JP6327263B2

JP6327263B2 - 内燃機関の制御装置

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Publication number: JP6327263B2
Application number: JP2016032965A
Authority: JP
Inventors: 中坂　幸博; 幸博中坂
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2016-02-24
Filing date: 2016-02-24
Publication date: 2018-05-23
Anticipated expiration: 2036-02-24
Also published as: US20170241361A1; US10184413B2; DE102017100066A1; JP2017150374A; DE102017100066B4

Description

本発明は内燃機関の制御装置に関する。

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、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、外気から吸気通路内に供給される吸入空気量を検出するための吸入空気量検出器と、吸気通路内に燃料を供給するための燃料噴射弁とを具備しており、吸入空気量検出器により検出された吸入空気量に基づいて空燃比が理論空燃比となるように燃料噴射弁からの燃料噴射量が制御され、機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比を増大すると共に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から圧縮上死点に向けて遅角するようにした内燃機関が公知である（例えば特許文献１を参照）。

特開２００７−３０３４２３号公報

この内燃機関におけるように、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から圧縮上死点に向けて遅角されると、吸気下死点後、吸気弁が閉弁するまでの間、ピストンの上昇に伴い、燃焼室内のガスが吸気通路内に吹き戻され、この吹き戻されたガスは、次の吸気行程時に、新気と共に燃焼室内に送り込まれる。ところで、このように吸気弁の閉弁時期が遅角された状態で、機関減速運転時に燃料噴射弁からの燃料噴射が一時的に停止されると、燃料噴射が停止されている間、燃焼室内のガスは次第に新気によって置換される。その結果、吸気通路内に吹き戻されるガスの空燃比は次第に大きくなり、最終的には、吸気通路内に吹き戻されるガスは空気となる。従って、燃料噴射の停止後、燃料噴射が再開される頃には、この吹き戻された空気が、次の吸気行程時に、新気と共に燃焼室内に送り込まれることになる。一方、この内燃機関では、吸入空気量検出器により検出された吸入空気量に基づいて燃料噴射量が制御されている。従って、この内燃機関では、燃料噴射が再開されたときにも、外気から吸気通路内に供給される吸入空気、即ち新気に対してだけ、この新気の空燃比を理論空燃比とするのに必要な量の燃料が燃料噴射弁から供給されると考えられる。従って、このとき、吹き戻された空気に対しては燃料が供給されず、吹き戻された空気分だけ燃料量が不足することになるので、燃焼室内の混合気の空燃比は大巾にリーンとなり、従って燃料噴射が再開されたときに良好な燃焼が得られないという問題が生ずる虞がある。

本発明によれば、上記問題が生じないように、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から圧縮上死点の間に設定可能な可変バルブタイミング機構と、燃焼室内に燃料を供給するための燃料噴射弁と、外気中から吸気通路内に供給される吸入空気量を検出するための吸入空気量検出器と、吸気通路内に配置されたスロットル弁と、スロットル弁下流の吸気通路内の圧力を検出するための圧力センサと、電子制御ユニットとを具備しており、一サイクルが吸気行程と、圧縮行程と、膨張行程と、排気行程とからなり、吸入空気量検出器により検出された吸入空気量を燃料噴射量算出の基礎に用いて燃料噴射弁からの燃料噴射量が算出される内燃機関の制御装置において、電子制御ユニットは、機関減速運転時に、燃料噴射弁から燃焼室内に供給される燃料の噴射を一時的に停止させると共に、機関減速運転時の燃料噴射停止後に燃料噴射弁からの燃料の噴射を再開させ、更に電子制御ユニットは、燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときに燃焼室内の空気が吸気通路内に吹き戻すときには、燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける燃料噴射弁からの燃料噴射量算出の基礎を、吸入空気量検出器により検出された吸入空気量から圧力センサにより検出された吸気通路内の圧力に切換える。

機関減速運転後の燃料噴射の再開時において、燃焼室内の空気が吸気通路内に吹き戻しているときには、燃焼室内に一旦供給された全空気量は、吸気通路内に吹き戻した空気の量と、吸気弁の閉弁後に燃焼室内に留まっている空気の量の和になる。この場合、吸気通路内に吹き戻した空気と、吸気弁の閉弁後に燃焼室内に留まっている空気の全量、即ち、燃焼室内に一旦供給された全空気量に基づいて燃料噴射量を算出すると、燃料噴射の再開時に、燃焼室内に最適な空燃比の混合気を生成することができる。この場合、燃焼室内に一旦供給された全空気量は、スロットル弁下流の吸気通路内の圧力に基づいて算出することができる。従って、本発明では、燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときに燃焼室内の空気が吸気通路内に吹き戻すときには、燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける燃料噴射弁からの燃料噴射量算出の基礎を、吸入空気量検出器により検出された吸入空気量から圧力センサにより検出された吸気通路内の圧力に切換え、それによって、燃焼室内に最適な空燃比の混合気を生成できるようにしている。

図１は火花点火式内燃機関の全体図である。図２は可変圧縮比機構の分解斜視図である。図３Ａおよび３Ｂは図解的に表した内燃機関の側面断面図である。図４は可変バルブタイミング機構を示す図である。図５は吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。図６Ａ，６Ｂおよび６Ｃは、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。図７は理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。図８Ａおよび８Ｂは、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。図９は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。図１０Ａ，１０Ｂおよび１０Ｃは、吸気弁の閉弁時期等のマップを示す図である。図１１は、吸気弁の閉弁時期と、種々のガス量ＱＣ，ＱＡ、ＱＲとの関係を示す図である。図１２は、機関減速運転時における種々のガス量ＱＣ，ＱＡ、ＱＲを示す図である。図１３Ａおよび１３Ｂは、夫々吸気弁の境界閉弁時期ＣＸおよび補正係数Ｆを示す図である。図１４は、好ましくない制御例を説明するための図である。図１５は、機関減速運転時における各フラグの変化を示す図である。図１６は、フラグを制御を行うためのフローチャートである。図１７は、運転制御を行うためのフローチャートである。図１８は、運転制御を行うための変形例を示すフローチャートである。

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栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。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には夫々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１６ａによって駆動されるスロットル弁１６と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１７とが配置される。また、サージタンク１２内には、サージタンク１２の圧力、即ち、スロットル弁１６下流の吸入空気通路内の圧力を検出するための圧力センサ１８が配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。

一方、図１に示される実施例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、更に、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Ｂが設けられている。

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。吸入空気量検出器１７、圧力センサ１８および空燃比センサ２１の出力信号は夫々対応する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。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°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を介して点火栓６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６ａ、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３Ａおよび３Ｂ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内には夫々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夫々対応する突出部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、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。

図２に示される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５１内に回転可能に挿入される円形カム５６が固定されている。これらの円形カム５６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５６間には図３Ａおよび３Ｂにおいてハッチングで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５８が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５８は各円形カム５６間に配置されており、これら円形カム５８は対応する各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入されている。

図３Ａ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５６を図３Ａにおいて実線の矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると、偏心軸５７が下方中央に向けて移動するために、円形カム５８がカム挿入孔５３内において図３Ａの破線の矢印に示すように円形カム５６とは反対方向に回転し、図３Ｂに示されるように偏心軸５７が下方中央まで移動すると円形カム５８の中心が偏心軸５７の下方へ移動する。

図３Ａと図３Ｂと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５６の中心と円形カム５８の中心との距離によって定まり、円形カム５６の中心と円形カム５８の中心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。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、従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に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォームギア６１，６２が取付けられており、これらウォームギア６１，６２と噛合する歯車６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ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３Ａおよび３Ｂ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の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂ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、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しか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個の仕切壁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の両側には夫々進角用油圧室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に夫々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。

吸気弁駆動用カムシャフト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が右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に対して矢印方向に相対回転せしめられる。

これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト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が左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に示される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。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。

図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。

図１および図４に示される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、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、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。

次に図６Ａ，６Ｂおよび６Ｃ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６Ａ，６Ｂおよび６Ｃ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６６Ａ，６Ｂおよび６Ｃ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６Ａ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６Ａに示される例ではこの機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。

図６Ｂ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。即ち、図６Ｂに示される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、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従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６Ｂに示される例では実圧縮比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０となる。

図６Ｃ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６Ｃに示される例ではこの膨張比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。

次に図７と、図８Ａおよび８Ｂを参照しつつ本発明において用いられている超高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８Ａおよび８Ｂ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８Ａ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８Ａに示す例でも図６Ａ，６Ｂおよび６Ｃ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８Ａ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。即ち、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、即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大きくなるほど、即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。従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本出願人の研究者は機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分して理論熱効率を高めることについて検討し、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を見い出したのである。即ち、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ーが必要となり、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、膨張比を大き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。従って膨張比は大きくすれば大き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、従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巾に高めることができる。図８Ｂ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８Ｂ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８Ａに示される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８Ｂに示される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。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。

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、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即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８Ｂに示される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、従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。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図８Ｂ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８Ａに示す通常のサイクルとするようにしている。

次に図９を参照しつつ運転制御全般について説明する。
図９には、或る機関回転数における機関負荷に応じた機械圧縮比、膨張比、吸気弁７の閉弁時期、実圧縮比、吸入空気量、およびスロットル弁１６の開度の各変化が示されている。この場合、本発明による実施例では、燃焼室５内における空燃比が目標空燃比にフィードバック制御される。なお、図９に示される例では、触媒コンバータ２０内の三元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通常燃焼室５内における平均空燃比は空燃比センサ２１の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている。

さて、前述したように機関高負荷運転時には図８Ａに示される通常のサイクルが実行される。従って図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、吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く進角されている。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１６の開度は全開又はほぼ全開に保持されている。

一方、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の閉弁時期が遅角される。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、従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１６は全開又はほぼ全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１６によらずに吸気弁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。即ち、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。従ってピストン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Ｌ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Ｌ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。従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即ち、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に示される実施例では機関負荷がＬより低くなると吸気弁７の閉弁時期は最大遅角時期に保持される。また、図９に示される実施例では機関負荷がＬよりも高いとき、即ち機関高負荷運転側ではスロットル弁１６が全開状態に保持され、機関負荷がＬよりも低いとき、即ち機関低負荷運転側ではスロットル弁１６は機関負荷が低下するにつれて閉弁せしめられる。なお、図９に示される吸気弁７の閉弁時期ＩＣは、機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として図１０Ａに示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、図９に示される機械圧縮比ＣＲも、機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として図１０Ｂに示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、図９に示されるスロットル弁１６の開度θも、機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎの関数として図１０Ｃに示すようなマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。

次に、図１１を参照しつつ、吸気弁７の閉弁時期ＩＣと、燃焼室５内に供給されたガス量ＱＣと、燃焼室５内に留まるガス量ＱＡと、燃焼室５から吸気通路内に吹き戻すガス量ＱＲとの関係を説明する。なお、これらガス中には通常、燃料が含まれている。図１１を参照すると、図１１の（Ａ）は、吸気弁７の閉弁時期ＩＣが吸気下死点ＢＤＣに設定されている場合を示している。この場合には、燃焼室５内に供給されたガスは、吸気通路内に吹き戻されることなくそのまま燃焼室５内に留まるので、燃焼室５内に供給されたガス量ＱＣは燃焼室５内に留まるガス量ＱＡに等しくなる。

図１１の（Ｂ）は、吸気弁７の閉弁時期ＩＣが吸気下死点ＢＤＣよりも若干遅角され、吸気弁７の閉弁時期ＩＣが、吸気慣性による燃焼室５への新気の押し込み作用が最も強い閉弁時期に設定されている場合を示している。この場合にも、燃焼室５内に供給されたガスは、吸気通路内に吹き戻されることなくそのまま燃焼室５内に留まるので、この場合にも、燃焼室５内に供給されたガス量ＱＣは燃焼室５内に留まるガス量ＱＡに等しくなる。なお、図１１の（Ａ）と比較すればわかるように、図１１の（Ｂ）に示される場合には、吸気慣性による燃焼室５への新気の押し込み作用によって、燃焼室５内に留まるガス量ＱＣが増大する。

図１１の（Ｄ）は、吸気弁７の閉弁時期ＩＣが、かなり遅角側の閉弁時期に設定されている場合を示している。この場合には、吸気下死点ＢＤＣ後、吸気弁７が閉弁するまでの間、ピストン４の上昇に伴い、燃焼室５内のガスが吸気通路内に吹き戻され、この吹き戻されたガス分だけ燃焼室５内に留まるガス量が減少する。即ち、このときには、燃焼室５に供給されたガスは、吸気通路内に吹き戻されるガスと、吸気弁７の閉弁後に燃焼室５内に留まるガスに分かれる。図１１の（Ｄ）には、このときの燃焼室５に供給されたガス量ＱＣと、吸気通路内に吹き戻されるガス量ＱＲと、吸気弁７の閉弁後に燃焼室５内に留まるガス量ＱＡとが示されている。吸気弁７の閉弁後に燃焼室５内に留まっているガスは燃焼後、排気行程中に燃焼室５から排出され、次の吸気行程中に、このガス量ＱＡに相当する新気が燃焼室５内に供給されるので、このガス量ＱＡは新気量を表していることになる。即ち、図１１の（Ｄ）において、ＱＲは吸気通路内に吹き戻されたガス量を表しており、ＱＡは新気量を表していることになる。

一方、図１１の（Ｅ）は、吸気弁７の閉弁時期ＩＣが吸気下死点ＢＤＣから圧縮上死点ＴＤＣに向けて更に遅角された場合を示している。この場合には、吸気通路内に吹き戻されるガス量ＱＲが更に増大するので、吸気弁７の閉弁後に燃焼室５内に留まっているガス量ＱＡ、即ち、新気量ＱＡが減少することになる。

一方、吸気弁７の閉弁時期ＩＣを、図１１の（Ｂ）に示される場合に比べて、更に遅角させると、吸気慣性による燃焼室５への新気の押し込み作用が弱められて燃焼室５内に留まるガス量ＱＣが減少し、かつ燃焼室５内のガスが吸気通路内に吹き戻し始める。図１１の（Ｃ）は、このように燃焼室５内に留まるガス量ＱＣが減少し、かつ燃焼室５内のガスが吸気通路内に吹き戻し始める閉弁時期に、吸気弁７の閉弁時期ＩＣが設定された場合を示している。本発明による実施例では、このように燃焼室５内に留まるガス量ＱＣが減少し、かつ燃焼室５内のガスが吸気通路内に吹き戻し始める吸気弁７の閉弁時期ＩＣを境界閉弁時期ＩＸと称する。従って、本発明による実施例では、吸気弁７の閉弁時期ＩＣが、境界閉弁時期ＩＸよりも遅角側にあるときに、燃焼室５内から吸気通路内へのガスの吹き戻しが生ずることになる。なお、図９にこの境界閉弁時期ＩＸが示されている。

図１２は、機関減速運転時に燃料噴射弁１３からの燃料噴射が一時的に停止され、燃料噴射の停止後、燃料噴射が再開され場合において、燃料噴射の停止中および燃料噴射の再開時に、図１１の（Ｄ）および図１１の（Ｅ）に示されるように、吸気弁７の閉弁時期ＩＣが、境界閉弁時期ＩＸよりも遅角側にある場合、即ち、燃焼室５内から吸気通路内へのガスの吹き戻しが生じている場合を示している。なお、図１２には、機関回転数の変化と、燃料噴射弁１３からの燃料噴射量の変化と、燃焼室５内から排出される排気ガスの空燃比の変化と、燃焼室５に供給されたガス量ＱＣ、吸気通路内に吹き戻されるガス量ＱＲ、および吸気弁７の閉弁後に燃焼室５内に留まっているガス量ＱＡ、即ち、新気量ＱＡとが示されている。なお、図１２の機関回転数において、ＮＳは燃料噴射停止回転数を示しており、ＮＲは燃料噴射復帰回転数を示しており、ｔ_０は機関減速運転が開始されたときを示している。

図１２に示されるように、機関回転数が燃料噴射停止回転数ＮＳ、例えば１５００ｒｐｍよりも高いときに機関減速運転が開始されたときには、機関減速運転が開始されたときに燃料噴射が停止され、機関回転数が燃料噴射復帰回転数ＮＲ、例えば１０００ｒｐｍよりも低下すると燃料噴射が再開される。燃料噴射が停止されると燃焼室５内のガスは新気により徐々に置換されるので、燃焼室５内のガスの空燃比は次第にリーンとなり、従って、図１２に示されるように、燃料噴射が停止されると、燃焼室５内から排出される排気ガスの空燃比は次第にリーンとなる。その結果、燃料噴射が停止されている間に、燃焼室５内から吸気通路内へ吹き戻されるガスは空気となり、従って、燃料噴射が再開される頃には、燃焼室５内から吸気通路内へ吹き戻されるガスは空気となっている。なお、この場合、吸気行程時には、吹き戻された空気ＱＡが最初に燃焼室５内に送り込まれ、燃焼室５内への吹き戻された空気ＱＡの送り込み作用が完了すると、その後、新気ＱＡが燃焼室５内に送り込まれる。

従って、燃料噴射が再開されたときに、燃焼室５内に供給される空気量は、燃焼室５内から吸気通路内へ吹き戻された空気量ＱＲと新気量ＱＡとの和となる。一方、このとき吸入空気量検出器１７により検出されている空気量は新気量ＱＡであり、従ってこのとき、吸入空気量検出器１７により検出された空気量に基づいて、例えば空燃比が理論空燃比となるように燃料噴射弁１３からの燃料噴射量が算出されると、燃焼室５内から吸気通路内へ吹き戻された空気量ＱＲに対しては燃料が全く供給されない状態となり、従って、燃焼室５内における混合気の空燃比が大巾にリーンになってしまう。この場合、新気量ＱＡと燃焼室５内から吸気通路内へ吹き戻された空気量ＱＲとの和に基づいて、例えば空燃比が理論空燃比となるように燃料噴射弁１３からの燃料噴射量が算出されると、燃焼室５内における混合気の空燃比は理論空燃比となり、従って、燃焼室５内には良好な混合気を生成できることになる。

ここで、新気量ＱＡと燃焼室５内から吸気通路内へ吹き戻された空気量ＱＲとの和は、燃焼室５に供給された空気量ＱＣに一致する。一方、燃焼室５内から吸気通路内への空気の吹き戻し作用が行われているときには、ピストン４が下死点ＢＤＣに位置するときの燃焼室５の容積と、このときの燃焼室５内の圧力の積が、燃焼室５に供給された空気量ＱＣを表しており、このときの燃焼室５内の圧力は、スロットル弁１６下流の吸気通路内の圧力に一致している。従って、燃焼室５に供給された空気量ＱＣは、ピストン４が下死点ＢＤＣに位置するときの燃焼室５の容積と、スロットル弁１６下流の吸気通路内の圧力との積から算出できることになる。この場合、ピストン４が下死点ＢＤＣに位置するときの燃焼室５の容積は予めわかっているので、燃焼室５に供給された空気量ＱＣは、スロットル弁１６下流の吸気通路内の圧力から算出できることになる。このスロットル弁１６下流の吸気通路内の圧力は圧力センサ１８により検出されている。

さて、本発明による実施例では一サイクルが吸気行程と、圧縮行程と、膨張行程と、排気行程とからなり、燃料噴射の再開時に、燃料噴射弁１３から燃料噴射が行われると、次のサイクルでは、燃焼室５内から吸気通路内へ吹き戻されたガスは空気ではなくて混合気となる。従って、スロットル弁１６下流の吸気通路内の圧力に基づき燃料噴射量を算出することにより、燃焼室５内の混合気の空燃比を目標空燃比に一致させることができるのは、燃料噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける燃料噴射量の算出時だけである。

従って、本発明によれば、吸気弁７の閉弁時期ＩＣを吸気下死点から圧縮上死点の間に設定可能な可変バルブタイミング機構Ｂと、燃焼室５内に燃料を供給するための燃料噴射弁１３と、外気中から吸気通路内に供給される吸入空気量を検出するための吸入空気量検出器１７と、吸気通路内に配置されたスロットル弁１６と、スロットル弁１６下流の吸気通路内の圧力を検出するための圧力センサ１８と、電子制御ユニット３０とを具備しており、一サイクルが吸気行程と、圧縮行程と、膨張行程と、排気行程とからなり、吸入空気量検出器１７により検出された吸入空気量を燃料噴射量算出の基礎に用いて燃料噴射弁１３からの燃料噴射量が算出される内燃機関の制御装置において、電子制御ユニット３０は、機関減速運転時に、燃料噴射弁１３から燃焼室５内に供給される燃料の噴射を一時的に停止させると共に、機関減速運転時の燃料噴射停止後に燃料噴射弁１３からの燃料の噴射を再開させ、更に電子制御ユニット３０は、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときに燃焼室５内の空気が吸気通路内に吹き戻すときには、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける燃料噴射弁１３からの燃料噴射量算出の基礎を、吸入空気量検出器１７により検出された吸入空気量から圧力センサ１８により検出された吸気通路内の圧力に切換えている。

一方、このように燃料噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける燃料噴射弁１３からの燃料噴射量が、圧力センサ１８により検出された吸気通路内の圧力に基づいて算出されると、燃料噴射が再開されたときの二度目のサイクルでは、燃焼室５内から吸気通路内へ吹き戻された混合気の空燃比は目標空燃比となっている。従って、このときには、新気の空燃比が目標空燃比となるように新気に対する燃料噴射量を算出することが必要となる。従って、本発明による実施例では、電子制御ユニット３０は、機関減速運転時の燃料噴射停止後における燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの二度目のサイクルでは、燃料噴射弁１３からの燃料噴射量算出の基礎を、圧力センサ１８により検出された吸気通路内の圧力から吸入空気量検出器１７より検出された吸入空気量に戻している。

さて、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける燃料噴射量を、圧力センサ１８により検出された吸気通路内の圧力に基づいて行う必要があるのは、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときに燃焼室５内の空気が吸気通路内に吹き戻しているときである。この場合、前述した図１１の（Ｃ）に示されるように、吸気弁７の閉弁時期ＩＣを吸気下死点から遅角していくと、燃焼室５内の空気が吸気通路内に吹き戻し始める境界閉弁時期ＩＸが存在する。従って、本発明による実施例では、電子制御ユニット３０は、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの吸気弁７の閉弁時期ＩＣが境界閉弁時期ＩＸよりも遅角側にあるときには、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける燃料噴射弁１３からの燃料噴射量算出の基礎を、吸入空気量検出器１７により検出された吸入空気量から圧力センサ１８により検出された吸気通路内の圧力に切換えている。

一方、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの吸気弁７の閉弁時期ＩＣが境界閉弁時期ＩＸよりも進角側にあるときには、図１１の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）からわかるように、燃焼室５内に留まる空気量ＧＣは新気量ＱＡに一致する。従って、本発明による実施例では、電子制御ユニット３０は、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの吸気弁７の閉弁時期ＩＣが境界閉弁時期ＩＸよりも進角側にあるときには、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける燃料噴射弁１３からの燃料噴射量を、吸入空気量検出器１７により検出された吸入空気量に基づいて算出している。

なお、機関回転数が高くなるほど、吸気慣性による燃焼室５への新気の押し込み作用は強くなり、従って、図１３Ａに示されるように、吸気弁７の境界閉弁時期ＩＸは機関回転数が高くなるほど遅角側となる。なお、図１３Ａにおいて、ＢＤＣは吸気下死点を示しており、ＴＤＣは圧縮上死点を示している。図１３Ａに示される吸気弁７の境界閉弁時期ＩＸと機関回転数の関係は、予めＲＯＭ３２内に記憶されている。

一方、前述したように、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルでは、燃料噴射量が圧力センサ１８により検出された吸気通路内の圧力に基づいて算出される。このとき、燃焼室５に供給された空気量ＱＣは、ピストン４が下死点ＢＤＣに位置するときの燃焼室５の容積と、スロットル弁１６下流の吸気通路内の圧力との積から算出される。一方、ピストン４が下死点ＢＤＣに位置するときの燃焼室５の容積は、図８Ａと図８Ｂを比較するとわかるように、機械圧縮比ＣＲが低くなるほど大きくなる。従って、燃焼室５に供給された空気量ＱＣは、機械圧縮比ＣＲが低くなるほど増大し、従って、空燃比を目標空燃比とするのに必要な燃料噴射量は、機械圧縮比ＣＲが低くなるほど増大する。

従って、本発明による実施例では、電子制御ユニット３０は、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおいて燃料噴射弁１３からの燃料噴射量を圧力センサ１８により検出された吸気通路内の圧力に基づいて算出するときには、燃料噴射弁１３からの燃料噴射量を、機械圧縮比ＣＲが低くなるほど増大させている。なお、本発明による実施例では、ピストン４が下死点ＢＤＣに位置するときの燃焼室５の容積として機械圧縮比ＣＲが最大となる機関低負荷運転時における燃焼室５の容積が用いられており、この場合に算出される燃料噴射量に図１３Ｂに示される補正係数Ｆを乗算することによって、機械圧縮比ＣＲに応じた燃料噴射量が算出される。この場合、図１３Ｂからわかるように、補正係数Ｆは機械圧縮比ＣＲが低くなるほど大きくなる。なお、図１３Ｂに示される補正係数Ｆと機械圧縮比ＣＲの関係は、予めＲＯＭ３２内に記憶されている。

次に、図１４を参照しつつ、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける燃料噴射量を、吸入空気量検出器１７により検出された吸入空気量のみに基づいて算出することが好ましくない理由について簡単に説明する。図１４の（Ａ）は、吸入空気量検出器１７により検出された吸入空気量ＱＡに基づき算出された燃料噴射量に、予め実験により求めた修正係数ＫＦ（＝ＱＣ/ＱＡ）を乗算することによって、燃料噴射再開時における燃料噴射弁１３からの燃料噴射量を求めるようにした場合を示している。図１４の（Ａ）からわかるように、吸入空気量ＱＡに基づき算出された燃料噴射量に修正係数ＫＦ（＝ＱＣ/ＱＡ）を乗算すると、修正係数ＫＦを乗算することによって得られた燃料噴射量は、燃焼室５に供給された空気量ＱＣに対する燃料噴射量を表している。従って、修正係数ＫＦ（＝ＱＣ/ＱＡ）の値が変化しない限り、燃焼室５内の混合気の空燃比は目標空燃比とされる。

しかしながら、経時変化によって、例えば吸気弁７の弁部、又はシリンダヘッド３上に形成された吸気弁用弁座部にデポジットが堆積すると、吸気弁７のリフト量が大きいときには、即ち、空気が燃焼室５内に向けて流れているときには、吸気弁７と吸気弁用弁座部間を流れるガス量に大きな変化は生じないが、吸気弁７のリフト量が小さくなったときには、即ち、燃焼室５内の空気が吸気通路内に吹き戻しているときには、吸気弁７と吸気弁用弁座部間を流れるガス量に大きな変化は生じ、このとき吸気弁７と吸気弁用弁座部間を流れるガス量はかなり減少する。従って、吸気弁７の弁部、又は吸気弁用弁座部にデポジットが堆積すると、図１４の（Ｂ）に示されるように、吸気通路内に吹き戻される空気量ＱＲが減少し、その結果、燃焼室５内に留まる空気量ＱＡが増大する。

このように、吸気弁７の弁部、又は吸気弁用弁座部にデポジットが堆積すると、図１４の（Ｂ）に示されるように、燃焼室５内に留まる空気量ＱＡ、即ち、新気量ＱＡが増大する。従って、このとき、吸入空気量検出器１７により検出された吸入空気量ＱＡに基づき算出された燃料噴射量に、予め実験により求めた修正係数ＫＦを乗算することによって、燃料噴射再開時における燃料噴射量を求めると、図１４の（Ｂ）に示されるように、燃焼室５に供給された空気量ＱＣは変化しないにもかかわらず、燃料噴射量が大巾に増大することになる。その結果、燃焼室５内の混合気の空燃比は目標空燃比に対してかなりリッチとなる。従って、経時変化を考えると、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける燃料噴射量を、吸入空気量検出器１７により検出された吸入空気量のみに基づいて算出することには問題があることになる。

次に、図１５から図１７を参照しつつ、本発明を実行するための運転制御ルーチンについて説明する。図１５は、本発明を実行するための運転制御ルーチンにおいて用いられている噴射停止フラグおよび噴射復帰フラグの変化を示している。なお、図１５には、図１２に示される機関回転数の変化および燃料噴射弁１３からの燃料噴射量の変化と同じ機関回転数の変化および燃料噴射量の変化が再度示されている。従って、図１５において、ＮＳは燃料噴射停止回転数を示しており、ＮＲは燃料噴射復帰回転数を示しており、ｔ_０は機関減速運転が開始されたときを示している。

さて、図１５を参照すると、機関減速運転が開始されたときに機関回転数が燃料噴射停止回転数ＮＳよりも高い場合には、機関減速運転が開始されると、図１５に示されるように、噴射停止フラグがセットされる。噴射停止フラグがセットされると、図１５に示されるように燃料噴射が停止される。次いで、機関回転数が燃料噴射復帰回転数ＮＲよりも低下すると噴射停止フラグはリセットされ、噴射復帰フラグがセットされる。噴射復帰フラグがセットされると、燃料噴射が再開される。この噴射復帰フラグは、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける全ての気筒に対する燃料噴射量の算出が完了するとリセットされる。

図１６は、図１５に示される噴射停止フラグおよび噴射復帰フラグの制御ルーチンを示している。このルーチンは一定時間毎の割り込みによって実行される。
図１６を参照すると、まず初めにステップ１００において、噴射停止フラグがセットされているか否かが判別される。噴射停止フラグがセットされていないときにはステップ１０１に進んで、負荷センサ４１の出力信号からアクセルペダル４０が開放されたか否か、即ち、機関の減速運転が開始されたか否かが判別される。負荷センサ４１の出力信号からアクセルペダル４０が開放されたと判別されたとき、即ち、機関の減速運転が開始されたと判別されたときにはステップ１０２に進む。

ステップ１０２では、機関回転数Ｎが燃料噴射停止回転数ＮＳよりも高いか否かが判別される。機関回転数Ｎが燃料噴射停止回転数ＮＳよりも低いときには処理サイクルを完了する。これに対し、機関回転数が燃料噴射停止回転数ＮＳよりも高いときにはステップ１０３に進み、噴射停止フラグがセットされる。次いで、処理サイクルを完了する。

噴射停止フラグがセットされると、次の処理サイクルでは、ステップ１０４に進み、機関回転数Ｎが燃料噴射復帰回転数ＮＲよりも低下したか否かが判別される。機関回転数Ｎが燃料噴射復帰回転数ＮＲよりも高いときにはステップ１０６に進んで、アクセルペダル４０が踏み込まれたか否かが判別される。アクセルペダル４０が踏み込まれていないときには処理サイクルを完了する。これに対し、ステップ１０４において、機関回転数Ｎが燃料噴射復帰回転数ＮＲよりも低下したと判別されたとき、或いは、機関回転数が燃料噴射復帰回転数ＮＲよりも高いが、ステップ１０５において、アクセルペダル４０が踏み込まれたと判別されたときには、ステップ１０６に進んで噴射停止フラグがリセットされ、次いでステップ１０７において、噴射復帰フラグがセットされる。

図１７は運転制御ルーチンを示している。このルーチンも一定時間毎の割り込みによって実行される。
図１７を参照すると、まず初めにステップ２００において、噴射停止フラグがセットされているか否かが判別される。噴射停止フラグがセットされていないときには、ステップ２０１に進んで、噴射復帰フラグがセットされているか否かが判別される。噴射復帰フラグがセットされていないときにはステップ２０２に進み、ステップ２０２からステップ２０５において、吸気弁７の閉弁時期ＩＣ、機械圧縮比ＣＲおよびスロットル弁１６の駆動制御が行われる。

即ち、ステップ２０２では、機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎに基づいて図１０（Ａ）に示すマップから吸気弁７の閉弁時期ＩＣが算出され、次いで、ステップ２０３では、機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎに基づいて図１０（Ｂ）に示すマップから機械圧縮比ＣＲが算出され、次いで、ステップ２０４では、機関負荷Ｌおよび機関回転数Ｎに基づいて図１０（Ｃ）に示すマップからスロットル弁１６の開度θが算出される。次いでステップ２０５では、機械圧縮比が機械圧縮比ＣＲとなるように可変圧縮比機構Ａが駆動され、吸気弁７の閉弁時期が閉弁時期ＩＣとなるように可変バルブタイミング機構Ｂが駆動され、スロットル弁１６の開度が開度θとなるようにアクチュエータ１６ａが駆動される。

次いで、ステップ２０６からステップ２０９において、燃料噴射弁１３からの燃料噴射量、実際には燃料噴射弁１３からの燃料噴射時間の算出と、燃料噴射弁１３からの燃料噴射処理が行われる。即ち、ステップ２０６では、吸入空気量検出器１７により検出されている吸入空気量ＱＡが読み込まれる。次いで、ステップ２０７では、この吸入空気量ＱＡを機関回転数Ｎで除算した値ＱＡ/Ｎに定数αを乗算することによって、空燃比を理論空燃比とするのに必要な各燃料噴射弁１３からの基本燃料噴射時間Ｔｐが算出される。次いで、ステップ２０８では、この基本燃料噴射時間Ｔｐにフィードバック補正係数ＦＡＦを乗算することによって、最終的な燃料噴射時間Ｔｉが算出される。このフィードバック補正係数ＦＡＦは空燃比センサ２１の出力信号に基づいて、各気筒の空燃比が目標空燃比となるように、１．０を中心として変化せしめられる。次いで、ステップ２０９において、
各燃料噴射弁１３から最終的な燃料噴射時間Ｔｉでもって燃料が噴射される。

一方、ステップ２００において、噴射停止フラグがセットされていると判別されたときにはステップ２１０に進んで、各燃料噴射弁１３からの燃料噴射が停止される。次いで、ステップ２１１では、吸気弁７の閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル弁１６の開度が、夫々、燃料噴射弁１３からの燃料噴射が停止されたときの閉弁時期ＩＣ、機械圧縮比ＣＲ及び開度θに固定される。ただし、この場合、スロットル弁１６の開度については固定せず、例えば、スロットル弁１６を一時的に閉弁させるような制御を行うことができる。

一方、ステップ２０１において、噴射復帰フラグがセットされていると判別されたときには、ステップ２１２に進み、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける燃料噴射制御が行われる。即ち、ステップ２１２では、吸気弁７の閉弁時期ＩＣが、図１３Ａに示される境界閉弁時期ＩＸよりも遅角側であるか否かが判別される。吸気弁７の閉弁時期ＩＣが境界閉弁時期ＩＸよりも進角側であると判別されたときにはステップ２０６に進み、吸入空気量検出器１７により検出されている吸入空気量ＱＡに基づいて、燃料噴射弁１３からの燃料噴射が制御される。これに対し、ステップ２１２において、吸気弁７の閉弁時期ＩＣが境界閉弁時期ＩＸよりも遅角側であると判別されたときには、ステップ２１３に進んで、スロットル弁１６下流の吸気通路内の圧力、即ち、圧力センサ１８により検出された圧力に基づいて、燃料噴射弁１３からの燃料噴射時間が算出される。

即ち、ステップ２１３では、圧力センサ１８により検出されている圧力Ｐが読み込まれる。次いで、ステップ２１４では、機械圧縮比ＣＲが最大となる機関低負荷運転時における燃焼室５の容積に、この圧力Ｐと定数γを乗算することによって、燃焼室５に供給された空気量ＱＣが算出される。次いで、ステップ２１５では、現在の機械圧縮比ＣＲに基づいて、図１３Ｂに示される関係から、燃料噴射弁１３からの燃料噴射量に対する補正係数Ｆが算出される。次いで、ステップ２１６では、燃焼室５に供給された空気量ＱＣに、補正係数Ｆおよび定数βを乗算することによって、空燃比を理論空燃比とするのに必要な各燃料噴射弁１３からの基本燃料噴射時間Ｔｐが算出される。

次いで、ステップ２１７では、全気筒の燃料噴射弁１３について、この基本燃料噴射時間Ｔｐの算出が完了したか否かが判別される。全気筒の燃料噴射弁１３について、この基本燃料噴射時間Ｔｐの算出が完了していないときにはステップ２０８に進み、ステップ２１６において算出された基本燃料噴射時間Ｔｐにフィードバック補正係数ＦＡＦを乗算することによって、最終的な燃料噴射時間Ｔｉが算出される。次いで、ステップ２０９において、対応する燃料噴射弁１３から最終的な燃料噴射時間Ｔｉでもって燃料が噴射される。一方、ステップ２１７において、全気筒の燃料噴射弁１３について、基本燃料噴射時間Ｔｐの算出が完了したと判別されたときには、ステップ２１８に進んで、噴射復帰フラグがリセットされ、次いでステップ２０８に進む。

このように、燃料噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける全気筒の燃料噴射弁１３について、圧力センサ１８により検出された圧力に基づく基本燃料噴射時間Ｔｐの算出が完了したときに、噴射復帰フラグがリセットされる。噴射復帰フラグがリセットされると、次の処理サイクルでは、ステップ２０１からステップ２０２に進み、吸入空気量検出器１７により検出されている吸入空気量ＱＡに基づいて、燃料噴射弁１３からの燃料噴射が制御される。従って。燃料噴射が再開されたときの二度目のサイクルでは、吸入空気量検出器１７により検出されている吸入空気量ＱＡに基づいて、燃料噴射弁１３からの燃料噴射が制御されることになる。

一方、噴射停止フラグがセットされておらず、噴射復帰フラグもセットされていないときには、図１７からわかるように、吸入空気量検出器１７により検出されている吸入空気量ＱＡに基づいて、燃料噴射弁１３からの燃料噴射が制御される。即ち、本発明による実施例では、圧力センサ１８により検出された圧力に基づいて、燃料噴射弁１３からの燃料噴射が制御されるのは、燃料噴射が再開されたときの最初のサイクルだけである。

一方、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が行われているときには、常に、吸入空気量検出器１７により検出されている吸入空気量ＱＡに基づいて、燃料噴射弁１３からの燃料噴射を制御し、燃料噴射が再開されたときの最初のサイクルだけは、圧力センサ１８により検出された圧力に基づいて、燃料噴射弁１３からの燃料噴射量を補正するように構成することもできる。図１８は、このように構成した場合の運転制御ルーチンの変形例を示している。なお、図１８に示す運転制御ルーチンにおいて、図１７に示す運転制御ルーチンと異なるところは、図１７におけるステップ２０８が、図１８ではステップ２０８ｂに変更されていると共にステップ２０８ｂの前に新たなステップ２０８ａが追加され、図１７におけるステップ２１６とステップ２１７との間に、図１８ではステップ２１９ａとステップ２１９ｂが追加されていることだけである。

従って、次に、図１７と異なる部分のみについて、図１８について説明する。図１８を参照すると、ステップ２０８ｂでは、新たな補正係数Ｋが導入されており、ステップ２０８ｂでは、基本燃料噴射時間Ｔｐにフィードバック補正係数ＦＡＦとこの補正係数Ｋを乗算することによって、最終的な燃料噴射時間Ｔｉが算出される。この補正係数Ｋは、ステップ２０８ａにおいて１．０とされており、従って、噴射停止フラグがセットされておらず、噴射復帰フラグもセットされていないとき、即ち、ステップ２０６からステップ２０９に進むときには、図１８に示す運転制御ルーチンは、図１７に示す運転制御ルーチンと実質的に同じとなる。

一方、図１８に示す運転制御ルーチンでは、図１７に示す運転制御ルーチンと異なり、ステップ２１９ａにおいて、吸入空気量検出器１７により検出されている吸入空気量ＱＡが読み込まれ、次いでステップ２１９ｂにおいて、補正係数Ｋが算出される。このステップ２１９ｂにおいて算出される補正係数Ｋは、ステップ２１６に示される基本燃料噴射時間Ｔｐ（＝β・Ｆ・ＱＣ）を、ステップ２０７に示される基本燃料噴射時間Ｔｐ（＝α・ＱＡ/Ｎ）により除算した値（β・Ｆ・ＱＣ・Ｎ）/（α・ＱＡ）である。この補正係数Ｋの値は、図１２において、ＱＣ/ＱＡに相当する。即ち、図１８に示す運転制御ルーチンでは、燃料噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける燃料噴射時間Ｔｉを算出するときに、吸入空気量検出器１７により検出されている吸入空気量ＱＡに基づいて算出された燃料噴射時間を、圧力センサ１８により検出された圧力も考慮に入れた補正係数Ｋでもって、補正している。

従って、図１８に示す運転制御ルーチンでは、電子制御ユニット３０は、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときに燃焼室５内の空気が吸気通路内に吹き戻すときには、燃料噴射弁１３からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける燃料噴射弁１３からの燃料噴射量算出の基礎を、吸入空気量検出器１７により検出された吸入空気量から吸入空気量検出器１７により検出された吸入空気量および圧力センサ１８により検出された吸気通路内の圧力に切換えていることになる。

５燃焼室
７吸気弁
１６スロットル弁
１７吸入空気量検出器
１８圧力センサ
Ａ可変圧縮比機構
Ｂ可変バルブタイミング機構

Claims

吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から圧縮上死点の間に設定可能な可変バルブタイミング機構と、
燃焼室内に燃料を供給するための燃料噴射弁と、
外気中から吸気通路内に供給される吸入空気量を検出するための吸入空気量検出器と、
吸気通路内に配置されたスロットル弁と、
スロットル弁下流の吸気通路内の圧力を検出するための圧力センサと、
電子制御ユニットとを具備しており、一サイクルが吸気行程と、圧縮行程と、膨張行程と、排気行程とからなり、前記吸入空気量検出器により検出された吸入空気量を燃料噴射量算出の基礎に用いて前記燃料噴射弁からの燃料噴射量が算出される内燃機関の制御装置において、
前記電子制御ユニットは、機関減速運転時に、前記燃料噴射弁から前記燃焼室内に供給される燃料の噴射を一時的に停止させると共に、機関減速運転時の燃料噴射停止後に前記燃料噴射弁からの燃料の噴射を再開させ、更に前記電子制御ユニットは、前記燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときに前記燃焼室内の空気が前記吸気通路内に吹き戻すときには、前記燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける前記燃料噴射弁からの燃料噴射量算出の基礎を、前記吸入空気量検出器により検出された吸入空気量から前記圧力センサにより検出された吸気通路内の圧力に切換える内燃機関の制御装置。
前記電子制御ユニットは、機関減速運転時の燃料噴射停止後における前記燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときの二度目のサイクルでは、前記燃料噴射弁からの燃料噴射量算出の基礎を、前記圧力センサにより検出された前記吸気通路内の圧力から前記吸入空気量検出器により検出された吸入空気量に戻す請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
機械圧縮比を制御可能な可変圧縮比機構を具備しており、前記電子制御ユニットは、前記燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおいて前記燃料噴射弁からの燃料噴射量を前記圧力センサにより検出された前記吸気通路内の圧力に基づいて算出するときには、前記燃料噴射弁からの燃料噴射量を、機械圧縮比が低くなるほど増大させる請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
前記吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から遅角していくと、前記燃焼室内の空気が前記吸気通路内に吹き戻し始める境界閉弁時期が存在し、前記電子制御ユニットは、前記燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときの前記吸気弁の閉弁時期が前記境界閉弁時期よりも遅角側にあるときには、前記燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける前記燃料噴射弁からの燃料噴射量算出の基礎を、前記吸入空気量検出器により検出された吸入空気量から前記圧力センサにより検出された前記吸気通路内の圧力に切換える請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
前記電子制御ユニットは、前記燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときの前記吸気弁の閉弁時期が前記境界閉弁時期よりも進角側にあるときには、前記燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける前記燃料噴射弁からの燃料噴射量を前記吸入空気量検出器により検出された吸入空気量に基づいて算出する請求項４に記載の内燃機関の制御装置。
機関排気通路内の空燃比を検出する空燃比センサを具備しており、前記電子制御ユニットは、前記空燃比センサにより排気通路内の空燃比が予め定められた目標空燃比となるように前記燃料噴射弁からの燃料噴射量を制御する請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
前記電子制御ユニットは、前記燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときに前記燃焼室内の空気が前記吸気通路内に吹き戻すときには、前記燃料噴射弁からの燃料の噴射が再開されたときの最初のサイクルにおける前記燃料噴射弁からの燃料噴射量算出の基礎を、前記吸入空気量検出器により検出された吸入空気量から前記吸入空気量検出器により検出された吸入空気量および前記圧力センサにより検出された前記吸気通路内の圧力に切換える請求項１に記載の内燃機関の制御装置。