JP2004060551A

JP2004060551A - Control device of internal combustion engine

Info

Publication number: JP2004060551A
Application number: JP2002220786A
Authority: JP
Inventors: Kazuya Hasegawa; 長谷川　和也
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2002-07-30
Filing date: 2002-07-30
Publication date: 2004-02-26
Anticipated expiration: 2022-07-30
Also published as: JP4596726B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To increase a maximum output by eliminating a limitation by the limitation of the heat resistance of an engine. <P>SOLUTION: In a compression ignition engine, operating conditions are detected (S1), and it is determined whether the engine is in a compression ratio lowering control range pre-set in a high speed/high load range or not (S2). When the engine is in the compression ratio lowering range, the compression ratio of the engine is lowered by a compression ratio variable means, and an excess air ratio is increased (S3, S4).Thus the maximum output can be increased by achieving both the lowering of the temperature of combustion chamber component parts and the lowering of the temperature of exhaust gases. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関の制御装置に関し、詳しくは、高回転高負荷のときに最大燃焼圧力を低下させることで運転領域を拡大し、最高出力を効果的に向上できるようにした内燃機関の制御装置に関するものでである。
【０００２】
【従来の技術】
内燃機関は、圧縮比を高くすれば最大燃焼圧力が高くなって出力（燃費）を向上させることができるが、最大燃焼圧力が高くなると燃焼室内の熱伝導率が上昇して燃焼室を構成する部品への熱流束が増加することから、これらの部品の温度限界（耐熱限界）によって燃料噴射量が制限され、高負荷領域での運転が不可能となる。
【０００３】
これに対して、温度限界（耐熱限界）を高めるように燃焼室構成部品、特に、ピストン等の動作部品の強度を向上させると、今度は、慣性重量やフリクションが増加して高回転領域での運転が不可能となる。
従って、低負荷低回転領域では、圧縮比を高くして燃費を向上させ、高回転高負荷領域では、圧縮比を低くして運転可能領域を拡大しつつ最高出力を向上させることが望ましく、このように機関の負荷、回転速度に応じて圧縮比を変更可能とした内燃機関として、例えば、特開平９−２２８８５８号公報に記載されたものがある。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、近年、排気浄化の観点から、内燃機関の排気通路に排気を浄化するための排気浄化装置を配設することが一般的になっているが、かかる排気浄化装置を上記従来のものに適用しようとすると、以下のような問題が生じる。
高回転時に圧縮比を低下させて最大燃焼圧力を低下させると、燃焼速度が低下して燃焼期間が延びるため、膨張行程において、ピストンが圧縮上死点から離れたところで燃焼する燃料の割合が増加し、排気中に放出される燃焼エネルギーも増加することから排気温度が上昇することになる。排気温度が上昇し過ぎると排気浄化装置が熱損するおそれがあるので、前記圧縮比の低下（最大燃焼圧力の低下）は、排気温度が前記排気浄化装置に応じて定まる上限温度とならない範囲で行う必要がある。すなわち、最大燃焼圧力の低下（圧縮比の低下）可能な範囲が排気浄化装置によって制限を受けることになるため、高回転高負荷領域において運転できない領域が生じてしまい、この結果、最大燃焼圧力の低下によって得られる最高出力の向上代が低下してしまうという問題があった。
【０００５】
本発明は、このような問題に対処するためになされたものであり、高回転高負荷のときに、機関の温度限界による制限をなくし、運転可能領域を拡大して最高出力を向上できるようにした内燃機関の制御装置を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
このため、本発明に係る内燃機関の制御装置は、高回転高負荷のときに、最大燃焼圧力を低下すると共に空気過剰率を増大するようにした。
【０００７】
【発明の効果】
本発明に係る内燃機関の制御装置によれば、高回転高負荷域において、最大燃焼圧力の低下によって機関の燃焼室構成部品の温度を低下させると共に、空気過剰率の増大によって排気温度を低下させることができるので、これらの温度限界によって制限されていた最高出力点を向上させることができる。
【０００８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。
図１は、本発明の第１実施形態に係る圧縮着火式エンジンのシステム図である。図１に示すように、本実施形態に係るエンジン本体１は、吸気ポート２、吸気バルブ３、燃料噴射装置４、ピストン５、吸気バルブ６、排気ポート７、過給機８、可変圧縮比機構９及びエンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）２０を備えて構成される。
【０００９】
吸気ポート２の上流側には吸気通路１０が接続され、空気量測定用のエアフロメーター、エアクリーナ（いずれも図示省略）等が配設されている。吸入空気は、吸気バルブ３を介してシリンダ１１内に導入され、燃料噴射装置４からの燃料噴射により混合気が形成される。そして、ピストン５の上昇により混合気を圧縮して着火燃焼させる。燃焼排気は、排気バルブ６、排気ポート７を介して排気通路１２に排出される。
【００１０】
前記過給機８（吸気量可変手段に相当する）は、可変ノズル機構付ターボチャージャー（以下、Ｖ／Ｎターボチャージャーという）であって、吸気通路１０中に配設されるコンプレッサ８１と、排気通路１２中の配設されるタービン８２と、コンプレッサ８１及びタービン８２とを結合する結合シャフト８３と、そのノズルが制御されることで過給圧を可変する可変ノズル機構８４と、を含んで構成される。なお、過給圧を制御しつつ過給できるものであれば他の構成のものであってもよい。
【００１１】
前記可変圧縮比機構９（圧縮比可変手段に相当する）は、ピストン５に揺動可能に連結されるコンロッド９１と、このコンロッド９１とクランクシャフト（の偏心軸）９２とを連結する第１リンク９３と、この第１リンク９３に一端が連結され、他端が偏心シャフト９４に揺動可能に支持される第２リンク９５と、を含んで構成される。なお、圧縮比を可変できれば他の構成のものであってもよい。
【００１２】
前記ＥＣＵ２０は、クランク角センサ１４が検出したエンジン回転速度信号、アクセル開度センサ１５が検出したアクセル開度信号（負荷）等に基づいて運転条件を判定し、燃料噴射量、燃料噴射時期、Ｖ／Ｎターボチャージャー８（の可変ノズル機構８４）のノズル角度を算出する。そして、この算出結果に基づいて、燃料噴射制御部２１は前記燃料噴射装置４を制御し、Ｖ／Ｎターボチャージャー制御部２２は前記可変ノズル機構８４を制御する。また、可変圧縮比制御部２３は前記可変圧縮比機構９の偏心シャフト９４を回転させて第２リンク９５の支持位置を変化させる。この結果、第１リンク９３の傾斜角が変化し、ピストン５の行程（上死点位置）が変化して圧縮比を変更する。
【００１３】
次に、本実施形態の特徴的な動作について説明する。
まず、本実施形態では、高回転・高負荷領域、すなわち、最大出力点付近においては、前記可変圧縮比機構９によりピストン５の圧縮上死点位置を下げることで圧縮比を低下して最大燃焼圧力Ｐｍａｘを低下する。これは、エンジン最高出力を向上させるためである。
【００１４】
すなわち、最大燃焼圧力Ｐｍａｘが上昇するのに伴い、燃焼室内の熱伝達率αが上昇することから（図２参照）、最大燃焼圧力Ｐｍａｘが高くなるにつれて、ピストン５等の燃焼室構成部品への熱流速が増加する。このため、前記燃焼室構成部品の温度限界（耐熱限界）によって高負荷領域での運転が制限され、エンジン最高出力も制限されることになる。そこで、最大燃焼圧力Ｐｍａｘを低下することで、前記燃焼室構成部品の温度がその限界温度とならないようにし、前記燃焼室構成部品の耐熱限界からくる制限をなくし、エンジン最高出力の向上を図るのである。
【００１５】
より具体的に説明すると、図３（最大出力点付近の燃焼室内のガス温度履歴）及び図４（Ｐ−Ｖ線図）に示すように、従来のもの、すなわち、高回転高負荷運転領域で圧縮比を低下させないものに比べて、着火直前のガス温度及び筒内圧力が低くなるため、燃焼による最高温度到達点及び最大燃焼圧力も低下する。そして、最大燃焼圧力が低下すると燃焼ガスから燃焼室構成部品への熱伝達率が低下し、燃焼温度も低下するため熱流速が低下する。この結果、燃焼室構成部品の温度も低下するので、運転可能領域の制限（エンジン最高出力の制限）を解除できるのである。
【００１６】
また、最大燃焼圧力の低下に伴って動作部品（ピストン５等）の軽量化、簡素化を図ることができるので、エンジンの高回転化が可能となる。つまり、圧縮着火式エンジンに、従来ガソリンエンジンにおいて採用されていた本体系を共用化することも可能であり、更に、フリクションも低下するので燃費向上を図ることもできる。
【００１７】
但し、このように最大燃焼圧力を低下すると、低圧縮化によって燃焼が緩慢となり、排気損失も増大するので排気温度が上昇してしまう。特に、排気通路１２中に排気浄化装置（図示省略）が介装されている場合、排気温度が過度に上昇すると排気浄化装置が熱損してしまうことから、図５において実線で示すように、Ｐｍａｘ０なる最大燃焼圧力は、排気浄化装置に応じて定まる上限温度Ｔｕに対応するＰｍａｘ１までしか低下させることができない。これは、最大燃焼圧力を、例えばＰｍａｘ１よりも低いＰｍａｘ２まで低下させると、排気温度が前記上限温度Ｔｕを超えてしまい、排気浄化装置の熱損を招くことになるからである。
【００１８】
このように、排気浄化装置によって最大燃焼圧力を低下できる領域（最大燃焼圧力低下可能領域）が制限を受けることになるため、高回転・高負荷域で運転できない領域が生じ、これによって、図６に示すように、最高出力の向上代が低下することになる。すなわち、上記最大燃焼圧力低下可能領域の制限により、最大燃焼圧力をＰｍａｘ１までしか低下できないので、最高出力の向上代ａ１を得ることができるが、最大燃焼圧力をＰｍａｘ２まで低下したら得られるであろう向上代ａ２（＞ａ１）を得ることができず、いわば、その分の向上代が低下することになる。
【００１９】
そこで、本実施形態では、圧縮比を低下して最大燃焼圧力を低下すると共に、排気温度を低下させることで上記制限をなくし、前記最高出力の向上代を十分に確保できるようにしている。以下、排気温度の低下について説明する。
まず、エンジン要求出力Ｐｗと空気過剰率λとの関係について説明する。図７において破線で示すように、従来の圧縮着火式エンジンでは、要求出力Ｐｗの増大に伴って空気過剰率λが小さくなり、その下限値としては、黒煙及びＰＭ排出量の限界からλ＝１．２付近を採用している。
【００２０】
次に、排気温度Ｔｅｘｈと空気過剰率λとの関係について説明する。図８に示すように、空気過剰率λを増大させることにより、等燃料噴射時、すなわち、等出力時における排気温度Ｔｅｘｈが低下することが確認されている。なお、このときの排気温度の低下分は実験等により求めるこができるが、本実施形態では、空気過剰率λが０．０５大きくなると排気温度は３０Ｋ程度低下した。
【００２１】
従って、圧縮比を低下（最大燃焼圧力を低下）することにより生じる排気温度の上昇分のうち、前記上限温度Ｔｕを超える分（図５においてｔで示す）を低下させるように、空気過剰率λを増大すれば（すなわち、吸気量を増大すれば）、排気温度Ｔｅｘｈが前記上限温度Ｔｕを超えることを回避でき、上述したような排気浄化装置による制限をなくすことができる。これにより、高回転・高負荷域における運転可能領域を拡大し、最高出力を増大させることができる。
【００２２】
より具体的には、図７において実線で示すように、高負荷域（最大出力点付近）で空気過剰率をλ１からλ２（＞λ１）に増大することで、圧縮比を低下して最大燃焼圧力をＰｍａｘ２まで低下するようにしても、排気温度Ｔｅｘｈが前記上限温度Ｔｕ以下となるので（図５の破線）、上記制限による最高出力の向上代の低下を防止し、最高出力を増大できる（図６参照）。
【００２３】
以上のように、本実施形態では、高回転・高負荷域において、前記圧縮比可変機構９により圧縮比を低下して最大燃焼圧力を低下すると共に、前記Ｖ／Ｎターボチャージャー８によって過給圧を上昇させることにより空気過剰率λを増大（吸気量を増大）することで、圧縮比を低下することで可能となる燃焼室構成部品の温度を低下させること、圧縮比を低下すると上昇してしまう排気温度を低下させること、という従来トレードオフの関係にあったものを両立させることが可能となり、高出力化を実現した圧縮着火式エンジンとすることができるのである。
【００２４】
図９は、以上説明した圧縮比低下制御（すなわち、最大燃焼圧力の低下制御）及び排気温度低下制御（すなわち、空気過剰率λの増大制御）のフローチャートである。図９において、ステップ１（図では、Ｓ１と記す。以下同じ）では、エンジンの回転速度Ｎｅ及び負荷Ｔを検出する。
ステップ２では、圧縮比を低下する領域（圧縮比低下制御領域）であるか否かを判断する。この判断は、エンジン運転条件が高回転高負荷領域に設定された圧縮比低下制御領域であるか否かを判断するものであり、具体的には、ステップ１で検出した回転速度Ｎｅ及び負荷Ｔに基づいて、図１０に示すマップを参照することにより行う。そして、圧縮比低下制御領域であればステップ３に進み、圧縮比低下制御領域でなければ終了する。
【００２５】
ステップ３では、圧縮比の低下制御を実行する。かかる制御は、上述したように、可変圧縮比機構９によってピストン５の圧縮上死点位置を下げることにより行う。
ステップ４では、空気過剰率λの増大制御を実行する。かかる制御は、上述したように、Ｖ／Ｎターボチャージャー８のノズル制御によって過給圧を上昇させることにより行う。
【００２６】
以上説明した実施形態（第１実施形態）では、以下のような効果を有する。
（１）可変圧縮比機構９によって圧縮比を低下することで最大燃焼圧力を低下することができ、Ｖ／Ｎターボチャージャー８のノズル制御によって過給圧を上昇させることで空気過剰率（吸気量）を増大できるので、高回転高負荷において、前記可変圧縮機構９及びＶ／Ｎターボチャージャー８の駆動を制御することにより、エンジンの燃焼室構成部品の温度と排気温度とを同時に低下させることができる。なお、前記可変圧縮比機構９は圧縮比を可変できるので、上記のように、高回転高負荷では圧縮比を低下させる一方、それ以外の領域では高い圧縮比を保つようにすることで、広い運転領域において燃費向上を図ることができる。
（２）また、排気温度が排気浄化装置に応じて定まる限界温度以下となるように空気過剰率（吸気量）を増大させるので、最大燃焼圧力を低下した場合であっても、排気浄化装置の熱損を確実に回避できると共に、かかる排気浄化装置の熱損を回避するために制限されていた領域での運転も可能となる。これにより、最大燃焼圧力を低下することによって得られる最高出力の向上代を、運転領域の制限により低下させることなく、そのまま享受できる。
（３）可変圧縮比機構９は、ピストンの上死点位置を変更することで容易に圧縮比を可変できるので、高回転高負荷域において、容易かつ速やかに圧縮比を低下させることができることができる。
（４）Ｖ／Ｎターボチャージャー８のノズル制御によって過給圧を増大させて空気過剰率を増大するので、高出力時であっても確実に空気過剰率を増大することができる。
【００２７】
次に本発明の第２実施形態について説明する。
図１１は、本発明の第２実施形態に係る圧縮着火式エンジンのシステム図である。図に示すように、本実施形態に係る圧縮着火式エンジンは、Ｖ／Ｎターボチャージャー８を備えておらず、吸気バルブ制御装置３１及び排気バルブ制御装置６１（これらが可変バルブ装置に相当する）を備えている点が前記第１実施形態と異なる。これに伴い、ＥＣＵ２０は、前記Ｖ／Ｎターボチャージャー制御部２２に代えてバルブ制御部２４を備える。なお、その他の構成は、前記第１実施形態と同じである。
【００２８】
前記吸気バルブ制御装置３１は、吸気バルブ３のバルブタイミング、バルブ作動角及びバルブリフト量を可変するものであり、バルブ作動角及びバルブリフト量を可変する可変動弁システム（図１２参照）とバルブ作動角を一定としつつその開閉タイミングを可変する可変バルブタイミングシステム（図１３参照）との双方を適用したものである。
【００２９】
前記排気バルブ制御装置６１は、排気バルブ６のバルブタイミングを可変するものであり、前記可変バルブタイミングシステム（図１３参照）を適用したものである。なお、前記可変動弁システム及び可変バルブタイミングシステムは、公知の構成のものを用いればよく、ここでの説明は省略する（特開昭５５−１３７３０５号公報、特開平８−１７７４３４号公報等参照）。
【００３０】
本実施形態（第２実施形態）においても、前記第１実施形態と同様に、可変圧縮比機構９により圧縮比を低下して最大燃焼圧力を低下すると共に、空気過剰率λを増大して排気温度を低下させることで、前記最高出力の向上代を十分に確保できるようにしているが、空気過剰率λ（吸気量）を増大する方法が前記第１実施形態と異なる。すなわち、本実施形態では、前記吸気バルブ制御装置３１及び排気バルブ制御装置６１を駆動して、吸気バルブ３及び排気バルブ６のバルブ特性を以下のように制御することによって空気過剰率λを増大する。なお、本実施形態では、吸気バルブ３及び排気バルブ５のバルブ特性を制御しているが、後述するように、いずれか一方のバルブ特性を制御するものであってもよい。
【００３１】
具体的には、図１４に示すように、本実施形態におけるバルブ特性（実線）は、従来のバルブ特性（破線）と比べて、吸気バルブ３のバルブ作動角及びバルブリフト量を大きくしている。また、吸気バルブ３の作動中心角を遅角して、その閉時期を遅角させている。更にまた、排気バルブ６の作動中心角を遅角して、その閉時期を遅角させることで、バルブオーバーラップ期間（量）を増大させている。なお、吸気バルブ制御装置３１によって吸気バルブ３のバルブ作動角及びバルブリフト量を制御すると有効圧縮比が変化することになるが、この変化は、可変圧縮比機構９による圧縮比の変化に比べて十分に小さいので、圧縮比を低下した効果を損なうものではない（無視できるものである。）
また、本実施形態において、排気バルブ６の作動中心角を遅角すると、その開時期も遅角させることになる。これは膨張比を大きくすることになるため、燃焼ガスの持つエネルギーを仕事として取り出す量が増加する。この結果、更なる排気温度の低下を図ることも可能となる（図１５参照）。
【００３２】
図１６は、以上説明した第２実施形態における圧縮比の低下制御（すなわち、最大燃焼圧力の低下）及び空気過剰率λの増大制御（すなわち、排気温度の低下）のフローチャートである。図１６において、ステップ１１〜１３までは、前記第１実施形態におけるステップ１〜３までと同様である。ステップ１４では、吸気バルブ３及び排気バルブ６のバルブ制御を実行する。具体的には、上述したように、前記吸気バルブ制御装置３１及び排気バルブ制御装置６１を駆動して、吸気バルブ３のバルブリフト量及びバルブ作動角を増加させると共に、排気バルブ６の作動中心角を遅角させ、排気バルブ６の開時期、閉時期を遅角させる。
【００３３】
以上説明した第２実施形態では、以下のような効果を有する。
（１）高回転・高負荷領域において、吸気バルブ制御装置３１を駆動して吸気バルブ３のバルブリフト量を大きくすることにより通気抵抗を小さくし、バルブ作動角を大きくすることにより体積効率を向上できる。これにより、空気過剰率を増大して排気温度を低下させることができる。
（２）高回転・高負荷領域において、吸気バルブ制御装置３１を駆動して吸気バルブ３の閉時期を遅角させるので、高回転域での慣性効果を有効に利用して吸気効率を向上できる。これにより、空気過剰率を増大して排気温度を低下させることができる。
（３）高回転・高負荷領域において、バルブオーバーラップ量を増大させるので、高回転域での掃気効果を利用して体積効率を向上できる。これにより、空気過剰率を増大して排気温度を低下させることができる。
（４）また、以上説明した空気過剰率の増大に加えて、排気バルブ６の開時期を遅角させることによって、膨張率が増加し、筒内燃焼ガスの持つエネルギーを仕事として取り出す量をより大きくできるので、排気中の放出される燃焼エネルギーを減少できる。これにより、排気温度の更なる低下が可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態に係るシステム構成図である。
【図２】最大燃焼圧力Ｐｍａｘと燃焼室内熱伝導率αとの関係を示す図である。
【図３】本実施形態における燃焼室内ガス温度履歴と従来の機関における燃焼室内ガス温度履歴とを比較説明する図である。
【図４】本実施形態におけるＰ−Ｖ線図と従来の機関におけるＰ−Ｖ線図とを比較説明する図である。
【図５】最大燃焼圧力Ｐｍａｘの変化に対する排気温度Ｔｅｘｈの変化を説明する図である。
【図６】最大燃焼圧力Ｐｍａｘの変化に対する最高出力の変化（最高出力の向上代）を説明する図である。
【図７】出力Ｐｗに対する空気過剰率λの変化を説明する図である。
【図８】出力Ｐｗと排気温度Ｔｅｘｈの関係を説明する図である。
【図９】第１実施形態における圧縮比低下制御及び排気温度低下制御を示すフローチャートである。
【図１０】圧縮比低下制御（及び排気温度低下制御）を行う領域を説明する図である。
【図１１】本発明の第２実施形態に係るシステム構成図である。
【図１２】可変動弁システムによるバルブ特性の変化を説明する図である。
【図１３】可変バルブタイミングシステムによるバルブ特性の変化を説明する図である。
【図１４】第２実施形態における吸気バルブ及び排気バルブのバルブ特性と従来の機関におけるバルブ特性とを比較説明する図である。
【図１５】高膨張比化（吸気バルブの開時期の遅角化）による仕事量の増加を説明する図である。
【図１６】第２実施形態における圧縮比低下制御及び排気温度低下制御を示すフローチャートである。
【符号の説明】
１…エンジン本体、３…吸気バルブ、６…排気バルブ、８…Ｖ／Ｎターボチャージャー（過給機）、９…可変圧縮比機構、１４…クランク角センサ、１５…アクセル開度センサ、２０…ＥＣＵ（エンジンコントロールユニット）、３１…吸気バルブ制御装置、６１…排気バルブ制御装置[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an internal combustion engine, and more particularly, to a control device for an internal combustion engine in which the maximum combustion pressure is reduced at a high rotation speed and a high load to expand an operation range and effectively improve the maximum output. It concerns the device.
[0002]
[Prior art]
In the internal combustion engine, the output (fuel efficiency) can be improved by increasing the maximum combustion pressure by increasing the compression ratio. However, when the maximum combustion pressure is increased, the heat conductivity in the combustion chamber is increased to form the combustion chamber. Since the heat flux to the parts increases, the fuel injection amount is limited by the temperature limit (heat resistance limit) of these parts, and operation in a high load region becomes impossible.
[0003]
On the other hand, if the strength of the combustion chamber components, especially the operating components such as pistons, is increased to raise the temperature limit (heat resistance limit), then the inertia weight and friction increase, and Driving becomes impossible.
Therefore, it is desirable to improve the fuel efficiency by increasing the compression ratio in the low-load and low-speed range, and to improve the maximum output while lowering the compression ratio and expanding the operable range in the high-speed and high-load range. An internal combustion engine whose compression ratio can be changed in accordance with the load and rotation speed of the engine as described above is disclosed, for example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-228858.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in recent years, from the viewpoint of exhaust purification, it is common to provide an exhaust purification device for purifying exhaust gas in an exhaust passage of an internal combustion engine. Attempting to do so causes the following problems.
If the maximum combustion pressure is reduced by lowering the compression ratio at high revolutions, the combustion speed is reduced and the combustion period is extended, so the proportion of fuel burned when the piston is away from the compression top dead center during the expansion stroke increases However, since the combustion energy released into the exhaust gas also increases, the exhaust gas temperature rises. If the exhaust gas temperature rises excessively, the exhaust gas purification device may be damaged by heat. Therefore, the compression ratio is reduced (the maximum combustion pressure is reduced) within a range where the exhaust gas temperature does not reach the upper limit temperature determined according to the exhaust gas purification device. There is a need. That is, since the range in which the maximum combustion pressure can be reduced (the compression ratio can be reduced) is limited by the exhaust gas purification device, a region in which the operation cannot be performed in the high-speed high-load region is generated. There has been a problem that the reduction in the maximum output obtained by the reduction is reduced.
[0005]
The present invention has been made in order to address such a problem, and in the case of a high rotation and a high load, it is possible to eliminate a limit due to a temperature limit of an engine and to expand an operable region to improve a maximum output. It is an object of the present invention to provide a control device for an internal combustion engine.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
For this reason, the control device for an internal combustion engine according to the present invention reduces the maximum combustion pressure and increases the excess air ratio at the time of high rotation and high load.
[0007]
【The invention's effect】
ADVANTAGE OF THE INVENTION According to the control apparatus of the internal combustion engine which concerns on this invention, in a high rotation high load area | region, while reducing the temperature of the combustion chamber components of an engine by the fall of the maximum combustion pressure, the exhaust gas temperature is reduced by increasing the excess air ratio. Therefore, the maximum output point limited by these temperature limits can be improved.
[0008]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
FIG. 1 is a system diagram of a compression ignition type engine according to a first embodiment of the present invention. As shown in FIG. 1, an engine body 1 according to the present embodiment includes an intake port 2, an intake valve 3, a fuel injection device 4, a piston 5, an intake valve 6, an exhaust port 7, a supercharger 8, a variable compression ratio mechanism. 9 and an engine control unit (ECU) 20.
[0009]
An intake passage 10 is connected upstream of the intake port 2, and an air flow meter for measuring the amount of air, an air cleaner (both not shown), and the like are provided. The intake air is introduced into the cylinder 11 via the intake valve 3, and a fuel-air mixture is formed by fuel injection from the fuel injection device 4. The air-fuel mixture is compressed by the rise of the piston 5 and ignited and burned. The combustion exhaust is exhausted to an exhaust passage 12 via an exhaust valve 6 and an exhaust port 7.
[0010]
The supercharger 8 (corresponding to an intake air amount varying means) is a turbocharger with a variable nozzle mechanism (hereinafter, referred to as a V / N turbocharger), which includes a compressor 81 disposed in the intake passage 10 and an exhaust gas. A turbine 82 disposed in the passage 12, a coupling shaft 83 that couples the compressor 81 and the turbine 82, and a variable nozzle mechanism 84 that varies the supercharging pressure by controlling the nozzle thereof. Is done. Note that another configuration may be used as long as the supercharging can be performed while controlling the supercharging pressure.
[0011]
The variable compression ratio mechanism 9 (corresponding to a compression ratio variable means) includes a connecting rod 91 that is swingably connected to the piston 5 and a first link that connects the connecting rod 91 and (an eccentric shaft of) a crankshaft 92. 93, and a second link 95 having one end connected to the first link 93 and the other end swingably supported by the eccentric shaft 94. Note that another configuration may be used as long as the compression ratio can be changed.
[0012]
The ECU 20 determines operating conditions based on an engine rotation speed signal detected by the crank angle sensor 14, an accelerator opening signal (load) detected by the accelerator opening sensor 15, and the like, and determines a fuel injection amount, a fuel injection timing, V / N The nozzle angle of the turbocharger 8 (the variable nozzle mechanism 84 thereof) is calculated. Then, based on the calculation result, the fuel injection control unit 21 controls the fuel injection device 4, and the V / N turbocharger control unit 22 controls the variable nozzle mechanism 84. Further, the variable compression ratio control unit 23 changes the support position of the second link 95 by rotating the eccentric shaft 94 of the variable compression ratio mechanism 9. As a result, the inclination angle of the first link 93 changes, the stroke (top dead center position) of the piston 5 changes, and the compression ratio changes.
[0013]
Next, a characteristic operation of the present embodiment will be described.
First, in the present embodiment, in the high rotation / high load region, that is, in the vicinity of the maximum output point, the compression ratio is lowered by lowering the compression top dead center position of the piston 5 by the variable compression ratio mechanism 9 to reduce the maximum combustion. The pressure Pmax is reduced. This is to improve the maximum output of the engine.
[0014]
That is, since the heat transfer coefficient α in the combustion chamber increases as the maximum combustion pressure Pmax increases (see FIG. 2), as the maximum combustion pressure Pmax increases, the components to the combustion chamber components such as the piston 5 increase. The heat flow rate increases. For this reason, the operation in the high load region is limited by the temperature limit (heat resistance limit) of the combustion chamber component, and the maximum engine output is also limited. Therefore, by lowering the maximum combustion pressure Pmax, the temperature of the combustion chamber components is prevented from reaching its limit temperature, and the limitation due to the heat resistance limit of the combustion chamber components is eliminated, thereby improving the maximum output of the engine. is there.
[0015]
More specifically, as shown in FIG. 3 (history of gas temperature in the combustion chamber near the maximum output point) and FIG. 4 (PV diagram), in the conventional one, that is, in the high rotation and high load operation region. Since the gas temperature and the in-cylinder pressure immediately before ignition are lower than those in which the compression ratio is not reduced, the maximum temperature reaching point and the maximum combustion pressure due to combustion are also reduced. When the maximum combustion pressure decreases, the heat transfer rate from the combustion gas to the combustion chamber components decreases, and the combustion temperature also decreases, so that the heat flow rate decreases. As a result, the temperature of the combustion chamber components also decreases, so that the limitation on the operable region (the limitation on the maximum engine output) can be released.
[0016]
In addition, the weight and simplification of the operating components (such as the piston 5) can be reduced as the maximum combustion pressure decreases, so that the engine can be rotated at a higher speed. That is, it is possible to share the main body system conventionally used in gasoline engines with the compression ignition type engine, and it is also possible to improve the fuel efficiency because the friction is reduced.
[0017]
However, if the maximum combustion pressure is reduced in this way, combustion becomes slow due to low compression and exhaust loss increases, so that the exhaust temperature rises. In particular, when an exhaust gas purification device (not shown) is interposed in the exhaust passage 12, if the exhaust gas temperature rises excessively, the exhaust gas purification device will suffer heat loss. Therefore, as shown by a solid line in FIG. Can be reduced only to Pmax1 corresponding to the upper limit temperature Tu determined according to the exhaust gas purification device. This is because, if the maximum combustion pressure is reduced to, for example, Pmax2 lower than Pmax1, the exhaust gas temperature exceeds the upper limit temperature Tu, which causes heat loss of the exhaust gas purification device.
[0018]
As described above, the region where the maximum combustion pressure can be reduced (the region where the maximum combustion pressure can be reduced) is restricted by the exhaust gas purification device, so that a region where the operation cannot be performed in the high rotation / high load region occurs. As shown in the figure, the increase in the maximum output is reduced. That is, since the maximum combustion pressure can be reduced only to Pmax1 due to the limitation of the maximum combustion pressure reduction possible region, an improvement margin a1 of the maximum output can be obtained. However, if the maximum combustion pressure is reduced to Pmax2, it will be obtained. The improvement allowance a2 (> a1) cannot be obtained, so that the improvement allowance decreases.
[0019]
Therefore, in the present embodiment, the compression ratio is lowered to lower the maximum combustion pressure, and the exhaust temperature is lowered to eliminate the above-mentioned limitation, thereby making it possible to sufficiently secure the increase in the maximum output. Hereinafter, the decrease in the exhaust gas temperature will be described.
First, the relationship between the required engine output Pw and the excess air ratio λ will be described. As shown by the broken line in FIG. 7, in the conventional compression ignition type engine, the excess air ratio λ decreases as the required output Pw increases, and the lower limit thereof is λ = from the limits of black smoke and PM emissions. 1.2 is adopted.
[0020]
Next, the relationship between the exhaust gas temperature Texh and the excess air ratio λ will be described. As shown in FIG. 8, it has been confirmed that the exhaust gas temperature Texh at the time of equal fuel injection, that is, at the time of equal output, decreases by increasing the excess air ratio λ. The amount of decrease in the exhaust gas temperature at this time can be obtained by experiments or the like. However, in this embodiment, when the excess air ratio λ increases by 0.05, the exhaust gas temperature decreases by about 30K.
[0021]
Accordingly, the excess air ratio λ is reduced so that the excess of the exhaust gas temperature caused by lowering the compression ratio (lowering the maximum combustion pressure), which exceeds the upper limit temperature Tu (indicated by t in FIG. 5), is reduced. Is increased (that is, if the intake air amount is increased), it is possible to prevent the exhaust gas temperature Texh from exceeding the upper limit temperature Tu, and to eliminate the above-described limitation by the exhaust gas purification device. As a result, the operable region in the high rotation / high load region can be expanded, and the maximum output can be increased.
[0022]
More specifically, as shown by the solid line in FIG. 7, by increasing the excess air ratio from λ1 to λ2 (> λ1) in a high load region (near the maximum output point), the compression ratio is reduced to maximize the combustion. Even when the pressure is reduced to Pmax2, the exhaust temperature Texh becomes equal to or lower than the upper limit temperature Tu (broken line in FIG. 5), so that it is possible to prevent a reduction in the maximum output increase due to the above-described limitation and increase the maximum output ( See FIG. 6).
[0023]
As described above, in the present embodiment, in the high rotation speed / high load range, the compression ratio is reduced by the compression ratio variable mechanism 9 to reduce the maximum combustion pressure, and the V / N turbocharger 8 is used to increase the supercharging pressure. By increasing the excess air ratio λ (increasing the intake air amount) by increasing the compression ratio, it is possible to lower the temperature of the components of the combustion chamber, which is enabled by lowering the compression ratio. Thus, it is possible to achieve both a conventional trade-off relationship of lowering the exhaust gas temperature, and to achieve a compression ignition engine realizing high output.
[0024]
FIG. 9 is a flowchart of the above-described compression ratio lowering control (that is, control of lowering the maximum combustion pressure) and exhaust gas temperature lowering control (that is, control of increasing the excess air ratio λ). In FIG. 9, in step 1 (referred to as S1 in the figure, the same applies hereinafter), the engine rotation speed Ne and the load T are detected.
In step 2, it is determined whether or not the region is a region where the compression ratio is reduced (compression ratio reduction control region). This determination is for determining whether or not the engine operating condition is in the compression ratio reduction control region set in the high rotation and high load region. Specifically, the rotation speed Ne and load T detected in step 1 are determined. Is performed by referring to the map shown in FIG. If it is in the compression ratio reduction control region, the process proceeds to step 3, and if it is not in the compression ratio reduction control region, the process ends.
[0025]
In step 3, control for lowering the compression ratio is performed. Such control is performed by lowering the compression top dead center position of the piston 5 by the variable compression ratio mechanism 9 as described above.
In step 4, the control for increasing the excess air ratio λ is executed. Such control is performed by increasing the supercharging pressure by controlling the nozzle of the V / N turbocharger 8 as described above.
[0026]
The embodiment (first embodiment) described above has the following effects.
(1) The maximum combustion pressure can be reduced by lowering the compression ratio by the variable compression ratio mechanism 9, and the supercharging pressure is increased by controlling the nozzle of the V / N turbocharger 8 to increase the excess air ratio (intake air amount). By controlling the driving of the variable compression mechanism 9 and the V / N turbocharger 8 at high rotation and high load, the temperature of the combustion chamber components of the engine and the exhaust gas temperature can be simultaneously reduced. it can. Since the variable compression ratio mechanism 9 can change the compression ratio, as described above, the compression ratio is reduced at a high rotation and a high load, while maintaining a high compression ratio in other regions. Fuel efficiency can be improved in the driving range.
(2) Further, since the excess air ratio (intake air amount) is increased so that the exhaust gas temperature becomes equal to or lower than the limit temperature determined according to the exhaust gas purification device, even if the maximum combustion pressure is reduced, the exhaust gas purification device is not used. In addition to reliably avoiding heat loss, it is also possible to operate the exhaust gas purification device in a region limited to avoid heat loss. Thereby, the improvement margin of the maximum output obtained by lowering the maximum combustion pressure can be enjoyed as it is without being reduced by the limitation of the operation region.
(3) Since the variable compression ratio mechanism 9 can easily change the compression ratio by changing the position of the top dead center of the piston, the compression ratio can be easily and quickly reduced in a high rotation and high load region. it can.
(4) Since the supercharging pressure is increased by the nozzle control of the V / N turbocharger 8 to increase the excess air ratio, the excess air ratio can be reliably increased even at the time of high output.
[0027]
Next, a second embodiment of the present invention will be described.
FIG. 11 is a system diagram of a compression ignition type engine according to the second embodiment of the present invention. As shown in the figure, the compression ignition engine according to the present embodiment does not include the V / N turbocharger 8, and the intake valve control device 31 and the exhaust valve control device 61 (these correspond to the variable valve device). Is different from the first embodiment. Accordingly, the ECU 20 includes a valve control unit 24 instead of the V / N turbocharger control unit 22. The other configuration is the same as that of the first embodiment.
[0028]
The intake valve control device 31 varies a valve timing, a valve operating angle and a valve lift of the intake valve 3. A variable valve system (see FIG. 12) for varying the valve operating angle and the valve lift is provided. The present invention employs both a variable valve timing system (see FIG. 13) for varying the opening / closing timing while keeping the operating angle constant.
[0029]
The exhaust valve control device 61 varies the valve timing of the exhaust valve 6, and employs the variable valve timing system (see FIG. 13). The variable valve timing system and the variable valve timing system may have a known configuration, and a description thereof will be omitted (see JP-A-55-137305, JP-A-8-177434, and the like). ).
[0030]
Also in the present embodiment (second embodiment), similarly to the first embodiment, the compression ratio is reduced by the variable compression ratio mechanism 9 to lower the maximum combustion pressure, and the excess air ratio λ is increased to reduce the exhaust gas. By lowering the temperature, it is possible to sufficiently secure the margin for improving the maximum output. However, the method of increasing the excess air ratio λ (intake air amount) is different from that of the first embodiment. That is, in the present embodiment, the excess air ratio λ is increased by driving the intake valve control device 31 and the exhaust valve control device 61 to control the valve characteristics of the intake valve 3 and the exhaust valve 6 as follows. . In the present embodiment, the valve characteristics of the intake valve 3 and the exhaust valve 5 are controlled. However, as will be described later, one of the valve characteristics may be controlled.
[0031]
Specifically, as shown in FIG. 14, the valve characteristics (solid line) in the present embodiment have a larger valve operating angle and valve lift of the intake valve 3 than the conventional valve characteristics (dashed line). . Further, the operation center angle of the intake valve 3 is retarded, and the closing timing thereof is retarded. Furthermore, the valve overlap period (amount) is increased by retarding the operation center angle of the exhaust valve 6 and retarding the closing timing. When the valve operating angle and the valve lift of the intake valve 3 are controlled by the intake valve control device 31, the effective compression ratio changes. This change is smaller than the change in the compression ratio by the variable compression ratio mechanism 9. Since it is sufficiently small, it does not impair the effect of reducing the compression ratio (it can be ignored).
In the present embodiment, when the operating center angle of the exhaust valve 6 is retarded, the opening timing thereof is also retarded. Since this increases the expansion ratio, the amount of energy of the combustion gas taken out as work increases. As a result, it is possible to further lower the exhaust gas temperature (see FIG. 15).
[0032]
FIG. 16 is a flowchart of control for lowering the compression ratio (that is, lowering the maximum combustion pressure) and control for increasing the excess air ratio λ (that is, lowering the exhaust gas temperature) in the second embodiment described above. In FIG. 16, steps 11 to 13 are the same as steps 1 to 3 in the first embodiment. In step 14, valve control of the intake valve 3 and the exhaust valve 6 is executed. More specifically, as described above, the intake valve control device 31 and the exhaust valve control device 61 are driven to increase the valve lift amount and the valve operating angle of the intake valve 3 and to operate the exhaust valve 6 at the central operating angle. And the opening timing and closing timing of the exhaust valve 6 are retarded.
[0033]
The second embodiment described above has the following effects.
(1) In the high rotation and high load region, the intake valve control device 31 is driven to increase the valve lift of the intake valve 3 to reduce the ventilation resistance and increase the valve operating angle to improve the volumetric efficiency. it can. This makes it possible to increase the excess air ratio and lower the exhaust gas temperature.
(2) Since the intake valve control device 31 is driven to retard the closing timing of the intake valve 3 in the high rotation / high load range, the intake efficiency can be improved by effectively utilizing the inertia effect in the high rotation range. . This makes it possible to increase the excess air ratio and lower the exhaust gas temperature.
(3) Since the valve overlap amount is increased in the high rotation / high load region, the volume efficiency can be improved by utilizing the scavenging effect in the high rotation region. This makes it possible to increase the excess air ratio and lower the exhaust gas temperature.
(4) In addition to the above-described increase in the excess air ratio, by retarding the opening timing of the exhaust valve 6, the expansion ratio increases, and the amount of energy of the in-cylinder combustion gas taken out as work can be increased. Since it can be increased, the combustion energy released in the exhaust gas can be reduced. Thereby, the exhaust temperature can be further reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system configuration diagram according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing a relationship between a maximum combustion pressure Pmax and a thermal conductivity α in a combustion chamber.
FIG. 3 is a diagram illustrating a comparison between a gas temperature history in a combustion chamber in the present embodiment and a gas temperature history in a combustion chamber in a conventional engine.
FIG. 4 is a diagram for comparing and explaining a PV diagram in the present embodiment and a PV diagram in a conventional engine.
FIG. 5 is a diagram illustrating a change in exhaust temperature Texh with respect to a change in maximum combustion pressure Pmax.
FIG. 6 is a diagram illustrating a change in the maximum output with respect to a change in the maximum combustion pressure Pmax (improvement in the maximum output).
FIG. 7 is a diagram illustrating a change in excess air ratio λ with respect to output Pw.
FIG. 8 is a diagram illustrating a relationship between an output Pw and an exhaust gas temperature Texh.
FIG. 9 is a flowchart showing compression ratio reduction control and exhaust gas temperature reduction control in the first embodiment.
FIG. 10 is a diagram illustrating a region in which compression ratio reduction control (and exhaust temperature reduction control) is performed.
FIG. 11 is a system configuration diagram according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a diagram illustrating a change in valve characteristics due to the variable valve operating system.
FIG. 13 is a diagram illustrating a change in valve characteristics by the variable valve timing system.
FIG. 14 is a diagram illustrating a comparison between valve characteristics of an intake valve and an exhaust valve according to a second embodiment and valve characteristics of a conventional engine.
FIG. 15 is a diagram illustrating an increase in work due to a high expansion ratio (retarding the opening timing of an intake valve).
FIG. 16 is a flowchart showing compression ratio reduction control and exhaust gas temperature reduction control in a second embodiment.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine main body, 3 ... Intake valve, 6 ... Exhaust valve, 8 ... V / N turbocharger (supercharger), 9 ... Variable compression ratio mechanism, 14 ... Crank angle sensor, 15 ... Accelerator opening sensor, 20 ... ECU (engine control unit), 31: intake valve control device, 61: exhaust valve control device

Claims

高回転高負荷のときに、最大燃焼圧力を低下すると共に空気過剰率を増大することを特徴とする内燃機関の制御装置。A control device for an internal combustion engine, wherein a maximum combustion pressure is reduced and an excess air ratio is increased at a high rotation and a high load.

内燃機関の圧縮比を低下して前記最大燃焼圧力を低下する圧縮比可変手段と、燃焼室内に流入する吸気量を増大して前記空気過剰率を増大する吸気量可変手段と、
高回転高負荷のときに、前記圧縮比を低下すると共に前記吸気量を増大する制御手段と、
を備えることを特徴とする請求項１記載の内燃機関の制御装置。Compression ratio variable means for lowering the maximum combustion pressure by reducing the compression ratio of the internal combustion engine, and intake air quantity variable means for increasing the excess air ratio by increasing the intake air flowing into the combustion chamber;
Control means for reducing the compression ratio and increasing the intake air amount at the time of high rotation and high load;
The control device for an internal combustion engine according to claim 1, further comprising:

内燃機関の排気通路に配設され、流入する排気成分を浄化する排気浄化手段を備え、
前記制御手段は、高回転高負荷のときに、前記圧縮比を低下すると共に、排気温度が前記排気浄化手段に応じて定まる所定温度以下となるように前記吸気量を増大することを特徴とする請求項２記載の内燃機関の制御装置。An exhaust gas purifying means disposed in an exhaust passage of the internal combustion engine, for purifying an inflowing exhaust gas component,
The control means reduces the compression ratio and increases the intake air amount so that the exhaust gas temperature becomes equal to or lower than a predetermined temperature determined according to the exhaust gas purification means, at a high rotation and a high load. The control device for an internal combustion engine according to claim 2.

前記圧縮比可変手段は、ピストンの上死点位置を下げることで前記最大燃焼圧力を低下することを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか１つに記載の内燃機関の制御装置。4. The control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the compression ratio variable unit reduces the maximum combustion pressure by lowering a top dead center position of a piston. 5.

過給圧を制御しつつ圧縮空気を機関に供給する過給機を備え、
前記吸気量可変手段は、前記過給圧を増大させて前記空気過剰率を増大することを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１つに記載の内燃機関の制御装置。Equipped with a supercharger that supplies compressed air to the engine while controlling the supercharging pressure,
The control device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the intake air amount varying means increases the supercharging pressure to increase the excess air ratio.

機関の吸気バルブのバルブ作動特性を可変する可変バルブ装置を備え、
前記吸気量可変手段は、吸気バルブのバルブ作動角及びバルブリフト量を増大させて前記空気過剰率を増加することを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１つに記載の内燃機関の制御装置Equipped with a variable valve device that changes the valve operating characteristics of the intake valve of the engine,
The internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the intake air amount varying unit increases the excess air ratio by increasing a valve operating angle and a valve lift amount of an intake valve. Control unit

機関の吸気バルブのバルブ作動特性を可変する可変バルブ装置を備え、
前記吸気量可変手段は、吸気バルブの閉時期を遅角させて前記空気過剰率を増大することを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１つに記載の内燃機関の制御装置。Equipped with a variable valve device that changes the valve operating characteristics of the intake valve of the engine,
The control device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the intake air amount varying means delays a closing timing of an intake valve to increase the excess air ratio.

機関の吸気バルブ又は排気バルブの少なくとも一方のバルブ作動特性を可変する可変バルブ装置を備え、
前記吸気量可変手段は、バルブオーバーラップ量を増大させて前記空気過剰率を増大することを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１つに記載の内燃機関の制御装置。A variable valve device that varies a valve operating characteristic of at least one of an intake valve and an exhaust valve of the engine,
The control device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the intake air amount varying means increases the excess air ratio by increasing a valve overlap amount.

機関の排気バルブのバルブ作動特性を可変する可変バルブ装置を備え、
高回転高負荷のときに、排気バルブの開時期を遅角させることを特徴とする請求項１から請求項８のいずれか１つに記載の内燃機関の制御装置。Equipped with a variable valve device that changes the valve operation characteristics of the exhaust valve of the engine,
The control device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 8, wherein the opening timing of the exhaust valve is retarded at a high rotation and a high load.