine 27 provided in the exhaust passage 3.
  • the compressor 26 is disposed upstream of the throttle valve 18 and downstream of the air flow meter 17.
  • the turbine 27 is disposed upstream of the upstream exhaust catalyst 21.
  • An intake bypass passage 30 is connected to the intake passage 2.
  • the intake bypass passage 30 is formed to bypass the compressor 26 and communicate the upstream side and the downstream side of the compressor 26.
  • An electric recirculation valve 31 is provided in the intake bypass passage 30.
  • the recirculation valve 31 is normally closed, but is opened when, for example, the throttle valve 18 is closed and the downstream side of the compressor 26 has a high pressure.
  • Opening and closing of the recirculation valve 31 is controlled by a control signal from the control unit 8.
  • the recirculation valve 31 is not controlled by the control unit 8 and may be a so-called check valve which opens only when the pressure on the downstream side of the compressor 26 reaches a predetermined pressure or more. It is possible.
  • an intercooler 32 is provided downstream of the throttle valve 18 in the intake passage 2 for cooling the intake air compressed (pressed) by the compressor 26 to improve volumetric efficiency.
  • the intercooler 32 is disposed in the intercooler cooling path (sub cooling path) 35 together with the intercooler radiator (intercooler radiator) 33 and the electric pump 34.
  • the intercooler 32 can be supplied with the refrigerant (cooling water) cooled by the radiator 33.
  • the intercooler cooling path 35 is configured such that the refrigerant can circulate in the path.
  • the intercooler cooling path 35 is a cooling path independent of a main cooling path (not shown) in which cooling water for cooling the cylinder block 37 of the internal combustion engine 1 circulates.
  • the radiator 33 cools the refrigerant in the intercooler cooling path 35 by heat exchange with the outside air.
  • the electric pump 34 circulates the refrigerant in the intercooler cooling path 35 in the arrow A direction by being driven.
  • the exhaust passage 3 is connected to an exhaust bypass passage 38 which bypasses the turbine 27 and connects the upstream side and the downstream side of the turbine 27.
  • the downstream end of the exhaust bypass passage 38 is connected to the exhaust passage 3 at a position upstream of the upstream exhaust catalyst 21.
  • a motorized waste gate valve 39 for controlling the exhaust flow rate in the exhaust bypass passage 38 is disposed.
  • the internal combustion engine 1 can carry out exhaust gas recirculation (EGR) for introducing (recirculating) a part of the exhaust gas from the exhaust gas passage 3 into the intake gas passage 2 as EGR gas.
  • EGR exhaust gas recirculation
  • An EGR passage 41 connected to the passage 2 is provided. One end of the EGR passage 41 is connected to the exhaust passage 3 at a position between the upstream side exhaust catalyst 21 and the downstream side exhaust catalyst 22, and the other end is the downstream side of the air flow meter 17 and the upstream side of the compressor 26 Are connected to the intake passage 2.
  • the EGR passage 41 is provided with an electrically operated EGR valve 42 for controlling the flow rate of the EGR gas in the EGR passage 41 and an EGR cooler 43 capable of cooling the EGR gas.
  • the opening and closing operation of the EGR valve 42 is controlled by a control unit 8 as a control unit.
  • the control unit 8 includes a crank angle sensor 45 capable of detecting the engine rotational speed as well as the crank angle of the crankshaft 12 in addition to the detection signals of the intake side camshaft position sensor 13, the air flow meter 17 and the throttle opening degree sensor 19 described above Detection signals from sensors such as an accelerator opening sensor 46 for detecting the depression amount of an accelerator pedal (not shown), a supercharging pressure sensor 47 for detecting supercharging pressure, and an exhaust pressure sensor 48 for detecting exhaust pressure are input. ing.
  • the supercharging pressure sensor 47 is disposed in the intake passage 2 downstream of the intercooler 32, for example, a collector, and detects an intake pressure at the position.
  • the exhaust pressure sensor 48 is disposed in the exhaust passage 3 upstream of the turbine 27 and detects the exhaust pressure at that position.
  • the control unit 8 calculates the required load (engine load) of the internal combustion engine 1 using the detection value of the accelerator opening sensor 46.
  • the control unit 8 controls the ignition timing and air-fuel ratio of the internal combustion engine 1 and controls the opening degree of the EGR valve 42 to control one of the exhaust from the exhaust passage 3 to the intake passage 2.
  • the exhaust gas recirculation control (EGR control) etc. which reflux the part is implemented.
  • the control unit 8 also controls the drive of the electric pump 34, the opening degree of the throttle valve 18 and the waste gate valve 39, and the like.
  • the control unit 8 controls the air-fuel ratio of the internal combustion engine 1 according to the operating condition, using the air-fuel ratio calculation map shown in FIG. FIG. 2 is an air-fuel ratio calculation map stored in the control unit 8.
  • the air-fuel ratio is allocated according to the engine load and the engine speed.
  • the control unit 8 controls the air-fuel ratio to be the stoichiometric air-fuel ratio in a predetermined first operation area A, and is leaner than the first operation area A in a predetermined second operation area B on the low rotation low load side. Control is performed to achieve the air-fuel ratio. That is, the air-fuel ratio of the first operating range A corresponds to a predetermined rich air-fuel ratio, and the air-fuel ratio of the second operating range B corresponds to a predetermined lean air-fuel ratio.
  • the low load side area A1 of the first operation area A is a non-supercharged area where the turbocharger 25 does not perform supercharging.
  • An area A2 on the high load side of the first operation area A is a supercharging area where the turbocharger 25 performs supercharging.
  • the area A1 corresponds to a second operating state in which the air-fuel ratio is richer than the air-fuel ratio in the second operating area B in the non-supercharged state.
  • the low load side area B1 of the second operation area B is a non-supercharged area in which the turbocharger 25 does not perform supercharging.
  • An area B2 on the high load side of the second operation area B is a supercharging area where the turbocharger 25 performs supercharging.
  • the region B2 corresponds to a first operating state in which the air-fuel ratio becomes a predetermined lean air-fuel ratio in the supercharging state.
  • the air-fuel ratio changes so as to be relatively rich, so the amount of air in the cylinder is controlled to decrease.
  • the opening degree (throttle opening degree) of the throttle valve 18 is moved to the valve closing side so as to become the target throttle opening degree at steady state of the region A1. Fully open. However, in this case, since the supercharging pressure in the region B2 remains, the responsiveness of the exhaust pressure drop due to full opening of the waste gate valve 39 can be obtained by moving the throttle valve 18 in the valve closing direction. The responsiveness of the decrease in intake pressure may be delayed, and the intake pressure may be higher than the exhaust pressure.
  • FIG. 3 is a timing chart showing changes in various parameters at the transition time of transition of the operating state from the area B2 to the area A1 in the comparative example.
  • the operating state is changed from the region B2 in which the air-fuel ratio becomes lean in the supercharged state to the region A1 in which the air-fuel ratio becomes richer than this lean air-fuel ratio in the non-supercharged state.
  • the opening degree of the throttle valve 18 (throttle opening degree) is set to a predetermined amount than the target throttle opening degree at steady state of area A1 so that the intake pressure becomes lower than the exhaust pressure.
  • control is performed so that the target throttle opening degree in the steady state of the region A1 is obtained.
  • the amount of air in the cylinder is reduced so that the overshoot of the internal combustion engine 1 torque does not occur at the transition time when the operating state changes from area B2 to area A1.
  • FIG. 4 is a timing chart showing changes in various parameters at the transition time when the operating state transitions from the area B2 to the area A1 in the first embodiment.
  • Closing the throttle valve 18 causes a pressure loss, which allows the intake pressure to be lower than the exhaust pressure.
  • the throttle opening is closed by a predetermined amount ⁇ P smaller than the target throttle opening at steady state in region A1 to ensure intake pressure. It can be lower than the exhaust pressure.
  • FIG. 5 schematically shows a calculation map of the predetermined amount ⁇ P to which the predetermined amount ⁇ P is allocated.
  • the predetermined amount ⁇ P calculation map is stored in the control unit 8.
  • the predetermined amount ⁇ P is set larger as the boost pressure in the region B2 is higher, and set smaller as the engine speed of the internal combustion engine in the region B2 is higher.
  • the intake pressure can be sufficiently reduced, and the occurrence of the pump work can be more reliably suppressed.
  • the curve rising to the right in FIG. 5 shows the relationship between the predetermined amount ⁇ P and the supercharging pressure in the region B2 when the engine rotational speeds Ne1 to Ne4 (Ne1 ⁇ Ne2 ⁇ Ne3 ⁇ Ne4) are used as parameters.
  • the predetermined amount ⁇ P is set smaller as the engine speed of the internal combustion engine in the region B2 is higher.
  • FIG. 6 is a flow chart showing the flow of control of the internal combustion engine 1 in the first embodiment described above.
  • step S1 the supercharging pressure and the engine speed are read.
  • step S2 it is determined whether the driving state has transitioned from area B2 to area A1. If it is determined in step S2 that the driving state has transitioned from area B2 to area A1, the process proceeds to step S3. If it is not determined in step S2 that the driving state has transitioned from the region B2 to the region A1, the current routine is ended.
  • step S3 a predetermined amount ⁇ P is calculated using the supercharging pressure and the engine speed.
  • step S4 the target throttle opening degree at the transition time when the operating state transitions from the region B2 to the region A1 is corrected using the predetermined amount ⁇ P. That is, at the beginning of a transition when the operating state transitions from region B2 to region A1, throttle valve 18 is temporarily controlled to be smaller by a predetermined amount ⁇ P than the target throttle opening degree at steady state of region A1. Ru.
  • the predetermined amount ⁇ P is determined according to the supercharging pressure and the engine speed, but the predetermined amount ⁇ P is calculated using only the supercharging pressure or the engine speed. You may do so.
  • the amount of air in the cylinder is smaller than the amount of air for achieving a rich air-fuel ratio at the transition time when the operating state changes from region B2 to region A1.
  • the air amount control unit in the second embodiment is not the throttle valve 18 but the intake-side variable valve mechanism 10.
  • the closing timing of the intake valve 4 is moved so as to be the target intake valve closing timing at steady state of the region A1, and the opening degree of the throttle valve 18 (throttle opening degree) Is moved to the valve closing side so that the target throttle opening degree in the steady state of the region A1 is obtained, and the waste gate valve 39 is fully opened.
  • FIG. 7 is a timing chart showing changes in various parameters during transition when the operating state transitions from area B2 to area A1 in the comparative example.
  • the responsiveness of the exhaust pressure drop due to full opening of the waste gate valve 39 can be obtained by moving the throttle valve 18 in the valve closing direction.
  • the responsiveness of the decrease in intake pressure may be delayed, and the intake pressure may be higher than the exhaust pressure.
  • the intake valve closing timing in FIG. 7 is an example in which the target intake valve closing timing in steady state is after the intake bottom dead center in both the area A1 and the area B2.
  • the operating state transitions from the region B2 in which the air-fuel ratio becomes lean in the supercharged state to the region A1 in which the air-fuel ratio becomes richer than this lean air-fuel ratio in the non-supercharged state.
  • the intake valve closing timing is controlled so as to be temporarily away from the bottom dead center by a predetermined amount ⁇ Q further than the intake valve closing timing in steady state of region A1, steady state in region A1 Control is performed so that the intake valve closing timing is reached.
  • the intake-side variable valve mechanism 10 moves away from the bottom dead center more than the target intake valve closing time at steady state in area A1.
  • the valve timing of the intake valve 4 is temporarily advanced or retarded.
  • FIG. 8 is a timing chart showing changes in various parameters at the transition time when the operating state transitions from area B2 to area A1 in the second embodiment.
  • the intake-side variable valve mechanism 10 operates during transition when the operating state transitions from the region B2 to the region A1.
  • the valve timing of the intake valve 4 is controlled so that the intake valve closing timing temporarily advances further than the target intake valve closing timing at the steady state of the region A1.
  • the amount of air in the cylinder is reduced so that the torque overshoot does not occur in the internal combustion engine 1 at the transition time when the operating state changes from the region B2 to the region A1.
  • the intake valve closing timing in FIG. 8 is an example in which the target intake valve closing timing in the steady state is after the intake bottom dead center in both the area A1 and the area B2.
  • the intake valve closing timing is controlled so as to temporarily move away from the bottom dead center by a predetermined amount ⁇ Q further than the intake valve closing timing at steady state in region A1.
  • FIG. 9 schematically shows a calculation map of the predetermined amount ⁇ Q to which the predetermined amount ⁇ Q is allocated.
  • the predetermined amount ⁇ Q calculation map is stored in the control unit 8.
  • the predetermined amount ⁇ Q is set larger as the supercharging pressure in the region B2 is higher, and set smaller as the engine speed of the internal combustion engine in the region B2 is higher.
  • the curve rising to the right in FIG. 9 shows the relationship between the predetermined amount ⁇ Q and the supercharging pressure in the region B2 when the engine rotational speeds Ne1 to Ne4 (Ne1 ⁇ Ne2 ⁇ Ne3 ⁇ Ne4) are used as parameters.
  • the intake pressure can be sufficiently reduced, and the occurrence of the pump work can be more reliably suppressed.
  • the predetermined amount ⁇ Q can be set smaller as the engine speed of the internal combustion engine in the region B2 becomes higher.
  • FIG. 10 is a flowchart showing the flow of control of the internal combustion engine 1 in the second embodiment described above.
  • step S11 the supercharging pressure and the engine speed are read.
  • step S12 it is determined whether the driving state has transitioned from area B2 to area A1. If it is determined in step S12 that the driving state has transitioned from area B2 to area A1, the process proceeds to step S13. If it is not determined in step S12 that the driving state has transitioned from the area B2 to the area A1, the current routine is ended.
  • step S13 a predetermined amount ⁇ Q is calculated using the supercharging pressure and the engine speed.
  • step S14 the intake-side variable valve mechanism 10 is controlled at the transition time when the operating state transitions from the region B2 to the region A1 using the predetermined amount ⁇ Q. That is, at the beginning of the transition when the operating state transitions from region B2 to region A1, the intake variable valve mechanism 10 temporarily reduces the intake valve closing timing to a point lower than the intake valve closing timing at the steady state of the region A1. Control is performed so as to move away from the intake bottom dead center by a fixed amount ⁇ Q.
  • the predetermined amount ⁇ Q is determined according to the supercharging pressure and the engine speed, but the predetermined amount ⁇ Q is calculated using only the supercharging pressure or the engine speed. You may do so.
  • each embodiment mentioned above relates to the control method and control device of the internal combustion engine 1.

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Abstract

過渡時にスロットル弁の開度（スロットル開度）を領域Ａ１の定常時の目標スロットル開度よりも所定量ΔＰさらに閉弁側に一時的に動かした後、領域Ａ１の定常時の目標スロットル開度となるように制御する。上記過渡時は、過給状態で空燃比が所定のリーン空燃比となる領域Ｂ２から、非過給状態でこのリーン空燃比よりもリッチな所定のリッチ空燃比となる領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時とする。これによって、過渡時においては、筒内の空気量を減少させることで内燃機関の燃焼トルクを抑制し、トルクのオーバーシュートを抑制できる。

Description

内燃機関の制御方法及び内燃機関の制御装置
　本発明は、内燃機関の制御方法及び内燃機関の制御装置に関する。
　特許文献１には、内燃機関の運転状態が変化して、空燃比がリーンな成層燃焼から空燃比がリッチな均質燃焼へ燃焼モードが切り替わる際のトルクショックを解消する技術が開示されている。
　特許文献１では、成層燃焼を実現する燃料噴射から均質燃焼を実現する燃料噴射に燃料噴射モードが切替えられるのに先だってスロットル弁を所定量閉作動させている。そして、空燃比がリーンな成層燃焼から空燃比がリッチな均質燃焼に空燃比が変化する際のエンジントルクの急増を打ち消すために、点火時期のリタードと、燃料噴射量の増量補正を実施している。点火時期のリタードは、燃料噴射モードを切替える際に行われている。燃料噴射量の増量補正は、燃料噴射モードが切替えられる各気筒内に残留する空気量を推定して、燃料噴射モード切替え後の各気筒の最初の１燃焼サイクルだけ行われる。
　しかしながら、この特許文献１は、過給状態で空燃比がリーンな運転状態から非過給状態で空燃比がリッチな運転状態に変化する際のエンジントルクの急増を打ち消すものではない。
　すなわち、特許文献１は、過給状態で空燃比がリーンな運転状態から非過給状態で空燃比がリッチな運転状態に変化する際の吸気圧力の応答遅れについて考慮したものではない。
　過給状態で空燃比がリーンな運転状態から非過給状態で空燃比がリッチな運転状態に変化する過渡時においては、吸気圧力の応答遅れにより、排気圧力よりも吸気圧力が高くなる場合がある。この場合、過渡時に吸入空気量が大きくなることによるポンプ仕事が発生して、意図しないトルクのオーバーシュートが発生する虞がある。
　つまり、運転状態が変化して内燃機関の制御状態が切り替わる際のトルク段差を解消するにあたっては、更なる改善の余地がある。
特開２００６－１６９７３号公報
　本発明の内燃機関は、過給状態で空燃比が所定のリーン空燃比となる第１運転状態から非過給状態で上記リーン空燃比よりもリッチな所定のリッチ空燃比となる第２運転状態に遷移する過渡時に、上記リッチ空燃比を実現する空気量よりも筒内の空気量を減少させ、内燃機関のポンプ仕事によるトルクのオーバーシュートが生じないよう筒内の空気量を制御する。
　これによって、過渡時においては、筒内の空気量を減少させることで内燃機関の燃焼トルクを抑制し、トルクのオーバーシュートを抑制できる。
本発明に係る内燃機関の制御装置の概略を示す説明図。 空燃比の算出に使用するマップの概略を示す説明図。 比較例の過渡時における各種パラメータの変化の様子を示すタイミングチャート。 本発明の第１実施例の過渡時における各種パラメータの変化の様子を示すタイミングチャート。 所定量ΔＰの算出に使用するマップの概略を示す説明図。 第１実施例における内燃機関の制御の流れを示すフローチャート。 比較例の過渡時における各種パラメータの変化の様子を示すタイミングチャート。 本発明の第２実施例の過渡時における各種パラメータの変化の様子を示すタイミングチャート。 所定量ΔＱの算出に使用するマップの概略を示す説明図。 第２実施例における内燃機関の制御の流れを示すフローチャート。
　以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。図１は、内燃機関１の制御装置の概略を示す説明図である。
　内燃機関１は、例えば火花点火式ガソリン機関であって、駆動源として自動車等の車両に搭載され、吸気通路２と排気通路３を有している。吸気通路２は、吸気弁４を介して燃焼室６に接続されている。排気通路３は、排気弁５を介して燃焼室６に接続されている。
　この内燃機関１は、例えば筒内直噴型の構成であり、シリンダ内に燃料を噴射する燃料噴射弁（図示せず）と点火プラグ７が気筒毎に設けられている。上記燃料噴射弁の噴射時期や噴射量、点火プラグ７の点火時期はコントロールユニット８からの制御信号によって制御されている。
　内燃機関１は、吸気弁４の動弁機構として、吸気弁４のバルブタイミング（開閉時期）を変更可能な吸気側可変動弁機構１０を有している。
　なお、排気弁側の動弁機構は、一般的な直動式の動弁機構であり、排気弁５のリフト作動角やリフト中心角の位相は、常に一定である。
　吸気側可変動弁機構１０は、例えば油圧駆動されるものであって、コントロールユニット８からの制御信号によって制御される。つまり、コントロールユニット８は、吸気側可変動弁機構１０を制御する制御部に相当するものである。そして、コントロールユニット８によって、吸気弁４のバルブタイミングを可変制御することが可能となっている。吸気側可変動弁機構１０は、吸気弁４の閉弁時期を制御することで、筒内の空気量を制御することが可能となっている。例えば、吸気弁閉時期が下死点よりも遅角しているような場合には、吸気弁閉時期を遅角させて下死点よりも遠ざけることで、筒内の空気量を減少させることができる。
また、例えば、吸気弁閉時期が下死点よりも進角しているような場合には、吸気弁閉時期を進角させて下死点よりも遠ざけることで、筒内の空気量を減少させることができる。つまり、吸気側可変動弁機構１０は、筒内の空気量を可変制御可能な空気量制御部に相当する。
　吸気側可変動弁機構１０は、吸気弁４の開時期及び閉時期を個々に独立して変更できる形式のものでも、開時期及び閉時期が同時に遅進する形式のものでもよい。本実施例では、吸気側カムシャフト１１のクランクシャフト１２に対する位相を遅進させる後者の形式のものが用いられている。また、吸気側可変動弁機構１０は、油圧駆動されるものに限定されるものではなく、モータ等による電動駆動のものであってもよい。
　吸気弁４のバルブタイミングは、吸気側カムシャフトポジションセンサ１３によって検出される。吸気側カムシャフトポジションセンサ１３は、吸気側カムシャフト１１のクランクシャフト１２に対する位相を検出するものである。
　吸気通路２には、吸気中の異物を捕集するエアクリーナ１６と、吸入空気量を検出するエアフローメータ１７と、筒内の吸入空気量を制御可能な電動のスロットル弁１８と、が設けられている。
　エアフローメータ１７は、温度センサを内蔵したものであって、吸気導入口の吸気温度を検出（測定）可能となっている。エアフローメータ１７は、エアクリーナ１６の下流側に配置されている。
　スロットル弁１８は、電動モータ等のアクチュエータを具備したものであり、コントロールユニット８からの制御信号によって、その開度が制御されている。スロットル弁１８は、エアフローメータ１７の下流側に配置されている。
　スロットル弁１８の開度（スロットル開度）は、スロットル開度センサ１９によって検出される。スロットル開度センサ１９の検出信号は、コントロールユニット８に入力されている。
　排気通路３には、三元触媒等の上流側排気触媒２１と、三元触媒等の下流側排気触媒２２と、排気音を低減する消音用のマフラー２３と、が設けられている。下流側排気触媒２２は、上流側排気触媒２１の下流側に配置されている。マフラー２３は、下流側排気触媒２２の下流側に配置されている。
　また、この内燃機関１は、吸気通路２に設けられたコンプレッサ２６と排気通路３に設けられたタービン２７とを同軸上に備えた過給機としてのターボ過給機２５を有している。コンプレッサ２６は、スロットル弁１８の上流側で、かつエアフローメータ１７よりも下流側に配置されている。タービン２７は、上流側排気触媒２１よりも上流側に配置されている。
　吸気通路２には、吸気バイパス通路３０が接続されている。
　吸気バイパス通路３０は、コンプレッサ２６を迂回して、コンプレッサ２６の上流側と下流側とを連通するように形成されている。
　吸気バイパス通路３０には、電動のリサーキュレーション弁３１が設けられている。リサーキュレーション弁３１は、通常は閉じられているが、スロットル弁１８が閉じられてコンプレッサ２６の下流側が高圧になった場合等に開かれる。リサーキュレーション弁３１が開くことにより、吸気バイパス通路３０を介してコンプレッサ２６の下流側の高圧な吸気をコンプレッサ２６の上流側に戻せるようになっている。リサーキュレーション弁３１は、コントロールユニット８からの制御信号によって開閉制御されている。なお、リサーキュレーション弁３１としては、コントロールユニット８により開閉制御されるものではなく、コンプレッサ２６下流側の圧力が所定圧力以上となったときのみ開弁するようないわゆる逆止弁を用いることも可能である。
　さらに、吸気通路２には、スロットル弁１８の下流側に、コンプレッサ２６により圧縮（加圧）された吸気を冷却し、体積効率を良くするインタクーラ３２が設けられている。
　インタクーラ３２は、インタクーラ用のラジエータ（インタクーラ用ラジエータ）３３及び電動ポンプ３４とともにインタクーラ用冷却経路（サブ冷却経路）３５に配置されている。インタクーラ３２には、ラジエータ３３によって冷却された冷媒（冷却水）が供給可能となっている。
　インタクーラ用冷却経路３５は、経路内を冷媒が循環可能となるように構成されている。インタクーラ用冷却経路３５は、内燃機関１のシリンダブロック３７を冷却する冷却水が循環する図示しないメイン冷却経路とは独立した冷却経路である。
　ラジエータ３３は、インタクーラ用冷却経路３５内の冷媒を外気との熱交換で冷却する。
　電動ポンプ３４は、駆動することによってインタクーラ用冷却経路３５内の冷媒を矢印Ａ方向に循環させるものである。
　排気通路３には、タービン２７を迂回してタービン２７の上流側と下流側とを接続する排気バイパス通路３８が接続されている。排気バイパス通路３８の下流側端は、上流側排気触媒２１よりも上流側の位置で排気通路３に接続されている。排気バイパス通路３８には、排気バイパス通路３８内の排気流量を制御する電動のウエストゲート弁３９が配置されている。
　また、内燃機関１は、排気通路３から排気の一部をＥＧＲガスとして吸気通路２へ導入（還流）する排気還流（ＥＧＲ）が実施可能なものであって、排気通路３から分岐して吸気通路２に接続されたＥＧＲ通路４１を有している。ＥＧＲ通路４１は、その一端が上流側排気触媒２１と下流側排気触媒２２との間の位置で排気通路３に接続され、その他端がエアフローメータ１７の下流側となりコンプレッサ２６の上流側となる位置で吸気通路２に接続されている。このＥＧＲ通路４１には、ＥＧＲ通路４１内のＥＧＲガスの流量を制御する電動のＥＧＲ弁４２と、ＥＧＲガスを冷却可能なＥＧＲクーラ４３と、が設けられている。ＥＧＲ弁４２の開閉動作は、制御部としてのコントロールユニット８によって制御される。
　コントロールユニット８には、上述した吸気側カムシャフトポジションセンサ１３、エアフローメータ１７、スロットル開度センサ１９の検出信号のほか、クランクシャフト１２のクランク角度と共に機関回転数を検出可能なクランク角センサ４５、アクセルペダル（図示せず）の踏込量を検出するアクセル開度センサ４６、過給圧を検出する過給圧センサ４７、排気圧を検出する排気圧センサ４８等のセンサ類の検出信号が入力されている。
　過給圧センサ４７は、インタクーラ３２より下流側の吸気通路２、例えばコレクタ部に配置され、当該位置における吸気圧力を検出している。
　排気圧センサ４８は、タービン２７より上流側の排気通路３に配置され、当該位置における排気圧力を検出している。
　コントロールユニット８は、アクセル開度センサ４６の検出値を用いて、内燃機関１の要求負荷（エンジン負荷）を算出する。
　そして、コントロールユニット８は、これらの検出信号に基づいて、内燃機関１の点火時期や空燃比等の制御や、ＥＧＲ弁４２の開度を制御して排気通路３から吸気通路２に排気の一部を還流する排気還流制御（ＥＧＲ制御）等を実施する。また、コントロールユニット８は、電動ポンプ３４の駆動や、スロットル弁１８及びウエストゲート弁３９の開度等も制御している。
　コントロールユニット８は、図２に示す空燃比算出マップを用い、運転状態に応じて、内燃機関１の空燃比を制御している。図２は、コントロールユニット８に記憶された空燃比算出マップであって、エンジン負荷と機関回転数に応じて空燃比が割り付けられている。
　コントロールユニット８は、所定の第１運転領域Ａでは空燃比が理論空燃比となるように制御し、低回転低負荷側の所定の第２運転領域Ｂでは、第１運転領域Ａよりも希薄な空燃比となるよう制御する。つまり、第１運転領域Ａの空燃比が所定のリッチ空燃比に相当し、第２運転領域Ｂの空燃比が所定のリーン空燃比に相当する。
　換言すると、内燃機関１の運転状態が低回転低負荷側の第２運転領域Ｂ以外の領域である第１運転領域Ａでは、空気過剰率λがλ＝１となるように目標空燃比を設定する。また、内燃機関１の運転状態が第２運転領域Ｂでは、空気過剰率λが例えばλ＝２程度となるように目標空燃比を設定する。
　さらに、第１運転領域Ａの低負荷側の領域Ａ１は、ターボ過給機２５による過給を行わない非過給領域となっている。第１運転領域Ａの高負荷側の領域Ａ２は、ターボ過給機２５による過給を行う過給領域となっている。
　つまり、領域Ａ１が、非過給状態で第２運転領域Ｂの空燃比よりもリッチな空燃比となる第２運転状態に相当する。
　また、第２運転領域Ｂの低負荷側の領域Ｂ１は、ターボ過給機２５による過給を行わない非過給領域となっている。第２運転領域Ｂの高負荷側の領域Ｂ２は、ターボ過給機２５による過給を行う過給領域となっている。
　つまり、領域Ｂ２が、過給状態で空燃比が所定のリーン空燃比となる第１運転状態に相当する。
　運転状態が領域Ｂ２から領域Ａ１に遷移する場合、空燃比は相対的にリッチとなるように変化するため、筒内の空気量は減少するように制御される。
　過給状態で空燃比がリーン空燃比となる領域Ｂ２から、非過給状態でこのリーン空燃比よりもリッチな空燃比となる領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時においては、筒内の空気量を減少させるためにスロットル弁１８の開度（スロットル開度）を制御することが考えられる。
　具体的には、例えば、図３に示すように、スロットル弁１８の開度（スロットル開度）を領域Ａ１の定常時の目標スロットル開度となるように閉弁側に動かし、ウエストゲート弁３９を全開にする。しかしながら、この場合、領域Ｂ２のときの過給圧が残っているため、ウエストゲート弁３９の全開することによる排気圧力の低下の応答性に対して、スロットル弁１８を閉弁方向に動かすことによる吸気圧力の低下の応答性が遅くなり、吸気圧力が排気圧力よりも高くなる場合がある。
　このように、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時に吸気圧力が排気圧力よりも高くなると、内燃機関１にポンプ仕事が発生し、トルクのオーバーシュートが発生する。
　図３は、比較例において、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時における各種パラメータの変化の様子を示すタイミングチャートである。
　図３においては、時刻ｔ０のタイミングで、運転状態が領域Ｂ２から領域Ａ１に遷移している。そのため、図３においては、空気過剰率、ウエストゲート弁３９の開度（ＷＧ／Ｖ開度）、スロットル開度、が時刻ｔ０のタイミングで一斉に切り替わっている。
　そこで、本発明の第１実施例では、過給状態で空燃比がリーン空燃比となる領域Ｂ２から、非過給状態でこのリーン空燃比よりもリッチな空燃比となる領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時に、図４に示すように、吸気圧力が排気圧力よりも低くなるように、スロットル弁１８の開度（スロットル開度）を領域Ａ１の定常時の目標スロットル開度よりも所定量ΔＰさらに閉弁側に一時的に動かした後、領域Ａ１の定常時の目標スロットル開度となるように制御する。
　つまり、本発明の第１実施例では、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時に、内燃機関１トルクのオーバーシュートが生じないように、筒内の空気量を減少させる。
　図４は、第１実施例において、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時における各種パラメータの変化の様子を示すタイミングチャートである。
　図４においては、時刻ｔ１のタイミングで、運転状態が領域Ｂ２から領域Ａ１に遷移している。そのため、図４においては、空気過剰率、ウエストゲート弁３９の開度（ＷＧ／Ｖ開度）、スロットル開度、が時刻ｔ１のタイミングで一斉に切り替わっている。
　スロットル弁１８を閉じることで圧力損失が発生し、吸気圧力を排気圧力よりも低くできる。
　特に、運転状態が領域Ｂ２から領域Ａ１に遷移する過渡時の初期に、スロットル開度を領域Ａ１の定常時の目標スロットル開度よりも所定量ΔＰ分さらに小さく閉じることで、確実に吸気圧力を排気圧力よりも低くできる。
　これにより、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時においては、筒内の空気量が抑えられ、意図しないトルクのオーバーシュートを抑制できる。
　図５は、所定量ΔＰが割り付けられた所定量ΔＰの算出マップを模式的に示したものである。この所定量ΔＰ算出マップは、コントロールユニット８に記憶させておくものである。
　所定量ΔＰは、例えば、図５に示すように、領域Ｂ２での過給圧が高いほど大きく設定されるとともに、領域Ｂ２での内燃機関の機関回転数が高いほど小さく設定される。
　所定量ΔＰが、領域Ｂ２での過給圧が高いほど大きく設定されることで、吸気圧力を十分に低下させることができ、ポンプ仕事の発生をより確実に抑制することができる。
　図５の右肩上がりの曲線は、機関回転数Ｎｅ１～Ｎｅ４（Ｎｅ１＜Ｎｅ２＜Ｎｅ３＜Ｎｅ４）をパラメータとした場合の所定量ΔＰと領域Ｂ２での過給圧との関係を示している。
　また、領域Ｂ２での機関回転数が高いほどガス交換が促進され吸気圧力の低下速度が速くなるので、領域Ｂ２での内燃機関の機関回転数が高いほど所定量ΔＰを小さく設定することで、スロットル弁１８を閉じることで発生させる圧力損失値が小さくなる。
　図６は、上述した第１実施例における内燃機関１の制御の流れを示すフローチャートである。
　ステップＳ１では、過給圧及び機関回転数を読み込む。
　ステップＳ２では、運転状態が領域Ｂ２から領域Ａ１に遷移したか否かを判定する。ステップＳ２において、運転状態が領域Ｂ２から領域Ａ１に遷移したと判定されるとステップＳ３へ進む。ステップＳ２において、運転状態が領域Ｂ２から領域Ａ１に遷移したと判定されなければ、今回のルーチンを終了する。
　ステップＳ３では、過給圧と機関回転数を用いて所定量ΔＰを算出する。
　ステップＳ４では、所定量ΔＰを用いて、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時の目標スロットル開度を補正する。すなわち、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時の初期に、スロットル弁１８は、一時的に、領域Ａ１の定常時の目標スロットル開度よりも所定量ΔＰ分さらに小さくなるよう制御される。
　なお、上述した第１実施例においては、所定量ΔＰが過給圧と機関回転数に応じて決定されているが、所定量ΔＰを過給圧もしくは機関回転数の一方のみを用いて算出するようにしてもよい。
　以下、本発明の他の実施例について説明する。なお、上述した第１実施例と同一の構成要素については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
　本発明の第２実施例について説明する。第２実施例においても、上述した第１実施例と同様に、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時に、リッチな空燃比を実現する空気量よりも筒内の空気量が減少するように空気量制御部を制御している。但し、第２実施例における空気量制御部は、スロットル弁１８ではなく、吸気側可変動弁機構１０である。
　過給状態で空燃比がリーン空燃比となる領域Ｂ２から、非過給状態でこのリーン空燃比よりもリッチな空燃比となる領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時において、筒内の空気量を減少させるために吸気側可変動弁機構１０により吸気弁４の閉弁時期を制御することが考えられる。
　具体的には、例えば、図７に示すように、吸気弁４の閉弁時期を領域Ａ１の定常時の目標吸気弁閉時期となるように動かし、スロットル弁１８の開度（スロットル開度）を領域Ａ１の定常時の目標スロットル開度となるように閉弁側に動かし、ウエストゲート弁３９を全開にする。
　図７は、比較例において、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時における各種パラメータの変化の様子を示すタイミングチャートである。
　しかしながら、この場合、領域Ｂ２のときの過給圧が残っているため、ウエストゲート弁３９の全開することによる排気圧力の低下の応答性に対して、スロットル弁１８を閉弁方向に動かすことによる吸気圧力の低下の応答性が遅くなり、吸気圧力が排気圧力よりも高くなる場合がある。
　このように、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時に吸気圧力が排気圧力よりも高くなると、内燃機関１にポンプ仕事が発生し、トルクのオーバーシュートが発生する。
　図７においては、時刻ｔ０のタイミングで、運転状態が領域Ｂ２から領域Ａ１に遷移している。そのため、図７においては、空気過剰率、ウエストゲート弁３９の開度（ＷＧ／Ｖ開度）、スロットル開度、吸気弁４のバルブタイミングが時刻ｔ０のタイミングで一斉に切り替わっている。
　なお、図７における吸気弁閉時期は、領域Ａ１、領域Ｂ２ともに、定常時の目標吸気弁閉時期が吸気下死点後となる場合を例に示している。
　本発明の第２実施例では、過給状態で空燃比がリーン空燃比となる領域Ｂ２から、非過給状態でこのリーン空燃比よりもリッチな空燃比となる領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時に、図８に示すように、吸気弁閉時期を領域Ａ１の定常時の吸気弁閉時期よりも所定量ΔＱさらに下死点から一時的に離れるよう制御した後、領域Ａ１の定常時の吸気弁閉時期となるように制御する。
　換言すると、吸気側可変動弁機構１０は、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時に、吸気弁閉時期が領域Ａ１の定常時の目標吸気弁閉時期よりも下死点から離れる方向に、吸気弁４のバルブタイミングを一時的に進角もしくは遅角させる。
　図８は、第２実施例において、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時における各種パラメータの変化の様子を示すタイミングチャートである。
　例えば、領域Ａ１の定常時の目標吸気弁閉時期が下死点よりも進角側にある場合には、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時に、吸気側可変動弁機構１０は、吸気弁閉時期が領域Ａ１の定常時の目標吸気弁閉時期よりも一時的にさらに進角するように、吸気弁４のバルブタイミングを制御する。
　また、例えば、領域Ａ１の定常時の目標吸気弁閉時期が下死点よりも遅角側にある場合には、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時に、吸気側可変動弁機構１０は、吸気弁閉時期が領域Ａ１の定常時の目標吸気弁閉時期よりも一時的にさらに遅角するように、吸気弁４のバルブタイミングを制御する。
　つまり、本発明の第２実施例では、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時に、内燃機関１にトルクのオーバーシュートが生じないように、筒内の空気量を減少させる。
　図８においては、時刻ｔ１のタイミングで、運転状態が領域Ｂ２から領域Ａ１に遷移している。そのため、図８においては、空気過剰率、ウエストゲート弁３９の開度（ＷＧ／Ｖ開度）、スロットル開度、吸気弁閉時期が時刻ｔ１のタイミングで一斉に切り替わっている。
　なお、図８における吸気弁閉時期は、領域Ａ１、領域Ｂ２ともに、定常時の目標吸気弁閉時期が吸気下死点後となる場合を例に示している。
　吸気弁閉時期を吸気下死点から遠ざける（離す）ことで、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時の吸入空気量が抑制され、体積効率のオーバーシュートを抑制できる。
　特に、運転状態が領域Ｂ２から領域Ａ１に遷移する過渡時の初期に、吸気弁閉時期を領域Ａ１の定常時の吸気弁閉時期よりも所定量ΔＱさらに下死点から一時的に離れるよう制御することで、体積効率のオーバーシュートを抑制できる。
　これにより、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時においては、燃焼トルクが抑制されて、意図しないトルクのオーバーシュートを抑制できる。
　図９は、所定量ΔＱが割り付けられた所定量ΔＱの算出マップを模式的に示したものである。この所定量ΔＱ算出マップは、コントロールユニット８に記憶させておくものである。
　所定量ΔＱは、例えば、図９に示すように、領域Ｂ２での過給圧が高いほど大きく設定されるとともに、領域Ｂ２での内燃機関の機関回転数が高いほど小さく設定される。
　図９の右肩上がりの曲線は、機関回転数Ｎｅ１～Ｎｅ４（Ｎｅ１＜Ｎｅ２＜Ｎｅ３＜Ｎｅ４）をパラメータとした場合の所定量ΔＱと領域Ｂ２での過給圧との関係を示している。
　所定量ΔＱが、領域Ｂ２での過給圧が高いほど大きく設定されることで、吸気圧力を十分に低下させることができ、ポンプ仕事の発生をより確実に抑制することができる。
　また、領域Ｂ２での機関回転数が高いほどガス交換が促進され吸気圧力の低下速度が速くなるので、領域Ｂ２での内燃機関の機関回転数が高いほど所定量ΔＱを小さく設定できる。
　図１０は、上述した第２実施例における内燃機関１の制御の流れを示すフローチャートである。
　ステップＳ１１では、過給圧及び機関回転数を読み込む。
　ステップＳ１２では、運転状態が領域Ｂ２から領域Ａ１に遷移したか否かを判定する。ステップＳ１２において、運転状態が領域Ｂ２から領域Ａ１に遷移したと判定されるとステップＳ１３へ進む。ステップＳ１２において、運転状態が領域Ｂ２から領域Ａ１に遷移したと判定されなければ、今回のルーチンを終了する。
　ステップＳ１３では、過給圧と機関回転数を用いて所定量ΔＱを算出する。
　ステップＳ１４では、所定量ΔＱを用いて、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移する過渡時の吸気側可変動弁機構１０を制御する。すなわち、領域Ｂ２から領域Ａ１に運転状態が遷移した過渡時の初期に、吸気側可変動弁機構１０は、一時的に、吸気弁閉時期が領域Ａ１の定常時の吸気弁閉時期よりも所定量ΔＱだけ吸気下死点から遠ざかるよう制御される。
　なお、上述した第２実施例においては、所定量ΔＱが過給圧と機関回転数に応じて決定されているが、所定量ΔＱを過給圧もしくは機関回転数の一方のみを用いて算出するようにしてもよい。
　また、上述した各実施例は、内燃機関１の制御方法及び制御装置に関するものである。

Claims (12)

  1. 　筒内の空気量を制御可能な空気量制御部を有し、
    　過給状態で空燃比が所定のリーン空燃比となる第１運転状態から非過給状態で上記リーン空燃比よりもリッチな所定のリッチ空燃比となる第２運転状態に遷移する過渡時に、
    　上記リッチ空燃比を実現する空気量よりも筒内の空気量を減少させ、内燃機関にトルクのオーバーシュートが生じないよう筒内の空気量を制御する内燃機関の制御方法。
  2. 　上記空気量制御部は、吸気通路に設けられたスロットル弁であって、
    　上記過渡時に、吸気圧力が排気圧力よりも低くなるように、上記スロットル弁のスロットル開度を制御する請求項１に記載の内燃機関の制御方法。
  3. 　上記過渡時において、上記スロットル弁は、上記スロットル開度を閉弁側に動かした後、開弁側に動かすよう制御する請求項２に記載の内燃機関の制御方法。
  4. 　上記過渡時において、上記スロットル弁は、上記スロットル開度を上記第２運転状態の定常時の目標スロットル開度よりも所定量さらに閉弁側に動かした後、上記第２運転状態の定常時の目標スロットル開度となるように制御する請求項２または３に記載の内燃機関の制御方法。
  5. 　上記所定量は、上記第１運転状態での過給圧が高いほど大きく設定する請求項４に記載の内燃機関の制御方法。
  6. 　上記所定量は、上記第１運転状態での内燃機関の機関回転数が高いほど小さく設定する請求項４または５に記載の内燃機関の制御方法。
  7. 　上記空気量制御部は、吸気弁のバルブタイミングを変更可能な吸気側可変動弁機構であって、
    　上記過渡時に、吸気弁閉時期が下死点から離れるように上記吸気弁のバルブタイミングを制御する請求項１に記載の内燃機関の制御方法。
  8. 　上記過渡時において、上記吸気側可変動弁機構は、上記吸気弁のバルブタイミングを吸気弁閉時期が下死点から離れるように変更した後、吸気弁閉時期が下死点に近づくように制御する請求項７に記載の内燃機関の制御方法。
  9. 　上記過渡時において、上記吸気側可変動弁機構は、上記吸気弁にバルブタイミングを吸気弁閉時期が上記第２運転状態の定常時の目標吸気弁閉時期よりも所定量さらに下死点から離れるよう変更した後、吸気弁閉時期が上記第２運転状態の定常時の目標吸気弁閉時期となるように制御する請求項７または８に記載の内燃機関の制御方法。
  10. 　上記所定量は、上記第１運転状態での過給圧が高いほど大きく設定する請求項９に記載の内燃機関の制御方法。
  11. 　上記所定量は、上記第１運転状態での内燃機関の機関回転数が高いほど小さく設定する請求項９または１０に記載の内燃機関の制御方法。
  12. 　過給機と、
    　筒内の空気量を制御可能な空気量制御部と、
    　上記空気量制御部を制御する制御部と、を有し、
    　上記制御部は、過給状態で空燃比が所定のリーン空燃比となる第１運転状態から非過給状態で上記リーン空燃比よりもリッチな所定のリッチ空燃比となる第２運転状態に遷移する過渡時に、上記リッチ空燃比を実現する空気量よりも筒内の空気量を減少させ、内燃機関にトルクのオーバーシュートが生じないよう上記空気量制御部を制御する内燃機関の制御装置。
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