JP2004183511A

JP2004183511A - High expansion ratio cycle engine

Info

Publication number: JP2004183511A
Application number: JP2002348819A
Authority: JP
Inventors: Kazuhiro Kojima; 一洋小島
Original assignee: Mitsubishi Motors Corp
Current assignee: Mitsubishi Motors Corp
Priority date: 2002-11-29
Filing date: 2002-11-29
Publication date: 2004-07-02
Anticipated expiration: 2022-11-29
Also published as: JP4089407B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent a lowering of output by increasing the intake air quantity during the accelerating transition and operation in a low-medium speed range of a high expansion ratio cycle engine. <P>SOLUTION: In this high expansion ratio cycle engine with a supercharger, when the engine 1 is determined to be in the accelerating transition, a supercharging pressure changing means 20 is preferentially operated to increase the intake air quantity, and when the insufficient portion of the intake air quantity cannot be compensated by the supercharging pressure changing means 20, the valve closing timing of an intake valve 5 is changed by a variable valve timing mechanism 30 to increase the intake air quantity. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、圧縮比に対して膨張比を大きく設定した高膨張比サイクルエンジンに関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、自動車等の車両の駆動源として、吸気・圧縮・膨張・排気の４行程（ストローク）からなるオットーサイクルのガソリンエンジンが広く普及している。このようなガソリンエンジンでは種々の改善や工夫により熱効率の向上が図られているが、より一層の熱効率の向上を図りたいという要望がある。
【０００３】
熱効率の向上を図るには、エンジンの膨張時のストロークを長くして膨張比を高めればよいことが知られているが、オットーサイクルの場合、各行程におけるピストンストロークは同一であり膨張比と圧縮比とは等しい。このため、膨張比を高めると圧縮比も高くなってしまい、圧縮による発熱により燃焼室内で混合気が早期着火してノッキングが生じやすくなる。したがって、熱効率の向上を図るべく大幅に膨張比（＝圧縮比）を高めようとしても限界が低く、実質的に膨張比を高めるのは困難である。
【０００４】
そこで、従来より、吸気弁の閉弁時期を大幅に進角したり、或いは吸気弁の閉弁時期を大幅に遅角したりすることで吸気量を制限し、実質的に膨張比を圧縮比よりも大きく設定するようにした、高膨張比サイクル（以下、ミラーサイクル又はアトキンソンサイクルともいう）のエンジンが実用化されている。また、このようなミラーサイクルエンジンに関する技術としては、例えば特許文献１及び特許文献２にも開示されている。
【０００５】
以下、このようなミラーサイクルを適用したエンジンについて図６及び図７の指圧線図を用いて簡単に説明する。このうち、図６はピストンが下死点に到達するよりも早いタイミングで吸気弁を閉じる、いわゆる吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルエンジンの指圧線図、図７はピストンが下死点に到達した後のタイミングで吸気弁を閉じる、いわゆる吸気弁遅閉じタイプのミラーサイクルエンジンの指圧線図である。
【０００６】
まず、図６を用いて吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルエンジンの作動について説明すると、ピストンが上死点（ＴＤＣ：図中ａ点）から下降して吸気行程が開始されると、筒内圧は略大気圧を保持したまま吸気弁から吸気（又は混合気）が取り込まれる。そして、下死点（ＢＤＣ）手前の所定のタイミング（図中ｂ点）において吸気弁が閉じられ、これにより実質的な吸気行程が終了する。
【０００７】
その後、ピストンの下降に伴い筒内圧が低下し、ピストンが下死点（図中ｃ点）に達すると吸気行程が終了する。そして、ピストンが上昇に反転すると吸気行程から圧縮行程に移行し、ピストンの上昇に伴い筒内圧が徐々に上昇する。さらにピストンが上昇して筒内圧がｂ点における圧力よりも高くなる（図中ｄ点）と、このときのピストンのストローク位置から上死点（図中ｅ点）までの間が実質的な圧縮行程となって吸気の圧縮が行なわれる。
【０００８】
また、ピストンが上死点まで達すると圧縮行程が終了するとともに膨張行程が開始される。すなわち、ピストンの上死点近傍において混合気が着火，燃焼し、燃焼圧力により急激に筒内圧が上昇するとともにピストンが下降に転じる（図中ｆ点）。そして、ピストンが下死点（図中ｇ点）まで達すると膨張行程から排気行程に移行し、略大気圧の状態で燃焼ガスが排出される。さらに、ピストンが上死点（図中ａ点）に達すると一連のミラーサイクルが終了し、再び吸気行程が開始される。
【０００９】
そして、このような吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルでは、吸気弁をピストンが下死点に達するよりも大幅に早いタイミング（図中ｂ点）で閉じることにより吸気量が低減され、これにより実際の圧縮比が大幅に低下する。
また、膨張行程は従来通りピストンの上死点から下死点までであるので、相対的に膨張行程が実質的な圧縮行程よりも大きくなり、これにより膨張比ε＞実際の圧縮比ρとすることができる。なお、以下では実際の圧縮比を幾何学的圧縮比ともいう。
【００１０】
このように膨張比εを幾何学的圧縮比ρよりも大きくすることで、ポンプ損失（ポンピングロス）を低減して熱効率の向上が図られる。また、低圧縮比化（例えば圧縮比ρ＝９，ε＝１４）によりノッキング（ノック）を回避することができる。ただし、このようなミラーサイクルでは排気量に対して吸気量が低下するため、相対的に出力が低くなる。そこで、従来は過給機により吸気を過給して出力を確保している。
【００１１】
なお、このようなミラーサイクルエンジンは、一般的なオットーサイクルのエンジンに対して、吸気カムの形状を変更するのみで実現可能である。
また、図７に示す吸気弁遅閉じタイプのミラーサイクルについても、吸気弁の閉じるタイミングが異なる以外は、上述した吸気弁早閉じタイプと同様に作用する。つまり、ピストンが上死点（図中ａ点）から下降して吸気行程が開始されると、筒内圧は略大気圧を保持したまま吸気弁から吸気（又は混合気）が取り込まれる。
【００１２】
そして、ピストンが下死点（図中ｃ点）に達した後も、吸気弁を開いた状態を保持して、これにより、筒内圧が大気圧のまま圧縮行程が開始される。そして、下死点後の所定のタイミング（図中ｂ′点）において吸気弁が閉じられて、この時点から実質的な圧縮行程が開始される。なお、これ以降は、吸気弁早閉じタイプと同様である。
【００１３】
したがって、このような吸気弁遅閉じタイプのミラーサイクルエンジンも、上述した吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルエンジンと同様に、相対的に膨張行程が実質的な圧縮行程よりも大きくなり、これにより膨張比ε＞幾何学的圧縮比ρとすることができる。
【００１４】
【特許文献１】
特公平７−９１９８４号公報
【特許文献２】
特許第３２３６６５４号公報
【００１５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上述したように、ミラーサイクルエンジンでは排気量に対して吸気量が低下するため過給機により吸気を過給しているが、このような従来の技術では、以下のような課題があった。
すなわち、過給機には、一般にアクセルを踏み込んでから過給が行なわれるまでの間にタイムラグがある。このため加速過渡時においては過給圧が立ち上がるまでの間は吸気量が低下しており、この結果トルクが不足して加速不良が生じることとなる。また、ミラーサイクルにおいては圧縮比が小さいほど、また膨張比が大きいほど熱効率が高くなるが、圧縮比を小さくしすぎると、低中速域の過給圧が低い運転状態では吸気量が少なく出力低下を招くおそれがある。
【００１６】
本発明は、このような課題に鑑み創案されたもので、加速過渡時や低中速域における吸気量を増大させて出力の低下を防止するようにした、高膨張比サイクルエンジンを提供することを目的とする。
【００１７】
【課題を解決するための手段】
このため、請求項１記載の本発明の高膨張比サイクルエンジンは、膨張比を圧縮比よりも大きく設定するとともに過給機を備えた高膨張比サイクルエンジンにおいて、加速過渡時判定手段によりエンジン運転状態が加速過渡時であると判定されると、吸入空気量が増大するようにまず過給圧変更手段の作動が制御される。そして、この過給圧変更手段の作動制御後においても、まだ吸入空気量が不足している場合には、次に吸入空気量が増大するように可変バルブタイミング機構の作動が制御される。つまり、加速過渡時に吸入空気量の不足を補う場合には優先的に過給圧変更手段を作動させて、過給圧を変更することで吸入空気量の増大を図り、また、それでも吸入空気量が不足している場合には、可変バルブタイミング機構を作動させて吸入空気量の不足を補う。したがって、加速過渡時にも十分な加速を得ることができ、ドライバビリティが向上する。また、可変バルブタイミング機構よりも過給圧変更手段を優先的に作動させて吸入空気量を増大させるので、極力高膨張比を維持でき熱効率の低下を防止できる。
【００１８】
また、請求項２記載の本発明の高膨張比サイクルエンジンは、膨張比を圧縮比よりも大きく設定するとともに過給機を備えた高膨張比サイクルエンジンにおいて、運転速度領域判定手段によりエンジンの運転速度領域が低中速域であると判定されると、吸入空気量が増大するようにまず過給圧変更手段の作動が制御される。そして、この過給圧変更手段の作動制御後においても、まだ吸入空気量が不足している場合には、次に吸入空気量が増大するように可変バルブタイミング機構の作動が制御される。つまり、エンジン運転領域が低中速域のため吸入空気量の不足を補う場合には優先的に過給圧変更手段を作動させて、過給圧を変更することで吸入空気量の増大を図り、また、それでも吸入空気量が不足している場合には、可変バルブタイミング機構を作動させて吸入空気量の不足を補う。したがって、低中速域での運転時にも十分な加速を得ることができ、ドライバビリティが向上する。また、可変バルブタイミング機構よりも過給圧変更手段を優先的に作動させて吸入空気量を増大させるので、極力高膨張比を維持でき熱効率の低下を防止できる。
【００１９】
なお、好ましくは、実吸入空気量検出手段により検出された実吸入空気量と目標吸入空気量設定手段で設定された目標吸入空気量を比較手段で比較し、実吸入空気量が目標吸入空気量以下であると吸入空気量が不足していると判定するように構成する。
さらに、好ましくは、過給機が可変ノズルベーン付きターボチャージャであって、ノズルベーンの開度を変更して過給圧を増加させることで吸気量を増大させるように構成する。また、ノズルベーンの開度変更量を最大としても吸入空気量が不足している場合に、吸入空気量が増大するように可変バルブタイミング機構を作動させる。
【００２０】
また、エンジンが、吸気弁を吸気行程の途中で閉弁することにより膨張比を圧縮比よりも大きくするように構成された吸気弁早閉じタイプの高膨張比サイクルエンジンであって、可変バルブタイミング機構が吸気弁の閉弁時期を遅角させることにより吸気量を増大させる。
また、エンジンが、吸気弁を圧縮行程の途中で閉弁することにより圧縮比よりも膨張比を大きくするように構成された吸気弁遅閉じタイプの高膨張比サイクルエンジンであって、可変バルブタイミング機構が吸気弁の閉弁時期を進角させることにより吸気量を増大させる。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下、図面により、本発明の一実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンについて説明すると、図１に示すエンジン１は、膨張比を圧縮比よりも大きく設定した高膨張比サイクル（ミラーサイクル又はアトキンソンサイクル）を適用したエンジンであって、本実施形態では、従来技術の欄で説明した吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルが適用されている。
【００２２】
また、このエンジン１は、シリンダ内に直接燃料を供給する、いわゆる筒内噴射型火花点火式エンジンであって、吸気行程での燃料噴射（吸気行程噴射）及び圧縮行程での燃料噴射（圧縮行程噴射）を切り換え可能に構成されている。
この筒内噴射型エンジン１は、理論空燃比（ストイキオ）での運転や過濃空燃比（リッチＡ／Ｆ）での運転（リッチ空燃比運転）や希薄空燃比（リーンＡ／Ｆ）での運転（リーン空燃比運転）が可能であり、種々のパラメータから得れる条件に応じて上述の複数の運転モードが切り換えられるようになっている。
【００２３】
また、エンジン１のシリンダヘッド２には、各気筒毎に点火プラグ（図示省略）及び燃料噴射弁６がそれぞれ配設され、また、各燃料噴射弁６には、図示しない燃料供給装置が接続されている。この燃料供給装置は、低圧燃料ポンプと高圧燃料ポンプとを有しており、燃料タンク内の燃料を低圧或いは高圧に加圧した後、燃料を燃料噴射弁６に供給するようになっている。
【００２４】
シリンダヘッド２には、各気筒毎に略直立方向に吸気ポート９が形成されており、各吸気ポート９の上端には吸気マニホールド１０の一端がそれぞれ接続されている。また、図示するように、吸気マニホールド１０には、吸入空気量を調節するドライブバイワイヤ式のスロットル弁（ＥＴＶ）１４、上記スロットル弁１４の開度を検出するスロットルポジションセンサ（ＴＰＳ）１６及び吸入空気量を計測する実吸入空気量検出手段としての吸気量センサ（エアフローセンサ又はＡＦＳ）１８が設けられている。
【００２５】
ここで、ＥＴＶ１４はスロットルアクチュエータ１４ａをそなえており、このスロットルアクチュエータ１４ａによりスロットル開度が変更されるようになっている。また、スロットルアクチュエータ１４ａは、後述するＥＣＵ（制御手段）４０からの制御信号に基づきその作動が制御されるようになっており、通常はドライバのアクセルペダルの踏み込み量に応じたスロットル開度となるようにスロットルアクチュエータ１４ａの作動が制御されるようになっている。
【００２６】
また、シリンダヘッド２には、各気筒毎に排気ポート１１が形成され、この各排気ポート１１に排気マニホールド１２がそれぞれ接続されている。また、排気マニホールド１２には排気エネルギにより吸気を加圧するターボチャージャ（過給機）１３が設けられている。これは、従来技術の欄でも説明したように、ミラーサイクルエンジンでは排気量に対して吸気量が低下するためであり、ターボチャージャ１３により吸気量の確保、即ち出力の確保を図っている。なお、図１では省略されているが吸気通路１０上にはターボチャージャ１３のコンプレッサが介装されている。また、本実施形態では、ターボチャージャ１３は、タービンに付設されたノズルベーンの開度を変更することで過給圧を変更可能な、いわゆる可変ノズルベーン付きターボチャージャが適用されている。
ここで、可変ノズルベーン付きターボチャージャ１３について説明すると、図３に示すように、タービン１３ａのタービンブレード１３ｂの周囲には、複数のノズルベーン１３ｃが等間隔に配設されている。各ノズルベーン１３ｃは、いずれもタービン１３ａと同軸上に配設された環状リング１３ｄに接続されており、この環状リング１３ｄが図中矢印方向に回転すると、ノズルベーン１３ｃの角度、即ち、開度が変更されるようになっている。
【００２７】
また、環状リング１３ｄには、アクチュエータ（過給圧変更手段）２０が接続されている。ここで、アクチュエータ２０は、制御室２０ａ内へ供給されるエアの圧力に応じてその作動状態が制御されるような正圧式のアクチュエータであって、アクチュエータ２０の作動状態に応じてノズルベーン１３ｃの角度（開度）が段階的に調整されるようになっている。また、詳細は図示しないが、このアクチュエータ２０は高圧のエア通路に接続されており、エア通路上には例えば電磁弁が設けられている。そして、電磁弁をデューティ制御することで、アクチュエータ２０の作動が制御されるようになっている。
【００２８】
なお、アクチュエータ２０は、このような構成のものに限定されるものではなく、ノズルベーンの角度を連続的又は段階的に調整できるようなものであれば他の構成のものを適用してもよい。
一方、ＥＣＵ４０は、入出力装置，記憶装置（ＲＯＭ，ＲＡＭ，不揮発性ＲＡＭ等），演算装置（ＣＰＵ），タイマカウンタ等を備えて構成されており、このＥＣＵ４０により、エンジン１の総合的な制御が実行されるようになっている。
【００２９】
ＥＣＵ４０の入力側には、上述したＴＰＳ１６及びＡＦＳ１８が接続されるとともに、エンジン回転数Ｎｅを検出するエンジン回転数センサ３及びドライバのアクセルペダル踏み込み量（即ち、エンジン負荷）Ａｃｃを検出するアクセルポジションセンサ４も接続されている。さらには、図示しないＯ_２センサや吸気通路１０内の圧力を検出する圧力センサ等も接続されている。
【００３０】
また、ＥＣＵ４０の出力側には、上述の燃料噴射弁６，ＥＴＶ（スロットル弁）１４のアクチュエータ１４ａ及びターボチャージャ１３のアクチュエータ２０等の各種の出力デバイスが接統されており、これら出力デバイスには、ＥＣＵ４０からの制御信号が入力されるようになっている。具体的には、ＥＣＵ４０では、各種センサ類からの情報に基づいて目標空燃比（Ａ／Ｆ）や目標点火時期等が設定され、この目標空燃比や目標点火時期となるように燃料噴射弁６の駆動パルス幅やスロットルアクチュエータ１４ａの駆動量が設定されるようになっている。
【００３１】
そして、これにより燃料噴射弁６から適正なタイミングで適正量の燃料が噴射され、点火プラグにより適正なタイミングで火花点火が実施され、適正なタイミングで適正な開度となるようＥＴＶ１４が開閉駆動されるようになっている。
次に、本発明の要部について説明すると、このエンジン１の吸気弁側の動弁機構には、吸気弁５の作動タイミングを変更可能な可変バルブタイミング機構可変（ＶＶＴ）３０が設けられている。このＶＶＴ３０は、少なくとも吸気弁５の閉弁時期を変更可能に構成されたものであり、詳しくは後述するが、例えば図２（ａ），（ｂ）に示すような公知のＶＶＴ３０が適用されている。
【００３２】
また、ＥＣＵ４０の内部には、エンジン１の運転状態に基づきエンジン１が加速過渡時であるか否かを判定する加速過渡時判定手段４１及びエンジン１の運転速度領域を判定する運転速度領域判定手段４２が設けられている。
ここで、加速過渡時判定手段４１は、アクセルポジションセンサ４で検出されたアクセルペダル踏み込み量Ａｃｃ及びその変化量ΔＡｃｃに基づき加速過渡時か否かを判定するようになっており、例えばアクセルペダル踏み込み量Ａｃｃが所定値ａ以上で、且つアクセルペダル踏み込み変化量ΔＡｃｃが所定値ｂ（≧０）以上であると、加速過渡時判定手段４１では加速過渡時であると判定するようになっている。なお、加速過渡時か否かを判定する手法は上述のものに限定されず、例えばＡＦＳ１８からの検出情報に基づくエンジン１の吸入空気量Ａ／Ｎや吸気通路１０内の圧力等のエンジン負荷に基づき判定するようにしてもよい。
【００３３】
また、運転速度領域判定手段４２は、エンジン回転数センサから３で検出されたエンジン回転数Ｎｅに基づき、エンジン１の運転速度領域を判定するようになっており、エンジン回転数が所定回転数Ｎｅ１未満であれば低中速域であると判定するとともに、上記所定回転数Ｎｅ１以上であれば高速域であると判定するようになっている。
【００３４】
また、上述以外にも、ＥＣＵ４０には目標吸入空気量設定手段４３，比較手段４４及び過給圧設定手段４５が設けられている。このうち目標吸入空気量設定手段４３は、エンジン回転数Ｎｅ及びアクセルペダル踏み込み量（負荷）Ａｃｃ等に基づいて、エンジン１の吸入空気量（以下、単に吸気量という）の目標値Ｖｔを設定するものであって、例えば図示しないマップから目標値Ｖｔが読み出されるようになっている。
【００３５】
また、比較手段４４は、上記目標吸入空気量設定手段４３で設定された吸気量の目標値（目標吸気量）Ｖｔと、ＡＦＳ１８で検出された実際の吸気量（実吸気量）Ｖｒとを比較する手段であって、具体的には実吸気量Ｖｒと目標吸気量Ｖｔとの差ΔＶ（＝Ｖｒ−Ｖｔ）を算出するものである。
また、過給圧設定手段４５は、ターボチャージャ１３の過給圧を設定するものであって、この過給圧設定手段４５で設定された過給圧となるようにターボチャージャ１３のアクチュエータ２０の作動がフィードバック制御されるようなっている。
【００３６】
特に、本実施形態においては、加速過渡時判定手段４１によりエンジン１の運転状態が加速過渡時であると判定されるか、又は運転速度領域判定手段４２によりエンジンが低中速域で運転されていると判定されると、エンジン１で不足する吸気量を補うべく、上記過給圧設定手段４５により通常運転時よりも過給圧が大きく設定されるようになっている。
【００３７】
具体的には、エンジン１が加速過渡時又は低中速域での運転状態であると判定されると、比較手段４４では、目標吸入空気量設定手段４３で設定された吸気量ＶｔとＡＦＳ１８で検出された実際の吸気量Ｖｒとを比較して、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔ以下であると判定すると（つまり、ΔＶ≦０であると）吸入空気量が不足していると判定して、現在のノズルベーン１３ｃの角度が１段階増大するように、過給圧設定手段４５からアクチュエータ２０に対して制御信号が出力されるようになっている。
【００３８】
これは、主に以下の理由による。つまり、上述したように、本実施形態における吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルエンジンでは、吸気行程時にピストンが下死点に達するよりも大幅に早いタイミングで吸気弁５を閉じることにより吸気量を低減し、これにより膨張比ε＞実際の圧縮比（幾何学的圧縮比）ρとしてミラーサイクルを実現している。
【００３９】
そして、このように膨張比εを幾何学的圧縮比ρよりも大きくすることで、ポンプ損失を低減して熱効率の向上を図るとともに、低圧縮比化（例えば圧縮比ρ＝９）によりノッキング（ノック）を回避している。ただし、このようなミラーサイクルでは、排気量に対して吸気量が低下するため、相対的に出力が低くなるため、上述のようにターボチャージャ１３により吸気を過給して出力を確保している。
【００４０】
しかし、ターボチャージャ１３は、一般にアクセルを踏み込んでから過給が行なわれるまでの間にタイムラグが存在する。これは、クランク軸から駆動力を取り出して吸気を圧縮するいわゆるスーパチャージャでも同様である。このため、加速過渡時においては過給圧が立ち上がるまでの間は吸気量が不足し、加速不良が生じる。また、ミラーサイクルにおいては圧縮比が小さいほど、また膨張比が大きいほど熱効率が高くなるが、圧縮比を小さくしすぎると、低中速域の過給圧が低い運転状態では吸気量が少なく出力低下を招くおそれがある。
【００４１】
そこで、上述したように、エンジン１の運転状態が加速過渡時である、又はエンジン１が低中速域で運転されていると判定されると、まず、目標吸気量Ｖｔと実吸気量Ｖｒとを比較して、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔに達しているか否かを判定し、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔ以下であれば、現在のノズルベーン１３ｃの角度を１段階増大させて、過給圧を高めるようになっている。ここで、過給圧を高めるということは、すなわち吸気量を増大させることであって、このような吸気量の増大により、加速過渡時等における出力低下を抑制するようになっている。
【００４２】
そして、その後このようなノズルベーン１３ｃの開度変更後に再び比較手段４４の算出結果を参照し、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔに達していれば、ノズルベーン１３ｃの開度を保持し、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔに達していなければ、さらに１段階ノズルベーン１３ｃの開度を増大させるようになっている。そして、このような制御を繰り返し、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔと一致するようにノズルベーン１３ｃの開度制御（過給圧制御）を実行するようになっている。
【００４３】
また、ノズルベーン１３ｃの開度が最大値に達しても、まだ実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔに達しない場合には、ＶＶＴ３０を作動させて吸気弁５の閉弁時期を遅角させることにより、実質的に吸気行程を増大させて、不足する吸気量を補うようになっている。なお、吸気弁５の閉弁時期を遅角させる場合、閉弁時期は最大でも下死点近傍である。
【００４４】
以上のように、本実施形態にかかる高膨張比エンジンでは、吸気量が不足するような運転状態（つまり、エンジン１の加速過渡時又は低中速域での運転時）になると、まずターボチャージャ１３の過給圧を高めて吸気量の増大を図り、ターボチャージャ１３の過給圧を最大にしても、なお吸気量が不足する場合には、ＶＶＴ３０を作動させることで吸気量の増大を図っている。なお、ターボチャージャ１３の過給圧制御により吸気量の不足を解消できた場合には、当然ながらＶＶＴ３０の作動制御は実行されない。
【００４５】
次に、吸気量の増大を図る場合に、ターボチャージャ１３の過給圧制御を優先的に実行し、その後ＶＶＴ３０の作動制御を実行する理由について説明する。
上述したように、本発明が適用されるようなミラーサイクル（高膨張比サイクル）エンジンでは、膨張比εを幾何学的圧縮比ρよりも相対的に大きくすることで、ポンプ損失を低減して熱効率の向上を図っている。具体的には、吸気弁５の閉弁時期を極力下死点から遠ざけて実質的な吸気行程を低減し、これにより、幾何学的圧縮比ρを膨張比εよりも低減させている。
【００４６】
したがって、吸気量が不足した場合にＶＶＴ３０を作動させて吸気弁５の閉弁時期を下死点近傍まで遅角させると、吸気量の増大を図ることはできるものの、この間はオットーサイクルに近いサイクルとなり、ミラーサイクルの本来の利点が失われてしまう。つまり、この場合には、ミラーサイクルに対して相対的にポンプ損失が増大し、熱効率も低下してしまう。
【００４７】
これに対して、ターボチャージャ１３はそもそも排気エネルギを２次的に利用して出力増大を図るものであり、過給圧制御を実行しても、ポンプ損失が増加したり熱効率が低下したりするような問題が生じない。
そこで、本実施形態にかかる高膨張比エンジンでは、エンジン１の加速過渡時や低中速域での運転時等の吸気量が不足するような運転状態では、まず、積極的にターボチャージャ１３の過給圧を制御して吸気量の増大を図り、それでも吸気量が不足する場合にはＶＶＴ３０を作動させることで吸気量の増大を図るようにしているのである。
【００４８】
次に、ＶＶＴ３０の構成の一例について図２（ａ），（ｂ）を用いて簡単に説明すると、ＶＶＴ３０は、カムシャフト３１上に形成されてクランクシャフトの回転に対応して回動するカム３２ａ，３２ｂと、これらのカム３２ａ，３２ｂによって駆動されるロッカアーム３３ａ，３３ｂとをそなえている。これらのロッカアーム３３ａ，３３ｂはともに吸気弁５，５には当接せず、吸気弁５，５の開閉駆動に間接的に係わるサブロッカアームとして構成されている。また、これらのサブロッカアーム３３ａ，３３ｂの間には、吸気弁５，５のステム端部に当接し吸気弁５，５の開閉駆動に直接係わるメインロッカアーム３３ｃが設けられている。
【００４９】
また、一方のカム３２ａは、吸気早閉じのミラーサイクルに適したカムプロフィルをそなえており、他方のカム３２ｂは、上記一方のカム３２ａよりも閉弁時期を遅角させるようなカムプロファイルをそなえている。
ここで、メインロッカアーム３３ｃはロッカシャフト３４と一体に形成され、ロッカシャフト３４とともに揺動可能に構成されている。そして、このメインロッカアーム３３ｃの先端部が吸気弁５，５のステム上端部に当接している。
【００５０】
また、２つのサブロッカアーム３３ａ，３３ｂは、いずれもロッカシャフト３４（つまり、メインロッカアーム３３ｃ）に対して相対回転可能に軸支されている。
また、図２（ｂ）に示すように、これらのサブロッカアーム３３ａ，３３ｂとロッカシャフト３４との間には、サブロッカアーム３３ａ，３３ｂがロッカシャフト３４に対して回転自在であってメインロッカアーム３３ｃと連係動作しないモード（非連係モード）と、サブロッカアーム３３ａ，３３ｂがロッカシャフト３４と一体回転してメインロッカアーム３３ｃと連係動作するモード（連係モード）とを切り換えうる油圧ピストン機構３６ａ，３６ｂが設けられている。
【００５１】
また、ロッカシャフト３４の内部には油路３４ａ，３４ｂが形成されており、この油路３４ａ，３４ｂから供給，排出される作動油により、油圧ピストン機構３６ａ，３６ｂの作動が切り換えられるようになっている。例えば、油路３４ａ，３４ｂから各ピストン機構３６ａ，３６ｂへ作動油が供給されると、ピストン機構３６ａではピストン３７ａが基端側へ駆動され、ピストン３７ａの先端部が穴３８ａから離脱するようになっており、一方、ピストン機構３６ｂではピストン３７ｂが先端部側へ駆動され、ピストン３７ｂの先端部が穴３８ｂに嵌入するようになっている。
【００５２】
そして、ピストン３７ｂの穴３８ｂへの嵌入により、サブロッカアーム３３ｂがロッカシャフト３４と一体回転してメインロッカアーム３３ｃと連係動作するモード（連係モード）となり、ピストン３７ａが穴３８ａから離脱することにより、サブロッカアーム３３ａがロッカシャフト３４に対して回転自在であってメインロッカアーム３３ｃと連係動作しないモード（非連係モード）となるようになっている。
【００５３】
また、上述の作動油の供給状態は、ＥＣＵ４０により制御されるようになっており、これによりサブロッカアーム３３ｂ，３３ａの連係モードと非連係モードとを適宜切り換えて、吸気弁５の閉弁時期を変更することができる。
本発明の一実施形態に係る高膨張比サイクルエンジンは上述のように構成されているので、エンジン回転数センサ３やアクセルポジションセンサ４からの情報に基づいて、ＥＣＵ４０によりエンジン１が加速過渡時ではなく且つ高速域で運転されている状態においては、サブロッカアーム３３ａがメインロッカアーム３３ｃと連係動作するモードに切り換えられる。
【００５４】
したがって、この場合には、吸気弁５は、吸気早閉じのミラーサイクルに適したカムプロフィルをそなえたカム３２ａにより開閉駆動されることになる。具体的には、ピストンが上死点から下降して吸気行程が開始されると、吸気弁が開いて吸気弁から吸気が取り込まれる。そして、下死点（ＢＤＣ）手前の所定のタイミング（図６のｂ点参照）において吸気弁５が閉じられ、これにより実質的な吸気行程が終了する。
【００５５】
そして、このように吸気弁５をピストンが下死点に達するよりも大幅に早いタイミングで閉じることにより吸気量が低減され、これにより圧縮比の低下が図られる。また、膨張行程は従来通りピストンの上死点から下死点までであるので、相対的に膨張行程が実質的な圧縮行程よりも大きくなり、これにより膨張比ε＞幾何学的圧縮比ρとなり、ポンプ損失を低減して熱効率の向上が図られる。また、低圧縮比化（例えば圧縮比ρ＝９）によりノッキング（ノック）を回避することができる。
【００５６】
一方、エンジン回転数センサ３やアクセルポジションセンサ４からの情報に基づいてエンジン１が加速過渡時である、又は低中速域で運転されているとＥＣＵ４０で判定されると、目標吸入空気量設定手段４３で設定された吸気量の目標値（目標吸気量）Ｖｔと、ＡＦＳ１８で検出された実際の吸気量（実吸気量）Ｖｒとが比較手段４４により比較される。そして、この結果、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔ以下であると判定されると、過給圧設定手段４５によりターボチャージャ１３の過給圧制御が実行される。
【００５７】
つまり、この場合には吸気量を増大させるべく、ターボチャージャ１３の可変ノズルベーン１３ｃの開度が１段階増大するように、過給圧設定手段４５からアクチュエータ２０に対して制御信号が出力される。そして、その後再び比較手段４４により実吸気量Ｖｒと目標吸気量Ｖｔとが比較されて、いまだ実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔ以下であれば、さらに１段階ノズルベーン１３ｃの開度を増大させて実吸気量Ｖｒの増大が図られる。そして、このような制御を繰り返し、実吸気量Ｖｒと目標吸気量Ｖｔとが一致するようにノズルベーン１３ｃの開度制御が実行される。
【００５８】
そして、ノズルベーン１３ｃの開度が最大値となっても実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔに満たない場合には、ＶＶＴ３０を作動させる。具体的には、上記のサブロッカアーム３３ａとメインロッカアーム３３ｃとの連係動作が解除されるとともに、もう一方のサブロッカアーム３３ｂがメインロッカアーム３３ｃと連係動作するモードに切り換えられる。
【００５９】
したがって、この場合には、吸気弁５は吸気早閉じのミラーサイクルよりも閉弁時期が遅角側に設定されたカム３２ｂにより開閉駆動される。つまり、この場合には、ピストンが上死点から下降して吸気行程が開始されると、吸気弁が開き、下死点（ＢＤＣ）手前の所定のタイミング（図６のｂ点参照）を過ぎても吸気弁５は開弁状態に保持される。そして、下死点近傍において吸気弁５が閉じられ、閉弁時期が遅角された分だけシリンダ内に多くの吸気が流入する。
【００６０】
これにより、低中速域での運転時や加速過渡時において不足する吸気を確保でき出力トルクの低下を防止することができる。
以下、図４のフローチャートに基づいて本発明の作用について説明すると、まず、ステップＳ１において、各センサからの情報が取り込まれる。具体的にはエンジン回転数センサ３及びアクセルポジションセンサ４から、それぞれエンジン回転数Ｎｅ及びアクセル開度Ａｃｃが取り込まれる。
【００６１】
次に、ステップＳ２おいて、エンジン回転数Ｎｅ及びアクセル開度Ａｃｃに基づき、エンジン１の運転領域が低中速域か、又はエンジン１が加速過渡時であるか否かが判定される。そして、エンジン１が低中速域で運転されている場合、又は、加速過渡時である場合には、ステップＳ３に進み、そうでない場合にはリターンする。
【００６２】
ここで、ステップＳ３に進んだ場合、つまりエンジン１が低中速域で運転されている又は加速過渡時である場合には、吸気量が低下していることが考えられるので、ＡＦＳ１８で検出された実吸気量Ｖｒと目標吸入空気量設定手段４３で設定された目標吸気量Ｖｔとを比較して、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔ以下であるか否かが判定される。
【００６３】
そして、ステップＳ３において実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔ以下であると判定されると、次にステップＳ４に進み、過給圧を高めるべくターボチャージャ１３の可変ノズルベーン１３ｃの角度が１段階増大される。そして、このようにして過給圧を高めることで吸気量の増大が図られる。
その後、ステップＳ５に進み、再び実吸気量Ｖｒと目標吸気量Ｖｔとが比較されて、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔに達しているとリターンし、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔに達していないければステップＳ６に進む。そして、ステップＳ６において、ノズルベーン１３ｃの開度が最大となっているか否かが判定され、最大開度となっていなければステップＳ４に戻って、再びステップＳ４及びステップＳ５の処理が繰り返される。
【００６４】
また、ステップＳ６において、ノズルベーン１３ｃの開度が最大であると判定されると、これ以上はターボチャージャ１３で吸気量の増大を図ることができない限界の状態となる。そこで、この場合にはステップＳ７に進んで、吸気量の増大を図るべく吸気弁５の閉弁タイミングがＶＶＴ３０により下死点側に変更される。
【００６５】
したがって、本発明の一実施形態に係る高膨張比サイクルエンジンによれば、加速過渡時における過給圧が立ち上がるまでの間の吸気量が少ない場合には、吸気量が増大するように、ターボチャージャ１３及びＶＶＴ３０の作動が制御されるので、高圧縮比化が図られて、燃焼量の低下による出力トルク不足が解消されるとともに十分な加速を得ることができる。また、低中速域では過給圧が低くやはり吸気量が不足気味となるが、上述と同様に吸気量が増大するようにターボチャージャ１３及びＶＶＴ３０の作動が制御されることにより、燃焼量の低下による出力トルク不足を解消でき、ドライバビリティが向上するという利点がある。また、既に実用化されている可変ノズルベーン式ターボチャージャや可変バルブタイミング機構の技術を適用することができるので、機械的な信頼度も高いという利点がある。
【００６６】
また、上述したように、吸気量の増大を図る場合にＶＶＴ３０の作動制御よりもターボチャージャ１３の過給圧制御を優先的に実行し、その後ＶＶＴ３０の作動制御を実行するので、極力高膨張比を維持でき熱効率の低下を極力抑制することができる。したがって、燃費の向上とドラバビリティの向上とを両立させることができるという利点がある。
【００６７】
なお、本発明は上述の実施形態のものに限定されるものではない。例えば上述の実施形態では、吸気早閉じタイプのミラーサイクルを適用した場合について説明したが、吸気遅閉じタイプのミラーサイクル（図７の指圧線図参照）に本発明を適用してもよい。この場合には、エンジンの加速過渡時又は低中速域での運転が判定されると、吸気量が増大するように吸気弁５の閉弁時期を進角するように制御すればよい。
【００６８】
また、ＶＶＴ（可変バルブタイミング機構）についても上述のようなロッカアーム切り換え式のものに限定されるものではなく、吸気弁５の閉弁時期を変更可能であれば他の種々の機構を適用可能である。例えば可変バルブタイミング機構として、図５に示すような電磁コイル５ａ，５ｂの駆動力により開閉タイミング及びリフト量を任意に設定できるようにした電磁式吸気弁を適用しても良い。
【００６９】
また、本発明が適用されるエンジンは上述のような筒内噴射型火花点火式エンジンに限定されず、ポート噴射式のエンジンにも適用可能であるのは言うまでもない。
また、上述の実施形態では、ＡＦＳ（エアフローセンサ）からの情報を用いて吸入空気量が目標吸入空気量となっているか否かを判定したが、ターボチャージャの下流側に圧力センサ（ブースト圧センサ）を設け、この圧力センサで得られるブースト圧に基づいて実吸入空気圧が目標吸入空気圧より大きいか否かを判定し、これにより吸入空気量が目標値以下か否かを判定するようにしていもよい。
【００７０】
【発明の効果】
以上詳述したように、本発明の高膨張比サイクルエンジンによれば、加速過渡時における過給圧が立ち上がるまでの間の吸気量が少ない場合には、吸気量が増大するように過給機による吸気の過給圧や吸気弁の閉弁時期が制御されるので、燃焼量の低下による出力トルク不足を防止できる。これにより、加速過渡時にも十分な加速を得られ、ドライバビリティが向上する。また、既に実用化されている過給機と可変バルブタイミング機構との技術を適用することができるので、機械的な信頼度も高いという利点がある。また、可変バルブタイミング機構よりも過給圧変更手段を優先的に作動させて吸入空気量を増大させるので、極力高膨張比を維持することができ熱効率の低下を防止できる。したがって、燃費の向上とドラバビリティの向上とを両立させることができるという利点がある（請求項１，５，６）。
【００７１】
また、本発明の高膨張比サイクルエンジンによれば、低中速域の過給圧が低くなる運転領域において、吸気量が増大するように吸気弁の閉弁時期が制御されるので、燃焼量の低下による出力トルク不足を解消でき、ドライバビリティが向上する。また、既に実用化されている過給機と可変バルブタイミング機構との技術を適用することができるので、機械的な信頼度も高いという利点がある。また、可変バルブタイミング機構よりも過給圧変更手段を優先的に作動させて吸入空気量を増大させるので、極力高膨張比を維持することができ熱効率の低下を防止できる。したがって、燃費の向上とドラバビリティの向上とを両立させることができるという利点がある（請求項２，５，６）。
また、本発明の高膨張比サイクルエンジンによれば、ノズルベーンの開度を変更させることにより容易に吸入空気量を変更することができるという利点がある（請求項３，４）。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第一実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンの全体構成を示す模式図である。
【図２】（ａ），（ｂ）はともに本発明の第一実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンに適用される可変バルブタイミング機構の一例について説明するための模式的な断面図である。
【図３】本発明の第一実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンの要部構成を示す模式図である。
【図４】本発明の第一実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンの作用について説明するフローチャートである。
【図５】本発明に適用される可変バルブタイミング機構の他の例について説明するための模式図である。
【図６】従来の高膨張比サイクルエンジンの一例について説明する指圧線図である。
【図７】従来の高膨張比サイクルエンジンの他の例について説明する指圧線図である。
【符号の説明】
１エンジン
５吸気弁
１３ターボチャージャ（過給機）
１４ＥＴＶ（ドライブバイワイヤ式スロット弁）
１８エアフローセンサ又はＡＦＳ（実吸入空気量検出手段）
２０アクチュエータ（過給圧変更手段）
３０ＶＶＴ（可変バルブタイミング機構）
４０ＥＣＵ（制御手段）
４１加速過渡時判定手段
４２運転速度領域判定手段
４３目標吸入空気量設定手段
４４比較手段[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a high expansion ratio cycle engine in which an expansion ratio is set to be larger than a compression ratio.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, an Otto cycle gasoline engine having four strokes of intake, compression, expansion, and exhaust has been widely used as a drive source of a vehicle such as an automobile. In such a gasoline engine, the thermal efficiency has been improved by various improvements and ideas, but there is a demand for further improving the thermal efficiency.
[0003]
It is known that thermal efficiency can be improved by increasing the expansion stroke of the engine and increasing the expansion ratio.However, in the Otto cycle, the piston stroke in each stroke is the same, and the expansion ratio and the compression ratio are increased. Is equal to the ratio. For this reason, when the expansion ratio is increased, the compression ratio is also increased, and the air-fuel mixture is ignited early in the combustion chamber due to heat generated by the compression, and knocking easily occurs. Therefore, even if it is attempted to greatly increase the expansion ratio (= compression ratio) in order to improve the thermal efficiency, the limit is low, and it is difficult to substantially increase the expansion ratio.
[0004]
Therefore, conventionally, the amount of intake air is limited by greatly advancing the closing timing of the intake valve or greatly retarding the closing timing of the intake valve, thereby substantially reducing the expansion ratio and the compression ratio. An engine having a high expansion ratio cycle (hereinafter, also referred to as a Miller cycle or an Atkinson cycle), which is set to be larger than that, has been put to practical use. Further, a technique relating to such a Miller cycle engine is also disclosed in, for example, Patent Documents 1 and 2.
[0005]
Hereinafter, an engine to which such a Miller cycle is applied will be briefly described with reference to the acupressure diagrams of FIGS. 6 and 7. Among them, FIG. 6 is a finger pressure diagram of a so-called intake valve early-closing type Miller cycle engine in which the intake valve is closed earlier than the piston reaches the bottom dead center, and FIG. 7 is the piston reaches the bottom dead center. FIG. 7 is a diagram of acupressure of a so-called intake valve late closing type Miller cycle engine in which an intake valve is closed at a later timing.
[0006]
First, the operation of the Miller cycle engine of the intake valve early closing type will be described with reference to FIG. 6. When the piston descends from top dead center (TDC: point a in the figure) to start the intake stroke, the in-cylinder pressure becomes The intake air (or air-fuel mixture) is taken in from the intake valve while maintaining substantially the atmospheric pressure. Then, at a predetermined timing (point b in the drawing) just before the bottom dead center (BDC), the intake valve is closed, thereby ending the substantial intake stroke.
[0007]
Thereafter, the in-cylinder pressure decreases as the piston descends, and the intake stroke ends when the piston reaches bottom dead center (point c in the figure). Then, when the piston is reversed to rise, the process shifts from the intake stroke to the compression stroke, and the in-cylinder pressure gradually increases with the rise of the piston. Further, when the piston rises and the in-cylinder pressure becomes higher than the pressure at point b (point d in the figure), a substantial compression from the stroke position of the piston at this time to the top dead center (point e in the figure) is performed. In the process, intake air compression is performed.
[0008]
When the piston reaches the top dead center, the compression stroke ends and the expansion stroke starts. That is, the air-fuel mixture is ignited and burned near the top dead center of the piston, and the in-cylinder pressure is rapidly increased by the combustion pressure and the piston is turned downward (point f in the figure). When the piston reaches the bottom dead center (point g in the figure), the process shifts from the expansion stroke to the exhaust stroke, and the combustion gas is exhausted at substantially atmospheric pressure. Further, when the piston reaches the top dead center (point a in the figure), a series of Miller cycles ends, and the intake stroke is started again.
[0009]
In such a mirror cycle of the intake valve early closing type, the intake air amount is reduced by closing the intake valve at a timing (point b in the drawing) much earlier than the piston reaches the bottom dead center. Greatly decreases the compression ratio.
Further, since the expansion stroke is from the top dead center to the bottom dead center of the piston as before, the expansion stroke becomes relatively larger than the substantial compression stroke, whereby the expansion ratio ε> the actual compression ratio ρ. be able to. Hereinafter, the actual compression ratio is also referred to as a geometric compression ratio.
[0010]
By making the expansion ratio ε larger than the geometric compression ratio ρ, the pump loss (pumping loss) is reduced and the thermal efficiency is improved. Further, knocking (knock) can be avoided by reducing the compression ratio (for example, compression ratio ρ = 9, ε = 14). However, in such a mirror cycle, the output is relatively low because the intake amount is reduced with respect to the exhaust amount. Therefore, conventionally, the output is secured by supercharging the intake air with a supercharger.
[0011]
It should be noted that such a Miller cycle engine can be realized only by changing the shape of the intake cam with respect to a general Otto cycle engine.
Also, the intake valve late closing type mirror cycle shown in FIG. 7 operates similarly to the above-described intake valve early closing type except that the closing timing of the intake valve is different. That is, when the piston descends from the top dead center (point a in the figure) and the intake stroke is started, the intake air (or air-fuel mixture) is taken in from the intake valve while the in-cylinder pressure keeps substantially the atmospheric pressure.
[0012]
Then, even after the piston reaches the bottom dead center (point c in the figure), the intake valve is kept open so that the compression stroke is started with the in-cylinder pressure at atmospheric pressure. Then, at a predetermined timing after the bottom dead center (point b 'in the figure), the intake valve is closed, and a substantial compression stroke is started from this point. The subsequent steps are the same as those of the intake valve early closing type.
[0013]
Therefore, similarly to the above-described intake valve early closing type mirror cycle engine, the expansion stroke of the intake valve late closing type mirror cycle engine is relatively larger than the substantial compression stroke, thereby increasing the expansion stroke. Ratio ε> geometric compression ratio ρ.
[0014]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Publication No. 7-91984 [Patent Document 2]
Japanese Patent No. 3236654
[Problems to be solved by the invention]
By the way, as described above, in the Miller cycle engine, intake air is supercharged by a supercharger because the intake air amount is reduced with respect to the exhaust gas amount. However, such a conventional technique has the following problems. Was.
That is, the supercharger generally has a time lag between when the accelerator is depressed and when supercharging is performed. For this reason, during the transition of acceleration, the intake air amount is reduced until the boost pressure rises, and as a result, the torque becomes insufficient and acceleration failure occurs. In the Miller cycle, the thermal efficiency increases as the compression ratio and the expansion ratio increase, but if the compression ratio is too low, the intake air volume will be small in the low and medium speed range where the supercharging pressure is low. There is a risk of lowering.
[0016]
The present invention has been made in view of such a problem, and provides a high expansion ratio cycle engine in which the intake air amount is increased at the time of acceleration transition or in a low to middle speed range to prevent a decrease in output. With the goal.
[0017]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, in the high expansion ratio cycle engine according to the present invention, in the high expansion ratio cycle engine having the expansion ratio set to be larger than the compression ratio and having the supercharger, the engine operation is performed by the acceleration transient determination means. If it is determined that the state is during transient acceleration, first, the operation of the supercharging pressure changing means is controlled so that the intake air amount increases. Then, even after the operation control of the boost pressure changing means, if the intake air amount is still insufficient, the operation of the variable valve timing mechanism is controlled so that the intake air amount increases next. That is, when the shortage of the intake air amount is compensated for during the transient of acceleration, the boost pressure changing means is preferentially operated, and the boost air pressure is changed to increase the intake air amount. Is insufficient, the variable valve timing mechanism is operated to compensate for the shortage of the intake air amount. Therefore, sufficient acceleration can be obtained even during acceleration transition, and drivability is improved. Further, since the intake air amount is increased by activating the supercharging pressure changing means preferentially over the variable valve timing mechanism, a high expansion ratio can be maintained as much as possible, and a decrease in thermal efficiency can be prevented.
[0018]
According to a second aspect of the present invention, there is provided a high expansion ratio cycle engine according to the present invention, wherein the expansion ratio is set to be larger than the compression ratio, and the operation speed of the engine is determined by the operation speed region determining means. If it is determined that the speed range is the low-medium speed range, the operation of the boost pressure changing means is controlled first so that the intake air amount increases. Then, even after the operation control of the boost pressure changing means, if the intake air amount is still insufficient, the operation of the variable valve timing mechanism is controlled so that the intake air amount increases next. In other words, in order to compensate for the shortage of the intake air amount because the engine operation region is in the low to medium speed region, the boost pressure changing means is preferentially operated to increase the intake air amount by changing the supercharging pressure. If the intake air amount is still insufficient, the variable valve timing mechanism is operated to compensate for the insufficient intake air amount. Therefore, sufficient acceleration can be obtained even during operation in a low to medium speed range, and drivability is improved. Further, since the intake air amount is increased by activating the supercharging pressure changing means preferentially over the variable valve timing mechanism, a high expansion ratio can be maintained as much as possible, and a decrease in thermal efficiency can be prevented.
[0019]
Preferably, the actual intake air amount detected by the actual intake air amount detection means is compared with the target intake air amount set by the target intake air amount setting means by comparison means, and the actual intake air amount is determined by the target intake air amount. In the following cases, it is configured to determine that the intake air amount is insufficient.
Further preferably, the supercharger is a turbocharger with a variable nozzle vane, and the intake air amount is increased by changing the opening degree of the nozzle vane to increase the supercharging pressure. Further, when the intake air amount is insufficient even when the opening change amount of the nozzle vane is maximized, the variable valve timing mechanism is operated so that the intake air amount increases.
[0020]
An intake valve early closing type high expansion ratio cycle engine, wherein the engine is configured to close an intake valve in the middle of an intake stroke so that an expansion ratio is larger than a compression ratio, and the engine has a variable valve timing. The mechanism increases the intake air amount by delaying the closing timing of the intake valve.
Further, the engine is a high-expansion-ratio cycle engine of a late-closing-intake-valve type configured to close the intake valve in the middle of a compression stroke so that the expansion ratio is larger than the compression ratio, and the variable valve timing is variable. The mechanism increases the intake air amount by advancing the closing timing of the intake valve.
[0021]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, a high expansion ratio cycle engine according to one embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. The engine 1 shown in FIG. 1 has a high expansion ratio cycle (Miller cycle or Atkinson cycle) in which the expansion ratio is set larger than the compression ratio. In the present embodiment, the Miller cycle of the intake valve early closing type described in the section of the related art is applied.
[0022]
The engine 1 is a so-called in-cylinder injection type spark ignition engine that supplies fuel directly into a cylinder, and performs fuel injection in an intake stroke (intake stroke injection) and fuel injection in a compression stroke (compression stroke). (Injection).
The in-cylinder injection type engine 1 operates at a stoichiometric air-fuel ratio (stoichio), at an rich air-fuel ratio (rich A / F) (rich air-fuel ratio operation), or at a lean air-fuel ratio (lean A / F). Operation (lean air-fuel ratio operation) is possible, and the plurality of operation modes described above are switched according to conditions obtained from various parameters.
[0023]
Further, an ignition plug (not shown) and a fuel injection valve 6 are provided for each cylinder in the cylinder head 2 of the engine 1, and a fuel supply device (not shown) is connected to each fuel injection valve 6. ing. This fuel supply device has a low-pressure fuel pump and a high-pressure fuel pump. After the fuel in the fuel tank is pressurized to a low pressure or a high pressure, the fuel is supplied to the fuel injection valve 6.
[0024]
An intake port 9 is formed in the cylinder head 2 in a substantially upright direction for each cylinder, and one end of an intake manifold 10 is connected to an upper end of each intake port 9. As shown, the intake manifold 10 has a drive-by-wire type throttle valve (ETV) 14 for adjusting the intake air amount, a throttle position sensor (TPS) 16 for detecting the opening degree of the throttle valve 14, and an intake air An intake air amount sensor (air flow sensor or AFS) 18 is provided as actual intake air amount detection means for measuring the amount.
[0025]
Here, the ETV 14 includes a throttle actuator 14a, and the throttle opening is changed by the throttle actuator 14a. The operation of the throttle actuator 14a is controlled based on a control signal from an ECU (control means) 40, which will be described later, and usually has a throttle opening corresponding to the amount of depression of the accelerator pedal by the driver. Thus, the operation of the throttle actuator 14a is controlled.
[0026]
An exhaust port 11 is formed in the cylinder head 2 for each cylinder, and an exhaust manifold 12 is connected to each exhaust port 11. The exhaust manifold 12 is provided with a turbocharger (supercharger) 13 that pressurizes intake air with exhaust energy. This is because, as described in the section of the prior art, in the Miller cycle engine, the intake amount is reduced with respect to the exhaust amount, and the turbocharger 13 secures the intake amount, that is, the output. Although not shown in FIG. 1, a compressor of the turbocharger 13 is provided on the intake passage 10. In the present embodiment, the turbocharger 13 is a so-called turbocharger with a variable nozzle vane, which can change the supercharging pressure by changing the opening of a nozzle vane attached to the turbine.
Here, the turbocharger 13 with a variable nozzle vane will be described. As shown in FIG. 3, a plurality of nozzle vanes 13c are arranged at equal intervals around a turbine blade 13b of a turbine 13a. Each nozzle vane 13c is connected to an annular ring 13d disposed coaxially with the turbine 13a. When the annular ring 13d rotates in the direction of the arrow in the drawing, the angle of the nozzle vanes 13c, that is, the opening degree changes. It is supposed to be.
[0027]
An actuator (supercharging pressure changing means) 20 is connected to the annular ring 13d. Here, the actuator 20 is a positive pressure type actuator whose operation state is controlled in accordance with the pressure of air supplied into the control chamber 20a, and the angle of the nozzle vane 13c depends on the operation state of the actuator 20. (Opening degree) is adjusted stepwise. Although not shown in detail, the actuator 20 is connected to a high-pressure air passage, and for example, an electromagnetic valve is provided on the air passage. The duty of the solenoid valve is controlled so that the operation of the actuator 20 is controlled.
[0028]
Note that the actuator 20 is not limited to such a configuration, and any other configuration may be used as long as the angle of the nozzle vane can be adjusted continuously or stepwise.
On the other hand, the ECU 40 includes an input / output device, a storage device (ROM, RAM, non-volatile RAM, etc.), a computing device (CPU), a timer counter, and the like. Is to be executed.
[0029]
The above-mentioned TPS 16 and AFS 18 are connected to the input side of the ECU 40, an engine speed sensor 3 for detecting the engine speed Ne, and an accelerator position sensor for detecting the accelerator pedal depression amount (ie, engine load) Acc of the driver. 4 is also connected. Furthermore, also connected a pressure sensor for detecting the pressure of the O ₂ sensor and the intake passage 10 (not shown).
[0030]
On the output side of the ECU 40, various output devices such as the above-described fuel injection valve 6, the actuator 14a of the ETV (throttle valve) 14, and the actuator 20 of the turbocharger 13 are connected. , A control signal from the ECU 40 is input. Specifically, the ECU 40 sets a target air-fuel ratio (A / F), a target ignition timing, and the like based on information from various sensors, and sets the fuel injection valve 6 so that the target air-fuel ratio and the target ignition timing are obtained. And the drive amount of the throttle actuator 14a are set.
[0031]
Then, an appropriate amount of fuel is injected from the fuel injection valve 6 at an appropriate timing, spark ignition is performed at an appropriate timing by a spark plug, and the ETV 14 is opened and closed so as to have an appropriate opening at an appropriate timing. It has become so.
Next, the main part of the present invention will be described. The variable valve timing mechanism (VVT) 30 which can change the operation timing of the intake valve 5 is provided in the valve mechanism on the intake valve side of the engine 1. . The VVT 30 is configured so that at least the closing timing of the intake valve 5 can be changed, and will be described in detail later. For example, a known VVT 30 as shown in FIGS. 2A and 2B is applied. I have.
[0032]
Further, inside the ECU 40, an acceleration transition time determining means 41 for determining whether or not the engine 1 is in an acceleration transient state based on an operating state of the engine 1, and an operating speed area determining means for determining an operating speed area of the engine 1 are provided. 42 are provided.
Here, the acceleration transient determination means 41 determines whether or not the vehicle is in an acceleration transition based on the accelerator pedal depression amount Acc detected by the accelerator position sensor 4 and the variation ΔAcc. When the amount Acc is equal to or greater than a predetermined value a and the accelerator pedal depression change amount ΔAcc is equal to or greater than a predetermined value b (≧ 0), the acceleration transition determination unit 41 determines that the vehicle is in the acceleration transition. It should be noted that the method of determining whether or not the time is during the acceleration transition is not limited to the above-described method. For example, the engine load such as the intake air amount A / N of the engine 1 or the pressure in the intake passage 10 based on the detection information from the AFS 18 is determined. The determination may be made based on this.
[0033]
The operating speed range determining means 42 determines the operating speed range of the engine 1 based on the engine speed Ne detected by the engine speed sensor 3 at 3, and when the engine speed is equal to the predetermined speed Ne 1. If it is less than the predetermined rotational speed Ne1, it is determined that the vehicle is in the high speed region.
[0034]
In addition to the above, the ECU 40 is provided with a target intake air amount setting means 43, a comparing means 44, and a supercharging pressure setting means 45. The target intake air amount setting means 43 sets a target value Vt of the intake air amount (hereinafter, simply referred to as an intake amount) of the engine 1 based on the engine speed Ne, the accelerator pedal depression amount (load) Acc, and the like. For example, the target value Vt is read from a map (not shown).
[0035]
The comparing means 44 compares the target value (target intake amount) Vt of the intake air amount set by the target intake air amount setting means 43 with the actual intake air amount (actual intake air amount) Vr detected by the AFS 18. Specifically, the difference ΔV (= Vr−Vt) between the actual intake air amount Vr and the target intake air amount Vt is calculated.
The supercharging pressure setting means 45 is for setting the supercharging pressure of the turbocharger 13. The supercharging pressure setting means 45 controls the actuator 20 of the turbocharger 13 so that the supercharging pressure is set by the supercharging pressure setting means 45. The operation is feedback-controlled.
[0036]
In particular, in the present embodiment, when the operating state of the engine 1 is determined to be in the transient acceleration state by the acceleration transient determination means 41, or when the engine is operated in the low and medium speed range by the operating speed area determination means 42. If it is determined that the intake air amount is insufficient, the supercharging pressure is set by the supercharging pressure setting means 45 to be larger than that in the normal operation in order to compensate for the insufficient intake air amount in the engine 1.
[0037]
Specifically, when it is determined that the engine 1 is in the transitional state of acceleration or in the low / medium speed range, the comparison unit 44 determines the intake air amount Vt set by the target intake air amount setting unit 43 and the AFS 18. By comparing the detected actual intake air amount Vr with the detected actual intake air amount Vr, if it is determined that the actual intake air amount Vr is equal to or less than the target intake air amount Vt (that is, if ΔV ≦ 0), it is determined that the intake air amount is insufficient. Thus, a control signal is output from the boost pressure setting means 45 to the actuator 20 so that the current angle of the nozzle vane 13c increases by one step.
[0038]
This is mainly due to the following reasons. That is, as described above, in the Miller cycle engine of the intake valve early closing type in this embodiment, the intake amount is reduced by closing the intake valve 5 at a timing significantly earlier than the time when the piston reaches the bottom dead center during the intake stroke. Thus, a Miller cycle is realized with the expansion ratio ε> the actual compression ratio (geometric compression ratio) ρ.
[0039]
By making the expansion ratio ε larger than the geometric compression ratio ρ, the pump loss is reduced and the thermal efficiency is improved, and knocking (for example, compression ratio ρ = 9) is achieved by lowering the compression ratio (for example, compression ratio ρ = 9). Knocks) have been avoided. However, in such a Miller cycle, since the intake amount is reduced with respect to the exhaust amount, the output is relatively low. Therefore, as described above, the intake is supercharged by the turbocharger 13 to secure the output. .
[0040]
However, the turbocharger 13 generally has a time lag between when the accelerator is depressed and when supercharging is performed. This is the same with a so-called supercharger that extracts the driving force from the crankshaft and compresses the intake air. For this reason, at the time of acceleration transition, the intake air amount becomes insufficient until the boost pressure rises, and poor acceleration occurs. In the Miller cycle, the thermal efficiency increases as the compression ratio and the expansion ratio increase, but if the compression ratio is too low, the intake air volume will be small in the low and medium speed range where the supercharging pressure is low. There is a risk of lowering.
[0041]
Therefore, as described above, when it is determined that the operating state of the engine 1 is in the transition to acceleration or the engine 1 is operating in the low-to-medium speed range, first, the target intake air amount Vt and the actual intake air amount Vr are determined. Is determined to determine whether the actual intake air amount Vr has reached the target intake air amount Vt. If the actual intake air amount Vr is equal to or less than the target intake air amount Vt, the angle of the current nozzle vane 13c is increased by one step. , To increase the supercharging pressure. Here, increasing the supercharging pressure means increasing the intake air amount, and such an increase in the intake air amount suppresses a decrease in output during transient acceleration or the like.
[0042]
Then, after the opening degree of the nozzle vane 13c is changed, the calculation result of the comparing means 44 is referred to again, and if the actual intake air amount Vr has reached the target intake air amount Vt, the opening degree of the nozzle vane 13c is held and the actual intake air amount is kept. If the amount Vr has not reached the target intake amount Vt, the opening of the one-stage nozzle vane 13c is further increased. Then, such control is repeated, and the opening degree control (supercharging pressure control) of the nozzle vanes 13c is executed so that the actual intake air amount Vr matches the target intake air amount Vt.
[0043]
If the actual intake air amount Vr has not reached the target intake air amount Vt even though the opening degree of the nozzle vane 13c has reached the maximum value, the VVT 30 is operated to retard the closing timing of the intake valve 5. The intake stroke is substantially increased to compensate for the insufficient intake air amount. When the valve closing timing of the intake valve 5 is retarded, the valve closing timing is at most near the bottom dead center.
[0044]
As described above, in the high expansion ratio engine according to the present embodiment, when the operating state is such that the amount of intake air is insufficient (that is, during the acceleration transition of the engine 1 or during the operation in the low to medium speed range), first, the turbocharger is activated. In the case where the supercharging pressure of the turbocharger 13 is increased to increase the supercharging pressure and the supercharging pressure of the turbocharger 13 is maximized, if the intake volume is still insufficient, the VVT 30 is operated to increase the intake volume. ing. When the shortage of the intake air amount can be resolved by the supercharging pressure control of the turbocharger 13, the operation control of the VVT 30 is not executed.
[0045]
Next, the reason why the supercharging pressure control of the turbocharger 13 is preferentially executed and the operation control of the VVT 30 is subsequently executed when increasing the intake air amount will be described.
As described above, in the Miller cycle (high expansion ratio cycle) engine to which the present invention is applied, the pump loss is reduced by making the expansion ratio ε relatively larger than the geometric compression ratio ρ. Improving thermal efficiency. Specifically, the closing timing of the intake valve 5 is set as far as possible from the bottom dead center to reduce the substantial intake stroke, thereby reducing the geometric compression ratio ρ to be smaller than the expansion ratio ε.
[0046]
Therefore, when the VVT 30 is operated to delay the valve closing timing of the intake valve 5 to the vicinity of the bottom dead center when the intake air amount is insufficient, the intake air amount can be increased, but a cycle close to the Otto cycle is performed during this time. Thus, the original advantage of the Miller cycle is lost. That is, in this case, the pump loss increases relative to the Miller cycle, and the thermal efficiency also decreases.
[0047]
On the other hand, the turbocharger 13 is intended to increase the output by using the exhaust energy in the first place. Even if the supercharging pressure control is executed, the pump loss increases and the thermal efficiency decreases. Such a problem does not occur.
Therefore, in the high expansion ratio engine according to the present embodiment, in an operating state in which the intake air amount is insufficient, such as during the acceleration transition of the engine 1 or during the operation in the low-to-medium speed range, first, the turbocharger 13 is positively activated. The supercharging pressure is controlled to increase the intake air amount. If the intake air amount is still insufficient, the VVT 30 is operated to increase the intake air amount.
[0048]
Next, an example of the configuration of the VVT 30 will be briefly described with reference to FIGS. 2A and 2B. The VVT 30 is a cam 32a formed on a camshaft 31 and rotated in response to rotation of a crankshaft. , 32b and rocker arms 33a, 33b driven by these cams 32a, 32b. These rocker arms 33a and 33b do not abut against the intake valves 5 and 5, but are configured as sub rocker arms that are indirectly involved in opening and closing the intake valves 5 and 5. A main rocker arm 33c is provided between the sub rocker arms 33a and 33b and abuts on the stem ends of the intake valves 5 and 5 and is directly involved in opening and closing the intake valves 5 and 5.
[0049]
Further, one cam 32a has a cam profile suitable for a mirror cycle of early closing intake, and the other cam 32b has a cam profile that retards the valve closing timing more than the one cam 32a. ing.
Here, the main rocker arm 33c is formed integrally with the rocker shaft 34, and is configured to be swingable together with the rocker shaft 34. The tip of the main rocker arm 33c is in contact with the upper end of the stem of each of the intake valves 5 and 5.
[0050]
Each of the two sub rocker arms 33a and 33b is rotatably supported relative to the rocker shaft 34 (that is, the main rocker arm 33c).
As shown in FIG. 2B, between the sub rocker arms 33a and 33b and the rocker shaft 34, the sub rocker arms 33a and 33b are rotatable with respect to the rocker shaft 34, and are connected to the main rocker arm 33c. Hydraulic piston mechanisms 36a and 36b are provided which can switch between a mode in which no link operation is performed (non-linkage mode) and a mode in which the sub rocker arms 33a and 33b rotate integrally with the rocker shaft 34 and perform a link operation with the main rocker arm 33c (linkage mode). ing.
[0051]
Further, oil passages 34a and 34b are formed inside the rocker shaft 34, and the operation of the hydraulic piston mechanisms 36a and 36b can be switched by hydraulic oil supplied and discharged from the oil passages 34a and 34b. ing. For example, when hydraulic oil is supplied to each of the piston mechanisms 36a and 36b from the oil passages 34a and 34b, the piston 37a of the piston mechanism 36a is driven toward the base end so that the distal end of the piston 37a is separated from the hole 38a. On the other hand, in the piston mechanism 36b, the piston 37b is driven toward the distal end, and the distal end of the piston 37b fits into the hole 38b.
[0052]
When the piston 37b is fitted into the hole 38b, the sub rocker arm 33b rotates integrally with the rocker shaft 34 to be in a mode in which the sub rocker arm 33b operates in cooperation with the main rocker arm 33c (coupling mode). The rocker arm 33a is rotatable with respect to the rocker shaft 34, and is in a mode in which the rocker arm 33a does not operate in cooperation with the main rocker arm 33c (non-coupling mode).
[0053]
Further, the supply state of the above-mentioned hydraulic oil is controlled by the ECU 40, whereby the interlocking mode and the non-interlocking mode of the sub rocker arms 33b and 33a are appropriately switched to set the valve closing timing of the intake valve 5. Can be changed.
Since the high expansion ratio cycle engine according to one embodiment of the present invention is configured as described above, based on the information from the engine speed sensor 3 and the accelerator position sensor 4, the ECU 40 determines whether or not the engine 1 is in a transient state. In a state in which the sub rocker arm 33a is not operating at a high speed, the mode is switched to a mode in which the sub rocker arm 33a operates in cooperation with the main rocker arm 33c.
[0054]
Therefore, in this case, the intake valve 5 is driven to be opened and closed by the cam 32a having a cam profile suitable for the Miller cycle of early intake closing. Specifically, when the piston descends from top dead center and the intake stroke starts, the intake valve opens and intake air is taken in from the intake valve. Then, at a predetermined timing before the bottom dead center (BDC) (see point b in FIG. 6), the intake valve 5 is closed, whereby the substantial intake stroke ends.
[0055]
By closing the intake valve 5 at a timing substantially earlier than the time when the piston reaches the bottom dead center, the amount of intake air is reduced, whereby the compression ratio is reduced. In addition, since the expansion stroke is from the top dead center to the bottom dead center of the piston as before, the expansion stroke is relatively larger than the substantial compression stroke, whereby the expansion ratio ε> the geometric compression ratio ρ. In addition, the pump efficiency is reduced and the thermal efficiency is improved. In addition, knocking (knock) can be avoided by lowering the compression ratio (for example, compression ratio ρ = 9).
[0056]
On the other hand, if the ECU 40 determines that the engine 1 is in the transition of acceleration or is operating in the low to medium speed range based on the information from the engine speed sensor 3 and the accelerator position sensor 4, the target intake air amount setting is performed. The comparing unit 44 compares the target value (target intake amount) Vt of the intake amount set by the unit 43 with the actual intake amount (actual intake amount) Vr detected by the AFS 18. As a result, when it is determined that the actual intake air amount Vr is equal to or less than the target intake air amount Vt, the supercharging pressure setting means 45 controls the supercharging pressure of the turbocharger 13.
[0057]
That is, in this case, a control signal is output from the supercharging pressure setting unit 45 to the actuator 20 so that the opening degree of the variable nozzle vane 13c of the turbocharger 13 increases by one step so as to increase the intake air amount. Then, the actual intake air amount Vr and the target intake air amount Vt are compared again by the comparing means 44. If the actual intake air amount Vr is still equal to or smaller than the target intake air amount Vt, the opening of the one-stage nozzle vane 13c is further increased. The actual intake air amount Vr is increased. Then, such control is repeated, and the opening degree control of the nozzle vane 13c is executed so that the actual intake air amount Vr and the target intake air amount Vt match.
[0058]
When the actual intake air amount Vr is less than the target intake air amount Vt even when the opening degree of the nozzle vane 13c reaches the maximum value, the VVT 30 is operated. Specifically, the link operation between the sub rocker arm 33a and the main rocker arm 33c is released, and the other sub rocker arm 33b is switched to a mode in which the link operation is performed with the main rocker arm 33c.
[0059]
Therefore, in this case, the intake valve 5 is driven to be opened and closed by the cam 32b whose valve closing timing is set to a more retarded side than the Miller cycle of early intake closing. In other words, in this case, when the piston descends from the top dead center and the intake stroke starts, the intake valve opens and passes a predetermined timing before the bottom dead center (BDC) (see point b in FIG. 6). Even so, the intake valve 5 is maintained in the open state. Then, near the bottom dead center, the intake valve 5 is closed, and a large amount of intake air flows into the cylinder by an amount corresponding to the retarded valve closing timing.
[0060]
As a result, insufficient intake air can be secured during operation in a low-medium speed range or during transient acceleration, and a decrease in output torque can be prevented.
Hereinafter, the operation of the present invention will be described with reference to the flowchart of FIG. 4. First, in step S1, information from each sensor is fetched. Specifically, the engine speed Ne and the accelerator opening Acc are taken in from the engine speed sensor 3 and the accelerator position sensor 4, respectively.
[0061]
Next, in step S2, based on the engine speed Ne and the accelerator opening Acc, it is determined whether or not the operating range of the engine 1 is in a low to medium speed range or whether or not the engine 1 is in a transient state of acceleration. Then, when the engine 1 is operating in the low-medium speed range or when the vehicle is in the transition of acceleration, the process proceeds to step S3, and otherwise returns.
[0062]
Here, when the process proceeds to step S3, that is, when the engine 1 is operating in the low-medium speed range or during transient acceleration, it is considered that the intake air amount has decreased. By comparing the actual intake air amount Vr with the target intake air amount Vt set by the target intake air amount setting means 43, it is determined whether the actual intake air amount Vr is equal to or less than the target intake air amount Vt.
[0063]
When it is determined in step S3 that the actual intake air amount Vr is equal to or less than the target intake air amount Vt, the process proceeds to step S4, in which the angle of the variable nozzle vane 13c of the turbocharger 13 is increased by one step to increase the supercharging pressure. You. By increasing the supercharging pressure in this way, the intake air amount is increased.
Thereafter, the process proceeds to step S5, where the actual intake air amount Vr and the target intake air amount Vt are compared again, and if the actual intake air amount Vr has reached the target intake air amount Vt, the process returns. If not, the process proceeds to step S6. Then, in step S6, it is determined whether or not the opening of the nozzle vane 13c is at a maximum. If the opening is not at the maximum, the process returns to step S4, and the processes of step S4 and step S5 are repeated again.
[0064]
If it is determined in step S6 that the opening degree of the nozzle vanes 13c is the maximum, the state becomes a limit state where the turbocharger 13 cannot further increase the intake air amount. Therefore, in this case, the process proceeds to step S7, and the closing timing of the intake valve 5 is changed to the bottom dead center side by the VVT 30 in order to increase the intake air amount.
[0065]
Therefore, according to the high expansion ratio cycle engine according to one embodiment of the present invention, if the intake air amount is small until the boost pressure rises during the acceleration transition, the turbocharger is configured to increase the intake air amount. Since the operations of the VVT 13 and the VVT 30 are controlled, a high compression ratio is achieved, so that insufficient output torque due to a decrease in the amount of combustion can be eliminated and sufficient acceleration can be obtained. In addition, although the boost pressure is low in the low to medium speed range and the intake air amount tends to be insufficient, the operation of the turbocharger 13 and the VVT 30 is controlled so as to increase the intake air amount as described above. There is an advantage that the output torque shortage due to the decrease can be eliminated and drivability is improved. Further, since the technology of the variable nozzle vane type turbocharger and the variable valve timing mechanism which have already been put to practical use can be applied, there is an advantage that the mechanical reliability is high.
[0066]
Further, as described above, when increasing the intake air amount, the supercharging pressure control of the turbocharger 13 is executed with priority over the operation control of the VVT 30, and then the operation control of the VVT 30 is executed. And a decrease in thermal efficiency can be suppressed as much as possible. Therefore, there is an advantage that both improvement in fuel efficiency and improvement in drivability can be achieved.
[0067]
The present invention is not limited to the above embodiment. For example, in the above-described embodiment, the case where the early intake-type mirror cycle is applied has been described. However, the present invention may be applied to a late intake-type mirror cycle (see the acupressure diagram in FIG. 7). In this case, when it is determined that the engine is in the transition of acceleration or in the low-to-medium-speed region, the closing timing of the intake valve 5 may be advanced so that the intake air amount increases.
[0068]
Further, the VVT (variable valve timing mechanism) is not limited to the rocker arm switching type as described above, and various other mechanisms can be applied as long as the closing timing of the intake valve 5 can be changed. is there. For example, as the variable valve timing mechanism, an electromagnetic intake valve in which the opening / closing timing and the lift amount can be arbitrarily set by the driving force of the electromagnetic coils 5a and 5b as shown in FIG. 5 may be applied.
[0069]
Further, the engine to which the present invention is applied is not limited to the above-described in-cylinder injection type spark ignition type engine, and it is needless to say that the present invention can be applied to a port injection type engine.
In the above-described embodiment, whether or not the intake air amount has reached the target intake air amount is determined using information from an AFS (air flow sensor). However, a pressure sensor (boost pressure sensor) ) To determine whether or not the actual intake air pressure is greater than the target intake air pressure based on the boost pressure obtained by the pressure sensor, thereby determining whether or not the intake air amount is equal to or less than the target value. Good.
[0070]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the high expansion ratio cycle engine of the present invention, when the intake air amount is small until the boost pressure rises during the acceleration transition, the supercharger is configured to increase the intake air amount. Thus, the supercharging pressure of the intake air and the closing timing of the intake valve are controlled, so that it is possible to prevent the output torque from becoming insufficient due to a decrease in the amount of combustion. As a result, sufficient acceleration can be obtained even during an acceleration transition, and drivability is improved. In addition, since the technology of the supercharger and the variable valve timing mechanism that have already been put to practical use can be applied, there is an advantage that the mechanical reliability is high. Further, since the intake air amount is increased by operating the supercharging pressure changing means preferentially over the variable valve timing mechanism, a high expansion ratio can be maintained as much as possible, and a decrease in thermal efficiency can be prevented. Therefore, there is an advantage that both improvement in fuel efficiency and improvement in drivability can be achieved (claims 1, 5, and 6).
[0071]
Further, according to the high expansion ratio cycle engine of the present invention, in the operating region where the supercharging pressure in the low to middle speed range is low, the closing timing of the intake valve is controlled so as to increase the intake air amount. Insufficient output torque due to a decrease in the driving force can be eliminated, and drivability is improved. In addition, since the technology of the supercharger and the variable valve timing mechanism that have already been put to practical use can be applied, there is an advantage that the mechanical reliability is high. Further, since the intake air amount is increased by operating the supercharging pressure changing means preferentially over the variable valve timing mechanism, a high expansion ratio can be maintained as much as possible, and a decrease in thermal efficiency can be prevented. Therefore, there is an advantage that both improvement in fuel efficiency and improvement in drivability can be achieved (claims 2, 5, and 6).
Further, according to the high expansion ratio cycle engine of the present invention, there is an advantage that the amount of intake air can be easily changed by changing the opening degree of the nozzle vane (claims 3 and 4).
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing an overall configuration of a high expansion ratio cycle engine according to a first embodiment of the present invention.
FIGS. 2A and 2B are schematic cross-sectional views illustrating an example of a variable valve timing mechanism applied to the high expansion ratio cycle engine according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a schematic diagram showing a main configuration of a high expansion ratio cycle engine according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a flowchart illustrating an operation of the high expansion ratio cycle engine according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a schematic diagram for explaining another example of the variable valve timing mechanism applied to the present invention.
FIG. 6 is an acupressure diagram illustrating an example of a conventional high expansion ratio cycle engine.
FIG. 7 is an acupressure diagram illustrating another example of a conventional high expansion ratio cycle engine.
[Explanation of symbols]
1 engine 5 intake valve 13 turbocharger (supercharger)
14 ETV (Drive-by-wire slot valve)
18. Air flow sensor or AFS (actual intake air amount detection means)
20 Actuator (supercharging pressure changing means)
30 VVT (variable valve timing mechanism)
40 ECU (control means)
41 Acceleration transient judgment means 42 Operating speed area judgment means 43 Target intake air amount setting means 44 Comparison means

Claims

膨張比を圧縮比よりも大きく設定するとともに過給機を備えた高膨張比サイクルエンジンにおいて、
エンジンの加速過渡時を判定する加速過渡時判定手段と、
該エンジンの吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変バルブタイミング機構と、
該過給機による吸気の過給圧を変更可能な過給圧変更手段と、
該可変バルブタイミング機構及び該過給圧変更手段の作動を制御する制御手段とをそなえ、
該加速過渡時判定手段により該エンジンの加速過渡時が判定されると、吸入空気量が増大するように該過給圧変更手段の作動が制御されるとともに、該過給圧変更手段の作動後においても該吸入空気量が不足していると判定されると、該吸入空気量が増大するように該可変バルブタイミング機構の作動が制御される
ことを特徴とする、高膨張比サイクルエンジン。In a high expansion ratio cycle engine equipped with a supercharger while setting the expansion ratio higher than the compression ratio,
An acceleration transient determination means for determining an engine acceleration transient;
A variable valve timing mechanism capable of changing a closing timing of an intake valve of the engine;
Supercharging pressure changing means capable of changing a supercharging pressure of intake air by the supercharger,
A control means for controlling operation of the variable valve timing mechanism and the supercharging pressure changing means;
When the transient state of the engine is determined by the transient state determining means, the operation of the supercharging pressure changing means is controlled so as to increase the intake air amount. In this case, when it is determined that the intake air amount is insufficient, the operation of the variable valve timing mechanism is controlled so as to increase the intake air amount.

膨張比を圧縮比よりも大きく設定するとともに過給機を備えた高膨張比サイクルエンジンにおいて、
エンジンの運転速度領域を判定する運転速度領域判定手段と、
該エンジンの吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変バルブタイミング機構と、
該過給機による吸気の過給圧を変更可能な過給圧変更手段と、
該可変バルブタイミング機構及び該過給圧変更手段の作動を制御する制御手段とをそなえ、
該運転速度領域判定手段により該エンジンの運転速度領域が低中速域であると判定されると、吸入空気量が増大するように該過給圧変更手段の作動が制御されるとともに、該過給圧変更手段の作動後においても該吸入空気量が不足していると判定されると、該吸入空気量が増大するように該可変バルブタイミング機構の作動が制御される
ことを特徴とする、高膨張比サイクルエンジン。In a high expansion ratio cycle engine equipped with a supercharger while setting the expansion ratio higher than the compression ratio,
Operating speed region determining means for determining an operating speed region of the engine;
A variable valve timing mechanism capable of changing a closing timing of an intake valve of the engine;
Supercharging pressure changing means capable of changing a supercharging pressure of intake air by the supercharger,
A control means for controlling operation of the variable valve timing mechanism and the supercharging pressure changing means;
When the operating speed range determining means determines that the operating speed range of the engine is a low to medium speed range, the operation of the supercharging pressure changing means is controlled so that the intake air amount increases, and When it is determined that the intake air amount is insufficient even after the operation of the supply pressure changing means, the operation of the variable valve timing mechanism is controlled so that the intake air amount increases. High expansion ratio cycle engine.

該過給機が、タービンに付設されたノズルベーンの開度を変更することで過給圧を変更可能な可変ノズルベーン付きターボチャージャであって、
該過給圧が増加するように該ノズルベーンの開度を変更させることにより該吸気量を増大させるように構成されている
ことを特徴とする、請求項１又は２記載の高膨張比サイクルエンジン。The turbocharger is a turbocharger with a variable nozzle vane capable of changing a supercharging pressure by changing an opening degree of a nozzle vane attached to a turbine,
The high expansion ratio cycle engine according to claim 1 or 2, wherein the intake air amount is increased by changing an opening degree of the nozzle vane so as to increase the supercharging pressure.

該ノズルベーンの開度変更量を最大としても該吸入空気量が不足している場合に、該吸入空気量が増大するように該可変バルブタイミング機構の作動が制御される
ことを特徴とする、請求項３記載の高膨張比サイクルエンジン。The operation of the variable valve timing mechanism is controlled so that the intake air amount increases when the intake air amount is insufficient even when the opening change amount of the nozzle vane is maximized. Item 4. A high expansion ratio cycle engine according to item 3.

該エンジンが、該吸気弁を吸気行程の途中で閉弁することにより膨張比を圧縮比よりも大きくするように構成された吸気弁早閉じタイプの高膨張比サイクルエンジンであって、該可変バルブタイミング機構が該吸気弁の閉弁時期を遅角させることにより吸気量を増大させるように構成されていることを特徴とする、請求項１〜４項のいずれか１項記載の高膨張比サイクルエンジン。An intake valve early closing type high expansion ratio cycle engine, wherein the engine is configured to close the intake valve in the middle of an intake stroke so that an expansion ratio is larger than a compression ratio. The high expansion ratio cycle according to any one of claims 1 to 4, wherein the timing mechanism is configured to increase the intake air amount by delaying a closing timing of the intake valve. engine.

該エンジンが、該吸気弁を圧縮行程の途中で閉弁することにより膨張比を圧縮比よりも大きくするように構成された吸気弁遅閉じタイプの高膨張比サイクルエンジンであって、該可変バルブタイミング機構が該吸気弁の閉弁時期を進角させることにより吸気量を増大させるように構成されている
ことを特徴とする、請求項１〜４項のいずれか１項記載の高膨張比サイクルエンジン。An intake valve late closing type high expansion ratio cycle engine, wherein the engine is configured to close the intake valve in the middle of a compression stroke so that an expansion ratio becomes larger than a compression ratio. The high expansion ratio cycle according to any one of claims 1 to 4, wherein the timing mechanism is configured to increase the intake air amount by advancing the closing timing of the intake valve. engine.