日本特开2007-154684号公报中公开有直列配置高压级涡轮增压器和低压级涡轮增压器的两级增压型的车辆用发动机。通常，涡轮增压器中使用的压缩机具有效率根据空气(体积)流量和压力比而变化的特性，该特性作为所谓的压气机映射表现。二级增压型发动机中，使用小流量且高效率的小容量型的压缩机作为高压级涡轮增压器的压缩机，使用大流量且高效率的大容量型的压缩机作为低压级涡轮增压器的压缩机，由此，能够更进一步有效地利用发动机的废气能量。即，由于发动机以低速低负荷运转时吸入空气量少，所以使小流量且高效率的高压级涡轮增压器工作，实质上使低压级涡轮增压器停止工作。另一方面，在发动机为高速高负荷运转状态时，发动机的废气绕过高压级涡轮增压器的高压级涡轮，仅使大容量型的低压级涡轮增压器工作，确保与发动机的输出增大相当的吸入空气量。这样，通过根据发动机的转速及负荷来切换使用高压级涡轮增压器和低压级涡轮增压器，能够在较宽的运转区域得到高的增压。
专利文献1：日本特开2007-154684号公报
专利文献2：日本特开2005-83285号公报
专利文献3：日本特开平10-176558号公报
专利文献4：日本特开平11-324746号公报
但是，上述那样的二级增压型发动机中，在从高压级涡轮增压器向低压级涡轮增压器进行切换时，增压(空气量)容易产生高低差，因该增压高低差而容易产生转矩高低差。当产生转矩高低差时，存在向驾驶员传递加速冲击或加速迟缓、驾驶性能恶化的问题。

本发明是鉴于上述的课题而创立的，其目的在于，提供一种能够抑制在增压器的切换时空气量中产生高低差的内燃机控制装置。
为了达到所述目的，第一技术方案提供一种内燃机控制装置，其特征在于，具备：
增压器；
增压器切换单元，在内燃机的工作点为低转速低负荷时切换为使所述增压器实质上不工作的增压器非工作状态，在所述工作点为高转速高负荷时切换为使所述增压器工作的增压器工作状态；
充填效率提高单元，在所述增压器非工作状态时执行充填效率提高控制，所述充填效率提高控制是如下所述的控制：设置进气门开启期间和排气门开启期间重叠的气门重叠期间，并且使排气压力的脉动处于波谷的定时与所述气门重叠期间一致；
增压预测单元，在从所述增压器非工作状态向所述增压器工作状态切换之前，事先预测由所述增压器所产生的增压的上升的缓急；以及
充填效率提高幅度控制单元，在预测为所述增压的上升缓慢的情况下，与预测为所述增压的上升急速的情况相比使所述充填效率提高控制带来的充填效率提高幅度较小。
另外，第二技术方案提供一种内燃机控制装置，其特征在于，具备：
小增压器；
大增压器，容量比所述小增压器大；
增压器切换单元，在内燃机的工作点为低转速低负荷时切换为主要使所述小增压器工作的小增压器非工作状态，在所述工作点为高转速高负荷时切换为主要使所述大增压器工作的大增压器工作状态；
充填效率提高单元，在所述小增压器工作状态时执行充填效率提高控制，所述充填效率提高控制是如下所述的控制：设置进气门开启期间和排气门开启期间重叠的气门重叠期间，并且使排气压力的脉动处于波谷的定时与所述气门重叠期间一致；
增压预测单元，在从所述小增压器工作状态向所述大增压器工作状态切换之前，事先预测由所述大增压器所产生的增压的上升的缓急；以及
充填效率提高幅度控制单元，在预测为所述增压的上升缓慢的情况下，与预测为所述增压的上升急速的情况相比使所述充填效率提高控制带来的充填效率提高幅度较小。
另外，第三技术方案基于第二技术方案，其特征在于，
所述大增压器是涡轮增压器，具有通过废气进行工作的涡轮和能够改变所述涡轮的入口面积的开闭喷嘴，
所述增压预测单元根据所述可变喷嘴的开度来预测所述增压的上升的缓急。
另外，第四技术方案基于第二或第三技术方案，其特征在于，
具备检测增压或所述大增压器的转速的检测单元，
所述增压预测单元根据所述检测到的增压或转速来预测所述增压的上升的缓急。
另外，第五技术方案基于第一～第四技术方案中的任一技术方案，其特征在于，
具备检测所述内燃机的预热程度的预热程度检测单元，
所述增压预测单元根据所述预热程度来预测所述增压的上升的缓急。
另外，第六技术方案基于第一～第五技术方案中的任一技术方案，其特征在于，
具备切换点校正单元，在所述充填效率提高幅度较大的情况下，与所述充填效率提高幅度较小的情况相比将所述增压器切换单元的切换点设在高转速高负荷侧。
根据第一技术方案，在从增压器非工作状态向增压器工作状态切换之前，事先预测到增压器产生的增压的上升(上升梯度)为缓慢的情况下，能够减小充填效率提高控制带来的充填效率提高幅度。因此，在向增压器工作状态切换时，可防止空气量(增压)降低，能够可靠地抑制转矩高低差的产生。另外，在事先预测到增压器产生的增压的上升为急速的情况下，通过增大充填效率提高幅度，可防止在切换时空气量的上升暂时停滞、在切换后空气量再次急速上升。因此，能够避免加速的迟缓及转矩冲击。因此，在向增压器工作状态切换后的增压的上升为急速的情况和缓慢的情况中任一情况下，都能够进行良好的加速。
根据第二技术方案，在从小增压器工作状态向大增压器工作状态切换之前，事先预测到大增压器产生的增压的上升(上升梯度)为缓慢的情况下，能够减小充填效率提高控制带来的充填效率提高幅度。因此，能够在向大增压器工作状态切换时防止空气量(增压)降低，能够可靠地抑制转矩高低差的产生。另外，在事先预测到大增压器产生的增压的上升为急速的情况下，通过增大充填效率提高幅度，可防止在切换时空气量的上升暂时停滞、在切换后空气量再次急速上升。因此，能够避免加速的迟缓及转矩冲击。因此，在向大增压器工作状态切换后的增压的上升为急速的情况和缓慢的情况中任一情况下，都能够进行良好的加速。
根据第三技术方案，基于大增压器(涡轮增压器)的可变喷嘴的开度，能够高精度地预测大增压器产生的增压的上升的缓急。
根据第四技术方案，通过检测增压或大增压器的转速，能够高精度地预测大增压器产生的增压的上升的缓急。
根据第五技术方案，基于内燃机的预热程度，能够高精度地预测大增压器产生的增压的上升的缓急。
根据第六技术方案，在充填效率提高幅度大的情况下，与充填效率提高幅度小的情况相比，通过将增压器切换点设为高转速高负荷侧，可设定与充填效率提高幅度相对应的适宜的增压器切换点。因此，能够更可靠地抑制在增压器切换时产生空气量高低差的现象。
附图说明
图1是用于说明本发明实施方式1的系统结构的图；
图2是表示本发明实施方式1的系统的柴油机的一个气缸的剖面的图；
图3是用于说明充填效率提高控制的图；
图4是表示小涡轮增压器及大涡轮增压器的空气量特性的图；
图5是表示小涡轮增压器及大涡轮增压器的空气量特性的图；
图6是在本发明实施方式1中执行的程序的流程图。
标号说明
10 柴油机
12 废气歧管
14、17、26 废气通路
16 小涡轮增压器
16a 涡轮
16b 压缩机
18 大涡轮增压器
18a 涡轮
18b 压缩机
18c 可变喷嘴
20 小涡轮旁通通路
22 开闭阀
24 促动器
25 大涡轮转速传感器
28 废气过滤器
32 进气通路
34 空气清洁器
36 中间冷却器
38 进气歧管
39 增压传感器
50 ECU
52 进气门
54 进气VVT机构
56 排气门
58 排气VTT机构

下面，参照附图对本发明的实施方式进行说明。另外，各图中共通的要素标注同一标号，省略重复的说明。
实施方式1
[系统结构的说明]
图1是用于说明本发明实施方式1的系统结构的图。图1所示的系统具备四冲程的柴油机10。柴油机10搭载于车辆上，作为其动力源。从柴油机10的各气缸排出的废气通过排气歧管12汇集，流入废气通路14。另外，本实施方式的柴油机10为直列四气缸式，但本发明的柴油机的气缸数及气缸配置不限于此。
本实施方式的柴油机10具备小涡轮增压器16和容量比该小涡轮增压器16大的(适合于大流量)大涡轮增压器18。如后所述，柴油机10中，在工作点为较低转速低负荷侧的情况下，使用小涡轮增压器16，在工作点为较高转速高负荷侧的情况下，使用大涡轮增压器18。
大涡轮增压器18的涡轮18a被配置于小涡轮增压器16的涡轮16a的下游侧。即，排气歧管12的紧下方的排气通路14与小涡轮增压器16的涡轮16a的入口连接。而且，从小涡轮增压器16的涡轮16a的出口延伸的排气通路17与大涡轮增压器18的涡轮18a的入口连接。
小涡轮增压器16的涡轮16a的上游侧的排气通路14和下游侧的排气通路17通过小涡轮旁通通路20连接。在小涡轮旁通通路20的中途设置有对该通路进行开闭的开闭阀22。
大涡轮增压器18具备可改变涡轮18a的入口面积的可变喷嘴18c。该可变喷嘴18c被促动器24驱动进行开闭。当关闭可变喷嘴18c时，流入涡轮18a的废气的流速变快，可使大涡轮增压器18的转速上升。另外，在大涡轮增压器18上设置有检测大涡轮增压器18的转速的大涡轮转速传感器25。
在大涡轮增压器18的涡轮18a下游侧的排气通路26的中途设有用于捕捉废气中的粒子状物质(以下以“PM(Particulate Matter)”代表)的废气过滤器28。省略图示，但也可以在废气过滤器28的上游侧或下游侧设置废气净化催化剂。另外，也可以在废气过滤器28上担载催化剂成分。
在柴油机10的的进气通路32的入口附近设置有空气清洁器34。进气通路32在空气清洁器34的下游侧被分支为第一通路32a和第二通路32b。在第一通路32a的中途配置有小涡轮增压器16的压缩机16b，在第二通路32b的中途配置有大涡轮增压器18的压缩机18b。在两压缩机16b、18b的下游侧，第一通路32a及第二通路32b再次合流，连接到中间冷却器36。中间冷却器36下游侧的进气通路32与进气歧管38连接。在中间冷却器36下游侧的进气通路32上设置有检测增压的增压传感器39。
通过空气清洁器34而吸入的空气在由小涡轮增压器16的压缩机16b或大涡轮增压器18的压缩机18b压缩后，由中间冷却器36冷却，经过进气歧管38流入各气缸。
另外，本实施方式的系统还具备ECU(Electronic Control Unit)50。在ECU50上，除上述的大涡轮转速传感器25及增压传感器39之外，还电连接有检测搭载柴油机10的车辆的油门踏板的踏入量(油门开度)的油门位置传感器40、检测柴油机10的冷却水温的水温传感器41等的各种传感器、以及上述的开闭阀22及促动器24之外的各种促动器。ECU50基于各传感器的输出，根据规定的程序使各促动器工作，由此控制柴油机10的运转状态。
图2是表示图1所示的系统的柴油机10的一个气缸的截面的图。下面，进一步对本实施方式的柴油机10进行说明。在柴油机10的气缸上设置有向缸内直接喷射燃料的喷射器42。各气缸的喷射器42与未图示的共轨连接。在该共轨内贮存有由未图示的供给泵加压的高压的燃料。而且，从上述共轨内向各气缸的喷射器42供给燃料。
在柴油机10的曲轴44的附近安装有检测曲轴44的旋转角度的曲轴转角传感器46。ECU50可基于曲轴转角传感器46的信号计算发动机转速。
另外，柴油机10具备可改变排气门56的气门正时的排气VVT机构(排气可变气门传动装置)58。本实施方式的排气VVT机构58通过使驱动排气门56的凸轮轴的相位变化，可使排气门56的开气门期间的相位提前或滞后。即，根据排气VVT机构58，可在开气门期间一定的状态下，使排气门打开时期(Exhaust Valve Open：EVO)及排气门关闭时期(Exhaust Valve Close：EVC)连续地提前或滞后。该排气VVT机构58与ECU50连接。
另外，本发明的排气可变气门传动装置不限于排气VVT机构58。即，本实施方式的排气可变气门传动装置只要是能够使排气门56的至少打开时期连续或阶段性变化的装置，就可以是任意的构成，例如也可以使用如下所示的装置。
(1)通过在排气门56和凸轮轴之间介入摆动凸轮等，使排气门56的打开时期与作用角(开气门期间)一同变化的作用角可变机构。
(2)通过利用电动机驱动用于打开排气门56的凸轮旋转，可在任意的时期开闭排气门56的机构。
(3)通过利用电磁力驱动排气门56，可在任意的时期开闭排气门56的机构(电磁驱动阀)。
另外，图2的结构中，柴油机10还具备可改变进气门52的气门正时的进气VVT机构(进气可变气门传动装置)54，但本发明中，进气门52的开气门特性也可以是固定的。即，本发明中，也可以不设置进气VVT机构54而通过通常的气门机构驱动进气门52。
[实施方式1的特征]
(增压器切换控制)
众所周知，涡轮增压器由内燃机的废气能量驱动。废气能量是由废气的量、温度及压力决定的值，越靠近高转速高负荷侧就越大。因此，在带涡轮增压器的内燃机中，通常在废气能量小的低转速低负荷侧的运转区域，涡轮不能有效地工作，因此，存在容易产生转矩不足、燃耗恶化、响应性恶化(所谓的涡轮迟滞)等的问题。
与之相对，在本实施方式的柴油机10中，在废气能量小的低转速低负荷侧的运转区域，主要使小涡轮增压器16工作，在废气能量大的高转速高负荷侧的运转区域，主要使大涡轮增压器18工作，由此，可在较宽的运转区域得到高的增压。
即，小涡轮增压器16与大涡轮增压器18相比为小容量，因此，即使是小的排气能量也能够有效工作。因此，小涡轮增压器16在低排气能量侧(低转速低负荷侧)的区域产生比大涡轮增压器18高的增压。与之相对，在高排气能量侧的区域，在小涡轮增压器16中容量变得不足，增压达到极限。另一方面，大涡轮增压器18由于可应对大流量，所以在高排气能量侧的区域得到比小涡轮增压器16高的增压。因此，在低排气能量侧的区域使小涡轮增压器16工作，在高排气能量侧的区域使大涡轮增压器18工作，由此，可在较宽的区域良好地进行增压，可充分改善转矩、燃耗、响应性等特性。
在以下的说明中，将主要使小涡轮增压器16工作的状态称作“小涡轮工作状态”，将主要使大涡轮增压器18工作的状态称作“大涡轮工作状态”。ECU50中存储有预先确定要成为小涡轮工作状态的运转区域和要成为大涡轮工作状态的运转区域的映射。而且，ECU50根据曲轴转角传感器46及加速位置传感器40的检测信号计算柴油机10的转速及负荷，并根据上述映射执行切换小涡轮工作状态和大涡轮工作状态的增压器切换控制。
在小涡轮工作状态中，将设于小涡轮旁通通路20的开闭阀22设为闭状态。在该状态下，来自排气歧管12的废气流入小涡轮增压器16的涡轮16a，使该涡轮16a工作。而且，从涡轮16a排出的废气流入大涡轮增压器18的涡轮18a。该废气由于已经由小涡轮增压器16的涡轮16a回收了能量，所以能量小。因此，大涡轮增压器18不能有效工作，主要是小涡轮增压器16工作。
另一方面，在大涡轮工作状态下，将设于小涡轮旁通通路20的开闭阀22设为开状态。在该状态下，由于开闭阀22打开，所以从排气歧管12流入的废气的流路被分成小涡轮增压器16的涡轮16a和小涡轮旁通通路20。但是，来自排气歧管12的大部分废气流入通气阻力小的小涡轮旁通通路20。因此，小涡轮增压器16的涡轮16a实质上不工作。通过小涡轮旁通通路20流入到排气通路17的废气接着流入大涡轮增压器18的涡轮18a，使该涡轮18a工作。这样，在大涡轮工作状态下，主要是大涡轮增压器18工作。
(充填效率提高控制)
另外，本实施方式的系统，通过利用排气门56的开气门期间和进气门52的开气门期间重叠的气门重叠期间(进排气上止点附近)的扫气效果，可执行使柴油机10的充填效率ηv提高的充填效率提高控制。图3是用于说明充填效率提高控制的图。
排气压力(排气歧管压力)伴随从各气缸的排气门56间歇地排出废气而发生脉动(变动)。图3中虚线的波形表示以使排气门打开时期成为基准时期的方式控制排气VVT机构58的情况下的排气压力的脉动。如该波形所示，在以使排气门打开时期成为基准时期的方式进行控制的情况下，排气压力的脉动的波谷的定时成为比进气门52的打开时期(Intake Valve Open：IVO，进气门打开)靠前的时期。
与之相对，图3中的实线波形表示以使排气门打开时期成为比基准时期迟的时期的方式控制排气VVT机构58的情况下的排气压力的脉动。排气门打开时期越迟，则废气向排气口放出的定时越迟，因此，排气压力的波形(相位)在图3中向右侧偏移。因此，通过适度设定使排气门打开时期延迟的量，如图3所示，可使排气压力的脉动的波谷的定时与气门重叠期间一致。在充填效率提高控制中，如上所述，通过使排气门打开时期比基准迟，将排气压力的脉动的波谷的定时控制为与气门重叠期间一致。
另一方面，图3中的点划线表示进气压力(进气歧管压力)。如图3所示，进气压力不依赖于曲轴转角而大致一定。因此，通过执行充填效率提高控制而使排气压力的脉动的波谷的定时与气门重叠期间一致时，可在气门重叠期间使进气压力比排气压力高。因此，在进气门52打开时，通过从进气门52流入缸内的新气可将缸内的已燃气体迅速地推向排气口。这样，可得到较高的扫气效果，并可顺畅且可靠地将缸内的已燃气体调换为新气。其结果，可充分减少残留气体，并可相应地增大向缸内充填的新气的量。即，可增大充填效率ηv，增大柴油机10的转矩。
在上述那样的充填效率提高控制中，在气门重叠期间的进气压力和排气压力的差压越大，则扫气效果越大地发挥作用，因此，充填效率的提高幅度(即空气量增大幅度)也越大。而且，在气门重叠期间的进气压力和排气压力的差压可通过排气门打开时期相对于基准时期的滞后量进行调整。因此，在充填效率提高控制中，通过控制排气门打开时期的滞后量，可增大或减小充填效率的提高幅度(空气量增大幅度)。
另外，本实施方式的系统中，在小涡轮工作状态下，可充分得到上述充填效率提高控制的效果。与之相对，在大涡轮工作状态下，不能充分得到上述充填效率提高控制的效果。其理由如下。
排气歧管12及与之连通的空间的容积(以下将它们一并称作“排气系统容积”)越小，则排气压力的脉动越强(振幅越小)。这是因为，排气系统容积越小，则从排气门56排出废气时排气歧管压力上升得越高，作为其反作用，排气行程后期的排气歧管压力越低。相反，排气系统容积越大，则排气压力的脉动越弱(振幅越小)。
在小涡轮工作状态下，开闭阀20关闭，因此，废气不流向小涡轮旁通通路20。而且，排气的压力波在小涡轮增压器16的涡轮16a的入口反射。因此，直至小涡轮增压器16的涡轮16a的入口为排气系统容积，因此，排气系统容积减小。因此，排气压力的脉动的振幅增大，脉动的波谷上的排气压力非常低。因此，在气门重叠期间可充分增大进气压力和排气压力的差压，因此，可充分发挥扫气效果，可充分提高充填效率及转矩。
另一方面，在大涡轮工作状态下，开闭阀20打开，因此，排气通路17经由小涡轮旁通通路20与排气歧管12连通。该情况下，排气的压力波在大涡轮增压器18的涡轮18a的入口反射。因此，直至大涡轮增压器18的涡轮18a的入口成为排气系统容积。因此，小涡轮旁通通路20及排气通路17加到排气系统容积中，排气系统容积扩大。其结果是，排气压力的脉动的振幅减小，在脉动的波谷上的排气压力不会降低，在气门重叠期间不能充分增大进气压力和排气压力的差压。因此，不能充分发挥扫气效果，不能充分提高充填效率及转矩。
本实施方式这种二级增压系统中，根据柴油机10的运转状态，有时从小涡轮工作状态向大涡轮工作状态切换后的大涡轮增压器18产生的增压的上升(上升梯度)不同。即，在向大涡轮工作状态切换之前大涡轮增压器18的转速事先充分上升的情况下，在切换后大涡轮增压器18产生的增压迅速上升。与之相对，在向大涡轮工作状态切换前的大涡轮增压器18的转速的上升不充分的情况下，切换后的大涡轮增压器18产生的增压的上升减缓。
本实施方式中，通过利用大涡轮转速传感器25检测大涡轮增压器18的转速，判断切换前的大涡轮增压器18的转速是否充分上升，基于其判断结果可预测大涡轮增压器18产生的增压的上升的缓急。
另外，本实施方式中，除上述方法外，例如在与以下任意条件相当的情况下，可预测为，在从小涡轮工作状态向大涡轮工作状态切换时大涡轮增压器18的转速事先充分上升，大涡轮增压器18产生的增压的上升为急速。
(1)在切换前大涡轮增压器18的可变喷嘴18c的开度减小的情况。在可变喷嘴18c的开度减小的情况下，吹向涡轮18a的废气的流速较快，因此，可预测为切换前的大涡轮增压器18的转速充分上升。
(2)柴油机10充分预热的情况。该情况下，由于废气、废气系统的温度非常高，所以流入大涡轮增压器18的排气能量也增大。因此，可预测为切换前的大涡轮增压器18的转速充分上升。另外，柴油机10的预热程度可通过由水温传感器41检测出的冷却水温度来判断。
(3)再加速的情况。即，接着之前进行的加速，隔着短时间的加速停止而再次进行加速的情况。在再加速的情况下，可预测为，在之前的加速中上升的大涡轮增压器18的转速还未降低而处于非常高的转速中。
(4)目标增压和由增压传感器39检测出的实际增压的偏差较小的情况。该情况下，可预测为，排气能量处于非常大的状况，切换前的大涡轮增压器18的转速充分上升。
另一方面，在相当于与上述相反的条件的情况下，可预测为，切换前大涡轮增压器18的转速未能充分上升，在切换后大涡轮增压器18产生的增压的上升减缓。
(大涡轮增压器18产生的增压的上升急速的情况)
图4是表示大涡轮增压器18产生的增压的上升为急速(迅速)的情况下的小涡轮增压器16及大涡轮增压器18各自的空气量特性(增压特性)的图。另外，图4及后述的图5的纵轴表示空气量(吸入空气量)，但增压越高，空气量也就越多。因此，即使在将图4及图5的纵轴设为增压的情况下，曲线的趋势也相同。
图4中，实线表示未执行充填效率提高控制时的小涡轮增压器16的空气量特性，虚线表示执行充填效率提高控制(充填效率提高幅度较大)时的小涡轮增压器16的空气量特性，点划线表示大涡轮增压器18的空气量特性。另外，根据上述的理由，大涡轮增压器18的空气量特性与充填效率提高控制的有无无关。
在增压器切换控制中，切换小涡轮增压器16和大涡轮增压器18的最佳点是两者的空气量特性反转的点。因此，在未进行充填效率提高控制的情况下，在图4中的点A，从小涡轮工作状态向大涡轮工作状态切换。但是，该情况下，从图4得知，在切换点A的附近，空气量的上升梯度暂时停滞。即，在切换点A之前，小涡轮增压器16产生的空气量(增压)的上升暂时减缓，在切换点A切换到大涡轮增压器18后，空气量(增压)再次急速上升。因此，在切换点A的附近，产生转矩高低差、加速迟缓。
因此，本实施方式中，在预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升为急速的情况下，在向大涡轮增压器18切换之前，以大的充填效率提高幅度执行充填效率提高控制。在以大的充填效率提高幅度执行充填效率提高控制的情况下，如图4中的虚线所示，可大幅增大小涡轮增压器16产生的空气量。该情况下，在图4中的点B，从小涡轮工作状态向大涡轮工作状态切换。在这样的情况下，从图4得知，可消除在上述切换点A附近的空气量上升梯度的暂时停滞。因此，在从小涡轮增压器16向大涡轮增压器18切换时，能够可靠地对产生转矩高低差及加速迟缓进行抑制，能够进行良好的加速。
(大涡轮增压器18产生的增压的上升缓慢的情况)
图5是表示大涡轮增压器18产生的增压的上升缓慢的情况下的小涡轮增压器16及大涡轮增压器18各自的空气量特性的图。图5中，实线表示未执行充填效率提高控制时的小涡轮增压器16的空气量特性，虚线表示执行充填效率提高控制(充填效率提高幅度小)时的小涡轮增压器16的空气量特性，点划线表示大涡轮增压器18的空气量特性。
图5中的点A与图4的点A相同，是未执行充填效率提高控制时的小涡轮增压器16和大涡轮增压器18的最佳切换点。在大涡轮增压器18产生的增压的上升缓慢的情况下，在切换点A切换为大涡轮增压器18后的空气量(增压)的上升梯度缓慢。因此，在切换点A的前后，空气量的上升顺滑地连续，因此，不会产生转矩高低差。
相反，在以大的充填效率提高幅度执行充填效率提高控制时，在切换为大涡轮增压器18时空气量(增压)降低，反而容易产生转矩高低差。
因此，本实施方式中，在预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升缓慢的情况下，在向大涡轮增压器18切换之前，使充填效率提高控制下的充填效率提高幅度缩小。由此，如图5中的虚线所示，可消除向大涡轮增压器18切换时的空气量的高低差，能够可靠地抑制转矩高低差的产生。因此，可进行良好的加速。
[实施方式1的具体处理]
图6是为了实现上述功能而在本实施方式中由ECU50执行的程序的流程图。根据图6所示的程序，首先，判断现在是否为小涡轮工作状态(步骤100)。在该步骤100中，如果对小涡轮旁通通路20进行开闭的开闭阀22为闭状态，则判断为是小涡轮工作状态，如果开闭阀22为开状态，则判断为不是小涡轮工作状态。
在上述步骤100中判断为是小涡轮工作状态的情况下，接着判断是否预想向大涡轮增压器18的切换(步骤102)。在该步骤102中，例如基于由油门位置传感器40检测的油门踏板的踏入量或踏入速度预想是否在短时间内执行向大涡轮增压器18的切换。即，在油门踏板的踏入量或踏入速度超过规定的判断值的情况下，预想为在短时间内执行向大涡轮增压器18的切换。
在上述步骤102中预想为执行向大涡轮增压器18的切换的情况下，接着事先预测大涡轮增压器18产生的增压的上升的缓急(步骤104)。在该步骤104中，通过例如如下任一方法预测大涡轮增压器18产生的增压的上升的缓急。
(1)在大涡轮增压器18的可变喷嘴18c的开度大于规定的判断值的情况下，预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升缓慢，在大涡轮增压器18的可变喷嘴18c的开度小于上述判断值的情况下，预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升急速。
(2)在通过水温传感器41检测的柴油机10的预热程度低于规定的判断值的情况下，预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升为缓慢，在柴油机10的预热程度高于上述判断值的情况下，预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升为急速。
(3)在本次的加速不是再加速的情况下，预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升为缓慢，在本次的加速为再加速的情况下，预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升为急速。
(4)在目标增压和实际增压的偏差大于规定的判断值的情况下(目标增压＞实际增压)，预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升为缓慢，在目标增压和实际增压的偏差小于上述判断值的情况下，预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升为急速。
(5)在由大涡轮转速传感器25检测的大涡轮增压器18的转速低于规定的判断值的情况下，预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升为缓慢，在大涡轮增压器18的转速高于上述判断值的情况下，预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升为急速。
本实施方式中，充填效率提高控制的充填效率提高幅度的基准值(初始值)被设定为大的值。而且，在上述步骤104中，在预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升为缓慢的情况下，执行使充填效率提高控制下的充填效率提高幅度缩小的处理(步骤106)。即，执行减小排气门打开时期的滞后量的处理，其结果是，缩小了气门重叠期间的进气压力和排气压力的差压。
接着上述步骤106的处理，根据充填效率提高控制的充填效率提高幅度，执行校正从小涡轮工作状态向大涡轮工作状态的切换点的处理(步骤108)。从图4得知，从小涡轮工作状态向大涡轮工作状态的最佳切换点根据充填效率提高幅度而不同。即，越在充填效率提高幅度大的情况下，最佳切换点越向高转速高负荷侧转移。为了应对该情况，在步骤108中，在充填效率提高幅度大的情况下，执行校正切换点的处理，以使切换点与充填效率提高幅度小的情况相比位于高转速高负荷侧。
根据以上说明的图6所示的程序的处理，在预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升为急速的情况下，可使向大涡轮增压器18切换前的空气量特性成为图4中的虚线所示的特性，另外，在预测为大涡轮增压器18产生的增压的上升为缓慢的情况下，可使向大涡轮增压器18切换前的空气量特性成为图5中的虚线所示的特性。因此，在大涡轮增压器18产生的增压的上升为缓慢、急速的任一种情况下，都能够可靠地抑制切换时产生空气量(增压)的高低差的现象，能够使转矩顺畅地上升。因此，得到优异的驾驶性能。
另外，在上述图6所示的程序中，在上述步骤104中分成缓慢或急速两阶段预测大涡轮增压器18产生的增压的上升，但本发明中，也可以多阶段或连续地预测该增压的上升的缓急，并基于该预测结果多阶段或连续地校正充填效率提高幅度。
另外，本实施方式中，对将本发明适用于柴油机(压缩点火内燃机)的控制的情况进行了说明，但本发明不限于柴油机的控制，也可适用于火花点火内燃机的控制。
另外，在本实施方式中，以在小涡轮工作状态中也使废气流入大涡轮增压器18的涡轮18a的系统的情况为例进行了说明，但本发明中也可以设置绕过大涡轮增压器18的涡轮18a的大涡轮旁通通路及对其进行开闭的开闭阀，在小涡轮工作状态时，不使废气流向大涡轮增压器18的涡轮18a而流向上述大涡轮旁通通路。
另外，在本实施方式中，对增压器为涡轮增压器的情况进行了说明，但本发明也可适用于增压器被内燃机的输出轴驱动的机械式增压器的情况。在如本实施方式的系统那样具备小增压器和大增压器的情况下，既可以是任一方是机械式增压器而另一方是涡轮增压器，也可以是两方均为机械式增压器。
另外，在本实施方式中，以具备小增压器和大增压器的系统为例进行了说明，但本发明也可以适用于增压器为一个、且在内燃机的工作点处于较低转速低负荷侧的情况下不使用增压器而在工作点处于高转速高负荷侧的情况下使用增压器的系统。
另外，本实施方式中，小涡轮增压器16相当于上述第二技术方案的“小增压器”，大涡轮增压器18相当于上述第一技术方案的“增压器”及上述第二技术方案的“大增压器”，小涡轮工作状态相当于上述第一技术方案的“增压器非工作状态”及上述第二技术方案的“小增压器工作状态”，大涡轮工作状态相当于上述第一技术方案的“增压器工作状态”及上述第二技术方案的“大增压器工作状态”，大涡轮转速传感器25或增压传感器39相当于上述第四技术方案的“检测单元”，水温传感器41相当于上述第五技术方案的“预热程度检测单元”。另外，对于ECU50，通过控制开闭阀22而切换小涡轮工作状态和大涡轮工作状态，来实现上述第一及第二技术方案的“增压切换单元”；通过在气门重叠期间控制排气VVT机构58(根据需要还可以包括进气VVT机构54)以不产生扫气，来实现上述第一及第二技术方案的“充填效率提高单元”；通过执行上述步骤104的处理，来实现上述第一及第二技术方案的“增压预测单元”；通过执行上述步骤106的处理，来实现上述第一及第二技术方案的“充填效率提高幅度控制单元”；通过执行上述步骤108的处理，来实现上述第六技术方案的“切换点校正单元”。