JP2023122715A - Premixing compression self-ignition internal combustion engine and its control method - Google Patents

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Abstract

To obtain stable ignition and combustion by simple control, and a favorable exhaust composition.SOLUTION: An internal combustion engine which performs premixing compression self-ignition comprises a compression ratio variable mechanism which can change a mechanical compression ratio using a multi-link piston crank mechanism. The mechanical compression ratio is controlled so that the highest in-cylinder pressure crank angle θ Pmax approaches a target θ Pmax as an index indicating a combustion state. The target θ Pmax is calculated from an engine rotational speed (S1, S2) and load, and when a difference between the target θ Pmax and an actual θ Pmax is equal to or larger than a prescribed value, a compression ratio correction amount is acquired by multiplying a gain to the difference (S3, S5), and the target compression ratio is obtained by adding the compression ratio correction amount to a current actual compression ratio (S6). By the feedback control of the mechanical compression ratio, the θ Pmax is converged to the target θ Pmax.SELECTED DRAWING: Figure 2

Description

この発明は、予混合気の圧縮自己着火を行う予混合圧縮自己着火内燃機関およびその制御方法に関する。 The present invention relates to a premixed compression ignition internal combustion engine that performs compression ignition of a premixed gas and a control method thereof.

例えばガソリン等を燃料として燃焼室内に形成された予混合気を圧縮着火により燃焼させる予混合圧縮自己着火内燃機関が従来から提案されている。特許文献１には、良好な圧縮自己着火の実現のために、推定した圧縮端温度に応じて吸気弁閉時期を変更することで有効圧縮比を制御するようにした予混合圧縮自己着火内燃機関が開示されている。 BACKGROUND ART Conventionally, there has been proposed a premixed compression self-ignition internal combustion engine in which a premixed gas formed in a combustion chamber using gasoline or the like as fuel is combusted by compression ignition. In Patent Document 1, in order to realize good compression self-ignition, a premixed compression self-ignition internal combustion engine that controls the effective compression ratio by changing the intake valve closing timing according to the estimated compression end temperature is disclosed.

特開２０１９－３９３８９－号公報JP 2019-39389-A

上記のように吸気弁閉時期を変更すると、有効圧縮比のみならず、吸入空気量や空燃比も変化してしまい、圧縮自己着火による燃焼状態を適切に制御することができない。仮に、吸気弁閉時期の変更に伴って変化する吸入空気量や空燃比を燃料噴射量やスロットル開度を介して補正しようとすると、制御が複雑化し、十分な制御応答性を確保することが困難となる。 If the intake valve closing timing is changed as described above, not only the effective compression ratio but also the intake air amount and the air-fuel ratio will change, and the combustion state due to compression self-ignition cannot be appropriately controlled. If the intake air amount and air-fuel ratio, which change with changes in the intake valve closing timing, are to be corrected via the fuel injection amount and the throttle opening, the control becomes complicated and sufficient control responsiveness cannot be ensured. becomes difficult.

この発明においては、機械的圧縮比を変更可能な圧縮比可変機構を設け、予混合気の圧縮自己着火による実際の燃焼状態を検出し、この検出した燃焼状態が目標の燃焼状態に近付くように上記圧縮比可変機構を介して上記機械的圧縮比を制御する。 In the present invention, a compression ratio variable mechanism capable of changing the mechanical compression ratio is provided to detect the actual combustion state due to compression self-ignition of the premixed gas, and to make the detected combustion state approach the target combustion state. The mechanical compression ratio is controlled via the variable compression ratio mechanism.

この発明によれば、圧縮比可変機構を介した機械的圧縮比の制御により圧縮自己着火による燃焼状態を目標の燃焼状態に近付けるので、制御が単純となり、目標の燃焼状態を容易に得ることができる。 According to the present invention, the combustion state by compression self-ignition is brought closer to the target combustion state by controlling the mechanical compression ratio via the compression ratio variable mechanism, so the control becomes simple and the target combustion state can be easily obtained. can.

この発明の一実施例の内燃機関の構成説明図。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a configuration explanatory diagram of an internal combustion engine according to one embodiment of the present invention; 圧縮比制御のフローチャート。Flowchart of compression ratio control. 吸気温制御のフローチャート。Flowchart of intake air temperature control. 圧縮比制御のタイムチャート。Time chart of compression ratio control. 吸気温制御を含むタイムチャート。Time chart including intake air temperature control. 一実施例の機能ブロック図。Functional block diagram of one embodiment. 気筒毎の噴射量制御のフローチャート。4 is a flowchart of injection amount control for each cylinder; 気筒毎の噴射量制御を含む実施例のタイムチャート。A time chart of an embodiment including injection amount control for each cylinder. 気筒毎の噴射量制御部分の機能ブロック図。FIG. 4 is a functional block diagram of an injection amount control portion for each cylinder;

以下、この発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。 An embodiment of the present invention will be described in detail below with reference to the drawings.

図１は、この発明が適用された自動車用内燃機関１のシステム構成を示している。この内燃機関１は、例えば複リンク式ピストンクランク機構を利用した圧縮比可変機構２を備えた４ストロークサイクルのターボ過給機付きの内燃機関であって、所定の運転領域において予混合圧縮自己着火内燃機関として予混合気の圧縮自己着火による燃焼を行う。なお、一部の運転領域においては火花点火による燃焼（圧縮自己着火を主として補助的な点火を行う場合を含む）を行う。 FIG. 1 shows the system configuration of an automotive internal combustion engine 1 to which the present invention is applied. The internal combustion engine 1 is, for example, a four-stroke cycle turbocharged internal combustion engine equipped with a variable compression ratio mechanism 2 using a multi-link piston crank mechanism. As an internal combustion engine, combustion is performed by compression self-ignition of a premixed gas. Note that combustion by spark ignition (including the case where compression self-ignition is mainly used for auxiliary ignition) is performed in some operating ranges.

燃焼室３の天井壁面に、一対の吸気弁４および一対の排気弁５が配置されているとともに、これらの吸気弁４および排気弁５に囲まれた中央部に特定の運転領域で火花点火を行うための点火プラグ６が配置されている。燃焼室３には、筒内圧を検出するための筒内圧センサ１５が設けられている。 A pair of intake valves 4 and a pair of exhaust valves 5 are arranged on the ceiling wall surface of the combustion chamber 3, and spark ignition is performed in a specific operating region in the central portion surrounded by these intake valves 4 and exhaust valves 5. A spark plug 6 is arranged for doing so. The combustion chamber 3 is provided with an in-cylinder pressure sensor 15 for detecting the in-cylinder pressure.

上記吸気弁４によって開閉される吸気ポート７には、吸気弁４へ向けて燃料を噴射する燃料噴射弁８が各気筒毎に配置されている。上記燃料噴射弁８は、駆動パルス信号が印加されることによって開弁する電磁式ないし圧電式の噴射弁であって、この駆動パルス信号のパルス幅に実質的に比例した量の燃料を噴射する。 A fuel injection valve 8 for injecting fuel toward the intake valve 4 is arranged for each cylinder in the intake port 7 which is opened and closed by the intake valve 4 . The fuel injection valve 8 is an electromagnetic or piezoelectric injection valve that opens when a drive pulse signal is applied, and injects an amount of fuel that is substantially proportional to the pulse width of the drive pulse signal. .

上記吸気ポート７に接続された吸気通路９のコレクタ部９ａ上流側には、エンジンコントローラ１０からの制御信号によって開度が制御される電子制御型スロットルバルブ１１が設けられており、さらにその上流側に、ターボ過給機１２のコンプレッサ１２Ａが配設されている。このコンプレッサ１２Ａの上流側に、吸入空気量を検出するエアフロメータ１３ならびにエアクリーナ１４が配設されている。コレクタ部９ａには、過給吸気を冷却水との熱交換によって冷却する熱交換器つまり水冷式インタークーラ１６が内蔵されている。インタークーラ１６を流れる冷却水の温度を検出するために、インタークーラ用水温センサ２６がインタークーラ１６に設けられている。インタークーラ１６を通過した吸気の温度を検出するように、吸気温センサ２７がインタークーラ１６の吸気の出口側に設けられている。またインタークーラ用水温センサ２６とは別に、内燃機関１のウォータジャケットを通流する冷却水の温度を検出する冷却水温センサ２８がウォータジャケット等の適当な位置に設けられている。なお、インタークーラ１６を流れる冷却水の回路が、ウォータジャケットを流れる冷却水回路の一部であってもよく、あるいは互いに独立した構成であってもよい。 An electronically controlled throttle valve 11 whose opening is controlled by a control signal from an engine controller 10 is provided on the upstream side of the collector portion 9a of the intake passage 9 connected to the intake port 7. , the compressor 12A of the turbocharger 12 is arranged. An air flow meter 13 for detecting the amount of intake air and an air cleaner 14 are arranged upstream of the compressor 12A. The collector portion 9a incorporates a heat exchanger, that is, a water-cooled intercooler 16 for cooling supercharged intake air by heat exchange with cooling water. An intercooler water temperature sensor 26 is provided in the intercooler 16 to detect the temperature of cooling water flowing through the intercooler 16 . An intake air temperature sensor 27 is provided on the intake air outlet side of the intercooler 16 so as to detect the temperature of the intake air that has passed through the intercooler 16 . In addition to the intercooler water temperature sensor 26, a cooling water temperature sensor 28 for detecting the temperature of cooling water flowing through the water jacket of the internal combustion engine 1 is provided at an appropriate position such as the water jacket. The cooling water circuit flowing through the intercooler 16 may be part of the cooling water circuit flowing through the water jacket, or may be independent of each other.

インタークーラ１６における熱交換の程度は、図示しない冷却水用バルブやインタークーラ用冷却水ポンプあるいは冷却水バイパスバルブ等を介して可変的に調節が可能である。 The degree of heat exchange in the intercooler 16 can be variably adjusted via a cooling water valve (not shown), an intercooler cooling water pump, a cooling water bypass valve, or the like.

排気通路２１に配置されたターボ過給機１２のタービン１２Ｂは、ウェストゲートバルブ２２を備えている。排気通路２１におけるタービン１２Ｂの下流側には、触媒装置２３，２４が配置されており、さらに下流に消音器２５が配置されている。 A turbine 12B of the turbocharger 12 arranged in the exhaust passage 21 has a wastegate valve 22 . Catalytic devices 23 and 24 are arranged downstream of the turbine 12B in the exhaust passage 21, and a silencer 25 is arranged further downstream.

圧縮比可変機構２は、特開２００５－１２７２００号公報や特開２００４－１１６４３４号公報等に記載の公知の複リンク式ピストンクランク機構を利用したものであって、ピストン３０の上死点位置が上下に変化することで機械的圧縮比を変更することができる。機械的圧縮比は、電動アクチュエータ３１が動かすコントロールシャフト３１ａの回転位置によって定まり、この回転位置が同時に機械的圧縮比の実際の値つまり実圧縮比を示すものとして検出される。つまり、電動アクチュエータ３１が実圧縮比センサを兼ねた構成となっている。なお、この圧縮比可変機構２においては、全気筒の機械的圧縮比が同じように変更される。 The variable compression ratio mechanism 2 utilizes a known multi-link type piston crank mechanism described in Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 2005-127200 and 2004-116434. The mechanical compression ratio can be changed by changing up and down. The mechanical compression ratio is determined by the rotational position of the control shaft 31a moved by the electric actuator 31, and this rotational position is simultaneously detected as indicating the actual value of the mechanical compression ratio, that is, the actual compression ratio. In other words, the electric actuator 31 is configured to also serve as an actual compression ratio sensor. In addition, in this variable compression ratio mechanism 2, the mechanical compression ratios of all cylinders are similarly changed.

エンジンコントローラ１０には、上記の筒内圧センサ１５、エアフロメータ１３、インタークーラ用水温センサ２６、冷却水温センサ２８、吸気温センサ２７、実圧縮比センサ（電動アクチュエータ３１）のほか、機関回転速度を検出するためのクランク角センサ３２、運転者によるトルク要求を検出するセンサとして運転者により操作されるアクセルペダルの踏込量を検出するアクセル開度センサ３３、過給圧を検出する過給圧センサ３４、排気通路２１に設けられる空燃比センサ３５、等のセンサ類の検出信号が入力されている。エンジンコントローラ１０は、これらの検出信号に基づき、燃料噴射弁８による燃料噴射量、圧縮比可変機構２による機械的圧縮比、スロットルバルブ１１の開度、ウェストゲートバルブ２２の開度、等を最適に制御し、所定の運転領域においては予混合気の圧縮自己着火による燃焼を実現する。 The engine controller 10 includes the cylinder pressure sensor 15, the air flow meter 13, the intercooler water temperature sensor 26, the cooling water temperature sensor 28, the intake air temperature sensor 27, the actual compression ratio sensor (electric actuator 31), and the engine rotation speed. A crank angle sensor 32 for detection, an accelerator opening sensor 33 for detecting the amount of depression of the accelerator pedal operated by the driver as a sensor for detecting the torque request by the driver, and a supercharging pressure sensor 34 for detecting the supercharging pressure. , an air-fuel ratio sensor 35 provided in the exhaust passage 21, and other sensors. Based on these detection signals, the engine controller 10 optimizes the fuel injection amount by the fuel injection valve 8, the mechanical compression ratio by the compression ratio variable mechanism 2, the opening degree of the throttle valve 11, the opening degree of the waste gate valve 22, etc. , and combustion by compression self-ignition of the premixed gas is realized in a predetermined operating range.

この実施例では、圧縮自己着火による燃焼状態を示す指標として、燃焼に伴い筒内圧が最高圧となるクランク角である最高筒内圧クランク角（以下ではθＰｍａｘと略記する）を用いる。燃焼状態を示す指標としては、他に、燃料の５０％が燃焼したクランク角であるいわゆるＭＢ５０等を用いることができるが、θＰｍａｘは筒内圧センサ１５により最も簡単に得ることができる。そして、このθＰｍａｘが目標とするθＰｍａｘに近付くように圧縮比可変機構２を介して機械的圧縮比を変更する。このように実θＰｍａｘを目標θＰｍａｘに近付けることで、予混合圧縮自己着火燃焼において安定した着火・燃焼と良好な排気組成とが得られる。 In this embodiment, the maximum cylinder pressure crank angle (hereinafter abbreviated as θPmax), which is the crank angle at which the cylinder pressure reaches the maximum during combustion, is used as an index indicating the combustion state due to compression ignition. As an index indicating the combustion state, so-called MB50, which is the crank angle at which 50% of the fuel is burned, can be used. Then, the mechanical compression ratio is changed via the variable compression ratio mechanism 2 so that this θPmax approaches the target θPmax. By bringing the actual θPmax closer to the target θPmax in this way, stable ignition/combustion and a good exhaust composition can be obtained in homogeneous charge compression ignition combustion.

図２は、エンジンコントローラ１０において繰り返し実行される圧縮比制御のフローチャートを示している。ステップ１で必要な種々のセンサの検出値を読み出し、ステップ２で主に機関回転速度と負荷（要求負荷）とに基づいて、目標θＰｍａｘを算出する。目標θＰｍａｘは、上述したように安定した着火・燃焼と良好な排気組成とが得られることとなる目標のθＰｍａｘである。 FIG. 2 shows a flow chart of compression ratio control repeatedly executed in the engine controller 10 . In step 1, the necessary detection values of various sensors are read out, and in step 2, the target θPmax is calculated mainly based on the engine speed and the load (requested load). The target θPmax is a target θPmax at which stable ignition/combustion and good exhaust gas composition are obtained as described above.

次にステップ３において、目標θＰｍａｘと実θＰｍａｘ（例えば直前のサイクルで検出されたθＰｍａｘ）とを比較し、両者の差（絶対値）が所定値以上であるか判別する。所定値以上でなければ、圧縮比補正量は０とする（ステップ５）。つまり、上記所定値はいわゆる不感帯となる。なお、多気筒内燃機関の場合、実θＰｍａｘとしては、いずれかの気筒の値で代表するようにしてもよいが、好ましくは、全気筒の平均を用いるとよい。 Next, in step 3, the target .theta.Pmax and the actual .theta.Pmax (for example, .theta.Pmax detected in the immediately preceding cycle) are compared to determine whether the difference (absolute value) between the two is greater than or equal to a predetermined value. If it is not equal to or greater than the predetermined value, the compression ratio correction amount is set to 0 (step 5). That is, the predetermined value is a so-called dead zone. In the case of a multi-cylinder internal combustion engine, the actual θPmax may be represented by the value of any cylinder, but preferably the average of all cylinders is used.

両者の差が所定値以上であればステップ４へ進み、圧縮比補正量を算出する。例えば、目標θＰｍａｘと実θＰｍａｘとの差に適当なゲインを乗じて圧縮比補正量とする。ここでは、実θＰｍａｘが目標θＰｍａｘよりも早い時期にあれば機械的圧縮比を低下する方向に、逆に実θＰｍａｘが目標θＰｍａｘよりも遅い時期にあれば機械的圧縮比を上昇する方向に、それぞれ圧縮比補正量を求める。 If the difference between the two is equal to or greater than the predetermined value, the process proceeds to step 4 to calculate the compression ratio correction amount. For example, the compression ratio correction amount is obtained by multiplying the difference between the target θPmax and the actual θPmax by an appropriate gain. Here, if the actual θPmax is earlier than the target θPmax, the mechanical compression ratio is decreased, and if the actual θPmax is later than the target θPmax, the mechanical compression ratio is increased. A compression ratio correction amount is obtained.

そして、現在の実圧縮比に圧縮比補正量を加算して目標圧縮比を求め（ステップ６）、この目標圧縮比に沿って圧縮比可変機構２の電動アクチュエータ３１を駆動する（ステップ７）。 Then, the target compression ratio is obtained by adding the compression ratio correction amount to the current actual compression ratio (step 6), and the electric actuator 31 of the variable compression ratio mechanism 2 is driven along this target compression ratio (step 7).

つまり、この実施例では、目標θＰｍａｘと実θＰｍａｘとの偏差に基づき機械的圧縮比がフィードバック制御される。図４のタイムチャートは、このようなフィードバック制御によって得られるθＰｍａｘの変化と機械的圧縮比の変化とを示しており、実θＰｍａｘが目標θＰｍａｘに収束するように機械的圧縮比が高低変化を繰り返すこととなる。これにより、安定した予混合圧縮自己着火燃焼が維持される。 That is, in this embodiment, the mechanical compression ratio is feedback-controlled based on the deviation between the target θPmax and the actual θPmax. The time chart of FIG. 4 shows changes in θPmax and changes in the mechanical compression ratio obtained by such feedback control. It will happen. This maintains stable premixed compression ignition combustion.

図３は、図２の圧縮比制御と並行して実行される吸気温制御のフローチャートである。これは、図４のように変化する機械的圧縮比が適当な基準機械的圧縮比に近付くように燃焼室３に吸入される吸気の温度を制御するものである。 FIG. 3 is a flow chart of intake air temperature control executed in parallel with the compression ratio control of FIG. This controls the temperature of the intake air taken into the combustion chamber 3 so that the changing mechanical compression ratio approaches an appropriate reference mechanical compression ratio as shown in FIG.

図３のフローチャートは、エンジンコントローラ１０において繰り返し実行される。ステップ１１で必要な種々のセンサの検出値を読み出し、ステップ１２で主に機関回転速度と負荷（要求負荷）とに基づいて、基準機械的圧縮比を算出する。基準機械的圧縮比は、圧縮比可変機構２により変更可能な圧縮比可変範囲の中で、高圧縮比側および低圧縮比側の双方に適当な制御可能な余裕代が残るように設定される基準の中間値であり、過渡時の圧縮比変化等を考慮して機関回転速度と負荷とに基づいて最適に設定される。なお、簡易的には基準機械的圧縮比を一定値としてもよい。 The flowchart of FIG. 3 is repeatedly executed in the engine controller 10. FIG. At step 11, the necessary detection values of various sensors are read, and at step 12, a reference mechanical compression ratio is calculated mainly based on the engine speed and load (requested load). The reference mechanical compression ratio is set so that an appropriate controllable margin remains on both the high compression ratio side and the low compression ratio side within the compression ratio variable range that can be changed by the compression ratio variable mechanism 2. This is a reference intermediate value, and is optimally set based on the engine speed and load, taking into consideration changes in the compression ratio during transients. For simplicity, the reference mechanical compression ratio may be set to a constant value.

次にステップ１３において、基準機械的圧縮比と実圧縮比（図４のようにフィードバック制御された結果の実圧縮比）とを比較し、両者の差（絶対値）が所定値以上であるか判別する。所定値以上でなければ、吸気温補正量は０とする（ステップ１５）。つまり、上記所定値はいわゆる不感帯となる。 Next, in step 13, the reference mechanical compression ratio and the actual compression ratio (actual compression ratio as a result of feedback control as shown in FIG. 4) are compared to determine whether the difference (absolute value) between the two is equal to or greater than a predetermined value. discriminate. If it is not equal to or higher than the predetermined value, the intake air temperature correction amount is set to 0 (step 15). That is, the predetermined value is a so-called dead zone.

両者の差が所定値以上であればステップ１４へ進み、吸気温補正量を算出する。例えば、基準機械的圧縮比と実圧縮比との差に適当なゲインを乗じて吸気温補正量とする。ここでは、実圧縮比が基準機械的圧縮比よりも高ければ吸気温が高くなる方向に、逆に実圧縮比が基準機械的圧縮比よりも低ければ吸気温が低くなる方向に、それぞれ吸気温補正量を求める。 If the difference between the two is equal to or greater than the predetermined value, the process proceeds to step 14 to calculate the intake air temperature correction amount. For example, the intake air temperature correction amount is obtained by multiplying the difference between the reference mechanical compression ratio and the actual compression ratio by an appropriate gain. Here, if the actual compression ratio is higher than the reference mechanical compression ratio, the intake air temperature increases, and if the actual compression ratio is lower than the reference mechanical compression ratio, the intake air temperature decreases. Calculate the amount of correction.

そして、現在の吸気温（吸気温センサ２７による検出値）に吸気温補正量を加算して目標吸気温を求め（ステップ１６）、この目標吸気温に沿って水冷式インタークーラ１６の熱交換量を調節する（ステップ１７）。例えば、図示しない冷却水用バルブやインタークーラ用冷却水ポンプあるいは冷却水バイパスバルブ等を介して熱交換量を増減変化させ、吸気温を目標吸気温に近付ける。なお、この吸気温の具体的な制御は本発明の要部ではなく、公知の適当な方法ないし手段によって吸気温を調整すればよい。 Then, the intake air temperature correction amount is added to the current intake air temperature (detected by the intake air temperature sensor 27) to determine the target intake air temperature (step 16). is adjusted (step 17). For example, the amount of heat exchange is increased or decreased via a cooling water valve, an intercooler cooling water pump, or a cooling water bypass valve (not shown) to bring the intake air temperature closer to the target intake air temperature. It should be noted that this specific control of the intake air temperature is not the main part of the present invention, and the intake air temperature may be adjusted by a known suitable method or means.

内燃機関１のウォータジャケットを流れる冷却水の水温の可変制御を介して吸気温を制御するようにしてもよい。適当な加熱手段により吸気温を高めることも可能である。 The intake air temperature may be controlled through variable control of the temperature of cooling water flowing through the water jacket of the internal combustion engine 1 . It is also possible to raise the intake air temperature by suitable heating means.

つまり、この実施例では、基準機械的圧縮比と実圧縮比との偏差に基づき吸気温がフィードバック制御される。図５のタイムチャートは、このようなフィードバック制御によって得られるθＰｍａｘの変化と機械的圧縮比の変化と吸気温（インタークーラ１６の出口温度）の変化とを示している。なお、このタイムチャートは、図４のタイムチャートに比較して時間軸が圧縮されたものとなっている。図５のタイムチャートの初期の部分（換言すれば制御開始直後の部分）は図４と同様であり、図４にも示したように機械的圧縮比がフィードバック制御される結果、実θＰｍａｘは目標θＰｍａｘに収束しようとするが、このときに機械的圧縮比が基準機械的圧縮比から外れたところで安定しようとすることがある。このようにフィードバック制御の結果として実圧縮比が基準機械的圧縮比から離れた場合に、図３に示した吸気温制御を加えることで、筒内に流入する吸気の温度が変化し、結果的に実圧縮比が基準機械的圧縮比に近付いていく。 That is, in this embodiment, the intake air temperature is feedback-controlled based on the deviation between the reference mechanical compression ratio and the actual compression ratio. The time chart of FIG. 5 shows changes in θPmax, changes in mechanical compression ratio, and changes in intake air temperature (outlet temperature of intercooler 16) obtained by such feedback control. It should be noted that this time chart has a compressed time axis compared to the time chart of FIG. The initial portion of the time chart of FIG. 5 (in other words, the portion immediately after the start of control) is the same as that of FIG. It tries to converge to θPmax, but at this time, it may try to stabilize when the mechanical compression ratio deviates from the reference mechanical compression ratio. In this way, when the actual compression ratio deviates from the reference mechanical compression ratio as a result of feedback control, by adding the intake air temperature control shown in FIG. , the actual compression ratio approaches the reference mechanical compression ratio.

図５の例では、制御開始直後は実圧縮比が基準機械的圧縮比よりも低い圧縮比となる傾向を有している。これに対し、実圧縮比と基準機械的圧縮比との偏差に基づき、吸気温が低くなる方向に制御される。このように吸気温が低くなると、予混合圧縮自己着火での圧力上昇が遅くなり、実θＰｍａｘを目標θＰｍａｘに近付けるためには、機械的圧縮比が相対的に高くなるように制御される。従って、図５に例示するように、実圧縮比が徐々に基準機械的圧縮比に近付いていく。 In the example of FIG. 5, the actual compression ratio tends to be lower than the reference mechanical compression ratio immediately after control is started. On the other hand, the intake air temperature is controlled to decrease based on the deviation between the actual compression ratio and the reference mechanical compression ratio. When the intake air temperature is lowered in this way, the pressure increase in the homogeneous charge compression ignition is slowed down, and in order to bring the actual θPmax closer to the target θPmax, the mechanical compression ratio is controlled to be relatively high. Therefore, as illustrated in FIG. 5, the actual compression ratio gradually approaches the reference mechanical compression ratio.

なお、吸気温の変化ひいては吸気温に基づく実圧縮比の変化は緩慢である。従って、実圧縮比は、目標θＰｍａｘと実θＰｍａｘとの偏差に基づくフィードバック制御によって上昇・下降を繰り返しつつ、比較的長い時間を掛けて徐々に基準機械的圧縮比に近付くことになる。 It should be noted that the change in the intake air temperature, and thus the change in the actual compression ratio based on the intake air temperature, is slow. Therefore, the actual compression ratio gradually approaches the reference mechanical compression ratio over a relatively long period of time while repeatedly increasing and decreasing by feedback control based on the deviation between the target θPmax and the actual θPmax.

このように圧縮比制御の制御中心を基準機械的圧縮比付近に保つことで、低圧縮比側および高圧縮比側の双方に制御可能な適当な余裕代を残すことができ、例えば、過渡時等にθＰｍａｘの偏差が大きくなったような場合に適切に対応できる。 By keeping the control center of the compression ratio control near the reference mechanical compression ratio in this way, it is possible to leave an appropriate controllable margin on both the low compression ratio side and the high compression ratio side. For example, the deviation of θPmax can be handled appropriately.

図６は、上述した吸気温制御を含む圧縮比制御を機能ブロック図として示したものである。図示するように、エンジンコントローラ１０は、機能的に、目標θＰｍａｘ演算部４１と、基準圧縮比演算部４２と、圧縮比補正量演算部４３と、目標圧縮比演算部４４と、吸気温補正量演算部４５と、目標吸気温演算部４６と、を含んでいる。目標θＰｍａｘ演算部４１および基準圧縮比演算部４２は、それぞれ、クランク角センサ３２によって検出される機関回転速度とアクセル開度センサ３３の出力値から求められる要求負荷とに基づいて、目標θＰｍａｘおよび基準機械的圧縮比を出力する。圧縮比補正量演算部４３は、目標θＰｍａｘと実θＰｍａｘ（例えば全気筒の平均）との差に基づいて、必要な圧縮比補正量を出力する。目標圧縮比演算部４４は、そのときの実圧縮比に圧縮比補正量を加算して目標圧縮比を出力する。この目標圧縮比に沿って圧縮比可変機構２のアクチュエータ３１が駆動される。アクチュエータ３１は、目標圧縮比を実現するように適当な形でフィードバック制御される。 FIG. 6 is a functional block diagram showing the compression ratio control including the intake air temperature control described above. As shown, the engine controller 10 functionally includes a target θPmax calculator 41, a reference compression ratio calculator 42, a compression ratio correction amount calculator 43, a target compression ratio calculator 44, and an intake air temperature correction amount. A calculation unit 45 and a target intake air temperature calculation unit 46 are included. A target θPmax calculation unit 41 and a reference compression ratio calculation unit 42 calculate a target θPmax and a reference compression ratio based on the engine rotation speed detected by the crank angle sensor 32 and the required load obtained from the output value of the accelerator opening sensor 33, respectively. Outputs the mechanical compression ratio. A compression ratio correction amount calculator 43 outputs a necessary compression ratio correction amount based on the difference between the target θPmax and the actual θPmax (for example, the average of all cylinders). The target compression ratio calculator 44 adds the compression ratio correction amount to the actual compression ratio at that time and outputs the target compression ratio. The actuator 31 of the variable compression ratio mechanism 2 is driven along this target compression ratio. Actuator 31 is feedback controlled in an appropriate manner to achieve the target compression ratio.

また、吸気温補正量演算部４５は、基準機械的圧縮比と実圧縮比とを比較し、実圧縮比が基準機械的圧縮比に近付くように、両者の差に基づいて、必要な吸気温補正量を出力する。目標吸気温演算部４６は、現在の吸気温に吸気温補正量を加算して目標吸気温を出力する。この目標吸気温に沿って、適当な吸気温制御デバイス４７が駆動される。吸気温制御デバイス４７は、前述したようにインタークーラ１６や内燃機関１の冷却装置あるいは他の適当な機構により構成される。 In addition, the intake air temperature correction amount calculation unit 45 compares the reference mechanical compression ratio and the actual compression ratio, and calculates the required intake air temperature based on the difference between the two so that the actual compression ratio approaches the reference mechanical compression ratio. Output the correction amount. A target intake air temperature calculator 46 outputs a target intake air temperature by adding an intake air temperature correction amount to the current intake air temperature. A suitable intake air temperature control device 47 is driven along with this target intake air temperature. The intake air temperature control device 47 is composed of the intercooler 16, the cooling device for the internal combustion engine 1, or other appropriate mechanisms, as described above.

次に、多気筒内燃機関において、上述した圧縮比制御に加えて、各気筒の燃焼状態のばらつき（例えばθＰｍａｘの気筒間差）を小さくするようにした第２の実施例について説明する。上述した圧縮比可変機構２では、全気筒の圧縮比が同様に変更されるので、各気筒個々の燃焼状態（例えばθＰｍａｘやＭＢ５０）を圧縮比で微調整することはできない。従って、この第２の実施例では、全気筒を対象とした圧縮比制御に併せて、各気筒の個々の燃焼状態を気筒毎の燃料噴射量の補正によって最適化する。 Next, in a multi-cylinder internal combustion engine, in addition to the compression ratio control described above, a second embodiment will be described in which variations in the combustion state of each cylinder (for example, the difference in θPmax between cylinders) are reduced. In the variable compression ratio mechanism 2 described above, since the compression ratios of all cylinders are similarly changed, it is not possible to finely adjust the combustion state (for example, θPmax or MB50) of each cylinder by the compression ratio. Accordingly, in the second embodiment, in addition to compression ratio control for all cylinders, the individual combustion state of each cylinder is optimized by correcting the fuel injection amount for each cylinder.

図７は、図２の圧縮比制御と並行して、エンジンコントローラ１０において繰り返し実行される噴射量制御のフローチャートである。なお、図３に示した吸気温制御を含む圧縮比制御と組み合わせることもできる。ステップ２１で必要な種々のセンサの検出値を読み出し、ステップ２２で主に機関回転速度と負荷（要求負荷）とに基づいて、基準燃料噴射量を算出する。さらにステップ２２では、実θＰｍａｘの全気筒平均である気筒平均θＰｍａｘを算出する。なお、図７のフローチャートに示す処理は、各気筒の各々について燃焼順序に従って実行されるものであり、例えば気筒平均θＰｍａｘは移動平均として求めることができる。「Ｎ」は、気筒番号を表している。 FIG. 7 is a flow chart of injection amount control that is repeatedly executed by the engine controller 10 in parallel with the compression ratio control of FIG. It should be noted that this can be combined with the compression ratio control including the intake air temperature control shown in FIG. At step 21, the necessary detection values of various sensors are read, and at step 22, a reference fuel injection amount is calculated mainly based on the engine speed and the load (requested load). Further, at step 22, a cylinder average θPmax, which is an average of all cylinders of the actual θPmax, is calculated. The processing shown in the flowchart of FIG. 7 is executed for each cylinder according to the combustion order, and for example, the cylinder average θPmax can be obtained as a moving average. "N" represents the cylinder number.

次にステップ２３において、気筒平均θＰｍａｘと♯Ｎ気筒の実θＰｍａｘとを比較し、両者の差（絶対値）が所定値以上であるか判別する。所定値以上でなければ、♯Ｎ気筒の燃料噴射量補正量は０とする（ステップ２５）。つまり、上記所定値はいわゆる不感帯となる。 Next, at step 23, the cylinder average θPmax and the actual θPmax of the #N cylinder are compared to determine whether the difference (absolute value) between the two is equal to or greater than a predetermined value. If it is not equal to or greater than the predetermined value, the fuel injection amount correction amount for the #N cylinder is set to 0 (step 25). That is, the predetermined value is a so-called dead zone.

両者の差が所定値以上であればステップ２４へ進み、♯Ｎ気筒の燃料噴射量補正量を算出する。例えば、気筒平均θＰｍａｘと♯Ｎ気筒の実θＰｍａｘとの差に適当なゲインを乗じて♯Ｎ気筒の圧縮比補正量とする。ここでは、♯Ｎ気筒の実θＰｍａｘが気筒平均θＰｍａｘよりも早い時期にあれば燃料噴射量を減少する方向に、逆に♯Ｎ気筒の実θＰｍａｘが気筒平均θＰｍａｘよりも遅い時期にあれば燃料噴射量を増加する方向に、それぞれ燃料噴射量補正量を求める。 If the difference between the two is equal to or greater than the predetermined value, the process proceeds to step 24 to calculate the fuel injection amount correction amount for the #N cylinder. For example, the difference between the cylinder average θPmax and the actual θPmax of the #N cylinder is multiplied by an appropriate gain to obtain the compression ratio correction amount of the #N cylinder. Here, if the actual θPmax of the #N cylinder is earlier than the average cylinder θPmax, the fuel injection amount is decreased. A fuel injection amount correction amount is obtained in the direction of increasing the amount.

そして、現在の♯Ｎ気筒の燃料噴射量（初回は基準燃料噴射量である）に燃料噴射量補正量を加算して♯Ｎ気筒の燃料噴射量を求め（ステップ２６）、この燃料噴射量に沿って♯Ｎ気筒の燃料噴射弁８を駆動する（ステップ２７）。なお、実際の噴射は所定の噴射時期に行われる。 Then, the fuel injection amount of the #N cylinder is obtained by adding the fuel injection amount correction amount to the current fuel injection amount of the #N cylinder (the initial fuel injection amount is the reference fuel injection amount) (step 26). The fuel injection valve 8 of the #N cylinder is driven along (step 27). Note that the actual injection is performed at a predetermined injection timing.

つまり、この実施例では、気筒平均θＰｍａｘに基づいて全気筒の機械的圧縮比が制御される一方、個々の気筒の実θＰｍａｘに基づいて、θＰｍａｘの気筒間差が小さくなるように燃料噴射量の補正が行われる。 That is, in this embodiment, the mechanical compression ratio of all cylinders is controlled based on the cylinder average θPmax, while the fuel injection amount is adjusted based on the actual θPmax of each cylinder so that the difference in θPmax between cylinders becomes small. A correction is made.

図８のタイムチャートは、第２の実施例の制御によって得られるθＰｍａｘの変化と機械的圧縮比の変化と燃料噴射量の変化とを示している。なお、ここでは説明のために２つの気筒（♯１気筒と♯２気筒）を有するものとして気筒平均θＰｍａｘ等を示している。 The time chart of FIG. 8 shows changes in θPmax, changes in the mechanical compression ratio, and changes in the fuel injection amount obtained by the control of the second embodiment. Here, for the sake of explanation, the cylinder average θPmax and the like are shown assuming that there are two cylinders (#1 cylinder and #2 cylinder).

図８のθＰｍａｘの欄には、♯１気筒のθＰｍａｘと♯２気筒のθＰｍａｘと両者の平均である気筒平均θＰｍａｘとが図示されているが、機械的圧縮比は、気筒平均θＰｍａｘが目標θＰｍａｘに収束するようにフィードバック制御される。一方、各気筒の燃料噴射量は、各気筒のθＰｍａｘと気筒平均θＰｍａｘとの偏差が小さくなるようにフィードバック制御される。図示例では、♯１気筒のθＰｍａｘが♯２気筒のθＰｍａｘよりも相対的に進角側にある傾向を有しているので、♯１気筒の燃料噴射量は減少方向に補正され、♯２気筒の燃料噴射量は増加方向に補正される。これにより、♯１気筒のθＰｍａｘと♯２気筒のθＰｍａｘは、多少のオーバシュートを伴いつつ互いに近づき、かつ同時に目標θＰｍａｘに収束していく。従って、各気筒のいずれもが適切な燃焼状態（この例ではθＰｍａｘ）を維持することとなる。 The column of θPmax in FIG. 8 shows θPmax of the #1 cylinder, θPmax of the #2 cylinder, and the cylinder average θPmax, which is the average of both. It is feedback controlled to converge. On the other hand, the fuel injection amount of each cylinder is feedback-controlled so that the deviation between θPmax of each cylinder and the cylinder average θPmax becomes small. In the illustrated example, θPmax of #1 cylinder tends to be on the advance side of θPmax of #2 cylinder, so the fuel injection amount of #1 cylinder is corrected to decrease, and #2 cylinder is corrected to increase. As a result, θPmax of the #1 cylinder and θPmax of the #2 cylinder approach each other with some overshoot, and simultaneously converge to the target θPmax. Therefore, each cylinder maintains an appropriate combustion state (θPmax in this example).

図９は、上述した噴射量制御の部分を機能ブロック図として示したものである。図示するように、エンジンコントローラ１０は、機能的に、基準燃料噴射量演算部５１と、気筒平均θＰｍａｘ演算部５２と、各気筒毎の燃料噴射量補正量演算部５３（５３－１・・・５３－ｎ）と、各気筒毎の燃料噴射量演算部５４（５４－１・・・５４－ｎ）と、を含んでいる。基準燃料噴射量演算部５１は、クランク角センサ３２によって検出される機関回転速度とアクセル開度センサ３３の出力値から求められる要求負荷とに基づいて、基準燃料噴射量を出力する。なお、機関回転速度と負荷のほかに、他の補正要素を加えるようにしてもよい。気筒平均θＰｍａｘ演算部５２は、各気筒の筒内圧センサ１５に基づいて求められる各気筒の実θＰｍａｘの全気筒の平均つまり気筒平均θＰｍａｘを算出する。 FIG. 9 is a functional block diagram showing the injection amount control portion described above. As shown, the engine controller 10 functionally includes a reference fuel injection amount calculation unit 51, a cylinder average θPmax calculation unit 52, and a fuel injection amount correction amount calculation unit 53 (53-1 . . . ) for each cylinder. 53-n) and a fuel injection amount calculator 54 (54-1 . . . 54-n) for each cylinder. A reference fuel injection amount calculator 51 outputs a reference fuel injection amount based on the engine speed detected by the crank angle sensor 32 and the required load obtained from the output value of the accelerator opening sensor 33 . In addition to the engine speed and load, other correction factors may be added. The cylinder average θPmax calculation unit 52 calculates the average of all cylinders of the actual θPmax of each cylinder obtained based on the in-cylinder pressure sensor 15 of each cylinder, that is, the cylinder average θPmax.

各気筒毎の燃料噴射量補正量演算部５３（５３－１・・・５３－ｎ）は、気筒毎に気筒平均θＰｍａｘと当該気筒の実θＰｍａｘとの差に基づいて、必要な燃料噴射量補正量を出力する。各気筒毎の燃料噴射量演算部５４（５４－１・・・５４－ｎ）は、そのときの各気筒の燃料噴射量（初回は基準燃料噴射量）に燃料噴射量補正量を加算して気筒毎の燃料噴射量を出力する。各気筒の燃料噴射弁８は、この燃料噴射量に沿って駆動される。 A fuel injection amount correction amount calculation unit 53 (53-1 . . . 53-n) for each cylinder calculates the necessary fuel injection amount correction based on the difference between the cylinder average θPmax and the actual θPmax of the cylinder. Output the amount. The fuel injection amount calculation unit 54 (54-1 . . . 54-n) for each cylinder adds the fuel injection amount correction amount to the fuel injection amount of each cylinder at that time (reference fuel injection amount for the first time). Outputs the fuel injection amount for each cylinder. The fuel injection valve 8 of each cylinder is driven according to this fuel injection amount.

以上、この発明の一実施例を詳細に説明したが、この発明は上記実施例に限定されるものではなく、種々の変更が可能である。例えば、上記の例では予混合圧縮自己着火の燃焼状態を示す指標としてθＰｍａｘを用いているが、ＭＢ５０等の他の指標を用いてもよい。また上記の例では、機械的圧縮比等の制御を比較的単純な比例制御によるフィードバック制御の形で説明したが、これに限られるものではなく、公知の適当な方式での制御を利用することが可能である。 Although one embodiment of the present invention has been described in detail above, the present invention is not limited to the above embodiment, and various modifications are possible. For example, in the above example, θPmax is used as an index indicating the combustion state of premixed compression ignition, but other indexes such as MB50 may be used. In the above example, the control of the mechanical compression ratio and the like was explained in the form of feedback control by relatively simple proportional control, but the present invention is not limited to this, and any known appropriate control method may be used. is possible.

１…内燃機関
２…圧縮比可変機構
８…燃料噴射弁
１０…エンジンコントローラ
１５…筒内圧センサ
１６…水冷式インタークーラ
２７…吸気温センサ
３２…クランク角センサ
３３…アクセル開度センサ REFERENCE SIGNS LIST 1 Internal combustion engine 2 Variable compression ratio mechanism 8 Fuel injection valve 10 Engine controller 15 In-cylinder pressure sensor 16 Water-cooled intercooler 27 Intake air temperature sensor 32 Crank angle sensor 33 Accelerator opening sensor

Claims (7)

機械的圧縮比を変更可能な圧縮比可変機構を設け、
予混合気の圧縮自己着火による実際の燃焼状態を検出し、
この検出した燃焼状態が目標の燃焼状態に近付くように上記圧縮比可変機構を介して上記機械的圧縮比を制御する、
予混合圧縮自己着火内燃機関の制御方法。 Provided with a variable compression ratio mechanism that can change the mechanical compression ratio,
Detecting the actual combustion state due to compression auto-ignition of the premixed gas,
controlling the mechanical compression ratio via the variable compression ratio mechanism so that the detected combustion state approaches a target combustion state;
A control method for a homogeneous charge compression ignition internal combustion engine. 筒内圧を検出して最高筒内圧クランク角を求め、
この最高筒内圧クランク角が目標クランク角に近付くように上記機械的圧縮比を制御する、
請求項１に記載の予混合圧縮自己着火内燃機関の制御方法。 Detecting the cylinder pressure and obtaining the maximum cylinder pressure crank angle,
controlling the mechanical compression ratio so that the maximum in-cylinder pressure crank angle approaches the target crank angle;
A control method for a premixed compression ignition internal combustion engine according to claim 1. 変更可能な圧縮比可変範囲内に基準機械的圧縮比を設定し、
燃焼状態に基づいて制御されている機械的圧縮比が基準機械的圧縮比に近付くように、燃焼室に吸入される吸気の温度を制御する、
請求項１または２に記載の予混合圧縮自己着火内燃機関の制御方法。 Set a reference mechanical compression ratio within a variable compression ratio range,
Control the temperature of the intake air taken into the combustion chamber so that the mechanical compression ratio controlled based on the combustion state approaches the reference mechanical compression ratio;
3. The control method for a premixed compression ignition internal combustion engine according to claim 1 or 2. 吸気通路に設けられた熱交換器を用いて吸気の温度を制御する、
請求項３に記載の予混合圧縮自己着火内燃機関の制御方法。 controlling the temperature of the intake air using a heat exchanger provided in the intake passage;
A control method for a premixed compression ignition internal combustion engine according to claim 3. 内燃機関の冷却水温の可変制御を介して吸気の温度を制御する、
請求項３に記載の予混合圧縮自己着火内燃機関の制御方法。 controlling the temperature of the intake air via variable control of the cooling water temperature of the internal combustion engine;
A control method for a premixed compression ignition internal combustion engine according to claim 3. 多気筒内燃機関において気筒平均の燃焼状態に基づき全気筒の機械的圧縮比を制御し、
気筒間の燃焼状態の差異に基づき当該差異が縮小するように各気筒の燃料噴射量の補正を行う、
請求項１～５のいずれかに記載の予混合圧縮自己着火内燃機関の制御方法。 Controlling the mechanical compression ratio of all cylinders based on the average combustion state of the cylinders in a multi-cylinder internal combustion engine,
correcting the fuel injection amount of each cylinder so that the difference is reduced based on the difference in the combustion state between the cylinders;
A control method for a premixed compression ignition internal combustion engine according to any one of claims 1 to 5. 少なくとも一部の運転領域において予混合気の圧縮自己着火を行う内燃機関と、
機械的圧縮比を変更可能な圧縮比可変機構と、
コントローラと、
を備え、
上記コントローラは、予混合気の圧縮自己着火による実際の燃焼状態を検出し、この検出した燃焼状態が目標の燃焼状態に近付くように上記圧縮比可変機構を介して上記機械的圧縮比を制御する、
予混合圧縮自己着火内燃機関。 an internal combustion engine that performs compression auto-ignition of a premixture in at least a part of the operating range;
a variable compression ratio mechanism capable of changing the mechanical compression ratio;
a controller;
with
The controller detects an actual combustion state due to compression self-ignition of the premixed gas, and controls the mechanical compression ratio via the variable compression ratio mechanism so that the detected combustion state approaches a target combustion state. ,
Premixed compression autoignition internal combustion engine.
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