JP2011163303A - Spark ignition internal combustion engine - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、火花点火式内燃機関に関する。 The present invention relates to a spark ignition internal combustion engine.
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、機関負荷にかかわらずに実圧縮比をほぼ一定に維持するようにした火花点火式内燃機関が公知である（例えば、特許文献１）。この内燃機関では機関負荷が高くなるにつれて、すなわち要求吸入空気量が多くなるにつれて吸気弁の閉弁時期が吸気下死点に近づくように進角され、このとき実圧縮比をほぼ一定に維持するために要求吸入空気量が多くなるにつれて機械圧縮比が低下せしめられる。 A spark having a variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio and a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve so that the actual compression ratio is maintained substantially constant regardless of the engine load. An ignition type internal combustion engine is known (for example, Patent Document 1). In this internal combustion engine, as the engine load increases, that is, as the required intake air amount increases, the valve closing timing of the intake valve is advanced so as to approach the intake bottom dead center, and at this time, the actual compression ratio is maintained substantially constant. Therefore, the mechanical compression ratio is lowered as the required intake air amount increases.
ところで、多くの内燃機関では燃費向上等を目的として、機関減速運転時等に、機関運転状態に応じて燃焼室への燃料供給を停止する燃料カット制御が行われる。特許文献１には燃料カット制御中の吸気弁の閉弁時期および機械圧縮比の制御について何ら考慮されていない。
By the way, in many internal combustion engines, fuel cut control for stopping fuel supply to the combustion chamber according to the engine operating state is performed during engine deceleration operation or the like for the purpose of improving fuel consumption.
ところで一般に燃料カット制御は、機関減速運転時や機関回転数が限界回転数を超えた時、オートマチックトランスミッションにおけるシフトアップ時等に行われ、よって燃料カット制御中には機関回転数を低下させることが必要となる。この場合、機関回転数の低下速度を高めるためには、内燃機関本体で発生するポンピング損失を大きくする必要がある。 By the way, the fuel cut control is generally performed at the time of engine deceleration operation, when the engine speed exceeds the limit engine speed, at the time of shifting up in an automatic transmission, etc. Therefore, the engine speed can be reduced during the fuel cut control. Necessary. In this case, in order to increase the reduction speed of the engine speed, it is necessary to increase the pumping loss generated in the internal combustion engine body.
ポンピング損失を大きくする方法としては、吸気弁の閉弁時期を進角すると共にスロットル弁の開度を小さくすることによってサージタンク内の負圧を大きくすることが考えられる。ところが、機関減速運転時の燃料カット制御を例にとって考えると、特許文献１に記載の火花点火式内燃機関では、機関減速運転時の機関負荷が低いことから吸気弁の閉弁時期は吸気下死点から離れるように遅角されることになる。このため、特許文献１に記載の火花点火式内燃機関における吸気弁の閉弁時期等の制御を燃料カット制御時にもそのまま適用すると、燃料カット制御時にポンピング損失を大きくすることはできない。
As a method for increasing the pumping loss, it is conceivable to increase the negative pressure in the surge tank by advancing the closing timing of the intake valve and decreasing the opening of the throttle valve. However, taking the fuel cut control during engine deceleration operation as an example, in the spark ignition type internal combustion engine described in
そこで、上記問題に鑑みて、本発明の目的は、機関通常運転時には要求機関負荷に応じた目標機械圧縮比および吸気弁の目標閉弁時期となるように可変圧縮比機構および可変バルブタイミング機構が制御される火花点火式内燃機関において、燃料カット制御中のポンピング損失を大きくすることにある。 In view of the above problems, an object of the present invention is to provide a variable compression ratio mechanism and a variable valve timing mechanism so that the target mechanical compression ratio and the target valve closing timing of the intake valve are set according to the required engine load during normal engine operation. An object of the present invention is to increase pumping loss during fuel cut control in a spark ignition type internal combustion engine to be controlled.
上記課題を解決するために、第１の発明では、 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、機関通常運転時には要求機関負荷に応じた目標機械圧縮比および吸気弁の目標閉弁時期となるように可変圧縮比機構および可変バルブタイミング機構が制御される火花点火式内燃機関において、機関運転状態に応じて燃料供給を停止する燃料カット制御を実行可能であり、燃料カット制御が実行されるときには、機械圧縮比が要求機関負荷に応じた目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構が制御せしめられると共に、吸気弁の閉弁時期が上記目標閉弁時期よりも進角側の閉弁時期となるように可変バルブタイミング機構が制御される。 In order to solve the above-described problem, the first invention includes a variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio and a variable valve timing mechanism capable of controlling the closing timing of the intake valve. In a spark ignition internal combustion engine in which the variable compression ratio mechanism and the variable valve timing mechanism are controlled so that the target mechanical compression ratio corresponding to the required engine load and the target valve closing timing of the intake valve are reached, fuel is supplied according to the engine operating state When the fuel cut control is executed, the variable compression ratio mechanism is controlled so that the mechanical compression ratio becomes the target mechanical compression ratio corresponding to the required engine load, and the intake air The variable valve timing mechanism is controlled so that the valve closing timing becomes the valve closing timing on the advance side of the target valve closing timing.
第２の発明では、第１の発明において、上記燃料カット制御は燃料カット実行条件が成立した後に開始され、上記燃料カット制御の実行に伴う機械圧縮比および吸気弁の閉弁時期の変更は燃料カット条件成立以降であって燃料カット制御開始前に開始される。 In the second invention, in the first invention, the fuel cut control is started after the fuel cut execution condition is satisfied, and the change in the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing accompanying the execution of the fuel cut control is a fuel It is started after the cut condition is established and before the fuel cut control is started.
第３の発明では、第２の発明において、上記燃料カット条件が成立してから燃料カット制御が開始されるまでの間に点火時期を遅角させる点火時期遅角制御が行われ、上記燃料カット制御の実行に伴う機械圧縮比および吸気弁の閉弁時期の変更は点火時期遅角制御の開始以降であって燃料カット制御開始前に開始される。 According to a third aspect, in the second aspect, ignition timing retarding control is performed to retard the ignition timing from when the fuel cut condition is satisfied to when fuel cut control is started. The change in the mechanical compression ratio and the closing timing of the intake valve accompanying the execution of the control is started after the ignition timing retard control is started and before the fuel cut control is started.
第４の発明では、第１〜第３のいずれか一つの発明において、上記燃料カット制御中に燃料カット制御を終了する復帰時期を予測する復帰時期予測手段を更に具備し、燃料カット制御中に復帰時期予測手段によって予測された復帰時期に吸気弁の閉弁時期が要求機関負荷に応じた目標閉弁時期となるように燃料カット制御終了前から吸気弁の閉弁時期が変更せしめられる。 According to a fourth invention, in any one of the first to third inventions, there is further provided a return timing prediction means for predicting a return timing for ending the fuel cut control during the fuel cut control, and during the fuel cut control. The closing timing of the intake valve is changed before the end of the fuel cut control so that the closing timing of the intake valve becomes the target closing timing corresponding to the required engine load at the returning timing predicted by the returning timing predicting means.
第５の発明では、第１〜４のいずれか一つの発明において、機械圧縮比と吸気弁の閉弁時期との組合せに対し侵入禁止領域を設定し、内燃機関の通常運転時には機械圧縮比と吸気弁の閉弁時期との組合せを示す動作点が該侵入禁止領域内に侵入するのを禁止し、燃料カット制御中には上記侵入禁止領域内に侵入するのが許可される。 According to a fifth invention, in any one of the first to fourth inventions, an entry prohibition region is set for a combination of the mechanical compression ratio and the closing timing of the intake valve, and the mechanical compression ratio and An operating point indicating a combination with the closing timing of the intake valve is prohibited from entering the intrusion prohibited area, and allowed to enter the intrusion prohibited area during fuel cut control.
第６の発明では、第５の発明において、上記燃料カット制御中に燃料カット制御を停止する復帰時期を予測する復帰時期予測手段を更に具備し、燃料カット制御中に復帰時期予測手段によって予測された復帰時期に機械圧縮比と吸気弁の閉弁時期との組合せを示す動作点が上記侵入禁止領域外に位置するように燃料カット制御停止前から吸気弁の閉弁時期が変更せしめられる。 According to a sixth aspect of the invention, in the fifth aspect of the invention, there is further provided return time prediction means for predicting a return time for stopping the fuel cut control during the fuel cut control, and the return time prediction means is predicted during the fuel cut control. The valve closing timing of the intake valve is changed before the fuel cut control is stopped so that the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the valve closing timing of the intake valve is located outside the intrusion prohibition region at the return timing.
第７の発明では、第４または第６の発明において、上記燃料カット制御は機関回転数が復帰回転数にまで低下することによって終了せしめられ、上記復帰時期予測手段は現在の機関回転数と復帰回転数との差に基づいて復帰時期を予測する。 According to a seventh aspect, in the fourth or sixth aspect, the fuel cut control is terminated when the engine speed is reduced to the return speed, and the return time predicting means is configured to return the current engine speed to the return speed. The return time is predicted based on the difference from the rotational speed.
第８の発明では、第１〜第７のいずれか一つの発明において、燃料カット制御が実行されるときであっても、該燃料カット制御の実行時間が一定時間よりも短い場合には、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求機関負荷に応じた目標機械圧縮比および吸気弁の目標閉弁時期となるように可変圧縮比機構および可変バルブタイミング機構が制御される。 In the eighth invention, in any one of the first to seventh inventions, even when the fuel cut control is executed, if the execution time of the fuel cut control is shorter than a predetermined time, the machine The variable compression ratio mechanism and the variable valve timing mechanism are controlled so that the compression ratio and the intake valve closing timing become the target mechanical compression ratio and the target closing timing of the intake valve according to the required engine load.
本発明によれば、燃料カット制御の実行時に、吸気弁の閉弁時期が要求機関負荷に応じた目標閉弁時期よりも進角側の閉弁時期とされることから、吸気通路内に発生する負圧を大きくすることができ、よって燃料カット制御中のポンピング損失を大きくすることができる。 According to the present invention, when the fuel cut control is performed, the intake valve closing timing is set to the advanced valve closing timing with respect to the target valve closing timing corresponding to the required engine load, and therefore, generated in the intake passage. The negative pressure to be increased can be increased, and therefore the pumping loss during fuel cut control can be increased.
以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the following description, the same reference numerals are assigned to similar components.
図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１にはそれぞれ対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
FIG. 1 shows a side sectional view of a spark ignition type internal combustion engine.
Referring to FIG. 1, 1 is a crankcase, 2 is a cylinder block, 3 is a cylinder head, 4 is a piston, 5 is a combustion chamber, 6 is a spark plug disposed at the center of the top surface of the
サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いたエアフロメータ１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。なお、以下の説明では、スロットル弁１７から吸気弁７までの吸気枝管１１、サージタンク１２、吸気ダクト１４等の部分を吸気管部分と称する。
The
一方、図１に示される実施形態ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施形態ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。
On the other hand, in the embodiment shown in FIG. 1, the
図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。なお、本実施形態では、現在の機械圧縮比を検出するための機械圧縮比検出装置として相対位置センサ２２が用いられるが、機械圧縮比検出装置としては相対位置センサ２２以外の検出装置を使用することも可能である。
As shown in FIG. 1, a
電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。エアフロメータ１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４の出力信号はそれぞれ対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火プラグ６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。
The
図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内にはそれぞれ断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔ててそれぞれ対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
2 is an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A shown in FIG. 1, and FIG. 3 is a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown. Referring to FIG. 2, a plurality of projecting
図２に示されるように一対のカムシャフト５４、５５が設けられており、各カムシャフト５４、５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４、５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４、５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。
As shown in FIG. 2, a pair of
図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４、５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心軸５７は最も低い位置となる。
When the
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）にはそれぞれの状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。
3A, 3B, and 3C show the positional relationship among the center a of the
図３（Ａ）から図３（Ｃ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。すなわち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、したがって各カムシャフト５４、５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。
3A to 3C, the relative positions of the
図２に示されるように各カムシャフト５４、５５をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ螺旋方向が逆向きの一対のウォーム６１、６２が取付けられており、これらウォーム６１、６２と噛合するウォームホイール６３、６４がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。この実施形態では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。
As shown in FIG. 2, in order to rotate the
一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側にはそれぞれ進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
On the other hand, FIG. 4 shows the variable valve timing mechanism B attached to the end of the
各油圧室７６、７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６、７７にそれぞれ連結された油圧ポート７９、８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３、８４と、各ポート７９、８０、８２、８３、８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
The hydraulic oil supply control to the
吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。
When the cam phase of the intake
これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。
On the other hand, when the cam phase of the intake
回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。したがって可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。
If the
図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。したがって吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、したがって吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
In FIG. 5, the solid line shows the time when the cam phase of the intake
図１および図４に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。 The variable valve timing mechanism B shown in FIG. 1 and FIG. 4 shows an example. For example, the variable valve timing that can change only the closing timing of the intake valve while keeping the opening timing of the intake valve constant. Various types of variable valve timing mechanisms, such as mechanisms, can be used.
次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０mlでピストンの行程容積が５００mlであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。 Next, the meanings of terms used in the present application will be described with reference to FIG. 6A, 6B, and 6C show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for the sake of explanation. , (B), (C), the combustion chamber volume represents the volume of the combustion chamber when the piston is located at the compression top dead center.
図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。 FIG. 6A explains the mechanical compression ratio. The mechanical compression ratio is a value mechanically determined only from the stroke volume of the piston and the combustion chamber volume during the compression stroke, and this mechanical compression ratio is expressed by (combustion chamber volume + stroke volume) / combustion chamber volume. In the example shown in FIG. 6A, this mechanical compression ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11.
図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。すなわち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。したがって実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ml＋４５０ml）／５０ml＝１０となる。 FIG. 6B describes the actual compression ratio. This actual compression ratio is a value determined from the actual piston stroke volume and the combustion chamber volume from when the compression action is actually started until the piston reaches top dead center, and this actual compression ratio is (combustion chamber volume + actual (Stroke volume) / combustion chamber volume. That is, as shown in FIG. 6B, even if the piston starts to rise in the compression stroke, the compression action is not performed while the intake valve is open, and the actual compression starts from the time when the intake valve is closed. The action begins. Therefore, the actual compression ratio is expressed as above using the actual stroke volume. In the example shown in FIG. 6B, the actual compression ratio is (50 ml + 450 ml) / 50 ml = 10.
図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。 FIG. 6C illustrates the expansion ratio. The expansion ratio is a value determined from the stroke volume of the piston and the combustion chamber volume during the expansion stroke, and this expansion ratio is expressed by (combustion chamber volume + stroke volume) / combustion chamber volume. In the example shown in FIG. 6C, this expansion ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11.
次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。 Next, the super expansion ratio cycle used in the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio, and FIG. 8 shows a comparison between a normal cycle and an ultrahigh expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention.
図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０mlとされ、ピストンの行程容積が５００mlとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ml＋５００ml）／５０ml＝１１となる。すなわち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。 FIG. 8A shows a normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action by the piston is started from the vicinity of the intake bottom dead center. In the example shown in FIG. 8A, the combustion chamber volume is 50 ml and the piston stroke volume is 500 ml as in the examples shown in FIGS. 6A, 6B, and 6C. As can be seen from FIG. 8A, in a normal cycle, the mechanical compression ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11, the actual compression ratio is almost 11, and the expansion ratio is also (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11. That is, in a normal internal combustion engine, the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, and the expansion ratio are substantially equal.
図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、すなわち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、すなわち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。したがって通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。 The solid line in FIG. 7 shows the change in theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio and the expansion ratio are substantially equal, that is, in a normal cycle. In this case, it can be seen that the theoretical thermal efficiency increases as the expansion ratio increases, that is, as the actual compression ratio increases. Therefore, in order to increase the theoretical thermal efficiency in a normal cycle, the actual compression ratio should be increased. However, the actual compression ratio can only be increased to a maximum of about 12 due to the restriction of the occurrence of knocking at the time of engine high load operation, and thus the theoretical thermal efficiency cannot be sufficiently increased in a normal cycle.
一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見出されたのである。すなわち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。 On the other hand, under such circumstances, it is considered to increase the theoretical thermal efficiency while strictly dividing the mechanical compression ratio and the actual compression ratio. As a result, the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio, and the actual compression ratio is compared to the theoretical thermal efficiency Was found to have little effect. That is, if the actual compression ratio is increased, the explosive force is increased, but a large amount of energy is required for compression. Thus, even if the actual compression ratio is increased, the theoretical thermal efficiency is hardly increased.
これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。したがって膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。 On the other hand, when the expansion ratio is increased, the period during which the pressing force acts on the piston during the expansion stroke becomes longer, and thus the period during which the piston applies the rotational force to the crankshaft becomes longer. Therefore, the larger the expansion ratio, the higher the theoretical thermal efficiency. The broken line ε = 10 in FIG. 7 indicates the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased with the actual compression ratio fixed at 10. Thus, the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased while the actual compression ratio ε is maintained at a low value, and the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio is increased with the expansion ratio as shown by the solid line in FIG. It can be seen that there is no significant difference from the amount of increase.
このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、したがって実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。 Thus, if the actual compression ratio is maintained at a low value, knocking does not occur. Therefore, if the expansion ratio is increased while the actual compression ratio is maintained at a low value, the theoretical thermal efficiency is reduced while preventing the occurrence of knocking. Can be greatly increased. FIG. 8B shows an example where the variable compression ratio mechanism A and variable valve timing mechanism B are used to increase the expansion ratio while maintaining the actual compression ratio at a low value.
図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０mlから２０mlまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００mlから２００mlになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ml＋２００ml）／２０ml＝１１となり、膨張比は（２０ml＋５００ml）／２０ml＝２６となる。図８（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。 Referring to FIG. 8B, in this example, the variable compression ratio mechanism A reduces the combustion chamber volume from 50 ml to 20 ml. On the other hand, the variable valve timing mechanism B delays the closing timing of the intake valve until the actual piston stroke volume is reduced from 500 ml to 200 ml. As a result, in this example, the actual compression ratio is (20 ml + 200 ml) / 20 ml = 11, and the expansion ratio is (20 ml + 500 ml) / 20 ml = 26. In the normal cycle shown in FIG. 8A, the actual compression ratio is almost 11 and the expansion ratio is 11, as described above. Compared with this case, only the expansion ratio is shown in FIG. 8B. It can be seen that it has been increased to 26. This is why it is called an ultra-high expansion ratio cycle.
一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、したがって機関運転時における熱効率を向上させるためには、すなわち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、したがってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。したがって本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。
Generally speaking, in an internal combustion engine, the lower the engine load, the worse the thermal efficiency. Therefore, in order to improve the thermal efficiency during engine operation, that is, to improve fuel efficiency, it is necessary to improve the thermal efficiency when the engine load is low. Necessary. On the other hand, in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. 8B, since the actual piston stroke volume during the compression stroke is reduced, the amount of intake air that can be sucked into the
次に図９を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。
図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒コンバータ２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ、ＣＯおよびＮＯxを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。
Next, the overall operation control will be schematically described with reference to FIG.
FIG. 9 shows changes in the intake air amount, the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, the expansion ratio, the actual compression ratio, and the opening degree of the throttle valve 17 according to the engine load at a certain engine speed. . 9 shows that the average air-fuel ratio in the
さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。したがって図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。
As described above, the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is executed during engine high load operation. Therefore, as shown in FIG. 9, the expansion ratio is low because the mechanical compression ratio is lowered at this time, and the valve closing timing of the
一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、したがって機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態に保持されており、したがって燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。
On the other hand, as shown by the solid line in FIG. 9, when the engine load becomes low, the closing timing of the
このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。すなわち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。したがってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
As described above, when the engine load is reduced from the engine high load operation state, the mechanical compression ratio is increased as the intake air amount is decreased while the actual compression ratio is substantially constant. That is, the volume of the
機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ1まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる最大限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に保持される。したがって低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時にはすなわち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。
When the engine load is further reduced, the mechanical compression ratio is further increased, and when the engine load is lowered to the medium load L 1 slightly close to the low load, the mechanical compression ratio reaches the maximum limit mechanical compression ratio that is the structural limit of the
一方、図９に示される実施形態では機関負荷がＬ1まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
On the other hand, in the embodiment shown in FIG. 9, when the engine load decreases to L 1 , the closing timing of the
吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。
When the closing timing of the
一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。したがって、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施形態では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌ1まで吸気下死点BDCから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができるが、以下本発明について吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させた場合を例にとって説明する。
On the other hand, as shown by the broken line in FIG. 9, the intake air amount can be controlled without depending on the throttle valve 17 by advancing the closing timing of the
ところで前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。したがって本発明では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。 Incidentally, as described above, the expansion ratio is 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. The higher the expansion ratio, the better. However, as can be seen from FIG. 7, a considerably high theoretical thermal efficiency can be obtained if it is 20 or more with respect to the practically usable lower limit actual compression ratio ε = 5. Therefore, in the present invention, the variable compression ratio mechanism A is formed so that the expansion ratio is 20 or more.
次に図１０から図１２を参照しつつ侵入禁止領域と、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する基準動作線について説明する。 Next, the reference prohibition line for the intrusion prohibited region, the mechanical compression ratio, and the intake valve closing timing will be described with reference to FIGS.
図１０は要求されている機関負荷を得るのに必要な吸入空気量、すなわち要求吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とを示している。なお、図１０において要求吸入空気量は原点０から離れるにしたがって増大し、機械圧縮比は原点０から離れるにしたがって増大する。また、図１０において吸気弁閉弁時期は吸気下死点後（ＡＢＤＣ）のクランク角で表されており、したがって吸気弁閉弁時期は原点０から離れるにしたがって遅角される。
FIG. 10 shows the intake air amount necessary to obtain the required engine load, that is, the required intake air amount, the mechanical compression ratio, and the intake valve closing timing. In FIG. 10, the required intake air amount increases as the distance from the
一方、図１０においてＱ1、Ｑ2、Ｑ3、Ｑ4、Ｑ5はそれぞれ同一吸入空気量面を表しており、Ｑ6はスロットル弁１７が全開しているスロットル全開面を表している。図１０からわかるようにこのスロットル全開面Ｑ6は上に凸の湾曲面からなる。このスロットル全開面Ｑ6の下方の領域では下方にいくほどスロットル開度が小さくなる。 On the other hand, in FIG. 10, Q 1 , Q 2 , Q 3 , Q 4 , and Q 5 each represent the same intake air amount surface, and Q 6 represents the throttle fully open surface where the throttle valve 17 is fully open. As can be seen from FIG. 10, the throttle fully open surface Q 6 is a curved surface convex upward. In the region below the throttle fully open surface Q 6, the throttle opening becomes smaller as it goes downward.
図１０においてハッチングで示される領域は各同一吸入空気量面Ｑ1、Ｑ2、Ｑ3、Ｑ4、Ｑ5内における侵入禁止領域を示している。一方、図１１は図１０の上からみたところを示しており、図１２（Ａ）は図１０における左側面Ｓ1を矢印方向からみたところを示しており、図１２（Ｂ）は図１０における右側面Ｓ2を矢印方向からみたところを示しており、これら図１１および図１２（Ａ）、（Ｂ）においてもハッチングで示される領域は侵入禁止領域を示している。 In FIG. 10, hatched areas indicate intrusion prohibited areas in the same intake air amount surfaces Q 1 , Q 2 , Q 3 , Q 4 , and Q 5 . On the other hand, FIG. 11 shows the top view of FIG. 10, FIG. 12 (A) shows the left side surface S 1 in FIG. 10 as seen from the direction of the arrow, and FIG. The right side S 2 is shown as seen from the direction of the arrow, and in FIGS. 11 and 12A and 12B, the hatched area indicates an intrusion prohibited area.
図１０、図１１、図１２（Ａ）、（Ｂ）から侵入禁止領域は３次元的に広がっており、さらにこの侵入禁止領域は高負荷側の領域Ｘ1と低負荷側の領域Ｘ2との２つの領域からなることがわかる。なお、図１０、図１１、図１２（Ａ）、（Ｂ）からわかるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ1は要求吸入空気量が多く、吸気弁閉弁時期が進角側で機械圧縮比が高い側に形成され、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は要求吸入空気量が少なく、吸気弁閉弁時期が遅角側で機械圧縮比が低い側に形成される。 10, 11, 12 (A) and 12 (B), the intrusion prohibition region is three-dimensionally expanded. Further, the intrusion prohibition region includes a high load side region X 1 and a low load side region X 2 . It can be seen that it consists of two regions. As can be seen from FIGS. 10, 11, 12 (A) and 12 (B), the high load side intrusion prohibited region X 1 has a large required intake air amount, and the intake valve closing timing is advanced and the mechanical compression ratio is increased. is formed on the high side, low-load forbidden entry area X 2 is less required intake air amount, the mechanical compression ratio is formed on a lower side in the intake valve closing timing is retarded side.
さて、図９は要求吸入空気量に対して最小燃費の得られる、吸気弁閉弁時期と機械圧縮比と実圧縮比とスロットル開度の関係を示しており、これらの関係を満たす線が図１０および図１１において実線Ｗで示されている。図１０からわかるようにこの線Ｗは同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面Ｑ6上を延びており、同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が少ない側では右側面Ｓ2上を延びている。この同一吸入空気量面Ｑ3は図９の負荷Ｌ1に対応している。 FIG. 9 shows the relationship between the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, and the throttle opening, at which the minimum fuel consumption can be obtained with respect to the required intake air amount. In FIG. 10 and FIG. As can be seen from FIG. 10, this line W extends on the throttle fully open surface Q 6 on the side where the intake air amount is larger than the same intake air amount surface Q 3 , and the intake air amount is larger than the same intake air amount surface Q 3. less the side extends over the right side S 2. The same intake air amount surface Q 3 corresponds to the load L 1 in FIG.
すなわち、図９においてＬ1よりも機関負荷が高い領域では機関負荷が高くなるほど、すなわち要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０のスロットル全開面Ｑ6上における線Ｗで表されている。すなわち、図１０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が多い側では要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。 That is, in the region where the engine load is higher than L 1 in FIG. 9, the intake valve closing timing is advanced with the throttle valve 17 being held fully open as the engine load increases, that is, as the required intake air amount increases. At this time, the mechanical compression ratio is lowered as the required intake air amount increases so that the actual compression ratio becomes constant. The relationship between the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing at this time is represented by a line W on the throttle fully open surface Q 6 in FIG. That is, as shown in FIG. 10, on the side where the intake air amount is larger than the same intake air amount surface Q 3 , the intake valve closing timing is set while the throttle valve 17 is held fully open as the required intake air amount increases. At this time, the mechanical compression ratio is lowered as the required intake air amount increases so that the actual compression ratio becomes constant.
一方、図９においてＬ1よりも機関負荷が低い領域では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、すなわち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０の右側面Ｓ2上における線Ｗで表されている。すなわち、図１０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ3よりも吸入空気量が少ない側では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、すなわち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。 On the other hand, in the region where the engine load is lower than L 1 in FIG. 9, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are kept constant, and the throttle valve 17 opens as the engine load decreases, that is, the required intake air amount decreases. The degree is reduced. Relationship, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing at this time is represented by a line W on the right side S 2 of Figure 10. That is, as shown in FIG. 10, on the side where the intake air amount is smaller than the same intake air amount surface Q 3 , the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are kept constant, and the lower the engine load, that is, the required intake air. As the amount decreases, the opening degree of the throttle valve 17 is decreased.
本願明細書では、要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とが辿る線を動作線と称しており、特に図１０に示される線Ｗは基準動作線と称されている。なお、前述したようにこの基準動作線は最小燃費の得られる最小燃費動作線を示している。 In the present specification, the line that the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing follow when the required intake air amount changes is referred to as an operation line, and in particular, the line W shown in FIG. 10 is referred to as a reference operation line. ing. Note that, as described above, this reference operation line indicates the minimum fuel consumption operation line with which the minimum fuel consumption can be obtained.
前述したようにこの基準動作線Ｗ上では実圧縮比が一定とされている。実圧縮比はスロットル弁１７の開度とは無関係であって機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のみによって定まるので図１０において基準動作線Ｗを通り垂直方向に延びる曲面上では同一実圧縮比となる。この場合、この曲面よりも機械圧縮比の高い側では実圧縮比が高くなり、この曲面よりも機械圧縮比の低い側では実圧縮比が低くなる。すなわち、大雑把に言うと、高負荷側侵入禁止領域Ｘ1は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の高い領域に位置しており、低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の低い領域に位置している。 As described above, the actual compression ratio is constant on the reference operation line W. Since the actual compression ratio is independent of the opening degree of the throttle valve 17 and is determined only by the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing, the actual compression ratio is the same on the curved surface extending in the vertical direction through the reference operation line W in FIG. Become. In this case, the actual compression ratio becomes higher on the side where the mechanical compression ratio is higher than the curved surface, and the actual compression ratio becomes lower on the side where the mechanical compression ratio is lower than the curved surface. That is, roughly speaking, the high load side intrusion prohibited region X 1 is located in a region where the actual compression ratio is higher than the actual compression ratio on the reference operation line W, and the low load side intrusion prohibited region X 2 is the reference operation. It is located in a region where the actual compression ratio is lower than the actual compression ratio on the line W.
さて、燃費を向上するために実圧縮比を高くするとノッキングが発生し、ノッキングの発生を阻止するために点火時期を遅角させると燃焼が不安定となってトルク変動を生ずる。高負荷側侵入禁止領域Ｘ1はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、したがって機関運転時には機関の運転状態がこのようなトルク変動を生ずる運転領域内に入らないようにする必要がある。一方、吸入空気量が少なく実圧縮比が低くなると燃焼しづらくなり、スロットル弁１７の開度が小さくなって圧縮端圧力が低くなると燃焼が悪化してトルク変動を生ずる。低負荷側侵入禁止領域Ｘ2はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、したがって機関運転時にはこの運転領域にも機関の運転状態が入らないようにする必要がある。 If the actual compression ratio is increased to improve fuel consumption, knocking occurs. If the ignition timing is retarded to prevent knocking, combustion becomes unstable and torque fluctuation occurs. High load forbidden entry area X 1 is operating regions produce such torque variations, hence at the time of engine operation the operating state of the engine needs to be prevented from entering the operating area of produce such torque fluctuations. On the other hand, when the amount of intake air is small and the actual compression ratio is low, combustion is difficult, and when the opening of the throttle valve 17 is small and the compression end pressure is low, combustion is deteriorated and torque fluctuation occurs. The low load side forbidden entry area X 2 are operating region resulting such torque variations at the time of engine operation therefore it is necessary that the operating state of the engine in this operating region from entering.
一方、実圧縮比が高くなるほど燃費が向上し、したがってノッキングやトルク変動を生ずることなく最小の燃費が得られる最小燃費動作線は図１０および図１１においてＷで示されるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の外部において高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の外縁に沿いつつ延びている。前述したように本発明による実施形態ではこの最小燃費動作線が基準動作線Ｗとされており、基本的には要求吸入空気量に応じて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの基準動作線Ｗ上を移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御される。なお、現在の動作点は相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４により常時検出されている。
On the other hand, the higher the actual compression ratio, the better the fuel consumption. Therefore, the minimum fuel consumption operation line that can obtain the minimum fuel consumption without causing knocking or torque fluctuation is prohibited from entering the high load side as indicated by W in FIGS. extends while along the outer edge of the high-load side forbidden entry area X 1 outside the region X 1. As described above, in the embodiment according to the present invention, this minimum fuel consumption operation line is the reference operation line W, and basically shows a combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing according to the required intake air amount. The mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are controlled so that the operating point moves on the reference operating line W. The current operating point is always detected by the
次に本発明による機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の制御の仕方について基本的な制御の仕方から説明する。この基本的な制御の仕方が図１３から図１５に示されている。 Next, how to control the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing and the opening degree of the throttle valve 17 according to the present invention will be described from the basic control method. This basic control method is shown in FIGS.
すなわち、図１３は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上のｍ点における値に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられた場合を示している。ところで本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、この予め定められた時間毎に算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点が順次算出される。この要求吸入空気量を満たす動作点、すなわち要求動作点の一例が図１３においてａ1、ａ2、ａ3、ａ4、ａ5、ａ6で示されている。すなわち、この例では要求吸入空気量が増大せしめられた後に最初に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ1であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ2であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ3である。 That is, FIG. 13 shows a case where the required intake air amount is increased when the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are maintained at the values at the point m on the reference operation line W. Incidentally, in the embodiment according to the present invention, for example, the required intake air amount is calculated every predetermined time, and the operating point on the reference operation line W satisfying the required intake air amount calculated every predetermined time. Are sequentially calculated. Examples of operating points that satisfy this required intake air amount, that is, required operating points are indicated by a 1 , a 2 , a 3 , a 4 , a 5 , and a 6 in FIG. That is, in this example, the requested operating point that satisfies the requested intake air amount that is detected first after the requested intake air amount is increased is a 1 , and the requested operating point that satisfies the detected requested intake air amount is the next. is a 2, then fill the detected required amount of intake air required operating point is a 3.
要求動作点が変化すると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は新たな要求動作点に向けて変化する。すなわち、図１３に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は要求動作点がａ1とされるとｍ点からａ1点に向けて変化し、要求動作点がａ2とされると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はａ2に向けて変化する。この場合、要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達すれば機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は何の問題もなく要求動作点の変化に追従して変化する。しかしながら要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達しない場合には問題を生ずる場合がある。 When the required operating point changes, the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing changes toward a new required operating point. In other words, toward the point a changes from the operating point requests the operating point is set to a 1 m point showing a mechanical compression ratio and the intake valve closing timing in the example shown in FIG. 13, the required operating point is a When it is 2 , the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing changes toward a 2 . In this case, if the mechanical compression ratio and intake valve closing timing reach the required operating point before the required operating point changes, the mechanical compression ratio and intake valve closing timing follow the change in the required operating point without any problem. And change. However, problems may arise if the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing do not reach the required operating point before the required operating point changes.
すなわち、図１３において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点ｍにあるときに要求動作点ａ1となったときには機械圧縮比および吸気弁時期は変化せず、このとき要求吸入空気量を満たすべくスロットル弁１７の開度が増大せしめられる。アクチュエータ１６によるスロットル弁１７の開度変化の応答性は極めて早く、したがって要求動作点がａ1になると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はｍ点からａ1点にただちに移る。
That is, in FIG. 13, when the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are at the point m and the required operating point a 1 is reached, the mechanical compression ratio and the intake valve timing do not change, and at this time, the required intake air amount is satisfied. Accordingly, the opening degree of the throttle valve 17 is increased. The response of the opening change of the throttle valve 17 by the
次いで要求動作点がａ2になると機械圧縮比がわずかばかり低下せしめられかつ吸気弁閉弁時期がわずかばかり進角されつつスロットル弁１７が全開にされる。このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は次の要求動作点ａ3が算出される頃には要求動作点ａ2の近くまで到達する。このとき到達する機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図１３の上方からみたところを示す図１４において動作点ｂ2で示されている。 Then the required operating point while it is just slightly advanced mechanical compression ratio is made to decrease only slightly and the intake valve closing timing becomes the a 2 is the throttle valve 17 is fully opened. At this time, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing reach close to the required operating point a 2 when the next required operating point a 3 is calculated. Indicated by the operating point b 2 in FIG. 14 showing the place mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is viewed from above in FIG. 13 to reach this time.
要求動作点ａ3が算出されると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は動作点ｂ2から要求動作点ａ3に向けて移動を開始する。すなわち、スロットル弁１７が全開の状態で機械圧縮比は低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は進角せしめられる。ところが可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性および可変バルブタイミング機構Ｂによる吸気弁７の閉弁時期変化の応答性はそれほど早くなく、特に可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性はかなり遅い。したがって要求吸入空気量の増大速度が速い場合には要求動作点と機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点とが次第に離れていくことになる。例えば図１４において要求動作点がａ6まで移動したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点が依然としてｂ2付近に位置するような状態が生ずる。
When the required operating point a 3 is calculated, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing start moving from the operating point b 2 toward the required operating point a 3 . That is, the mechanical compression ratio is lowered while the throttle valve 17 is fully open, and the intake valve closing timing is advanced. However, the response of the mechanical compression ratio change by the variable compression ratio mechanism A and the response of the valve closing timing change of the
しかしながらこのような場合、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。すなわち、この場合、吸気弁閉弁時期を進角させることにより動作点が侵入禁止領域Ｘ1内に侵入しそうになったときには吸気弁閉弁時期の進角作用が停止され、次いで機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられる。機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられると吸気弁閉弁時期が再び進角され、動作点が侵入禁止領域Ｘ1内に侵入しそうになると吸気弁閉弁時期の進角作用が停止される。以下、これが繰返される。 However, when such a mechanical compression ratio and the intake valve closing timing when the move by the feedback control toward the required operating point without entering the closing timing mechanical compression ratio and the intake valve forbidden entry region X 1 It takes time to reach the required operating point. That is, in this case, the advance action of the intake valve closing timing when the operating point is about to penetrate the forbidden entry area X 1 is stopped by advancing the intake valve closing timing, then the mechanical compression ratio is It can be reduced by a certain amount. The mechanical compression ratio is again advanced the intake valve closing timing and used to lower by a certain amount, the operating point is advancing action of the intake valve closing timing is stopped to become likely to invade forbidden entry area X 1. This is repeated below.
すなわち、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が侵入禁止領域Ｘ1の外縁に沿ってジグザグ状に移動することになり、斯くして機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性が得られないことになる。 That is, the operating point showing a mechanical compression ratio and the intake valve closing timing when the move by the feedback control toward the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing to the required operating point along the outer edge of the forbidden entry area X 1 Therefore, it takes time for the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing to reach the required operating point. As a result, good engine responsiveness cannot be obtained with respect to changes in the required intake air amount.
そこで本発明では要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が現在の動作点から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期をこの目標動作点に向けて変化させるようにしている。 Therefore, in the present invention, when the required intake air amount changes, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing enter the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 from the current operating point toward the required operating point that satisfies the required intake air amount. A target operating point that can be reached after a certain time without intrusion is calculated, and the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are changed toward the target operating point.
次にこの本発明を具体化した一実施形態についてスロットル全開面Ｑ6を示す図１４を参照しつつ説明する。前述したように図１４は要求動作点がａ3になったときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂ2である場合を示している。この場合において矢印Ｒ2は機械圧縮比が要求動作点ａ3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表しており、矢印Ｔ2は吸気弁閉弁時期が要求動作点ａ3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表している。また、図１４においてｃ2は現在の動作点ｂ2から要求吸入空気量を満たす要求動作点ａ3に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を示している。 Next, an embodiment embodying the present invention will be described with reference to FIG. 14 showing a throttle fully open surface Q 6 . As described above, FIG. 14 shows a case where the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is b 2 when the required operating point becomes a 3 . In this case, the arrow R 2 indicates the amount that the mechanical compression ratio can reach in the predetermined operation time toward the required operating point a 3 , and the arrow T 2 indicates that the intake valve closing timing is the required operating point a 3. Represents the amount that can be reached in a predetermined time. In FIG. 14, c 2 is a target operating point that can be reached after a certain time without entering the intrusion prohibited area X 1 from the current operating point b 2 toward the required operating point a 3 that satisfies the required intake air amount. Show.
図１４に示されるように要求吸入空気量が増大せしめられかつ動作点ｂ2および要求動作点ａ3がスロットル全開面Ｑ6上にあるときにはこの目標動作点ｃ2は基準動作線Ｗ上に、図１４に示される例では最小燃費動作線Ｗ上に位置する。すなわち、図１４に示される例では、スロットル弁１７が全開状態に維持されているときには目標動作点は侵入禁止領域Ｘ1の外部であって侵入禁止領域Ｘ1の外縁に沿って延びる最小燃費動作線Ｗ上を移動せしめられる。 As the target operating point c 2 when the required intake air amount is made to increase and the operating point b 2 and the required operating point a 3 is on full throttle surface Q 6 is on the reference operating line W shown in FIG. 14, In the example shown in FIG. 14, it is located on the minimum fuel consumption operation line W. That is, in the example shown in FIG. 14, the minimum fuel consumption operating target operating point which extends along the outer edge of the outside and a by forbidden entry area X 1 of the forbidden entry area X 1 when the throttle valve 17 is maintained fully open It can be moved on the line W.
また、図１４において要求動作点がａ6であるときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂiであったとするとこの場合にも目標動作点は基準動作線Ｗ上の点ｃiとされる。なお、図１４において矢印Ｒiは同様に機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量を表しており、矢印Ｔiは吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量を表している。 In FIG. 14, if the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is b i when the required operating point is a 6 , the target operating point is also a point on the reference operating line W. c i . In FIG. 14, the arrow R i similarly represents the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time, and the arrow T i represents the amount that the intake valve closing timing can reach after a certain time.
このように図１４に示される例では動作点がｂ2であるときに目標動作点ｃ2が算出されると一定時間後に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は目標動作点ｃ2に到達する。このとき現在の動作点ｃ2から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な次の新たな目標動作点が算出され、動作点は一定時間後にこの新たな目標動作点に到達する。この場合、本発明による実施形態では機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はＰＩＤ（比例積分微分）制御によって目標動作点に到達せしめられる。 In this way, in the example shown in FIG. 14, when the target operating point c 2 is calculated when the operating point is b 2 , the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing after a certain time is the target operating point c. Reach 2 At this time, the next new target operating point that can be reached after a certain time without entering the intrusion prohibited area X 1 from the current operating point c 2 toward the required operating point that satisfies the required intake air amount is calculated, The point reaches this new target operating point after a certain time. In this case, in the embodiment according to the present invention, the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are made to reach the target operating point by PID (proportional integral derivative) control.
このように図１４に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに移動する。すなわち、図１３において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期がｍ点に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は図１５において矢印で示されるように基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに変化せしめられる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性を確保することができることになる。 As described above, in the example shown in FIG. 14, the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing moves smoothly along the reference operation line W without stagnation. That is, when the required intake air amount is increased when the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are maintained at the point m in FIG. 13, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are indicated by arrows in FIG. Thus, it can be smoothly changed along the reference operation line W without stagnating. As a result, it is possible to ensure a good engine response to changes in the required intake air amount.
この場合、要求吸入空気量に対する機関の応答性を更に向上するためには目標動作点ｃ2、ｃiをそれぞれ対応する現在の動作点ｂ2、ｂiからできる限り離すことが好ましい。したがって本発明による実施形態では目標動作点ｃ2、ｃiは対応する現在の動作点ｂ2、ｂiから要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点ｂ2、ｂiから最も離れた動作点とされている。 In this case, in order to further improve the responsiveness of the engine with respect to the required intake air amount, it is preferable that the target operating points c 2 and c i be separated from the corresponding current operating points b 2 and b i as much as possible. Therefore, in the embodiment according to the present invention, the target operating points c 2 and c i enter the intrusion prohibited area X 1 from the corresponding current operating points b 2 and b i toward the required operating point that satisfies the required intake air amount. Among the operating points that can be reached after a certain time, the operating point is the farthest from the current operating points b 2 and b i .
すなわち、現在の動作点がｂ2の場合には動作点ｂ2からの機械圧縮比の到達限界が目標動作点ｃ2とされ、吸気弁閉弁時期についてはこの目標動作点ｃ2は動作点ｂ2からの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。したがってこのときには機械圧縮比は可能な最大速度でもって低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で進角される。これに対し、現在の動作点がｂiの場合には動作点ｂiからの吸気弁閉弁時期の到達限界が目標動作点ｃiとされ、機械圧縮比についてはこの目標動作点ｃiは動作点ｂiからの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。したがってこのときには吸気弁閉弁時期は可能な最大速度でもって進角され、機械圧縮比は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で減少せしめられる。 That is, when the current operating point is b 2 , the reach limit of the mechanical compression ratio from the operating point b 2 is set as the target operating point c 2, and this target operating point c 2 is the operating point for the intake valve closing timing. the front of the arrival limit of the intake valve closing timing from b 2. Therefore, at this time, the mechanical compression ratio is lowered at the maximum possible speed, and the intake valve closing timing is advanced at a speed slower than the maximum possible speed. In contrast, the arrival limit of the intake valve closing timing from the operating point b i in the case of the b i the current operating point is a target operating point c i, the target operating point c i for the mechanical compression ratio the front of the arrival limit of the intake valve closing timing from the operating point b i. Therefore, at this time, the intake valve closing timing is advanced at the maximum possible speed, and the mechanical compression ratio is decreased at a speed slower than the maximum possible speed.
次に図１６から図３１を参照しつつ要求吸入空気量が減少せしめられた場合について説明する。なお、図１６から図３１のうちで図１６および図１７は要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合を示しており、図１８から図２５は要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合を示しており、図２６から図３１は要求吸入空気量が急激に減少せしめられた場合を示している。なお、図１６から図３１は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が基準動作線Ｗ上のｎ点にあるときに要求吸入空気量の減少作用が開始された場合を示している。 Next, a case where the required intake air amount is reduced will be described with reference to FIGS. Of FIGS. 16 to 31, FIGS. 16 and 17 show cases where the required intake air amount is slowly reduced, and FIGS. 18 to 25 show the required intake air amount being reduced relatively quickly. FIG. 26 to FIG. 31 show the case where the required intake air amount is sharply reduced. 16 to 31 show a case where the action of reducing the required intake air amount is started when the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is n point on the reference operating line W. ing.
まず初めに図１６および図１７を参照しつつ要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合について説明する。なお、図１７は図１４と同様なスロットル全開面Ｑ6を示している。 First, a case where the required intake air amount is slowly reduced will be described with reference to FIGS. 16 and 17. FIG. 17 shows a throttle fully open surface Q 6 similar to FIG.
図１７はこの場合における現在の動作点と要求動作点との関係を示している。すなわち、図１７には現在の動作点がｅiであるときの要求動作点がｄiで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲiで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＳiで示されている。更に図１７には現在の動作点がｅjであるときの要求動作点がｄjで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲjで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＳjで示されている。 FIG. 17 shows the relationship between the current operating point and the requested operating point in this case. In other words, the required operating point of time in Figure 17 the current operating point is e i is indicated by d i, the amount can reach after the mechanical compression ratio at this time is a predetermined time is indicated by R i At this time, the amount that the intake valve closing timing can be reached after a predetermined time is indicated by S i . Further in FIG. 17 is shown requesting operating point when the current operating point is e j is in d j, this time the amount can reach after the mechanical compression ratio is a predetermined time is indicated by R j, At this time, the amount that the intake valve closing timing can be reached after a certain time is indicated by S j .
この場合には要求動作点ｄiは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点ｄiが目標動作点となる。同様に要求動作点ｄjは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点ｄjが目標動作点となる。したがってこの場合には動作点は基準動作線Ｗに沿って移動する。すなわち、要求吸入空気量がゆっくりと減少するときにはスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が徐々に遅角され、実圧縮比が一定となるように機械圧縮比が徐々に増大される。 In this case, the required operating point d i is before the reaching limit of the mechanical compression ratio and is before the reaching limit of the intake valve closing timing, so that the required operating point d i becomes the target operating point. Similarly, the required operating point dj is before the reaching limit of the mechanical compression ratio and is before the reaching limit of the intake valve closing timing, so that the required operating point dj is the target operating point. Therefore, in this case, the operating point moves along the reference operating line W. That is, when the required intake air amount decreases slowly, the intake valve closing timing is gradually retarded while the throttle valve 17 is kept fully open, and the mechanical compression ratio gradually increases so that the actual compression ratio becomes constant. Will be increased.
次に図１８から図２５を参照しつつ要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の要求動作点が図１８においてｄ1、ｄ2、ｄ3、ｄ4、ｄ5で示されている。 Next, a case where the required intake air amount is decreased relatively quickly will be described with reference to FIGS. As described above, in the embodiment according to the present invention, for example, the required intake air amount is calculated every predetermined time, and the required operation point on the reference operation line W that satisfies the sequentially calculated required intake air amount is shown in FIG. D 1 , d 2 , d 3 , d 4 , and d 5 .
なお、本発明による制御を容易に理解しうるように図１８は要求動作点ｄ1における要求吸入空気量がＱ5であり、要求動作点ｄ2における要求吸入空気量がＱ5とＱ4の中間値であり、要求動作点ｄ3における要求吸入空気量がＱ4であり、要求動作点ｄ4における要求吸入空気量がＱ4とＱ3との中間値であり、要求動作点ｄ5における要求吸入空気量がＱ3であった場合を示している。すなわち、順次算出された要求吸入空気量がＱ6（ｎ点）から、Ｑ5、Ｑ5とＱ4の中間値、Ｑ4、Ｑ4とＱ3の中間値、Ｑ3に変化した場合を示している。 In order to easily understand the control according to the present invention, FIG. 18 shows that the required intake air amount at the required operation point d 1 is Q 5 , and the required intake air amounts at the required operation point d 2 are Q 5 and Q 4 . It is an intermediate value, the required intake air amount at the required operating point d 3 is Q 4 , the required intake air amount at the required operating point d 4 is an intermediate value between Q 4 and Q 3 , and at the required operating point d 5 The case where the required intake air amount is Q 3 is shown. That sequentially calculated required amount of intake air from the Q 6 (n points), an intermediate value of Q 5, Q 5 and Q 4, an intermediate value of Q 4, Q 4 and Q 3, a case where the change in Q 3 Show.
また図１９はスロットル全開面Ｑ6を示しており、図２０は吸入空気量がＱ5の同一吸入空気量面を示しており、図２１は吸入空気量がＱ5とＱ4の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２２は吸入空気量がＱ4の同一吸入空気量面を示しており、図２３は吸入空気量がＱ4とＱ3の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２４は吸入空気量がＱ3の同一吸入空気量面を示している。
The Figure 19 shows a wide open throttle plane Q 6, FIG. 20 is the intake air amount represents the same intake air amount plane of Q 5, FIG. 21 is the intake air amount of the intermediate value Q 5 and
さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図１８に示される動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量がＱ6からＱ5に変化し、その結果要求動作点がｄ1になったとすると、まず初めに図１９に示されるようにスロットル全開面Ｑ6上において目標動作点ｅ1が算出される。この目標動作点ｅ1の算出方法はこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点ｄ1に最も近い目標動作点ｅ1が算出される。図１９に示される例ではこの目標動作点ｅ1は基準動作線Ｗ上に位置している。 Now, when the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are held at the operating point n shown in FIG. 18, the required intake air amount changes from Q 6 to Q 5, and as a result, the required operating point becomes d 1 . If this is the case, first, the target operating point e 1 is calculated on the throttle fully open surface Q 6 as shown in FIG. The calculation method of the target operating point e 1 is the same as the calculation method described so far, and the intrusion starts from the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time and the amount that the intake valve closing timing can reach the certain time. target operating point e 1 closest to the required operating point d 1 without entering the forbidden area X 1 is calculated. In the example shown in FIG. 19, the target operation point e 1 is located on the reference operation line W.
ところでこの目標動作点ｅ1における吸入空気量はＱ6とＱ5の中間値であって要求吸入空気量Ｑ5よりも大きい状態にある。しかしながら吸入空気量はできる限り要求吸入空気量に一致させることが好ましい。ところが要求吸入空気量が減少せしめられる場合にはスロットル弁１７の開度を変化させることによって吸入空気量を調整することができる。そこで目標動作点ｅ1における吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ5よりも大きい状態にある場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ5とするのに必要な目標開度までスロットル弁１７を閉弁させるようにしている。 Incidentally, the intake air amount at the target operating point e 1 is an intermediate value between Q 6 and Q 5 and is larger than the required intake air amount Q 5 . However, it is preferable that the intake air amount matches the required intake air amount as much as possible. However, when the required intake air amount is decreased, the intake air amount can be adjusted by changing the opening of the throttle valve 17. Therefore, when the intake air amount at the target operating point e 1 is larger than the required intake air amount Q 5, the required intake air amount is set without changing the target values for the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing. until the target opening degree required for the amount Q 5 so that to close the throttle valve 17.
すなわち、図１８において、図１９に示されるスロットル全開面Ｑ6上の目標動作点ｅ1の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ5上の点が最終的な目標動作点ｅ1とされる。この同一吸入空気量面Ｑ5上の最終的な目標動作点ｅ1が図１８および図２０に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ1に向けて変化せしめられることになる。すなわち、このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。 That is, in FIG. 18, the final target operating point e 1 is a point on the same intake air amount surface Q 5 located immediately below the target operating point e 1 on the throttle fully open surface Q 6 shown in FIG. . The final target operating point e 1 on the same intake air amount surface Q 5 is shown in FIGS. 18 and 20, and the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are the final values. The target operating point e 1 is changed. That is, at this time, the mechanical compression ratio is increased, the intake valve closing timing is retarded, and the opening degree of the throttle valve 17 is decreased from the fully opened state.
次いで要求吸入空気量がＱ5とＱ4の中間値になって要求動作点がｄ2になると、今度は図２０に示されるように現在の吸入空気量Ｑ5における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ2が算出される。この目標動作点ｅ2の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点ｄ2に最も近い目標動作点ｅ2が算出される。図２０に示される例ではこの目標動作点ｅ2は同一吸入空気量面Ｑ5内における基準動作線Ｗ上に位置している（なお、このときの基準動作線Ｗは図１０に示した基準動作線Ｗとは異なるものであり、同一吸入空気量面Ｑ5内における最小燃費動作線を示している）。 Next, when the required intake air amount becomes an intermediate value between Q 5 and Q 4 and the required operating point becomes d 2 , this time, on the same intake air amount surface at the current intake air amount Q 5 as shown in FIG. A target operating point e 2 is calculated. The calculation method of the target operating point e 2 is the same as the calculation method described so far, and the intrusion starts from the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time and the amount that the intake valve closing timing can reach the certain time. target operating point e 2 closest to the required operating point d 2 without entering the forbidden area X 1 is calculated. In the example shown in FIG. 20, this target operating point e 2 is located on the reference operating line W in the same intake air amount surface Q 5 (note that the reference operating line W at this time is the reference operating line shown in FIG. It is different from the operation wire W, and the minimum fuel consumption operation line at the same intake air amount plane Q 5).
ところでこの場合にも目標動作点ｅ2における吸入空気量は要求吸入空気量よりも大きい状態にある。したがってこの場合にも、図１８において、図２０に示される同一吸入空気量面Ｑ5上の目標動作点ｅ2の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ5とＱ4の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ2とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ5とＱ4の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ2が図１８および図２１に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ2に向けて変化せしめられることになる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。 In this case as well, the intake air amount at the target operating point e 2 is larger than the required intake air amount. Therefore, also in this case, in FIG. 18, on the same intake air amount surface (intermediate value between Q 5 and Q 4 ) located directly below the target operating point e 2 on the same intake air amount surface Q 5 shown in FIG. Is the final target operating point e 2 . The final target operating point e 2 on the same intake air amount surface (intermediate value between Q 5 and Q 4 ) is shown in FIGS. 18 and 21, and the mechanical compression ratio, intake valve closing timing and throttle valve are shown. The opening degree of 17 is changed toward this final target operating point e 2 . Also at this time, the mechanical compression ratio is increased, the intake valve closing timing is retarded, and the opening degree of the throttle valve 17 is reduced from the fully opened state.
次いで要求吸入空気量がＱ4となり、次いでＱ4とＱ3の中間値となり、次いでＱ3になると同様なことが順次繰返される。すなわち、要求吸入空気量がＱ4になると図２２に示されるように同一吸入空気量面Ｑ4上における最終的な目標動作点ｅ3が算出され、要求吸入空気量がＱ4とＱ3の中間値になると図２３に示されるように同一吸入空気量面（Ｑ4とＱ3との中間値）上における最終的な目標動作点ｅ4が算出され、次いで要求吸入空気量がＱ3になると図２４に示されるように同一吸入空気量面Ｑ3上における最終的な目標動作点ｅ5が算出される。 Next, when the required intake air amount becomes Q 4 , then becomes an intermediate value between Q 4 and Q 3 , and then becomes Q 3 , the same thing is sequentially repeated. That is, when the required intake air amount reaches Q 4 , the final target operating point e 3 on the same intake air amount surface Q 4 is calculated as shown in FIG. 22, and the required intake air amount is between Q 4 and Q 3 . When the intermediate value is reached, the final target operating point e 4 on the same intake air amount surface (intermediate value between Q 4 and Q 3 ) is calculated as shown in FIG. 23, and then the required intake air amount becomes Q 3 . Then, as shown in FIG. 24, the final target operating point e 5 on the same intake air amount surface Q 3 is calculated.
この間、すなわち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が順次最終的な目標動作点ｅ3、ｅ4、ｅ5に向けて変化せしめられている間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は小さくされる。 During this time, that is, while the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are sequentially changed toward the final target operating points e 3 , e 4 , e 5 , the mechanical compression ratio increases. The intake valve closing timing is retarded, and the opening degree of the throttle valve 17 is reduced.
要求吸入空気量がＱ3になると図２４に示されるように同一吸入空気量面Ｑ3上において順次最終的な目標動作点ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10が算出され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は順次これら最終的な目標動作点ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10を経て要求動作点ｄ5まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はｅ8に達するまで遅角され、スロットル弁１７の開度は徐々に大きくされてｅ8に達すると全開せしめられる。 When the required intake air amount reaches Q 3 , final target operating points e 6 , e 7 , e 8 , e 9 , e 10 are calculated sequentially on the same intake air amount surface Q 3 as shown in FIG. The mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are sequentially changed to the required operating point d 5 through these final target operating points e 6 , e 7 , e 8 , e 9 , e 10. It will be. During this time, the mechanical compression ratio is increased, the intake valve closing timing is retarded until reaching e 8 , the opening of the throttle valve 17 is gradually increased, and when it reaches e 8, it is fully opened.
図２５は図１８に示されるように目標吸入空気量がＱ6（ｎ点）からＱ3（目標動作点ｄ5）まで比較的速く減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図２５からこの場合には要求吸入空気量が最終的な目標値Ｑ3となった後（動作点ｅ4）、吸気弁閉弁時期の遅角動作が完了し（動作点ｅ8）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ5）ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｄ8）徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Ｑ3上の動作点ｅ5となるまで全開状態から徐々に低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角動作が完了するまで（動作点ｅ8）まで全開状態まで徐々に開弁せしめられる。 FIG. 25 shows the intake valve closing timing and the mechanical compression ratio when the target intake air amount is decreased relatively quickly from Q 6 (n point) to Q 3 (target operating point d 5 ) as shown in FIG. , Changes in actual compression ratio and throttle opening. From FIG. 25, in this case, after the required intake air amount reaches the final target value Q 3 (operating point e 4 ), the retarding operation of the intake valve closing timing is completed (operating point e 8 ). It can be seen that the increasing action of the mechanical compression ratio is completed (target operating point d 5 ). On the other hand, the actual compression ratio gradually decreases until the retarding action of the intake valve closing timing is completed (operating point d 8 ), and then gradually increases. Further, the throttle opening is gradually decreased from the fully opened state until the operating point becomes the operating point e 5 on the same intake air amount surface Q 3 , and then until the retarding operation of the intake valve closing timing is completed (operation The valve is gradually opened until it is fully opened up to point e 8 ).
図１８から図２５に示されるように要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられたときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の制御に加えてスロットル開度も制御される。本発明ではこのときには機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対し３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2が設定されており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点がこの３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入するのが禁止される。 As shown in FIGS. 18 to 25, when the required intake air amount is decreased relatively quickly, the throttle opening is also controlled in addition to the control of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing. In the present invention, at this time, the three-dimensional intrusion prohibited areas X 1 and X 2 are set for the combination of the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening, and the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, An operating point indicating a combination with the throttle opening is prohibited from entering the three-dimensional intrusion prohibited areas X 1 and X 2 .
なお、この場合にも要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。更にこの場合、要求吸入空気量が変化したときにスロットル開度は３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2に侵入しないように要求吸入空気量に応じて変化せしめられる。 In this case as well, when the required intake air amount changes, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are three-dimensional intrusion prohibited region X 1 from the current operating point toward the operating point that satisfies the required intake air amount. The target operating point that can be reached after a certain time without entering X 2 is calculated, and the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are changed toward the calculated target operating point. Further, in this case, when the required intake air amount changes, the throttle opening is changed according to the required intake air amount so as not to enter the three-dimensional intrusion prohibited areas X 1 and X 2 .
なお、この場合でも機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度ができる限り早く要求吸入空気量を満たす要求動作点に達するように、目標動作点は、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点から最も離れた動作点とされる。 Even in this case, the target operating point is the required intake air amount from the current operating point so that the mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening reach the required operating point that satisfies the required intake air amount as soon as possible. Among the operating points that can be reached after a certain time without entering the three-dimensional intrusion prohibited areas X 1 and X 2 toward the operating point that satisfies the above, the operating point that is farthest from the current operating point is set.
またこの場合、本発明による実施形態では、要求吸入空気量が減少したときに、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて現在の吸入空気量における侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。一方、この場合、スロットル開度については算出された目標動作点において要求吸入空気量を満たす目標開度が算出されると共に目標開度が３次元的侵入禁止領域Ｘ1、Ｘ2でない限りはスロットル開度が目標開度まで変化せしめられる。 Further, in this case, in the embodiment according to the present invention, when the required intake air amount decreases, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are changed from the current operating point toward the operating point that satisfies the required intake air amount. A target operating point that can be reached after a certain time without entering the intrusion prohibited areas X 1 and X 2 in the intake air amount is calculated, and toward the target operating point where the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are calculated Can be changed. On the other hand, in this case, as for the throttle opening, the target opening satisfying the required intake air amount is calculated at the calculated target operating point, and the throttle is not limited unless the target opening is in the three-dimensional intrusion prohibited areas X 1 and X 2. The opening is changed to the target opening.
次に図２６から図３１を参照しつつ要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量Ｑ1まで減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施形態では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の要求動作点が図２６においてｄ1、ｄ2、ｄ3で示されている。 Next, a case where the required intake air amount is suddenly reduced to the minimum intake air amount Q 1 will be described with reference to FIGS. As described above, in the embodiment according to the present invention, for example, the required intake air amount is calculated every predetermined time, and the required operation point on the reference operation line W that satisfies the sequentially calculated required intake air amount is shown in FIG. D 1 , d 2 , and d 3 .
なお、この場合にも本発明による制御を容易に理解しうるように図２６は要求動作点ｄ1における要求吸入空気量がＱ4であり、要求動作点ｄ2における要求吸入空気量がＱ2とＱ3の中間値であり、要求動作点ｄ3における要求吸入空気量がＱ1であった場合を示している。すなわち、順次算出された要求吸入空気量がＱ6（ｎ点）から、Ｑ4、Ｑ3とＱ2の中間値、Ｑ1に変化した場合を示している。 In this case as well, in order to easily understand the control according to the present invention, FIG. 26 shows that the required intake air amount at the required operating point d 1 is Q 4 and the required intake air amount at the required operating point d 2 is Q 2. And Q 3 , and the required intake air amount at the required operating point d 3 is Q 1 . That is, a case is shown in which the sequentially calculated required intake air amount changes from Q 6 (n point) to Q 4 , an intermediate value between Q 3 and Q 2 , Q 1 .
また図２７はスロットル全開面Ｑ6を示しており、図２８は吸入空気量がＱ4の同一吸入空気量面を示しており、図２９は吸入空気量がＱ3とＱ2の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図３０は吸入空気量がＱ1の同一吸入空気量面を示している。 FIG. 27 shows the throttle fully open surface Q 6 , FIG. 28 shows the same intake air amount surface with the intake air amount Q 4 , and FIG. 29 shows the intake air amount with an intermediate value between Q 3 and Q 2 . It shows the same intake air amount plane, Figure 30 is the intake air amount indicates the same intake air amount plane of Q 1.
さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図２６に示される動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量がＱ6からＱ4に変化し、その結果要求動作点がｄ1になったとすると、まず初めに図２７に示されるようにスロットル全開面Ｑ6上において目標動作点ｅ1が算出される。この目標動作点ｅ1の算出方法は図１９に示される算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点ｄ1に最も近い目標動作点ｅ1が算出される。図２７に示される例ではこの目標動作点ｅ1は基準動作線Ｗ上に位置している。 Now, when the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are held at the operating point n shown in FIG. 26, the required intake air amount changes from Q 6 to Q 4, and as a result, the required operating point becomes d 1 . If this is the case, first, as shown in FIG. 27, the target operating point e 1 is calculated on the throttle fully open surface Q 6 . The calculation method of this target operating point e 1 is the same as the calculation method shown in FIG. 19, and enters from the amount that the mechanical compression ratio can be reached after a certain time and the amount that the intake valve closing timing can reach the certain time. target operating point e 1 closest to the required operating point d 1 without entering the forbidden area X 1 is calculated. In the example shown in FIG. 27, the target operation point e 1 is located on the reference operation line W.
一方、このとき図１８に示される場合と同様に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ4とするのに必要な目標開度までスロットル弁１７が閉弁せしめられる。 On the other hand, at this time, similarly to the case shown in FIG. 18, the target values for the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are not changed, and the target opening required to make the intake air amount the required intake air amount Q 4 is not changed. The throttle valve 17 is closed.
すなわち、図２６において、図２７に示されるスロットル全開面Ｑ6上の目標動作点ｅ1の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ4上の点が最終的な目標動作点ｅ1とされる。この同一吸入空気量面Ｑ4上の最終的な目標動作点ｅ1が図２６および図２８に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ1に向けて変化せしめられることになる。このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。 That is, in FIG. 26, a point on the same intake air amount surface Q 4 located immediately below the target operating point e 1 on the throttle fully open surface Q 6 shown in FIG. 27 is set as the final target operating point e 1. . The final target operating point e 1 on the same intake air amount surface Q 4 is shown in FIGS. 26 and 28. The mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are the final values. The target operating point e 1 is changed. At this time, the mechanical compression ratio is increased, the intake valve closing timing is retarded, and the opening degree of the throttle valve 17 is reduced from the fully opened state.
次いで要求吸入空気量がＱ3とＱ2の中間値になって要求動作点がｄ2になると、今度は図２８に示されるように現在の吸入空気量Ｑ4における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ2が算出される。この目標動作点ｅ2の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することなく要求動作点ｄ2に最も近い目標動作点ｅ2が算出される。この場合にも、図２６において、図２８に示される同一吸入空気量面Ｑ4上の目標動作点ｅ2の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ3とＱ2の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ2とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ3とＱ2の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ2が図２６および図２９に示されている。 Next, when the required intake air amount becomes an intermediate value between Q 3 and Q 2 and the required operation point becomes d 2 , this time, on the same intake air amount surface in the current intake air amount Q 4 as shown in FIG. A target operating point e 2 is calculated. The calculation method of the target operating point e 2 is the same as the calculation method described so far, and the intrusion starts from the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time and the amount that the intake valve closing timing can reach the certain time. target operating point e 2 closest to the required operating point d 2 without entering the forbidden area X 1 is calculated. Also in this case, in FIG. 26, on the same intake air amount surface (intermediate value between Q 3 and Q 2 ) located directly below the target operating point e 2 on the same intake air amount surface Q 4 shown in FIG. The point is set as the final target operation point e 2 . FIG. 26 and FIG. 29 show the final target operating point e 2 on the same intake air amount surface (an intermediate value between Q 3 and Q 2 ).
次いで要求吸入空気量がＱ1になって要求動作点がｄ3になると図２９に示されるように同一吸入空気量面（Ｑ3とＱ2の中間値）上において目標動作点ｅ3が算出され、次いで図３０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ1上における最終的な目標動作点ｅ3が算出される。最終的な目標動作点ｅ3が算出されると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ3に向けて変化せしめられる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。 Next, when the required intake air amount becomes Q 1 and the required operating point becomes d 3 , the target operating point e 3 is calculated on the same intake air amount surface (intermediate value of Q 3 and Q 2 ) as shown in FIG. Then, as shown in FIG. 30, a final target operating point e 3 on the same intake air amount surface Q 1 is calculated. When the final target operating point e 3 is calculated, the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are changed toward the final target operating point e 3 . Also at this time, the mechanical compression ratio is increased, the intake valve closing timing is retarded, and the opening degree of the throttle valve 17 is reduced from the fully opened state.
ところでこのように要求吸入空気量が小さくなると同一吸入空気量面内に低負荷側侵入禁止領域Ｘ2が現われてくる。この同一吸入空気量面内に現われる低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は吸入空気量が小さくなるほど大きくなり、この同一吸入空気量面に現われる低負荷側侵入禁止領域Ｘ2は図３０に示されるように要求吸入空気量が最小Ｑ1になったときに最大となる。なお、本発明による実施形態ではこの低負荷側侵入禁止領域Ｘ2の周りには低負荷側侵入禁止領域Ｘ2からわずかな間隔を隔てて、低負荷侵入禁止領域Ｘ2内への動作点の侵入を防止するための侵入阻止面が予め設定されており、この侵入阻止面と同一吸入空気量面との交線である侵入阻止線が図３０においてＷＸで示されている。 Meanwhile the low load side forbidden entry area X 2 comes appear in the same intake air amount plane in this way required intake air amount is reduced. Low load forbidden entry area X 2 appearing on the same intake air amount plane increases as the amount of intake air is small, the low load side forbidden entry area X 2 appearing on the same intake air amount plane as shown in FIG. 30 becomes maximum when the required intake air amount is minimized Q 1 in. In the embodiment according to the present invention, the operating point into the low load intrusion prohibition region X 2 is slightly spaced from the low load side intrusion prohibition region X 2 around the low load side intrusion prohibition region X 2 . An intrusion prevention surface for preventing intrusion is set in advance, and an intrusion prevention line that is an intersection line between the intrusion prevention surface and the same intake air amount surface is indicated by WX in FIG.
さて、本発明による実施形態では吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ1になると図３０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ1上において機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から要求動作点ｄ3に最も近い各目標動作点ｅ4、ｅ5、ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10、ｅ11、ｅ12が順次算出される。この場合、目標動作点ｅ4のように要求動作点ｄ3に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線ＷＸに対し侵入禁止領域Ｘ2と反対側に位置するときには算出された目標動作点が目標動作点ｅ4とされる。これに対し、要求動作点ｄ3に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線ＷＸよりも侵入禁止領域Ｘ2に近い側にあるときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のいずれかの到達限界となる侵入阻止線ＷＸ上の点が目標動作点ｅ5、ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9とされる。 In the embodiment according to the present invention, when the intake air amount becomes the required intake air amount Q 1 , as shown in FIG. 30, the amount that the mechanical compression ratio can reach after a certain time on the same intake air amount surface Q 1 and the intake valve Each target operating point e 4 , e 5 , e 6 , e 7 , e 8 , e 9 , e 10 , e 11 , e 12 closest to the required operating point d 3 from the amount that the valve closing timing can reach a certain time. Are sequentially calculated. In this case, the calculated target operating point when the calculated target operating point closest to the required operating point d 3 , such as the target operating point e 4 , is located on the opposite side of the intrusion prevention area X 2 with respect to the intrusion prevention line WX. Is the target operating point e 4 . On the other hand, when the calculated target operating point closest to the required operating point d 3 is closer to the intrusion prohibition region X 2 than the intrusion prevention line WX, either the mechanical compression ratio or the intake valve closing timing is reached. The points on the intrusion prevention line WX that are the limits are set as the target operating points e 5 , e 6 , e 7 , e 8 , and e 9 .
すなわち、要求吸入空気量がＱ1になると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は同一吸入空気量面Ｑ1上において順次最終的な目標動作点ｅ4、ｅ5、ｅ6、ｅ7、ｅ8、ｅ9、ｅ10、ｅ11、ｅ12を経て要求動作点ｄ3まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はｅ10に達するまで遅角され、スロットル弁１７の開度は徐々に大きくされてｅ10に達すると全開せしめられる。 That is, when the required intake air amount becomes Q 1 , the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are sequentially set to the final target operating points e 4 , e 5 , on the same intake air amount surface Q 1 , The required operating point d 3 is changed through e 6 , e 7 , e 8 , e 9 , e 10 , e 11 , e 12 . During this time, the mechanical compression ratio is increased, the intake valve closing timing is retarded until reaching e 10, and the opening of the throttle valve 17 is gradually increased, and when it reaches e 10, it is fully opened.
図３１は図２６に示されるように目標吸入空気量がＱ6（ｎ点）からＱ1（目標動作点ｄ3）まで急激に減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図３１からこの場合には要求吸入空気量が最終的な目標値Ｑ1となった後（動作点ｅ2）、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し（動作点ｅ10）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ3）ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ10）徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Ｑ1上の動作点ｅ3となるまで全開状態から低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ10）まで徐々に開弁せしめられる。 FIG. 31 shows the intake valve closing timing, mechanical compression ratio when the target intake air amount is suddenly decreased from Q 6 (point n) to Q 1 (target operating point d 3 ), as shown in FIG. Changes in actual compression ratio and throttle opening are shown. From FIG. 31, in this case, after the required intake air amount reaches the final target value Q 1 (operating point e 2 ), the retarding action of the intake valve closing timing is completed (operating point e 10 ). It can be seen that the increasing action of the mechanical compression ratio is completed (target operating point d 3 ). On the other hand, the actual compression ratio gradually decreases until the retarding action of the intake valve closing timing is completed (operating point e 10 ), and then gradually increases. Further, the throttle opening is lowered from the fully opened state until the operating point reaches the operating point e 3 on the same intake air amount surface Q 1 , and then until the retarding action of the intake valve closing timing is completed (operating point e The valve is gradually opened until 10 ).
なお、要求吸入空気量が変化したときに要求吸入空気量を満たすスロットル弁１７の開度が３次元侵入禁止領域内、すなわち低負荷側侵入禁止領域Ｘ2内となる場合がある。この場合にはスロットル弁１７の開度は前述した侵入阻止面まで、すなわち３次元侵入禁止領域内に侵入する手前まで変化せしめられ、次いで機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点は要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元侵入禁止領域内に侵入することなく変化せしめられる。 It should be noted that the demanded intake meet air amount throttle valve 17 opening of the three-dimensional forbidden entry area, that is, if a low load side forbidden entry area X 2 when required intake air amount changes. In this case, the opening degree of the throttle valve 17 is changed to the above-described intrusion prevention surface, that is, just before entering the three-dimensional intrusion prohibition region, and then the mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening degree are changed. The operating point indicating the combination is changed without entering the three-dimensional intrusion prohibited area toward the operating point satisfying the required intake air amount.
図３２は現在の動作点から予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点を算出するための、すなわち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度の目標値を算出するためのルーチンを示している。 FIG. 32 is a routine for calculating a target operating point that can be reached after a predetermined time from the current operating point, that is, a target value for mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle opening. Is shown.
このルーチンでは予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点がこの予め定められた一定時間毎に算出される。したがって図３２に示されるルーチンはこの予め定められた時間毎の割込みによって実行される。この予め定められた時間は任意に定めることができるが本発明による実施形態ではこの予め定められた一定時間は８msecとされている。したがって本発明による実施形態では図３２に示される目標値の算出ルーチンは８msec毎に実行され、現在の動作点から８msec後に到達可能な目標動作点が８msec毎に算出されることになる。 In this routine, a target operating point that can be reached after a predetermined time is calculated every predetermined time. Therefore, the routine shown in FIG. 32 is executed by this predetermined interruption every hour. The predetermined time can be arbitrarily determined, but in the embodiment according to the present invention, the predetermined time is 8 msec. Therefore, in the embodiment according to the present invention, the target value calculation routine shown in FIG. 32 is executed every 8 msec, and the target operating point that can be reached after 8 msec from the current operating point is calculated every 8 msec.
図３２を参照するとまず初めにステップ１００において要求吸入空気量ＧＸが算出される。この要求吸入空気量ＧＸは例えばアクセルペダル４０の踏込み量および機関回転数の関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されている。次いでステップ１０１では要求吸入空気量ＧＸに応じた基準動作線Ｗ上の要求動作点が算出される。次いでステップ１０２では現在の動作点が要求動作点であるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点であるときには処理サイクルを完了する。これに対し、現在の動作点が要求動作点でないときにはステップ１０３に進んで要求吸入空気量ＧＸが現在の動作点における吸入空気量ＧＡよりも大きいか否かが判別される。
Referring to FIG. 32, first, at
ＧＸ＞ＧＡのとき、すなわち吸入空気量を増大すべきときにはステップ１０４に進み、図１３から図１５に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。すなわち、ステップ１０４では要求吸入空気量ＧＸに応じた目標スロットル開度が算出される。この目標スロットル開度は要求動作点がスロットル全開面Ｑ6上に位置すると通常は全開となる。次いでステップ１０５では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ１０６では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。
When GX> GA, that is, when the intake air amount should be increased, the routine proceeds to step 104, where the target operating point is determined as described with reference to FIGS. That is, in
次いでステップ１０７では図１４に基づき説明した方法でもって目標動作点が決定される。次いでステップ１０８では決定した目標動作点から機械圧縮比の目標値および吸気弁閉弁時期の目標値が算出される。スロットル開度の目標値はステップ１０４において既に目標スロットル開度として算出されている。
Next, at
一方、ステップ１０３においてＧＸ≦ＧＡであると判別されたとき、すなわち吸入空気量を減少すべきかまたは吸入空気量が要求吸入空気量となっているときにはステップ１０９に進み、図１６から図３１に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。すなわち、ステップ１０９では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ１１０では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。
On the other hand, when it is determined in
次いでステップ１１２では要求吸入空気量を満たす目標スロットル開度が算出され、この目標スロットル開度がスロットル開度の目標値とされる。ただし、要求吸入空気量ＧＸを満たすスロットル開度が侵入禁止領域内となるときには目標スロットル開度は前述した侵入阻止面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくにしたがって目標スロットル開度は侵入阻止面に沿って変化せしめられる。
Next, at
なおこれまで説明していなかったが要求吸入空気量が増大する場合にも同様なことが生じうる。例えば、動作点が図１３において高負荷側侵入禁止領域Ｘ1の下方領域に位置するときに要求吸入空気量が増大すると目標スロットル開度が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1内になる場合がある。このときには目標スロットル開度は各同一吸入空気量面に対し予め設定されている各基準動作線Ｗを含む基準動作面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくにしたがって目標スロットル開度はこの基準動作面に沿って変化せしめられる。 Although not described so far, the same can occur when the required intake air amount increases. For example, if the required intake air amount increases when the operating point is located below the high load side intrusion prohibition region X 1 in FIG. 13, the target throttle opening may be within the high load side intrusion prohibition region X 1 . . At this time, the target throttle opening is set to a value on the reference operation surface including each reference operation line W set in advance for each same intake air amount surface, and the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are set as the required operation points. As the distance approaches, the target throttle opening is changed along this reference operation surface.
図３３はＰＩＤ制御を用いて機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度が図３２に示されるルーチンにおいて算出された目標値になるように可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂおよびスロットル弁１７を駆動するための駆動ルーチンを示している。このルーチンは機関の運転が開始されると繰返し実行される。 FIG. 33 shows the variable compression ratio mechanism A, variable valve timing mechanism B, and the like so that the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle opening are set to the target values calculated in the routine shown in FIG. A drive routine for driving the throttle valve 17 is shown. This routine is repeatedly executed when the engine is started.
図３３を参照するとステップ２００では吸気弁閉弁時期の目標値ＩＴ0と現在の吸気弁閉弁時期ＩＴとの差ΔＩＴ（＝ＩＴ0−ＩＴ）が算出され、機械圧縮比の目標値ＣＲ0と現在の機械圧縮比ＣＲとの差ΔＣＲ（＝ＣＲ0−ＣＲ）が算出され、スロットル開度の目標値θ0と現在のスロットル開度θとの差Δθ（θ0−θ）が算出される。
Referring to FIG. 33, in
次いでステップ２０１ではΔＩＴに比例定数Ｋp1を乗算することによって可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の比例項Ｅp1が算出され、ΔＣＲに比例定数Ｋp2を乗算することによって可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の比例項Ｅp2が算出され、Δθに比例定数Ｋp3を乗算することによってスロットル弁１７に対する駆動電圧の比例項Ｅp3が算出される。
Then the proportional term E p1 of the drive voltage for the variable valve timing mechanism B is calculated by multiplying the proportionality constant K p1 to ΔIT In
次いでステップ２０２ではΔＩＴに積分定数Ｋi1を乗算してこの乗算結果（Ｋi1・ΔＩＴ）を積算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の積分項Ｅi1が算出され、ΔＣＲに積分定数Ｋi2を乗算してこの乗算結果（Ｋi2・ΔＣＲ）を積算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の積分項Ｅi2が算出され、Δθに積分定数Ｋi3を乗算してこの乗算結果（Ｋi3・Δθ）を積算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧の積分項Ｅi3が算出される。
Next, at
次いでステップ２０３では現在のΔＩＴと前回算出されたΔＩＴ1との差（ΔＩＴ−ΔＩＴ1）に微分定数Ｋd1を乗算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の微分項Ｅd1が算出され、現在のΔＣＲと前回算出されたΔＣＲ1との差（ΔＣＲ−ΔＣＲ1）に微分定数Ｋd2を乗算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の微分項Ｅd2が算出され、現在のΔθと前回算出されたΔθ1との差（Δθ−Δθ1）に微分定数Ｋd3を乗算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧の微分項Ｅd3が算出される。 Then differential term E d1 of the drive voltage for the variable valve timing mechanism B is calculated by multiplying the derivative constant K d1 to the difference between DerutaIT 1 that is currently DerutaIT and previously calculated in step 203 (ΔIT-ΔIT 1), A differential term E d2 of the driving voltage for the variable compression ratio mechanism A is calculated by multiplying the difference between the current ΔCR and the previously calculated ΔCR 1 (ΔCR−ΔCR 1 ) by a differential constant K d2 , and the current Δθ and differential term E d3 of the drive voltage for the throttle valve 17 is calculated by multiplying the derivative constant K d3 to the difference between [Delta] [theta] 1 calculated the last time (Δθ-Δθ 1).
次いでステップ２０４では比例項Ｅp1と積分項Ｅi1と微分項Ｅd1とを加算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧Ｅ1が算出され、比例項Ｅp2と積分項Ｅi2と微分項Ｅd2とを加算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧Ｅ2が算出され、比例項Ｅp3と積分項Ｅi3と微分項Ｅd3とを加算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧Ｅ3が算出される。
Then the drive voltage E 1 for the variable valve timing mechanism B is calculated by adding the differential term and the proportional term E p1 in
これら駆動電圧Ｅ1、Ｅ2、Ｅ3にしたがってそれぞれ可変バルブタイミング機構Ｂ、可変圧縮比機構Ａおよびスロットル弁１７が駆動されると吸気弁閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル開度はそれぞれ順次変化する目標値に向けて変化することになる。 When the variable valve timing mechanism B, the variable compression ratio mechanism A, and the throttle valve 17 are driven according to the drive voltages E 1 , E 2 , and E 3 , the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, and the throttle opening are sequentially set. It will change towards the changing target value.
ところで、多くの内燃機関では燃費向上等を目的として機関運転状態に応じて燃焼室５への燃料供給を停止する燃料カット制御が行われる。燃料カット制御を行う場合としては、例えば機関負荷が低下して減速運転が行われる場合、機関回転数や内燃機関を搭載した車両の車速が過剰に上昇して機関回転数や車速の低下が必要とされる場合、内燃機関を搭載した車両のオートマチックトランスミッションにおいてシフトアップが行われる際に機関回転数を低下させる場合等が挙げられる。
By the way, in many internal combustion engines, fuel cut control for stopping the fuel supply to the
このような燃料カット制御を実行する場合には、機関回転数を低下させること、すなわち内燃機関を減速させることが必要となる。燃料カット制御中に内燃機関が減速する程度は内燃機関に発生するポンピング損失が大きくなるほど大きくなる。したがって、特に、機関減速運転時等、内燃機関を大きく減速させる必要があるときには、燃料カット制御中に内燃機関に大きなポンピング損失を発生させることが必要になる。 When such fuel cut control is executed, it is necessary to reduce the engine speed, that is, to decelerate the internal combustion engine. The degree to which the internal combustion engine decelerates during fuel cut control increases as the pumping loss generated in the internal combustion engine increases. Therefore, especially when the internal combustion engine needs to be greatly decelerated during engine deceleration operation, it is necessary to generate a large pumping loss in the internal combustion engine during fuel cut control.
燃料カット制御中に内燃機関にポンピング損失を発生させる一つの方法としては、吸気弁閉弁時期を遅角させて燃焼室５内に供給される吸入空気量を減少させることが挙げられる。この場合、膨張行程中に燃焼室５内が負圧になることによりポンピング損失が発生する。しかしながら、この方法によって発生させることのできるポンピング損失の大きさには限界があり、例えば機関減速運転時等、大きなポンピング損失を発生させること必要な場合には十分なポンピング損失を発生させることができない。
One method for generating a pumping loss in the internal combustion engine during fuel cut control is to retard the intake valve closing timing to reduce the amount of intake air supplied into the
燃料カット制御中に内燃機関にポンピング損失を発生させる別の方法としては、スロットル弁１７の開度を小さくすると共に吸気弁閉弁時期を吸気下死点に向けて進角させることが挙げられる。スロットル弁１７の開度を小さくするとスロットル弁１７を通って流れる空気の量が減少すると共に、吸気弁閉弁時期を吸気下死点に向けて進角させると燃焼室５内に吸引される空気の量が多くなることから、スロットル弁１７から吸気弁７までの間の吸気通路（サージタンク１２、吸気枝管１１、吸気ポート８内の通路）内の負圧が大きくなる。これにより吸気行程中に燃焼室５内に負圧が発生し、その結果ポンピング損失が発生することになる。この方法によれば大きなポンピング損失を発生させることができ、例えば機関減速運転時等、大きなポンピング損失を発生させることが必要な場合にも十分なポンピング損失を発生させることができる。
Another method for generating a pumping loss in the internal combustion engine during fuel cut control is to reduce the opening of the throttle valve 17 and advance the intake valve closing timing toward the intake bottom dead center. When the opening of the throttle valve 17 is reduced, the amount of air flowing through the throttle valve 17 is reduced, and when the intake valve closing timing is advanced toward the intake bottom dead center, the air sucked into the
ここで、燃料カット制御中にも図１０〜図３３を参照して説明した吸気弁閉弁時期および機械圧縮比の制御を実行した場合について考える。この場合、例えば機関減速運転時には、機関負荷（アクセルペダル４０の踏込み量）が低下し、よって要求吸入空気量が少なくなる。このため、この要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点は機械圧縮比が高く且つ吸気弁閉弁時期が遅角側の点（例えば、図２６、図２９および図３０に示した点ｄ3）となる。 Here, a case where the control of the intake valve closing timing and the mechanical compression ratio described with reference to FIGS. 10 to 33 is executed also during the fuel cut control will be considered. In this case, for example, at the time of engine deceleration operation, the engine load (the amount of depression of the accelerator pedal 40) decreases, and the required intake air amount decreases accordingly. For this reason, the operating point on the reference operating line W that satisfies this required intake air amount has a high mechanical compression ratio and the point at which the intake valve closing timing is retarded (for example, as shown in FIGS. 26, 29, and 30). Point d 3 ).
したがって、減速運転時における燃料カット制御中に図１０〜図３３に示された制御を行った場合、機械圧縮比は限界機械圧縮比まで増大せしめられ、吸気弁閉弁時期が限界閉弁時期まで遅角せしめられる。しかしながら、上述したように、吸気弁閉弁時期を遅角させることによってポンピング損失を発生させると、発生させうるポンピング損失の大きさに限界があり、十分なポンピング損失を発生させることができず、適切に内燃機関を減速させることができない。 Therefore, when the control shown in FIGS. 10 to 33 is performed during the fuel cut control during the deceleration operation, the mechanical compression ratio is increased to the limit mechanical compression ratio, and the intake valve closing timing reaches the limit closing timing. It is delayed. However, as described above, when the pumping loss is generated by retarding the intake valve closing timing, there is a limit to the size of the pumping loss that can be generated, and it is not possible to generate a sufficient pumping loss. The internal combustion engine cannot be decelerated properly.
そこで、本発明による実施形態では、燃料カット制御が実行されるときには、機械圧縮比が要求機関負荷に応じた機械圧縮比となるように可変圧縮比機構Ａを制御すると共に、吸気弁閉弁時期が要求機関負荷に応じた目標閉弁時期よりも進角側の閉弁時期となるように可変バルブタイミング機構Ｂを制御することとしている。 Therefore, in the embodiment according to the present invention, when the fuel cut control is executed, the variable compression ratio mechanism A is controlled so that the mechanical compression ratio becomes a mechanical compression ratio corresponding to the required engine load, and the intake valve closing timing is controlled. The variable valve timing mechanism B is controlled so that the valve closing timing is closer to the advance side than the target valve closing timing according to the required engine load.
以下では、機関負荷が低下して機関減速運転を行う場合における燃料カット制御を例にとって、本発明による実施形態における燃料カット制御を実行する際の機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の制御について説明する。 In the following, taking the fuel cut control when the engine load is reduced and the engine is decelerating as an example, the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle valve 17 when executing the fuel cut control in the embodiment according to the present invention will be described. The opening degree control will be described.
本実施形態では、燃料カット制御を実行する際には、吸気弁閉弁時期の目標値が予め定められた一定の時期ＩＶＣ1とされる。この一定の時期ＩＶＣ1は、比較的進角側の時期、すなわち吸気下死点近傍の時期とされる。ここで、燃料カット制御中のスロットル弁１７下流の吸気通路内の負圧を大きくし過ぎると、吸気行程中に燃焼室５内の負圧が大きくなり過ぎて、ピストン４を介して燃焼室５内に内燃機関の作動油が侵入することになる。したがって、この一定の時期ＩＶＣ1は、燃焼室５内の負圧が大きくなり過ぎることによる燃焼室５内への作動油の侵入を防止できる範囲内で最も進角側の時期とされるのが好ましい。
In this embodiment, when the fuel cut control is executed, the target value of the intake valve closing timing is set to a predetermined timing IVC 1 . This fixed timing IVC 1 is a relatively advanced timing, that is, a timing near the intake bottom dead center. Here, if the negative pressure in the intake passage downstream of the throttle valve 17 during fuel cut control is excessively increased, the negative pressure in the
一方、燃料カット制御を実行する際の機械圧縮比の目標値は、燃料カット制御を実行する際の機関負荷、すなわち要求吸入空気量に応じて変化する。具体的には、燃料カット制御を実行する際の機械圧縮比は、燃料カット制御中の要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点における機械圧縮比とされる。 On the other hand, the target value of the mechanical compression ratio when executing the fuel cut control varies depending on the engine load when executing the fuel cut control, that is, the required intake air amount. Specifically, the mechanical compression ratio at the time of executing the fuel cut control is the mechanical compression ratio at the operating point on the reference operation line W that satisfies the required intake air amount during the fuel cut control.
図３４は、図１１と同様な図であり、図３４中の実線Ｗ’は燃料カット制御が実行される際に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が辿る燃料カット時基準動作線を示している。燃料カット時基準動作線Ｗ’は吸気弁閉弁時期が吸気下死点近傍の一定の閉弁時期ＩＶＣ1である直線となっている。したがって、燃料カット制御が実行される際には吸気弁閉弁時期がＩＶＣ1でほぼ一定とされ、機関負荷に応じて機械圧縮比のみが変化することがわかる。 FIG. 34 is a diagram similar to FIG. 11, and the solid line W ′ in FIG. 34 indicates the reference operation at the time of fuel cut that the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing follows when the fuel cut control is executed. A line is shown. The fuel cut reference operation line W ′ is a straight line in which the intake valve closing timing is a constant valve closing timing IVC 1 in the vicinity of the intake bottom dead center. Therefore, it is understood that when the fuel cut control is executed, the intake valve closing timing is substantially constant at IVC 1 and only the mechanical compression ratio changes according to the engine load.
なお、機関減速運転に伴う燃料カット制御は、通常、アクセル踏込み量が０のとき、すなわち機関負荷が０のときに行われる。このためこのときの要求吸入空気量は最小であり、図１０におけるＱ1となっている。したがって、通常、機関減速運転に伴う燃料カット制御実行の際には、機械圧縮比は、要求吸入空気量Ｑ1を満たす基準動作線Ｗ上の動作点における機械圧縮比、すなわち最大限界機械圧縮比となる。このため、機関減速運転に伴う燃料カット制御実行中には、通常、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は図３４のｆ点に維持されることになる。 The fuel cut control accompanying the engine deceleration operation is usually performed when the accelerator depression amount is 0, that is, when the engine load is 0. For this reason, the required intake air amount at this time is the minimum, which is Q 1 in FIG. Therefore, normally, when performing fuel cut control accompanying engine deceleration operation, the mechanical compression ratio is the mechanical compression ratio at the operating point on the reference operation line W that satisfies the required intake air amount Q 1 , that is, the maximum critical mechanical compression ratio. It becomes. Therefore, during execution of fuel cut control accompanying engine deceleration operation, the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is normally maintained at point f in FIG.
一方、上述したように燃料カット制御中に発生するポンピング損失は、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度に応じて変化するが、それに加えて機関回転数によっても変化する。すなわち、機関回転数が高いほど全ての燃焼室５内に供給される吸入空気量が多くなるため、スロットル弁１７下流側の吸気通路内の負圧が大きくなり、よって発生するポンピング損失が大きくなる。
On the other hand, as described above, the pumping loss that occurs during the fuel cut control changes according to the intake valve closing timing and the opening degree of the throttle valve 17, but also changes according to the engine speed. That is, as the engine speed increases, the amount of intake air supplied into all the
また、燃料カット制御中に発生させるべき要求ポンピング損失は機関運転状態に応じて変化する。たとえば、機関減速運転に伴う燃料カット制御では、ブレーキペダル（図示せず）の踏込み量が０であるときには、内燃機関を大きく減速させる必要がないため、要求ポンピング損失は小さい。一方、ブレーキペダルの踏込み量が大きくなると、内燃機関を大きく減速させる必要があるため、要求ポンピング損失は大きくなる。 Further, the required pumping loss that should be generated during the fuel cut control varies depending on the engine operating state. For example, in fuel cut control accompanying engine deceleration operation, when the amount of depression of a brake pedal (not shown) is 0, it is not necessary to greatly decelerate the internal combustion engine, so that the required pumping loss is small. On the other hand, when the amount of depression of the brake pedal increases, the required pumping loss increases because the internal combustion engine must be greatly decelerated.
そこで、本実施形態では、燃料カット制御中の機関回転数および要求ポンピング損失に応じてスロットル弁１７の開度を変化させることとしている。すなわち、機関回転数が高いときにはスロットル弁１７の開度を大きくすることでスロットル弁１７下流側の吸気通路内の負圧の増大を抑制し、逆に機関回転数が低いときにはスロットル弁１７の開度を小さくすることでスロットル弁１７下流側の吸気通路内の負圧の低下を抑制することとしている。また、要求ポンピング損失が小さいときにはスロットル弁１７の開度を大きくすることで、スロットル弁１７下流側の吸気通路の負圧の低下を抑制し、発生させるべきポンピング損失が大きいときにはスロットル弁１７の開度を小さくすることで、スロットル弁１７下流側の吸気通路内の負圧を大きくすることとしている。 Therefore, in the present embodiment, the opening degree of the throttle valve 17 is changed according to the engine speed and the required pumping loss during the fuel cut control. That is, when the engine speed is high, the opening of the throttle valve 17 is increased to suppress an increase in the negative pressure in the intake passage on the downstream side of the throttle valve 17, and conversely, when the engine speed is low, the throttle valve 17 is opened. By reducing the degree, a decrease in negative pressure in the intake passage on the downstream side of the throttle valve 17 is suppressed. Further, when the required pumping loss is small, the opening degree of the throttle valve 17 is increased to suppress a decrease in the negative pressure in the intake passage on the downstream side of the throttle valve 17, and when the pumping loss to be generated is large, the throttle valve 17 is opened. By reducing the degree, the negative pressure in the intake passage on the downstream side of the throttle valve 17 is increased.
以上を考慮すると、上記実施形態では、機関減速運転に伴う燃料カット制御中には、吸気弁閉弁時期がＩＶＣ1になるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御され、機械圧縮比が最大限界機械圧縮比になるように可変圧縮比機構Ａが制御され、スロットル弁１７の開度が機関回転数および要求ポンピング損失に応じた開度となるように制御され、よって機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロット弁１７の開度を示す動作点は図３５に示された直線Ｆ上を動くことになる。なお、図１０に示した三次元空間の機械圧縮比が最大限界機械圧縮比である面を示している。 In consideration of the above, in the above embodiment, during the fuel cut control accompanying the engine deceleration operation, the variable valve timing mechanism B is controlled so that the intake valve closing timing becomes IVC 1 , and the mechanical compression ratio becomes the maximum limit machine. The variable compression ratio mechanism A is controlled so as to achieve a compression ratio, and the opening degree of the throttle valve 17 is controlled so as to become an opening degree corresponding to the engine speed and the required pumping loss. The operating point indicating the timing and the opening degree of the slot valve 17 moves on the straight line F shown in FIG. In addition, the surface whose mechanical compression ratio of the three-dimensional space shown in FIG. 10 is the maximum limit mechanical compression ratio is shown.
なお、図３４および図３５からわかるように、燃料カット制御中には、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を示す動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することになる。しかしながら、高負荷側侵入禁止領域Ｘ1は、燃焼室５内での混合気の燃焼を行ったときにノッキングが発生する領域であり、燃料カット制御中にはノッキングは発生しえない。このため、燃料カット制御中に動作点が高負荷側侵入領域Ｘ1内に侵入しても内燃機関の運転には悪影響が及ぼされない。したがって、燃料カット制御中には動作点が侵入禁止領域Ｘ1内に侵入することが許可される。
As it can be seen from FIGS. 34 and 35, during the fuel cut control, the mechanical compression ratio, the operation point indicating the opening degree of the intake valve closing timing and the throttle valve 17 is the high load side forbidden entry region X 1 Will invade. However, the high load side forbidden entry area X 1 is a region where knocking occurs when performing the combustion of the mixture in the
ところで、図３４からわかるように、燃料カット制御中の動作線Ｗ’は通常運転時（燃料カット制御を実行していない時）の動作線Ｗと大きく異なる。このため、本実施形態では、燃料カット制御の開始に伴って要求動作点が基準動作線Ｗ上の動作点から燃料カット時基準動作線Ｗ’上の動作点に移ると、現在の動作点が燃料カット時基準動作線Ｗ’上の動作点になるように機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が変更せしめられる。 As can be seen from FIG. 34, the operation line W ′ during fuel cut control is significantly different from the operation line W during normal operation (when fuel cut control is not being executed). For this reason, in the present embodiment, when the required operating point moves from the operating point on the reference operating line W to the operating point on the fuel cutting reference operating line W ′ with the start of fuel cut control, the current operating point is The mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are changed so that the operating point is on the reference operating line W ′ during fuel cut.
図３６は、現在の動作点が要求吸入空気量Ｑ5を満たす基準動作線Ｗ上の点ｍにあるときに、要求吸入空気量がＱ5からＱ1へ低下し、これに伴って燃料カット制御が行われた場合の動作点の変化の様子を示している。要求吸入空気量Ｑ1を満たす基準動作線Ｗ上の動作点はｇ1であり、上述したように燃料カット制御中の要求動作点は燃料カット時基準動作線Ｗ’上であって機械圧縮比が動作点ｇ1と同一の点となる。このため、要求吸入空気量がＱ1へ低下して燃料カット制御が行われたときの要求動作点は、図３６に示される点ｇ2となる。 FIG. 36 shows that when the current operating point is at a point m on the reference operating line W that satisfies the required intake air amount Q 5 , the required intake air amount decreases from Q 5 to Q 1 , and accordingly fuel cut It shows how the operating point changes when control is performed. The operating point on the reference operating line W that satisfies the required intake air amount Q 1 is g 1 , and as described above, the required operating point during the fuel cut control is on the reference operating line W ′ at the time of fuel cut and the mechanical compression ratio Is the same point as the operating point g 1 . Therefore, the required operating point when the required intake air amount is reduced to Q 1 and the fuel cut control is performed is a point g 2 shown in FIG.
機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す現在の動作点がｍであるときに要求動作点がｇ2となると、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期はそれぞれ要求動作点ｇ2に対応する機械圧縮比および吸気弁閉弁時期となるように変更せしめられる。図３６に示される例では、燃料カット制御が行われると、動作点ｍから要求動作点ｇ2に向けて、機械圧縮比が増大せしめられると共に、吸気弁閉弁時期が進角せしめられる。機械圧縮比の変更速度よりも吸気弁閉弁時期の変更速度の方が速いことから、図３６に示される例では、機械圧縮比が要求動作点ｇ2に対応する機械圧縮比に到達するよりも先に吸気弁閉弁時期が要求動作点に対応する吸気弁閉弁時期（すなわちＩＶＣ1）となり、動作点が点ｈとなる。その後、機械圧縮比のみが増大せしめられ、最終的に要求動作点ｇ2に到達することになる。 When the required operating point is g 2 when the current operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing is m, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing correspond to the required operating point g 2 respectively. The compression ratio and the intake valve closing timing are changed. In the example shown in Figure 36, when the fuel cut control is performed, toward the operating point m to the required operating point g 2, together with the mechanical compression ratio is increased, caused to the intake valve closing timing is advanced angle. Since faster towards the changing speed of the intake valve closing timing than the rate of change of the mechanical compression ratio, in the example shown in FIG. 36, from reaching the mechanical compression ratio, the mechanical compression ratio corresponding to the required operating point g 2 First, the intake valve closing timing becomes the intake valve closing timing (that is, IVC 1 ) corresponding to the required operating point, and the operating point becomes point h. Thereafter, only the mechanical compression ratio is increased, and finally the required operating point g 2 is reached.
一方、燃料カット制御が終了せしめられると、要求動作点が燃料カット時基準動作線Ｗ’上の動作点から基準動作線Ｗ上の動作点に移る。このため、燃料カット制御が終了せしめられて通常制御に復帰するときには、現在の動作点が基準動作線Ｗ上の動作点になるように機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が変更せしめられる。 On the other hand, when the fuel cut control is terminated, the required operating point shifts from the operating point on the reference operating line W ′ during fuel cutting to the operating point on the reference operating line W. For this reason, when the fuel cut control is terminated and the normal control is resumed, the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing are changed so that the current operating point becomes the operating point on the reference operating line W.
図３７は、燃料カット制御中に動作点がｎ点にあるときに燃料カット制御が終了する場合の動作点の変化の様子を示している。この場合、要求動作点は図３７に示される基準動作線Ｗ上の点ｉとなる。上述したように、燃料カット制御中には機械圧縮比が、要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点（すなわち、点ｉ）に対応する機械圧縮比となっている。したがって、燃料カット制御中の動作点ｎにおける機械圧縮比と、燃料カット制御終了時の要求動作点ｉの機械圧縮比はほぼ同一である。したがって、燃料カット制御が終了せしめられて通常制御に復帰するときには、機械圧縮比はほとんど変更されず、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度のみが変更されることになる。 FIG. 37 shows how the operating point changes when the fuel cut control ends when the operating point is at the n point during the fuel cut control. In this case, the required operation point is a point i on the reference operation line W shown in FIG. As described above, during the fuel cut control, the mechanical compression ratio is the mechanical compression ratio corresponding to the operating point on the reference operating line W that satisfies the required intake air amount (that is, the point i). Therefore, the mechanical compression ratio at the operating point n during the fuel cut control and the mechanical compression ratio at the required operating point i at the end of the fuel cut control are substantially the same. Therefore, when the fuel cut control is terminated and the normal control is restored, the mechanical compression ratio is hardly changed, and only the intake valve closing timing and the opening degree of the throttle valve 17 are changed.
図３７に示された例では、燃料カット制御が終了せしめられて要求動作点が燃料カット時基準動作線Ｗ’の動作点から基準動作線Ｗ上の動作点に変化したときには、機械圧縮比は最大限界機械圧縮比に維持されたまま、吸気弁閉弁時期が遅角せしめられる。 In the example shown in FIG. 37, when the fuel cut control is completed and the required operating point changes from the operating point on the reference operating line W ′ during fuel cutting to the operating point on the reference operating line W, the mechanical compression ratio is The intake valve closing timing is retarded while maintaining the maximum limit mechanical compression ratio.
また、燃料カット制御の終了に伴って要求動作点が燃料カット時基準動作線Ｗ’上の動作点から基準動作線Ｗ上の動作点に変更されたときには、スロットル弁１７の開度も変更せしめられる。すなわち、燃料カット制御中にはスロットル弁１７の開度は機関回転数および要求ポンピング損失に応じて最適な開度に設定されているが、燃料カット制御が終了せしめられるとスロットル弁１７の開度は要求吸入空気量を満たす動作点に対応するスロットル弁１７の開度に変更せしめられる。図３６および図３７に示された例では、燃料カット制御終了時の要求吸入空気量はＱ1であるため、燃料カット制御が終了せしめられると、スロットル弁１７の開度は最小となるように変更せしめられる。 Further, when the required operating point is changed from the operating point on the reference operating line W ′ during fuel cutting to the operating point on the reference operating line W as the fuel cut control ends, the opening degree of the throttle valve 17 is also changed. It is done. That is, during the fuel cut control, the opening degree of the throttle valve 17 is set to an optimum opening degree according to the engine speed and the required pumping loss, but when the fuel cut control is terminated, the opening degree of the throttle valve 17 is set. Is changed to the opening degree of the throttle valve 17 corresponding to the operating point satisfying the required intake air amount. In the example shown in FIGS. 36 and 37, the required intake air amount at the end of the fuel cut control is Q 1 , so that when the fuel cut control is ended, the opening of the throttle valve 17 is minimized. It can be changed.
このように本発明による実施形態では、燃料カット制御が実行されるときには、吸気弁閉弁時期が吸気下死点近傍の時期とされ、よって基本的に吸気弁閉弁時期が要求吸入空気量（要求機関負荷）に応じた目標閉弁時期よりも進角側の閉弁時期となるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御される。このように燃料カット制御中に吸気弁閉弁時期を進角側の時期とすることにより、大きなポンピング損失を発生させることができるようになり、よって適切に内燃機関を減速させることができるようになる。 As described above, in the embodiment according to the present invention, when the fuel cut control is executed, the intake valve closing timing is set to the timing near the intake bottom dead center, and thus the intake valve closing timing is basically set to the required intake air amount ( The variable valve timing mechanism B is controlled so that the valve closing timing is closer to the advance side than the target valve closing timing according to the required engine load. In this way, by setting the intake valve closing timing to the advance timing during fuel cut control, it becomes possible to generate a large pumping loss, so that the internal combustion engine can be appropriately decelerated. Become.
また、燃料カット制御が実行されるときには、機械圧縮比が要求吸入空気量（要求機関負荷）に応じた機械圧縮比となるように可変圧縮比機構Ａが制御されることにより、燃料カット制御が終了せしめられるときに、動作点を迅速に基準動作線Ｗ上の動作点に移動させることができる。ここで、上述したように可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性はかなり遅い。このため、燃料カット制御が終了せしめられて要求動作点が変化したときに機械圧縮比を変更する必要があると、動作点が要求動作点まで到達するのに時間がかかり、燃焼室５内での燃焼の再開の遅延を招いたり、場合によっては動作点が侵入禁止領域Ｘ1内にあるうちに燃焼室５内での混合気の燃焼を開始しなければいけなくなる。本実施形態では、動作点を迅速に基準動作線Ｗ上の動作点に移動させることができるため、燃焼再開の遅延や侵入禁止領域内での燃焼再開を抑制することができる。
When the fuel cut control is executed, the variable compression ratio mechanism A is controlled so that the mechanical compression ratio becomes a mechanical compression ratio corresponding to the required intake air amount (required engine load), so that the fuel cut control is performed. When completed, the operating point can be quickly moved to the operating point on the reference operating line W. Here, as described above, the response of the mechanical compression ratio change by the variable compression ratio mechanism A is considerably slow. For this reason, if it is necessary to change the mechanical compression ratio when the fuel cut control is terminated and the required operating point changes, it takes time for the operating point to reach the required operating point. or cause a delay in restart of combustion, not it has to initiate combustion of the air-fuel mixture in the
図３８は、図３６および図３７に示される燃料カット制御を実行する際の、点火時期、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル開度等のタイムチャートを示している。図３８に示された例では、時刻ｔ0において燃料カット制御（ＦＣ制御）の実行条件が成立している。機関減速運転に伴う燃料カット制御の実行条件が成立する場合とは、例えばアクセルペダル４０の踏込み量が０であって且つ機関回転数が所定回転数（例えば２０００ｒｐｍ）以上である場合である。図３６および図３７に示した例では、要求吸入空気量がＱ5からＱ1に変更されたときに燃料カット制御の実行条件が成立することになる。
FIG. 38 shows a time chart of the ignition timing, the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, the throttle opening, and the like when the fuel cut control shown in FIGS. 36 and 37 is executed. In the example shown in FIG. 38, execution conditions of the fuel cut control (FC control) are satisfied at time t 0. The case where the execution condition of the fuel cut control accompanying the engine deceleration operation is satisfied is, for example, a case where the depression amount of the
時刻ｔ0において燃料カット制御の実行条件が成立すると、点火プラグ６による点火時期を遅角する点火時期遅角制御が開始される。点火時期遅角制御は、燃料を供給している状態から燃料の供給を停止する燃料カット制御を開始したときに発生しうるトルクショックを抑制するために行われる。すなわち、一般に、点火時期を遅角すると、燃料の燃焼によって発生するトルクが小さくなる。したがって、燃料カット制御の実行開始前に点火時期を徐々に遅角して燃料の燃焼によって発生するトルクを小さくしておけば、燃料カット制御の開始直前にはトルクが小さくなっており、よって燃料カット制御の開始によるトルクショックを小さくすることができる。
When the execution condition of the fuel cut control is satisfied at time t 0 , ignition timing retard control that retards the ignition timing by the
この点火時期遅角制御によって点火時期が遅角せしめられて、時刻ｔ3において燃料の供給を停止しても大きなトルクショックが発生しないような予め定められた基準点火時期に到達すると、燃料の供給が停止せしめられて燃料カット制御が開始される。 Ignition timing by the ignition timing retarding control is made to retard, a large torque shock even by stopping the supply of fuel at a time t 3 reaches the reference ignition timing predetermined so as not to occur, the fuel supply Is stopped and fuel cut control is started.
一方、本発明による実施形態では、基準動作線Ｗから燃料カット時基準動作線Ｗ’への変更も燃料カット制御の実行条件成立時に行われる。したがって、図３６に示された例では、時刻ｔ0において、要求動作点が基準動作線Ｗ上の点ｇ1から燃料カット時基準動作線Ｗ’上の点ｇ2へと変更される。このため、時刻ｔ0において、要求動作点ｇ2に対応する目標機械圧縮比（すなわち、最大限界機械圧縮比）へ向けて機械圧縮比の変更が開始され、動作点ｇ2に対応する吸気弁７の目標閉弁時期（すなわち、図３４、３５に示される閉弁時期ＩＶＣ1）へ向けて吸気弁閉弁時期の変更が開始される。さらに、時刻ｔ0において、現在の機関回転数および要求ポンピング損失からスロットル弁１７の目標開度を求めることができるため、時刻ｔ0においてこの目標開度に向けてスロットル弁１７の開度の変更が開始せしめられる。 On the other hand, in the embodiment according to the present invention, the change from the reference operation line W to the fuel cut reference operation line W ′ is also performed when the execution condition of the fuel cut control is satisfied. Therefore, in the example shown in FIG. 36, at the time t 0 , the required operating point is changed from the point g 1 on the reference operating line W to the point g 2 on the fuel-cutting reference operating line W ′. For this reason, at time t 0 , the change of the mechanical compression ratio is started toward the target mechanical compression ratio corresponding to the required operating point g 2 (ie, the maximum limit mechanical compression ratio), and the intake valve corresponding to the operating point g 2 The change of the intake valve closing timing is started toward the target valve closing timing 7 (that is, the valve closing timing IVC 1 shown in FIGS. 34 and 35). Further, at time t 0, it is possible to determine a target opening of the throttle valve 17 from a current engine speed and the required pumping loss, change of the opening degree of the throttle valve 17 toward at time t 0 to the target opening Is started.
その後、図３８に示された例では、時刻ｔ1においてスロットル弁１７が上記目標開度に到達し、次いで時刻ｔ2において吸気弁閉弁時期が上記目標閉弁時期に到達する。このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は図３６の点ｈに到達している。その後、スロットル弁１７の開度および吸気弁閉弁時期は目標開度および目標閉弁時期に維持されたまま機械圧縮比が増大せしめられ、時刻ｔ4において、機械圧縮比が上記目標機械圧縮比に到達する。このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は図３６のｇ2点に到達している。 Thereafter, in the example shown in FIG. 38, the throttle valve 17 at time t 1 is reached the target opening degree, then the intake valve closing timing at time t 2 reaches the target closing timing. At this time, the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing has reached a point h in FIG. Thereafter, the mechanical compression ratio is increased while the opening degree of the throttle valve 17 and the intake valve closing timing are maintained at the target opening degree and the target closing timing, and at time t 4 , the mechanical compression ratio becomes the target mechanical compression ratio. To reach. At this time, the operating point indicating the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing has reached the point g 2 in FIG.
このように、本発明による実施形態では、点火時期遅角制御の実行開始と同時に、燃料カット時基準動作線Ｗ’上の動作点へ向けて機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の変更が開始される。これにより、機械圧縮比等の変更に伴うトルク変動を抑制することができると共に、内燃機関の減速を早期に行うことができるようになる。 Thus, in the embodiment according to the present invention, the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the throttle valve 17 are directed toward the operating point on the fuel cut reference operation line W ′ simultaneously with the start of execution of the ignition timing retardation control. The change of the opening is started. As a result, torque fluctuations associated with changes in the mechanical compression ratio and the like can be suppressed, and the internal combustion engine can be decelerated early.
すなわち、点火時期遅角制御の実行中には点火時期の遅角に伴って多少のトルク変動が発生する。一方、燃料カット制御の実行中に機械圧縮比等を変更することによっても多少のトルク変動が発生する。したがって、点火時期遅角制御と機械圧縮比等の変更とを別々のタイミングで行うとトルク変動が２回発生することになる。これに対して、点火時期遅角制御と機械圧縮比等の変更とを同時に行えば、トルク変動の発生回数を減らすことができる。 That is, during execution of the ignition timing retard control, some torque fluctuation occurs with the retard of the ignition timing. On the other hand, some torque fluctuations are also generated by changing the mechanical compression ratio or the like during execution of the fuel cut control. Therefore, if the ignition timing retarding control and the change in the mechanical compression ratio and the like are performed at different timings, torque fluctuations occur twice. In contrast, if the ignition timing retarding control and the mechanical compression ratio are changed at the same time, the number of torque fluctuations can be reduced.
また、点火時期遅角制御の終了後に燃料カット制御が開始されてから機械圧縮比等の変更を行うと、その分だけポンピング損失の発生タイミングが遅くなり、これに伴って内燃機関の減速も遅くなる。これに対して、点火時期遅角制御と機械圧縮比等の変更とを同時に行えば、内燃機関の減速を早期に行うことができるようになる。 Also, if the mechanical compression ratio or the like is changed after the fuel cut control is started after the ignition timing retard control is completed, the timing for generating the pumping loss is delayed by that amount, and accordingly the deceleration of the internal combustion engine is also delayed. Become. On the other hand, if the ignition timing retardation control and the mechanical compression ratio are changed at the same time, the internal combustion engine can be decelerated early.
なお、点火時期遅角制御中に機械圧縮比等の変更を行うと、未だ燃焼室５内で燃焼が行われているときに、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を示す動作点が、高負荷側侵入禁止領域Ｘ1内に侵入してしまう場合がある。しかしながら、点火時期を遅角すると燃焼室５内ではノッキングが発生しにくくなるため、たとえ動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1内に侵入してもノッキングはほとんど発生しない。
If the mechanical compression ratio or the like is changed during the ignition timing retarding control, the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening of the throttle valve 17 when the combustion is still performed in the
なお、機械圧縮比等の変更の開始は必ずしも点火時期遅角制御の実行開始と同時である必要はなく、点火時期遅角制御実行期間と機械圧縮比等の変更期間が重なっていればよい。したがって、機械圧縮比等の変更は点火時期遅角制御の開始以降であって燃料カット制御開始前に開始されるか、或いは燃料カット実行条件成立以降であって燃料カット制御開始前に開始されればよい。 It should be noted that the start of the change of the mechanical compression ratio or the like does not necessarily have to be simultaneously with the start of the execution of the ignition timing retard control, and it is sufficient that the change period of the ignition timing retard control and the change period of the mechanical compression ratio overlap. Therefore, the change of the mechanical compression ratio or the like is started after the start of the ignition timing retardation control and before the start of the fuel cut control, or after the fuel cut execution condition is satisfied and before the start of the fuel cut control. That's fine.
一方、燃料カット制御により内燃機関が減速されて、時刻ｔ6において燃料カット制御終了条件が成立すると、燃料カット制御が終了せしめられる。燃料カット制御終了条件が成立する場合としては、例えば機関回転数が復帰回転数（例えば１３００ｒｐｍ）以下となった場合等が挙げられる。 Meanwhile, the internal combustion engine is decelerated by the fuel cut control, the fuel cut control end condition is satisfied at time t 6, the fuel cut control is made to completion. Examples of the case where the fuel cut control end condition is satisfied include a case where the engine speed becomes equal to or less than the return speed (for example, 1300 rpm).
ところで、上述したように燃料カット制御を終了する際には、要求動作点が燃料カット時基準動作線Ｗ’上の動作点から基準動作線Ｗ上の動作点に移り、その結果、吸気弁閉弁時期が遅角せしめられると共にスロットル弁１７の開度が小さくされる。ここで、燃料カット制御が終了した時点で吸気弁閉弁時期の遅角とスロットル弁１７の開度の縮小を開始すると、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を示す動作点が基準動作線Ｗ上の要求動作点に到達するのは燃料カット制御の終了から或る程度の時間が経過した後になる。 By the way, when the fuel cut control is ended as described above, the required operating point moves from the operating point on the fuel cutting reference operating line W ′ to the operating point on the reference operating line W, and as a result, the intake valve is closed. The valve timing is retarded and the opening of the throttle valve 17 is reduced. Here, when the delay of the intake valve closing timing and the reduction of the opening degree of the throttle valve 17 are started when the fuel cut control is finished, the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 are indicated. The operating point reaches the required operating point on the reference operating line W after a certain amount of time has elapsed from the end of the fuel cut control.
このため燃料カット制御の終了から或る程度の時間が経過するまでは、場合によっては機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を示す動作点が高負荷側侵入禁止領域Ｘ1内を移動することになる。したがって、燃料カット制御終了直後から燃焼室５内への燃料供給を開始すると、ノッキングの発生を招いてしまうことになる。
For this reason, until a certain amount of time elapses from the end of the fuel cut control, the operating point indicating the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 may be the high load side intrusion prohibited region X. Will move in 1 . Therefore, if fuel supply into the
一方、ノッキングの発生を防止するために、燃料カット制御が終了してから動作点が基準動作点Ｗ上の要求動作点に到達するまで燃焼室５内への燃料供給を遅延させると、燃料カット制御の終了条件が成立しているにも関わらず直ぐに燃料の燃焼を再開させることができない。
On the other hand, in order to prevent the occurrence of knocking, if fuel supply into the
そこで、本発明による実施形態では、燃料カット制御を終了する復帰時期を予測すると共に、予測された復帰時期に吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上の要求動作点に対応する吸気弁閉弁時期に到達するように、燃料カット制御終了前から吸気弁閉弁時期を変更することとしている。 Therefore, in the embodiment according to the present invention, the return timing for ending the fuel cut control is predicted, and at the predicted return timing, the intake valve closing timing corresponds to the required operating point on the reference operation line W. In order to reach the timing, the intake valve closing timing is changed before the end of the fuel cut control.
図３９を参照して具体的に説明する。図３９は、燃料カット制御実行中の現在の動作点がｎ点であり、現在の要求吸入空気量（すなわち、機関負荷またはアクセルペダル４０の踏込み量）を満たす基準動作線Ｗ上の動作点がｉ点にある場合を示している。動作点ｎの吸気弁閉弁時期はＩＶＣ1となっており、動作点ｉの吸気弁閉弁時期はＩＶＣ2となっている。 This will be specifically described with reference to FIG. In FIG. 39, the current operating point during execution of the fuel cut control is n, and the operating point on the reference operating line W that satisfies the current required intake air amount (that is, the engine load or the depression amount of the accelerator pedal 40) is shown. The case where it exists in i point is shown. The intake valve closing timing at the operating point n is IVC 1, and the intake valve closing timing at the operating point i is IVC 2 .
燃料カット制御中には燃料カット制御を終了する復帰時期が常に予測され、これと共に予測された復帰時期までの時間ΔＴが算出される。さらに燃料カット制御中にはこれと並行して現在の吸気弁閉弁時期ＩＶＣ1と、現在の要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点に対応する吸気弁閉弁時期ＩＶＣ2との閉弁時期の差ΔＩＶＣが算出されると共に、可変バルブタイミング機構Ｂを最大速度で動作させたときに吸気弁閉弁時期を上記閉弁時期の差ΔＩＶＣだけ変化させるのにかかる時間Ｔｉｖｃを算出する。 During the fuel cut control, a return time for ending the fuel cut control is always predicted, and a time ΔT until the predicted return time is calculated along with this. Further, during the fuel cut control, in parallel with this, the current intake valve closing timing IVC 1 and the intake valve closing timing IVC 2 corresponding to the operating point on the reference operation line W that satisfies the current required intake air amount, Is calculated, and the time Tivc required to change the intake valve closing timing by the valve closing timing difference ΔIVC when the variable valve timing mechanism B is operated at the maximum speed is calculated. To do.
燃料カット制御開始直後は、復帰時期までの時間ΔＴは比較的長いため、時間Ｔｉｖｃよりも復帰時期までの時間ΔＴの方が長い。その後、燃料カット制御が進むと、復帰時期までの時間ΔＴが徐々に短くなり、ついには時間Ｔｉｖｃが復帰時期までの時間ΔＴと等しくなる。そして、このように時間Ｔｉｖｃが上記予測された復帰時間ΔＴと等しくなると、基準動作線Ｗ上の動作点ｉに対応する吸気弁閉弁時期ＩＶＣ2へ向けた吸気弁閉弁時期の変更が開始され、その後、吸気弁閉弁時期が最大速度で遅角せしめられる。これにより、燃料カット制御終了時には、吸気弁閉弁時期は、基準動作線Ｗ上の要求動作点ｉに対応する吸気弁閉弁時期ＩＶＣ2に到達することになる。 Immediately after the start of the fuel cut control, the time ΔT until the return time is relatively long, so the time ΔT until the return time is longer than the time Tivc. Thereafter, when the fuel cut control proceeds, the time ΔT until the return time gradually decreases, and finally the time Tivc becomes equal to the time ΔT until the return time. When the time Tivc becomes equal to the predicted return time ΔT in this way, the change of the intake valve closing timing toward the intake valve closing timing IVC 2 corresponding to the operating point i on the reference operation line W is started. Thereafter, the intake valve closing timing is retarded at the maximum speed. Thus, at the end of the fuel cut control, the intake valve closing timing reaches the intake valve closing timing IVC 2 corresponding to the required operation point i on the reference operation line W.
燃料カット制御を終了する復帰時期の予測は、たとえば現在の機関回転数と復帰回転数との差や、現在の機関回転数の減少速度等に基づいて行われる。すなわち、現在の機関回転数と終了基準回転数との差が大きいほど復帰時期は遅くなり、また現在の機関回転数の減少速度が遅いほど復帰時期は遅くなる。したがって、本実施形態では、現在の機関回転数と復帰回転数との差や、現在の機関回転数の減少速度等と、機関回転数が復帰回転数に到達するまでにかかる時間との関係を予め計算によりまたは実験により求め、マップとしてＥＣＵ３０のＲＯＭ３２に保存すると共に、このマップを用いて現在の機関回転数と現在の機関回転数の減少速度とに基づいて復帰時期を算出することとしている。
The prediction of the return timing for ending the fuel cut control is performed based on, for example, the difference between the current engine speed and the return speed, the decrease speed of the current engine speed, and the like. That is, the greater the difference between the current engine speed and the end reference speed, the later the return time, and the slower the current engine speed decrease rate, the later the return time. Therefore, in the present embodiment, the relationship between the difference between the current engine speed and the return speed, the reduction speed of the current engine speed, and the time taken for the engine speed to reach the return speed is shown. It is obtained in advance by calculation or experiment, and is stored in the
本発明による実施形態によれば、燃料カット制御終了前から、燃料カット終了後の要求動作点に対応する吸気弁閉弁時期に向けて吸気弁閉弁時期が変更せしめられることにより、燃料カット終了時には吸気弁閉弁時期が燃料カット終了後の要求動作点に対応する吸気弁閉弁時期ＩＶＣ2に到達することになる。このため、燃料カット終了直後からノッキングの発生を招くことなく燃料の燃焼を再開させることができる。 According to the embodiment of the present invention, the fuel cut end is performed by changing the intake valve closing timing toward the intake valve closing timing corresponding to the required operation point after the fuel cut ends before the fuel cut control ends. Sometimes the intake valve closing timing reaches the intake valve closing timing IVC 2 corresponding to the required operating point after the end of the fuel cut. For this reason, the combustion of fuel can be restarted without causing the occurrence of knocking immediately after the end of the fuel cut.
なお、上記実施形態では、燃料カット制御を終了する際に、予測された復帰時期に吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上の要求動作点に対応する吸気弁閉弁時期に到達するように、燃料カット制御終了前から吸気弁閉弁時期を変更することとしているが、必ずしもこのように吸気弁閉弁時期を変更する必要はなく、予測された復帰時期に機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とを示す動作点が侵入禁止領域Ｘ1外に位置するように（例えば、図３９の点ｉ’に位置するように）燃料カット制御終了前から吸気弁閉弁時期を変更すればよい。 In the above embodiment, when the fuel cut control is finished, the intake valve closing timing reaches the intake valve closing timing corresponding to the required operating point on the reference operation line W at the predicted return timing. However, it is not necessary to change the intake valve closing timing in this way, and it is not always necessary to change the intake valve closing timing before the end of fuel cut control. as operation point indicating the timing is located outside forbidden entry area X 1 (e.g., so as to be positioned at a point i 'in FIG. 39) may be changed intake valve closing timing before the fuel cut control ends.
ところで、上記実施形態では、燃料カット制御実行時には、吸気弁閉弁時期の目標値は予め定められた一定の時期ＩＶＣ1とされている。しかしながら、燃料カット制御実行中の吸気弁閉弁時期の目標値は一定でなくてもよく、たとえば機関回転数や要求ポンピング損失に基づいて変動するものであってもよい。この場合、吸気弁閉弁時期の目標値は、機関回転数が低くなるほどスロットル弁１７下流の吸気通路内に負圧が発生しにくいことから進角せしめられ、また要求ポンピング損失が大きくなるほどスロットル弁１７下流の吸気通路内に大きな負圧を発生させるべく進角せしめられる。 Incidentally, in the above embodiment, when the fuel cut control is executed, the target value of the intake valve closing timing is set to a predetermined constant timing IVC 1 . However, the target value of the intake valve closing timing during execution of the fuel cut control may not be constant, and may vary based on, for example, the engine speed and the required pumping loss. In this case, the target value of the intake valve closing timing is advanced because the negative pressure is less likely to be generated in the intake passage downstream of the throttle valve 17 as the engine speed is lower, and the throttle valve is increased as the required pumping loss is increased. 17 is advanced to generate a large negative pressure in the intake passage downstream.
或いは、燃料カット制御実行時には吸気弁閉弁時期とスロットル弁１７の開度とを相互に関連させて制御してもよい。内燃機関に発生するポンピング損失は図４０に示されるように吸気弁閉弁時期とスロットル弁１７の開度とによって変化する。図４０からわかるように、スロットル弁１７の開度と吸気弁閉弁時期とを変化させても発生するポンピング損失が一定になる場合が存在し、例えば吸気弁閉弁時期がＩＶＣ3でスロットル弁１７の開度がθ3であるときと、吸気弁閉弁時期がＩＶＣ4でスロットル弁１７の開度がθ4であるときとは、発生するポンピング損失は同一となる。 Alternatively, when the fuel cut control is executed, the intake valve closing timing and the opening degree of the throttle valve 17 may be controlled in association with each other. As shown in FIG. 40, the pumping loss generated in the internal combustion engine varies depending on the intake valve closing timing and the opening degree of the throttle valve 17. As can be seen from FIG. 40, there is a case where the pumping loss that occurs even when the opening degree of the throttle valve 17 and the intake valve closing timing are changed becomes constant. For example, when the intake valve closing timing is IVC 3 , When the opening degree of 17 is θ 3 and when the intake valve closing timing is IVC 4 and the opening degree of the throttle valve 17 is θ 4 , the generated pumping loss is the same.
そこで、燃料カット制御中には、要求ポンピング損失が発生する吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度のうち、燃料カット制御終了時に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を示す動作点が最も速く燃料カット制御終了後の要求動作点に到達するような吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度となるようにしてもよい。これにより、燃料カット制御実行時に要求ポンピング損失を発生させつつ、燃料カット制御終了時に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度を示す動作点を迅速に燃料カット制御終了後の要求動作点に到達させることができる。 Therefore, during the fuel cut control, the mechanical compression ratio, the intake valve close timing, and the throttle valve 17 open at the end of the fuel cut control out of the intake valve close timing and the opening of the throttle valve 17 at which the required pumping loss occurs. The intake valve closing timing and the opening degree of the throttle valve 17 may be set such that the operating point indicating the degree of speed reaches the required operating point after the end of the fuel cut control the fastest. As a result, while the required pumping loss is generated when the fuel cut control is executed, the operating point indicating the mechanical compression ratio, the intake valve closing timing, and the opening degree of the throttle valve 17 at the end of the fuel cut control is quickly determined after the end of the fuel cut control. The required operating point can be reached.
図４１は、燃料カット制御を考慮した、内燃機関の運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。このルーチンは、予め定められた一定時間毎の割込みによって実行される。 FIG. 41 is a flowchart showing a control routine for operation control of the internal combustion engine in consideration of fuel cut control. This routine is executed by interruption every predetermined time.
図４１を参照すると、まずステップ３００では、燃料カットフラグ（ＦＣフラグ）Ｘｆｃが０であるか否かが判定される。燃料カットフラグＸｆｃは、燃料カット制御の実行条件が成立すると１とされ、その後、燃料カット制御の終了条件が成立すると０にリセットされるフラグである。前回のルーチンまでに燃料カット制御の実行条件が成立していないときには燃料カットフラグＸｆｃは０とされており、ステップ３０１へと進む。
Referring to FIG. 41, first, in
ステップ３０１では、燃料カット制御の実行条件が成立したか否かが判別される。燃料カット制御の実行条件が成立する場合とは、例えばアクセルペダル４０の踏込み量が０であって、機関回転数が所定回転数以上である場合が挙げられる。ステップ３０１において燃料カット制御の実行条件が成立したと判定された場合にはステップ３０２へと進む。ステップ３０２では、燃料カットフラグＸｆｃが１とされる。
In
このように燃料カット制御の実行条件が成立して燃料カットフラグＸｆｃが１とされると、次回のルーチンでは、ステップ３００において燃料カットフラグＸｆｃが０ではないと判定されてステップ３０３へと進む。ステップ３０３では、点火時期遅角制御の実行条件が成立しているか否かが判別される。点火時期遅角制御の実行条件は、たとえば燃料カット制御の実行条件が成立してから所定時間が経過するまでの間に成立し、所定時間経過後に不成立となる。
When the fuel cut control execution condition is thus established and the fuel cut flag Xfc is set to 1, in the next routine, it is determined in
ステップ３０３で点火時期遅角制御の実行条件が成立していると判定された場合には、ステップ３０４へと進む。ステップ３０４では、点火時期遅角制御が実行され、徐々に点火時期が遅角される。次いで、ステップ３０５では、アクセルペダル４０の踏込み量等から要求吸入空気量ＧＸが算出され、ステップ３０６では、図３６を用いて説明したように要求吸入空気量ＧＸに基づいて燃料カット時基準動作線Ｗ’上の目標動作点が決定せしめられる。
If it is determined in
その後、所定時間に亘って点火時期遅角制御が実行されて、点火時期が十分に遅角されると、次のルーチンでは、ステップ３０３において点火時期遅角制御の実行条件が成立していないと判定され、ステップ３０７へと進む。ステップ３０７では、燃料カット制御が実行される。すなわち、燃焼室５内への燃料の供給が停止せしめられる。次いで、ステップ３０８では、燃料カット制御の終了条件が成立したか否かが判定される。燃料カット制御の終了条件が成立する場合とは、たとえば機関回転数が復帰回転数以下となった場合や、アクセルペダル４０が踏み込まれた場合等が挙げられる。
After that, if ignition timing retard control is executed over a predetermined time and the ignition timing is sufficiently retarded, in the next routine, in
ステップ３０８において燃料カット制御の終了条件が成立していないと判定されると、次いでステップ３０９へと進む。ステップ３０９では、吸気弁閉弁時期を上述した閉弁時期の差ΔＩＶＣだけ変化させるのにかかる時間Ｔｉｖｃと、現在から燃料カット制御を終了する復帰時期までの時間ΔＴとが算出される。次いで、ステップ３１０では、吸気弁７の変化にかかる時間Ｔｉｖｃが復帰時期までの時間ΔＴ以下であるか否かが判別される。吸気弁７の変化にかかる時間Ｔｉｖｃが復帰時間までの時間ΔＴよりも長いと判定された場合には、ステップ３０５、３０６へ進んで、燃料カット時基準動作線Ｗ’上の目標動作点が決定せしめられる。
If it is determined in
その後、燃料カット制御が進んで、ステップ３１０において吸気弁７の変化にかかる時間Ｔｉｖｃが復帰時期までの時間ΔＴ以下になると、ステップ３１１へと進む。ステップ３１１では、ステップ３０５と同様に要求吸入空気量ＧＸが算出され、次いでステップ３２２では図３７を用いて説明したように要求吸入空気量ＧＸに基づいて基準動作線Ｗ上の目標動作点が決定せしめられる。これにより、動作点が要求吸入空気量ＧＸを満たす基準動作線Ｗ上の目標動作点に向かって変更されることになる。
Thereafter, the fuel cut control proceeds, and when the time Tivc required for the change of the
その後、燃料カット制御の終了条件が成立すると、次のルーチンではステップ３０８からステップ３１３へと進む。ステップ３１３では、燃料カットフラグＸｆｃが０とされる。燃料カットフラグＸｆｃが０とされると、次のルーチンでは、ステップ３００からステップ３０１へと進み、ステップ３０１においても燃料カット制御の実行条件が成立していないことから、ステップ３１４へと進む。ステップ３１４では、通常制御が行われ、図３２に示したルーチンによって機械圧縮比等の目標値が算出される。
Thereafter, when the fuel cut control end condition is satisfied, the routine proceeds from
次に、本発明の第二実施形態について説明する。上記では、減速運転時の燃料カット制御についてのみ説明しているが、上記実施形態では、減速運転に伴う燃料カット制御時以外にも、機関回転数や車速が過剰に上昇して機関回転数や車速を低下させることが必要とされる場合、オートマチックトランスミッションにおいてシフトアップが行われる際に機関回転数を低下させる場合等の燃料カット制御時にも上述した機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の制御が行われる。 Next, a second embodiment of the present invention will be described. Although only the fuel cut control during the deceleration operation is described above, in the above embodiment, the engine speed and the vehicle speed are excessively increased and the engine speed The above mentioned mechanical compression ratio, intake valve closing timing, and throttle valve are also used during fuel cut control, such as when the engine speed is reduced when shifting up in automatic transmissions when it is necessary to reduce vehicle speed. The opening degree of 17 is controlled.
しかしながら、例えばシフトアップが行われる際の燃料カット制御等は短時間のみしか行われない。このため、このような燃料カット制御時にはポンピング損失を大きくすることが必要とされず、よって吸気弁閉弁時期等を上述したように制御しても十分な効果を得ることができない。そればかりか、可変圧縮比機構Ａの駆動モータ５９、可変バルブタイミング機構Ｂの作動油供給制御弁７８の作動頻度を高め、これらアクチュエータの耐久性の低下を招いてしまう。
However, for example, fuel cut control or the like when upshifting is performed is performed only for a short time. For this reason, it is not necessary to increase the pumping loss during such fuel cut control. Therefore, even if the intake valve closing timing or the like is controlled as described above, a sufficient effect cannot be obtained. In addition, the operating frequency of the
そこで、本実施形態では、シフトアップ時の燃料カット制御等、燃料カット制御が一定時間よりも短い時間しか行われないような場合には、上述したような動作線の切替を行わないこととしている。したがって、このような場合には燃料カット制御中であっても機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求機関負荷に応じた目標機械圧縮比および吸気弁の目標閉弁時期となるように可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂが制御されることになる。これにより、アクチュエータの耐久性低下を抑制ことができる。 Therefore, in the present embodiment, when the fuel cut control such as the fuel cut control at the time of upshifting is performed only for a time shorter than a certain time, the operation line switching as described above is not performed. . Therefore, in such a case, even during the fuel cut control, the variable compression is performed so that the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing become the target mechanical compression ratio and the intake valve target closing timing according to the required engine load. The ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B are controlled. Thereby, the durability fall of an actuator can be controlled.
１ クランクケース
２ シリンダブロック
３ シリンダヘッド
４ ピストン
５ 燃焼室
７ 吸気弁
１７ スロットル弁
Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 可変バルブタイミング機構
DESCRIPTION OF
Claims (8)
機関運転状態に応じて燃料供給を停止する燃料カット制御を実行可能であり、
燃料カット制御が実行されるときには、機械圧縮比が要求機関負荷に応じた目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構が制御せしめられると共に、吸気弁の閉弁時期が上記目標閉弁時期よりも進角側の閉弁時期となるように可変バルブタイミング機構が制御される、火花点火式内燃機関。 It has a variable compression ratio mechanism that can change the mechanical compression ratio and a variable valve timing mechanism that can control the closing timing of the intake valve. During normal engine operation, the target mechanical compression ratio and intake valve In the spark ignition internal combustion engine in which the variable compression ratio mechanism and the variable valve timing mechanism are controlled so as to achieve the target valve closing timing,
Fuel cut control that stops the fuel supply according to the engine operating state can be executed,
When the fuel cut control is executed, the variable compression ratio mechanism is controlled so that the mechanical compression ratio becomes the target mechanical compression ratio corresponding to the required engine load, and the closing timing of the intake valve is higher than the target closing timing. A spark ignition internal combustion engine in which the variable valve timing mechanism is controlled so that the valve closing timing on the advance side is also reached.
上記燃料カット制御の実行に伴う機械圧縮比および吸気弁の閉弁時期の変更は燃料カット条件成立以降であって燃料カット制御開始前に開始される、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。 The fuel cut control is started after the fuel cut execution condition is satisfied,
The spark ignition type internal combustion engine according to claim 1, wherein the change of the mechanical compression ratio and the closing timing of the intake valve accompanying the execution of the fuel cut control is started after the fuel cut condition is established and before the start of the fuel cut control. .
上記燃料カット制御の実行に伴う機械圧縮比および吸気弁の閉弁時期の変更は点火時期遅角制御の開始以降であって燃料カット制御開始前に開始される、請求項２に記載の火花点火式内燃機関。 Ignition timing retarding control is performed to retard the ignition timing between the time when the fuel cut condition is satisfied and the time when fuel cut control is started,
The spark ignition according to claim 2, wherein the change of the mechanical compression ratio and the closing timing of the intake valve accompanying the execution of the fuel cut control is started after the start of the ignition timing retard control and before the start of the fuel cut control. Internal combustion engine.
燃料カット制御中には上記侵入禁止領域内に侵入するのが許可される、請求項１〜４のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。 An intrusion prohibition region is set for the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing, and the operating point indicating the combination of the mechanical compression ratio and the intake valve closing timing during normal operation of the internal combustion engine is the intrusion prohibition region. Ban into the inside,
The spark ignition internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein entry into the intrusion prohibited area is permitted during fuel cut control.
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