JP3829779B2 - Control device for spark ignition type 4-cycle engine - Google Patents

Control device for spark ignition type 4-cycle engine Download PDF

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、排気行程と吸気行程とが重なるような位相差をもって燃焼サイクルが行われる少なくとも一対の気筒と、先行気筒から排出される既燃ガスを後続気筒に導入する気筒間ガス通路とを備えた多気筒の火花点火式４サイクルエンジンの制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、多気筒の火花点火式４サイクルエンジンとして、排気行程と吸気行程とが重なるような燃焼サイクルが行われる少なくとも一対の気筒と、先行気筒から排出される既燃ガスを吸気行程にある後続気筒に導入する気筒間ガス通路とを備えた方式のエンジンが知られている。この構成のエンジンは、一般に、それぞれの気筒に燃料と空気とを供給して、各気筒を独立に燃焼状態にする独立燃焼と、先行気筒と後続気筒とを接続した状態で、先行気筒に理論空燃比よりも空燃比が大きいリーン空燃比で燃料と空気とを供給して、燃焼状態にするとともに、後続気筒に先行気筒の既燃ガスと燃料とを供給して燃焼状態にする気筒間燃焼とを選択することができるようになっているものである。
【０００３】
そして、この種のエンジンは、気筒間燃焼中に空気を含んだ高温の既燃ガスを後続気筒に供給することができることから、近年では、後続気筒において自己着火燃焼制御を行うことができるようにしたエンジンが種々開発されている。
【０００４】
例えば、特開２００１−３３６４３５号公報には、一回の吸・排気に対して２回の圧縮、膨張を行う６サイクルとし、先行燃焼と後続燃焼とを行い、低速、低負荷領域において自己着火燃焼させる火花点火式４サイクルエンジンの制御技術が開示されている。
【０００５】
また、特開２００２−４９１３号公報にも、低速、低負荷領域において自己着火燃焼させる火花点火式４サイクルエンジンの制御技術が開示されている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述の公報に開示されたエンジンの制御技術は、いずれも低速、低負荷領域において自己着火燃焼させる制御技術であるが、自己着火燃焼を発生させるには、エンジンの温度を高くすることが要求されるために、この温度域までエンジンを暖機するのに時間がかかるという不具合があった。また、エンジンの温度を高くするために、暖機の段階で燃料を多く消費することは必ずしも燃費の観点から好ましいものではないという問題があった。
【０００７】
本発明は上記不具合に鑑みてなされたものであり、排気行程と吸気行程とが重なるような位相差をもって燃焼サイクルが行われる少なくとも一対の気筒と、先行気筒から排出される既燃ガスを後続気筒に導入する気筒間ガス通路とを備えた多気筒の火花点火式４サイクルエンジンにおいて、すみやかに、かつ効率良くエンジンを暖機することができる火花点火式４サイクルエンジンの制御装置を提供するものである。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するための本発明は、排気行程と吸気行程とが重なるような位相差をもって燃焼サイクルが行われる少なくとも一対の気筒と、排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスを吸気行程にある後続気筒に導入する気筒間ガス通路とを備えた多気筒の火花点火式４サイクルエンジンにおいて、上記気筒間ガス通路を遮断した状態で、それぞれの気筒に燃料と空気とを供給して、各気筒を独立に燃焼状態にする独立燃焼モード制御と、上記気筒間ガス通路を開放して先行気筒と後続気筒とを接続した状態で、先行気筒に理論空燃比よりも空燃比が大きいリーン空燃比で燃料と空気とを供給して、燃焼状態にするとともに、後続気筒に先行気筒の既燃ガスと燃料とを供給して燃焼状態にする気筒間燃焼モード制御とを選択し、上記気筒間燃焼モード制御中に後続気筒において自己着火燃焼制御を行うようになっている火花点火式４サイクルエンジンの制御装置であって、エンジンの暖機運転に際して、独立燃焼モード制御を行った後、気筒間燃焼モード制御を行い、独立燃焼モード制御から気筒間燃焼モード制御への移行直後の所定期間に先行気筒および後続気筒のうちの少なくとも一方を燃焼状態にし、かつその燃焼を強制点火により行わせるとともに先行気筒の排気温度および後続気筒の燃焼温度のうち少なくとも一方を高くすることにより後続気筒の加熱を加速するように、燃料噴射量を制御する加熱制御手段を備えたことを特徴とする火花点火式４サイクルエンジンの制御装置である（請求項１）。
【０００９】
本発明によれば、独立燃焼モード制御から気筒間燃焼モード制御への移行直後の所定期間に先行気筒および後続気筒のうちの少なくとも一方を燃焼状態にし、かつその燃焼を強制点火により行わせるとともに先行気筒の排気温度および後続気筒の燃焼温度のうち少なくとも一方を高くすることができるので、後続気筒の加熱を加速する結果、後続気筒の自己着火燃焼制御までに要するエンジンの暖機時間を短縮することができる。
【００１０】
また、加熱制御は、気筒間燃焼モード制御の中で行われるので、エンジンの暖機運転に際してポンピングロス低減により燃費改善効果が得られる。
【００１１】
本発明の好ましい態様は、上記加熱制御手段は、先行気筒、後続気筒のうちのいずれか一方でのみ燃焼させ、かつその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定して先行気筒の排気温度もしくは後続気筒の燃焼温度を高くすることにより後続気筒の加熱を加速するように先行気筒もしくは後続気筒の燃料噴射量を制御することを特徴とする請求項１に記載の火花点火式４サイクルエンジンの制御装置である（請求項２）。
【００１２】
この好ましい態様によると、先行気筒、後続気筒のうちのいずれか一方でのみ燃焼させ、かつその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定するので、エンジンの燃焼において過剰空気を加熱するための熱量が不要となる結果、先行気筒の排気温度もしくは後続気筒の燃焼温度をより高くすることができ、後続気筒の加熱を加速することができる。
【００１３】
また、後続気筒から排気通路に排出されるガスは理論空燃比に設定された燃焼に基づくものであるため、ＮＯｘの発生が少なく三元触媒だけで充分に排気ガスの浄化が達成される。
【００１４】
本発明の好ましい態様は、上記加熱制御手段は、先に先行気筒のみ燃焼させてその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定することにより先行気筒の排気温度を高くした後に、後続気筒を燃焼させてその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定して後続気筒の燃焼温度を高くすることにより後続気筒の加熱を加速するように燃料噴射量を制御することを特徴とする請求項２に記載の火花点火式４サイクルエンジンの制御装置である（請求項３）。
【００１５】
この好ましい態様によると、先に先行気筒を燃焼状態にしてその排気ガスを後続気筒に導入するので、先行気筒の排ガスの熱量を後続気筒の加熱に有効に利用することができる。また、後続気筒の加熱がある程度進んだ段階で後続気筒に切り替えて後続気筒の燃焼による高温の発生を利用することができるので効率良く後続気筒の加熱を加速することができる。
【００１６】
また、後続気筒から排気通路に排出されるガスは理論空燃比に設定された燃焼に基づくものであるため、ＮＯｘの発生が少なく三元触媒だけで充分に排気ガスの浄化が達成される。
【００１７】
本発明の好ましい態様は、上記加熱制御手段は、先行気筒および後続気筒の両方を燃焼させ、かつその燃焼の際に、後続気筒の燃料噴射量を先行気筒の燃料噴射量よりも大きく設定して運転した後に、後続気筒の燃料噴射量を減少させながら先行気筒の燃料噴射量を増加させるように燃料噴射量を制御することを特徴とする請求項１に記載の火花点火式４サイクルエンジンの制御装置である（請求項４）。
【００１８】
この好ましい態様によると、後続気筒の燃料噴射量を先行気筒の燃料噴射量よりも大きく設定して運転した後に、後続気筒の燃料噴射量を減少させながら先行気筒の燃料噴射量を増加させるので、後続気筒の燃焼による高温の発生を最初からより多く利用することになる結果、後続気筒を急速に加熱する場合に好適である。また、先行気筒および後続気筒の両方を最初から燃焼させるので、制御が容易であるとともに燃焼気筒の切り替えに伴う過渡的変動がない。
【００１９】
本発明の別の態様は、排気行程と吸気行程とが重なるような位相差をもって燃焼サイクルが行われる少なくとも一対の気筒と、排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスを吸気行程にある後続気筒に導入する気筒間ガス通路とを備えた多気筒の火花点火式４サイクルエンジンにおいて、上記気筒間ガス通路を遮断した状態で、それぞれの気筒に燃料と空気とを供給して、各気筒を独立に燃焼状態にする独立燃焼モード制御と、上記気筒間ガス通路を開放して先行気筒と後続気筒とを接続した状態で、先行気筒に理論空燃比よりも空燃比が大きいリーン空燃比で燃料と空気とを供給して、燃焼状態にするとともに、後続気筒に先行気筒の既燃ガスと燃料とを供給して燃焼状態にする気筒間燃焼モード制御とを選択し、上記気筒間燃焼モード制御中に後続気筒において自己着火燃焼制御を行うようになっている火花点火式４サイクルエンジンの制御装置であって、後続気筒の温度状態を検出もしくは推定して、自己着火可能な温度状態か否かを判定する自己着火判定手段と、この判定に基づき、自己着火可能な温度状態より低い温度状態のとき、気筒間燃焼モード制御を行い、少なくとも後続気筒が自己着火燃焼制御となるまで、先行気筒および後続気筒のうちの少なくとも一方を燃焼状態にし、かつその燃焼を強制点火により行わせるとともに先行気筒の排気温度および後続気筒の燃焼温度のうち少なくとも一方を高くすることにより後続気筒の加熱を加速するように、燃料噴射量を制御する加熱制御手段を備えたことを特徴とする火花点火式４サイクルエンジンの制御装置である（請求項５）。
【００２０】
この好ましい態様によると、先行気筒および後続気筒のうちの少なくとも一方を燃焼状態にし、かつその燃焼を強制点火により行わせるとともに先行気筒の排気温度および後続気筒の燃焼温度のうち少なくとも一方を高くすることができるので、後続気筒の加熱を加速する結果、後続気筒の自己着火燃焼制御までに要するエンジンの暖機時間を短縮することができる。
【００２１】
特に、自己着火可能な温度状態か否かを判定する自己着火判定手段の判定に基づいて、後続気筒の温度状態を検出もしくは推定して、加熱制御を行うので、気筒間燃焼モード制御中にすみやかに自己着火状態に移行することができる結果、後続気筒の自己着火燃焼制御までに要するエンジンの暖機時間を短縮することができる。
【００２２】
また、加熱制御は、気筒間燃焼モード制御の中で行われるので、エンジンの暖機運転に際してポンピングロス低減により燃費改善効果が得られる。
【００２３】
本発明の好ましい態様は、上記加熱制御手段は、先行気筒、後続気筒のうちのいずれか一方でのみ燃焼させ、かつその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定して先行気筒の排気温度もしくは後続気筒の燃焼温度を高くすることにより後続気筒の加熱を加速するように先行気筒もしくは後続気筒の燃料噴射量を制御することを特徴とする請求項５に記載の火花点火式４サイクルエンジンの制御装置である（請求項６）。
【００２４】
この好ましい態様によると、先行気筒、後続気筒のうちのいずれか一方でのみ燃焼させ、かつその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定するので、エンジンの燃焼において過剰空気を加熱するための熱量が不要となる結果、先行気筒の排気温度もしくは後続気筒の燃焼温度をより高くすることができ、後続気筒の加熱を加速することができる。
【００２５】
また、後続気筒から排気通路に排出されるガスは理論空燃比に設定された燃焼に基づくものであるため、ＮＯｘの発生が少なく三元触媒だけで充分に排気ガスの浄化が達成される。
【００２６】
本発明の好ましい態様は、上記加熱制御手段は、先に先行気筒のみ燃焼させてその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定することにより先行気筒の排気温度を高くした後に、後続気筒を燃焼させてその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定して後続気筒の燃焼温度を高くすることにより後続気筒の加熱を加速するように燃料噴射量を制御することを特徴とする請求項２に記載の火花点火式４サイクルエンジンの制御装置である（請求項７）。
【００２７】
この好ましい態様によると、先に先行気筒を燃焼状態にしてその排気ガスを後続気筒に導入するので、先行気筒の排ガスの熱量を後続気筒の加熱に有効に利用することができる。また、後続気筒の加熱がある程度進んだ段階で後続気筒に切り替えて後続気筒の燃焼による高温の発生を利用することができるので効率良く後続気筒の加熱を加速することができる。
【００２８】
また、後続気筒から排気通路に排出されるガスは理論空燃比に設定された燃焼に基づくものであるため、ＮＯｘの発生が少なく三元触媒だけで充分に排気ガスの浄化が達成される。
【００２９】
本発明の好ましい態様は、上記加熱制御手段は、先行気筒および後続気筒の両方を燃焼させ、かつその燃焼の際に、後続気筒の燃料噴射量を先行気筒の燃料噴射量よりも大きく設定して運転した後に、後続気筒の燃料噴射量を減少させながら先行気筒の燃料噴射量を増加させるように燃料噴射量を制御することを特徴とする請求項５に記載の火花点火式４サイクルエンジンの制御装置である（請求項８）。
【００３０】
この好ましい態様によると、後続気筒の燃料噴射量を先行気筒の燃料噴射量よりも大きく設定して運転した後に、後続気筒の燃料噴射量を減少させながら先行気筒の燃料噴射量を増加させるので、後続気筒の燃焼による高温の発生を最初からより多く利用することになる結果、後続気筒を急速に加熱する場合に好適である。また、先行気筒および後続気筒の両方を最初から燃焼させるので、制御が容易であるとともに燃焼気筒の切り替えに伴う過渡的変動がない。
【００３１】
【発明の実施の形態】
以下、添付図面を参照しながら本発明の好ましい実施の一形態について詳述するが、まず、図１〜図４を参照して、本発明の実施形態に係る制御装置が適用される多気筒火花点火式４サイクルエンジン１について説明する。図１は、本発明の実施形態に係る制御装置４０（図４）が適用される多気筒火花点火式４サイクルエンジン１の全体の構成を示す概念図であり、図２は、本発明の実施形態に係る制御装置４０が適用される多気筒火花点火式４サイクルエンジン１の本体の構成を示す概略断面図である。また、図３は、多気筒火花点火式４サイクルエンジン１の各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示すタイムチャートであり、図４は、本発明の実施形態に係る制御装置４０のブロック図である。
【００３２】
図１を参照して、本発明の実施形態に係る制御装置４０（図４）が適用される多気筒火花点火式４サイクルエンジン１は、排気行程と吸気行程とが重なるような位相差をもって燃焼サイクルが行われる２対の気筒、すなわち、気筒２Ａ、２Ｂおよび気筒２Ｃ、２Ｄと、排気行程にある先行気筒２Ａ、２Ｄから排出される既燃ガスを吸気行程にある後続気筒２Ｂ、２Ｃに導入する気筒間ガス通路２２とを備えている。
【００３３】
上記気筒２Ａ〜２Ｄは、図３に示すように気筒２Ａ、気筒２Ｃ、気筒２Ｄ、気筒２Ｂの順にクランク角で１８０°ずつの位相差をもっている（ＥＸは排気行程、ＩＮは吸気行程を表している。また、Ｆは燃料噴射、Ｓは強制点火を表し、図中の星マークは圧縮自己着火が行われることを表している）。また、気筒２Ａの排気行程ＥＸと気筒２Ｂの吸気行程ＩＮとが重なり、気筒２Ｄの排気行程ＥＸと気筒２Ｃの吸気行程ＩＮが重なるので、気筒２Ａと気筒２Ｂ、及び、気筒２Ｄと気筒２Ｃがそれぞれ一対をなし、気筒２Ａ及び気筒２Ｄが先行気筒２Ａ、２Ｄ、気筒２Ｂ及び気筒２Ｃが後続気筒２Ｂ、２Ｃとなる。
【００３４】
上記気筒間ガス通路２２は、気筒２Ａと気筒２Ｂとの間及び気筒２Ｃと気筒２Ｄとの間に設けられ、互いに隣接する気筒間を接続するガス通路であり、この気筒間ガス通路２２の上流端は、先行気筒２Ａ、２Ｄの排気ポート１２ｂに接続されるとともに、気筒間ガス通路２２の下流端は、後続気筒２Ｂ、２Ｃの吸気ポート１１ｂに接続されている。
【００３５】
図２を参照して、これら各気筒２Ａ〜２Ｄには、ピストン３が嵌挿されており、このピストン３の上方に燃焼室４が形成されている。
【００３６】
燃焼室４の頂部には点火プラグ７が装備され、この点火プラグ７の先端が燃焼室４内に臨んでいる。また、燃焼室４の側方部には、燃焼室4内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁９が設けられている。
【００３７】
点火プラグ７には、電子制御による点火時期のコントロールが可能な点火回路８が接続されている。
【００３８】
燃料噴射弁９は、図略のニードル弁及びソレノイドを内蔵し、後述のパルス信号が入力されることにより、そのパルス入力時期にパルス幅に対応する時間だけ駆動されて開弁し、その開弁時間に応じた量の燃料を噴射するように構成されている。この燃料噴射弁９には図外の燃料ポンプにより燃料供給通路等を介して燃料が供給され、かつ、圧縮行程での燃焼室内の圧力よりも高い燃料圧力を与え得るように燃料供給系統が構成される。
【００３９】
再び図１を参照して、燃焼室４には、さらに、吸気ポート１１、１１ａ、１１ｂ及び排気ポート１２、１２ａ、１２ｂが開口し、これらのポートに吸気通路１５、排気通路２０等が接続されるとともに、各ポートが吸気弁３１、３１ａ、３１ｂ及び排気弁３２、３２ａ、３２ｂにより開閉されるようになっている。
【００４０】
詳しく説明すると、先行気筒２Ａ、２Ｄには、それぞれ、新気を導入するための吸気ポート１１と、既燃ガス（排気ガス）を排気通路に送り出すための排気ポート１２ａと、既燃ガスを後続気筒２Ｂ、２Ｃに導出するための排気ポート１２ｂとが配設されている。また、後続気筒２Ｂ、２Ｃには、それぞれ、新気を導入するための吸気ポート１１ａと、先行気筒２Ａ、２Ｄからの既燃ガスを導入するための吸気ポート１１ｂと、既燃ガスを排気通路に送り出すための排気ポート３２とが配設されている。
【００４１】
そして、吸気ポート１１および吸気ポート１１ａには、吸気通路１５における気筒別の分岐吸気通路１６の下流端が接続されている。各分岐吸気通路１６の下流端近傍には、共通の軸を介して互いに連動する多連スロットル弁１７が設けられており、この多連スロットル弁１７は制御信号に応じてアクチュエータ１８により駆動され、吸入空気量を調節するようになっている。なお、吸気通路１５における集合部より上流の共通吸気通路には吸気流量を検出するエアフローセンサ１９が設けられている。
【００４２】
また、排気ポート１２ａおよび排気ポート１２には、排気通路２０における気筒別の分岐排気通路２１の上流端が接続され、分岐排気通路２１の下流の集合部には排気ガス中の酸素濃度を検出することにより空燃比を検出するＯ2センサ２３が設けられている。また、このＯ2センサ２３の下流の排気通路２１には排気浄化のために三元触媒２４が設けられている（三元触媒２４は、一般に、排気ガスの空燃比が理論空燃比、すなわち空気過剰率λがλ＝１付近にあるときにＨＣ、ＣＯ及びＮＯｘに対して高い浄化性能を示す）。
【００４３】
さらに、これら各吸・排気ポートには、それぞれのポートを開閉する吸・排気弁とこれらに対する動弁機構が設けられている。すなわち、吸気ポート１１、１１ａ、１１ｂにはそれぞれ吸気弁３１、３１ａ、３１ｂが設けられ、また、排気ポート１２、１２ａ、１２ｂにはそれぞれ排気弁３２、３２ａ、３２ｂが設けられている。そして、各気筒の吸気行程や排気行程が前述の所定の位相差をもって行われるように、これら吸・排気弁がそれぞれカムシャフト３３、３４（図２）を含む図略の動弁機構により駆動されることにより所定のタイミングで開閉するようになっている。
【００４４】
なお、これら吸・排気弁のうちで排気弁３２ａ、３２ｂ、吸気弁３１ａ、３１ｂに対しては、各弁を作動状態と停止状態とに切換える弁停止機構３５（図２）が設けられている。この弁停止機構３５は、公知であるので詳しくは説明を省略するが、例えば、カムシャフト３３、３４のカムと弁軸との間に介装されたタペットに作動油の給排が可能な油圧室が設けられ、この油圧室に作動油が供給されている状態ではカムの作動が弁に伝えられて弁が開閉作動され、油圧室から作動油が排出されたときにはカムの作動が弁に伝えられなくなることで弁が停止されるようになっている。
【００４５】
また、図４を参照して、排気弁３２ａの弁停止機構３５と吸気弁３１ａの弁停止機構３５とに対する作動油給排用の通路３６にはコントロール弁３７が、また排気弁３２ｂの弁停止機構３５と吸気弁３１ｂの弁停止機構３５とに対する作動油給排用の通路３８にはコントロール弁３９がそれぞれ設けられている。
【００４６】
次に、図４と図５〜図７を参照して、本発明の実施の形態に係る火花点火式４サイクルエンジン１の制御装置４０について説明する。図５は、本発明の実施形態に係る制御装置４０の制御区分を示すグラフである。また、図６は、本発明の実施形態に係る制御装置４０によるエンジン温度の変化を示すグラフであり、図７は、本発明の実施形態に係る制御装置４０による制御手順を示す工程図である。
【００４７】
図４を参照して、本発明の実施の形態に係る火花点火式４サイクルエンジン１の制御装置４０は、本実施形態では、一般のエンジン制御用マイクロコンピュータからなるＥＣＵ（エンジンコントロールユニット）から構成され、運転状態判別手段４１と、弁停止機構制御手段４２と、吸入空気量制御手段４３と、燃焼状態制御手段４４と、加熱制御手段４７と、所定時間記憶手段４８を備えている。
【００４８】
そして、この制御装置４０には、エアフローセンサ１９からの信号と、Ｏ2センサ２３からの信号と、エンジン回転数を検出する回転数センサ４７からの信号と、アクセル開度（アクセルペダル踏込み量）を検出するアクセル開度センサ４８からの信号とが入力され、また、この制御装置４０からは、多連スロットル弁１７のアクチュエータ１８に対する制御信号と、通路３６に設けたコントロール弁３７に対する制御信号と、通路３８に設けたコントロール弁３９に対する制御信号と、各点火回路８に対する制御信号とが出力される。
【００４９】
上記運転状態判別手段４１は、火花点火式４サイクルエンジン１の運転状態（エンジン回転数及びエンジン負荷）が、図５に示す制御区分のどの領域にあるかを判別するためのものであり、回転数センサ４７からの信号とアクセル開度センサ４８からの信号とによりエンジンの運転状態（エンジン回転数及びエンジン負荷）を調べて、その運転状態が、低負荷低回転側の運転領域Ａあるいは高負荷側ないし高回転側の運転領域Ｂのいずれの領域にあるかを判別する。
【００５０】
そして、火花点火式４サイクルエンジン１の運転状態が運転領域Ａにあると判断されると、排気行程にある先行気筒２Ａ、２Ｄから排出される既燃ガスを吸気行程にある後続気筒２Ｂ、２Ｃに導入して燃焼させる気筒間燃焼モードＭ−２（図１２）が選択される。また、運転領域Ｂでは、各気筒をそれぞれ独立燃焼させる独立燃焼モードＭ−１（図１１）が選択されるようになっている。
【００５１】
上記弁停止機構制御手段４２は、各コントロール弁３７、３９を制御して、吸・排気流通状態を変更するためのものであり、通常運転において、運転領域Ａで気筒間燃焼モードＭ−２が選択された場合は、コントロール弁３７、３９を操作して、図１２に示すように、排気弁３２ａと吸気弁３１ａとを閉め、排気弁３２ｂと吸気弁３１ｂとを開けるように弁停止機構３５を制御することにより、気筒間ガス通路２２を介して先行気筒２Ａ、２Ｄの既燃ガスを後続気筒２Ｂ、２Ｃに導入させる２気筒接続状態とする。また運転領域Ｂで独立燃焼モードＭ−１が選択された場合は、コントロール弁３７、３９を操作して、図１１に示すように、排気弁３２ａと吸気弁３１ａとを開け、排気弁３２ｂと吸気弁３１ｂとを閉めるように弁停止機構３５を制御することにより、として各気筒にそれぞれ新気を導入させる各気筒独立状態とする。
【００５２】
上記吸入空気量制御手段４３は、アクチュエータ１８を制御することによりスロットル弁１７の開度を制御するためのものであり、運転状態に応じてマップ等から目標吸入空気量を求め、その目標吸入空気量に応じてスロットル弁１７の開度を制御する。
【００５３】
上記燃焼状態制御手段４４は、燃料噴射制御手段４５と点火制御手段４６とからなっており、燃料噴射制御手段４５により、各気筒２Ａ〜２Ｄに設けられた燃料噴射弁９からの燃料噴射量及び噴射タイミングをエンジンの運転状態に応じて制御するとともに、点火制御手段４６により運転状態に応じた点火時期の制御及び点火停止等の制御を行う。
【００５４】
例えば、運転状態が高負荷側ないし高回転側の運転領域Ｂにある場合には、独立燃焼モードＭ−１での制御として、各気筒２Ａ〜２Ｄの空燃比を理論空燃比もしくはそれ以下とするように燃料噴射量を制御し、例えばこの運転領域Ｂのうちの大部分の領域において理論空燃比とし、全開負荷及びその付近の運転領域で理論空燃比よりリッチとする。そして、この場合に、各気筒２Ａ〜２Ｄに対して吸気行程で燃料を噴射して混合気を均一化するように噴射タイミングを設定し、かつ、各気筒２Ａ〜２Ｄとも強制点火を行わせるようにする。
【００５５】
また、エンジン暖機運転が完了して運転状態が低負荷低回転側の運転領域Ａにおいて、自己着火燃焼制御Ｍ−３にある場合、先行気筒２Ａ、２Ｄに対しては、空燃比を理論空燃比よりも大きいリーン空燃比とするように燃料噴射量を制御するとともに、圧縮行程で燃料を噴射して混合気の成層化を行わせるように噴射タイミングを設定し、かつ、圧縮上死点付近で強制点火を行わせるように点火タイミングを設定する。一方、後続気筒２Ｂ、２Ｃに対しては、先行気筒２Ａ、２Ｄから導入されたリーン空燃比の既燃ガスに対して燃料を供給し、実質的に理論空燃比となるように燃料噴射量を制御するとともに、吸気行程で燃料を噴射するように噴射タイミングを設定し、かつ、圧縮自己着火を行わせるべく、強制点火を停止させる。
【００５６】
さらに、一対の気筒の両方に対する燃料噴射量の和が先行気筒２Ａ、２Ｄに導入される空気の量に対して理論空燃比となる量に調整されつつ、後続気筒２Ｂ、２Ｃでの圧縮自己着火が良好に行われるように、先行気筒２Ａ、２Ｄに対する燃料噴射量と後続気筒２Ｂ、２Ｃに対する燃料噴射量との割合が運転状態に応じて変更される。
【００５７】
このように、この制御装置４０は、エンジン暖機運転が完了した後は、運転状態判別手段４１と、弁停止機構制御手段４２と、吸入空気量制御手段４３と、燃焼状態制御手段４４とにより、気筒間ガス通路２２を遮断した状態で、それぞれの気筒に燃料と空気とを供給して、各気筒を独立に燃焼状態にする独立燃焼モード制御Ｍ−１と、上記気筒間ガス通路２２を開放して先行気筒２Ａ、２Ｄと後続気筒２Ｂ、２Ｃとを接続した状態で、先行気筒２Ａ、２Ｄに理論空燃比よりも空燃比が大きいリーン空燃比で燃料と空気とを供給して、燃焼状態にするとともに、後続気筒２Ｂ、２Ｃに先行気筒２Ａ、２Ｄの既燃ガスと燃料とを供給して燃焼状態にする気筒間燃焼モード制御Ｍ−２とを選択し、上記気筒間燃焼モード制御Ｍ−２中に後続気筒２Ｂ、２Ｃにおいて自己着火燃焼制御（状態Ｍ−３、図１３）を行うようになっている。
【００５８】
図６を参照して、上記加熱制御手段４７は、エンジン暖機運転が完了する前すなわち、自己着火燃焼制御Ｍ−３に至る前に、独立燃焼モード制御Ｍ−１から気筒間燃焼モード制御Ｍ−２への移行直後の所定期間Ｔｓに先行気筒２Ａ、２Ｄおよび後続気筒２Ｂ、２Ｃのうちの少なくとも一方を燃焼状態にし、かつその燃焼を強制点火により行わせるとともに先行気筒２Ａ、２Ｄの排気温度および後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃焼温度のうち少なくとも一方を高くすることにより後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱を加速するように、燃料噴射量を制御するものである。
【００５９】
先行気筒２Ａ、２Ｄを燃焼状態にした状態については、加熱制御Ｈ−１−１（図１４）に示す。この状態では、先行気筒２Ａ、２Ｄの燃料噴射弁９において、燃料が噴射され火花点火運転が行われている。また、後続気筒２Ｂ、２Ｃを燃焼状態にした状態については、加熱制御Ｈ−１−２（図１５）に示す。この状態では、後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃料噴射弁９において、燃料が噴射され火花点火運転が行われている。また、両方を燃焼状態にした状態については、加熱制御Ｈ−１−３（図１６）に示す。この状態では、先行気筒２Ａ、２Ｄの燃料噴射弁９と後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃料噴射弁９とにおいて、燃料が噴射され火花点火運転が行われている。
【００６０】
図１４〜図１６を参照して、加熱制御Ｈ−１−１（図１４）もしくは加熱制御Ｈ−１−２（図１５）もしくは加熱制御Ｈ−１−３（図１６）においては、排気弁３２ａ（図１）及び吸気弁３１ａ（図１）が停止状態、排気弁３２ｂ及び吸気弁３１ｂが作動状態とされることにより、実質的な新気及びガスの流通経路は図１４〜図１６のようになり、先行気筒２Ａ、２Ｄから排出される既燃ガスがそのまま気筒間ガス通路２２を介して後続気筒２Ｂ、２Ｃに導入されるとともに、この後続気筒２Ｂ、２Ｃから排出されるガスのみが排気通路２０に導かれるような２気筒接続状態とされ、先行気筒２Ａ、２Ｄの吸気行程と後続気筒２Ｂ、２Ｃの排気行程が重なる期間に、先行気筒２Ａ、２Ｄから排出された既燃ガスがガス通路２２を通って後続気筒２Ｂ、２Ｃに導入される。
【００６１】
この場合、先行気筒２Ａ、２Ｄおよび後続気筒２Ｂ、２Ｃのうちの少なくとも一方を燃焼状態にし、かつその燃焼を強制点火により行わせるとともに先行気筒２Ａ、２Ｄの排気温度および後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃焼温度のうち少なくとも一方を高くすることにより後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱を加速するように、燃料噴射量を制御するため、後続気筒２Ｂ、２Ｃでは吸気行程で燃焼室内の温度が高くなり、この状態からさらに圧縮行程で圧力、温度が上昇することにより、圧縮行程終期の上死点付近では混合気が自己着火し得る程度まで燃焼室内の温度が上昇する。しかも、上記既燃ガスは先行気筒２Ａ、２Ｄから排出されて後続気筒２Ｂ、２Ｃに導入されるまでの間に充分にミキシングされて均一に分布し、さらに吸気行程で噴射された燃料も圧縮行程終期までの間に燃焼室全体に均一に分散するため、理想的な自己着火条件を満たすような均一な混合気分布状態が得られる。そして、所定の時間Ｔｓ以内に自己着火燃焼制御が行われる条件にまで暖機されることになる。
【００６２】
上記所定時間記憶手段４８は、気筒間燃焼モード制御Ｍ−２中に自己着火燃焼制御Ｍ−３に移行するためのものであり、本実施形態では、制御装置４０であるＥＣＵに設けられた記憶領域の一部に所定時間Ｔｓが記憶され、この所定時間Ｔｓの値に基づき、加熱制御手段４７が加熱制御する継続時間を制御する。
【００６３】
次に図７を参照して、本発明の実施の形態に係る火花点火式４サイクルエンジン１の制御装置４０の作用について説明する。
図７は本発明の実施形態に係る制御装置４０による制御手順を示す工程図である。
【００６４】
図７を参照して、本発明の実施の形態に係る火花点火式４サイクルエンジン１の制御装置４０において、制御の手順は以下の通りである。
【００６５】
すなわち、ステップＳ１において、エンジン始動が行われ、次に、ステップＳ２において、運転状態判別手段４１により、運転状態の判別が行われる。
【００６６】
そして、ステップＳ３において、冷却水温が所定値以下かどうかの判定が行われ、ＹＥＳの場合はステップＳ４に進み、ＮＯの場合はステップＳ５に進む。
【００６７】
ここで、ステップＳ４においては、独立燃焼モード制御Ｍ−１が行われ、その後、再びステップＳ２に戻り、運転状態判別手段４１により、運転状態の判別が行われる。
【００６８】
また、ステップＳ５においては、運転領域Ａ内かどうかの判定が行われ、ＹＥＳの場合はステップＳ６に進み、前述の加熱制御Ｈ−１−１、もしくはＨ−１−２、もしくはＨ−１−３が行われて、ステップＳ７に進む。また、ＮＯの場合は高負荷側ないし高回転側の運転領域Ｂと判断されてステップＳ４に進み、独立燃焼モード制御Ｍ−１が行われる。
【００６９】
ここで、ステップＳ７においては、所定期間Ｔｓが経過したかどうかが判定され、ＹＥＳの場合はステップＳ８に進み、気筒間燃焼モード制御Ｍ−２の中の自己着火燃焼制御Ｍ−３が行われる。
【００７０】
ＮＯの場合は暖機運転が完了していないと判断されて、再びステップＳ２に戻り、運転状態判別手段４１により、運転状態の判別が行われる。
【００７１】
このように、加熱制御手段４７は、エンジン暖機運転が完了する前すなわち、自己着火燃焼制御Ｍ−３に至る前に、独立燃焼モード制御Ｍ−１から気筒間燃焼モード制御Ｍ−２への移行直後の所定期間Ｔｓに、先行気筒２Ａ、２Ｄおよび後続気筒２Ｂ、２Ｃのうちの少なくとも一方を燃焼状態にして（加熱制御Ｈ−１−１（図１４）もしくは加熱制御Ｈ−１−２（図１５）もしくは加熱制御Ｈ−１−３（図１６））、後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱を加速するように、燃料噴射量を制御するものである。
【００７２】
以上説明したように、本発明の実施の形態に係る火花点火式４サイクルエンジン１の制御装置４０によれば、独立燃焼モード制御Ｍ−１から気筒間燃焼モード制御Ｍ−２への移行直後の所定期間Ｔｓに先行気筒２Ａ、２Ｄの排気温度および後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃焼温度のうち少なくとも一方を高くすることができるので、後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱を加速する結果、後続気筒２Ｂ、２Ｃの自己着火燃焼制御までに要するエンジンの暖機時間を短縮することができる。
【００７３】
また、加熱制御Ｈ−１−１〜Ｈ−１−３は、気筒間燃焼モード制御Ｍ−２の中で行われるので、エンジンの暖機運転に際して後続気筒２Ｂ、２Ｃのポンピングロス低減により燃費改善効果が得られる。
【００７４】
ここで、設計変更として（第１の設計変更）、上記加熱制御手段４７は、先行気筒２Ａ、２Ｄ、後続気筒２Ｂ、２Ｃのうちのいずれか一方でのみ燃焼させ（加熱制御Ｈ−２−１（図１７）もしくは加熱制御Ｈ−２−２（図１８））、かつその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定して先行気筒２Ａ、２Ｄの排気温度もしくは後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃焼温度を高くすることにより後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱を加速するように先行気筒２Ａ、２Ｄもしくは後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃料噴射量を制御することが可能である。
【００７５】
この場合は、先行気筒２Ａ、２Ｄ、後続気筒２Ｂ、２Ｃのうちのいずれか一方でのみ燃焼させ、かつその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定するので、エンジンの燃焼において過剰空気を加熱するための熱量が不要となる結果、先行気筒２Ａ、２Ｄの排気温度もしくは後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃焼温度をより高くすることができ、後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱を加速することができる。
【００７６】
また、後続気筒２Ｂ、２Ｃから排気通路に排出されるガスは理論空燃比に設定された燃焼に基づくものであるため、ＮＯｘの発生が少なく三元触媒だけで充分に排気ガスの浄化が達成される。
【００７７】
あるいは、別の設計変更として（第２の設計変更）、上記加熱制御手段４７は、先に先行気筒２Ａ、２Ｄのみ燃焼させてその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定することにより先行気筒２Ａ、２Ｄの排気温度を高くした後に（加熱制御Ｈ−３−１（図１７））、後続気筒２Ｂ、２Ｃを燃焼させてその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定して後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃焼温度を高くすることにより（加熱制御Ｈ−３−２（図１８））後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱を加速するように燃料噴射量を制御する態様に変更することも可能である。
【００７８】
この場合は、先に先行気筒２Ａ、２Ｄを燃焼状態にしてその排気ガスを後続気筒２Ｂ、２Ｃに導入するので、先行気筒２Ａ、２Ｄの排ガスの熱量を後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱に有効に利用することができる。また、後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱がある程度進んだ段階で後続気筒２Ｂ、２Ｃに切り替えて後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃焼による高温の発生を利用することができるので効率良く後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱を加速することができる。
【００７９】
また、前述の第１の設計変更と同様に、後続気筒２Ｂ、２Ｃから排気通路に排出されるガスは理論空燃比に設定された燃焼に基づくものであるため、ＮＯｘの発生が少なく三元触媒だけで充分に排気ガスの浄化が達成される。
【００８０】
さらに、別の設計変更（第３の設計変更）として、上記加熱制御手段４７は、先行気筒２Ａ、２Ｄおよび後続気筒２Ｂ、２Ｃの両方を燃焼させ、かつその燃焼の際に、後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃料噴射量を先行気筒２Ａ、２Ｄの燃料噴射量よりも大きく設定して運転した後に（加熱制御Ｈ−４−１（図１９））、後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃料噴射量を減少させながら先行気筒２Ａ、２Ｄの燃料噴射量を増加させるように燃料噴射量を制御する（加熱制御Ｈ−４−２（図２０））ことも可能である。
【００８１】
この場合は、後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃料噴射量を先行気筒２Ａ、２Ｄの燃料噴射量よりも大きく設定して運転した後に、後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃料噴射量を減少させながら先行気筒２Ａ、２Ｄの燃料噴射量を増加させるので、後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃焼による高温の発生を最初からより多く利用することになる結果、後続気筒２Ｂ、２Ｃを急速に加熱する場合に好適である。また、先行気筒２Ａ、２Ｄおよび後続気筒２Ｂ、２Ｃの両方を最初から燃焼させるので、制御が容易であるとともに燃焼気筒の切り替えに伴う過渡的変動がない。
【００８２】
次に図８〜図１０を参照して、本実施の形態の変形例を説明する。
【００８３】
図８を参照して、本発明の実施の形態に係る火花点火式４サイクルエンジン１の制御装置４０の変形例は、所定時間記憶手段４８の代わりに、自己着火判定手段４９を備えている。
【００８４】
また、図９を参照して、本実施の形態の変形例においては、前述のように、独立燃焼モード制御Ｍ−１から気筒間燃焼モード制御Ｍ−２への移行直後の所定期間Ｔｓに先行気筒２Ａ、２Ｄおよび後続気筒２Ｂ、２Ｃのうちの少なくとも一方を燃焼状態にする代わりに、自己着火判定手段４９の判定に基づいて、自己着火可能な温度状態より低い温度状態のとき、気筒間燃焼モード制御Ｍ−２を行い、少なくとも後続気筒２Ｂ、２Ｃが自己着火燃焼制御となるまで、先行気筒２Ａ、２Ｄおよび後続気筒２Ｂ、２Ｃのうちの少なくとも一方を燃焼状態にするものである（加熱制御Ｈ−５−１（図１４）もしくは加熱制御Ｈ−５−２（図１５）もしくは加熱制御Ｈ−５−３（図１６））。
【００８５】
上記自己着火判定手段４９は、気筒間燃焼モード制御Ｍ−２中にすみやかに自己着火燃焼制御Ｍ−３に移行して後続気筒２Ｂ、２Ｃの自己着火燃焼制御までに要するエンジンの暖機時間を短縮するために、後続気筒２Ｂ、２Ｃの温度状態を検出もしくは推定して、自己着火可能な温度状態か否かを判定するものである。
【００８６】
そして、図１０を参照して、本実施の形態の変形例においては、ステップＳ１において、所定期間Ｔｓが経過したかどうかが判定される代わりに後続気筒２Ｂ、２Ｃにおいて自己着火条件かどうかが判定される。その他の手順は図７と同じである。
【００８７】
このように、本実施形態の変形例によれば、自己着火可能な温度状態か否かを判定する自己着火判定手段４９の判定に基づいて、後続気筒２Ｂ、２Ｃの温度状態を検出もしくは推定して、加熱制御Ｈ−５−１（図１４）もしくは加熱制御Ｈ−５−２（図１５）もしくは加熱制御Ｈ−５−３（図１６）を行うので、気筒間燃焼モード制御Ｍ−２中にすみやかに自己着火燃焼制御Ｍ−３に移行することができる結果、後続気筒２Ｂ、２Ｃの自己着火燃焼制御までに要するエンジンの暖機時間を短縮することができる。
【００８８】
なお、本変形例においても、前述の第１の設計変更、第２の設計変更および第３の設計変更が採用可能であり、その効果も前述のそれぞれの設計変更に対応した同様の効果を奏する。
【００８９】
すなわち、設計変更として（第１の設計変更）、上記加熱制御手段４７は、先行気筒２Ａ、２Ｄ、後続気筒２Ｂ、２Ｃのうちのいずれか一方でのみ燃焼させ（加熱制御Ｈ−６−１（図１７）もしくは加熱制御Ｈ−６−２（図１８））、かつその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定して先行気筒２Ａ、２Ｄの排気温度もしくは後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃焼温度を高くすることにより後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱を加速するように先行気筒２Ａ、２Ｄもしくは後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃料噴射量を制御することが可能である。
【００９０】
この場合は、先行気筒２Ａ、２Ｄ、後続気筒２Ｂ、２Ｃのうちのいずれか一方でのみ燃焼させ、かつその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定するので、エンジンの燃焼において過剰空気を加熱するための熱量が不要となる結果、先行気筒２Ａ、２Ｄの排気温度もしくは後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃焼温度をより高くすることができ、後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱を加速することができる。
【００９１】
また、後続気筒２Ｂ、２Ｃから排気通路に排出されるガスは理論空燃比に設定された燃焼に基づくものであるため、ＮＯｘの発生が少なく三元触媒だけで充分に排気ガスの浄化が達成される。
【００９２】
あるいは、別の設計変更として（第２の設計変更）、上記加熱制御手段４７は、先に先行気筒２Ａ、２Ｄのみ燃焼させてその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定することにより、先行気筒２Ａ、２Ｄの排気温度を高くした後に（加熱制御Ｈ−７−１（図１７））、後続気筒２Ｂ、２Ｃを燃焼させてその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定して後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃焼温度を高くすることにより（加熱制御Ｈ−７−２（図１８））、後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱を加速するように燃料噴射量を制御する態様に変更することも可能である。
【００９３】
この場合は、先に先行気筒２Ａ、２Ｄを燃焼状態にしてその排気ガスを後続気筒２Ｂ、２Ｃに導入するので、先行気筒２Ａ、２Ｄの排ガスの熱量を後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱に有効に利用することができる。また、後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱がある程度進んだ段階で後続気筒２Ｂ、２Ｃに切り替えて後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃焼による高温の発生を利用することができるので効率良く後続気筒２Ｂ、２Ｃの加熱を加速することができる。
【００９４】
また、前述の第１の設計変更と同様に、後続気筒２Ｂ、２Ｃから排気通路に排出されるガスは理論空燃比に設定された燃焼に基づくものであるため、ＮＯｘの発生が少なく三元触媒だけで充分に排気ガスの浄化が達成される。
【００９５】
さらに、別の設計変更（第３の設計変更）として、上記加熱制御手段４７は、先行気筒２Ａ、２Ｄおよび後続気筒２Ｂ、２Ｃの両方を燃焼させ、かつその燃焼の際に、後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃料噴射量を先行気筒２Ａ、２Ｄの燃料噴射量よりも大きく設定して運転した後に（加熱制御Ｈ−８−１（図１９））、後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃料噴射量を減少させながら先行気筒２Ａ、２Ｄの燃料噴射量を増加させるように燃料噴射量を制御する（加熱制御Ｈ−８−２（図２０））ことも可能である。
【００９６】
この場合は、後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃料噴射量を先行気筒２Ａ、２Ｄの燃料噴射量よりも大きく設定して運転した後に、後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃料噴射量を減少させながら先行気筒２Ａ、２Ｄの燃料噴射量を増加させるので、後続気筒２Ｂ、２Ｃの燃焼による高温の発生を最初からより多く利用することになる結果、後続気筒２Ｂ、２Ｃを急速に加熱する場合に好適である。また、先行気筒２Ａ、２Ｄおよび後続気筒２Ｂ、２Ｃの両方を最初から燃焼させるので、制御が容易であるとともに燃焼気筒の切り替えに伴う過渡的変動がない。
【００９７】
上述した実施の形態は本発明の好ましい具体例を例示したものに過ぎず、本発明は上述した実施の形態に限定されない。
【００９８】
例えば、多気筒火花点火式４サイクルエンジン１は、必ずしも図示のように、２対の気筒形状に限定されず、また、気筒２Ａ〜２Ｄ、ピストン３、燃焼室４、点火プラグ７、燃料噴射弁９、点火回路８、吸気ポート１１、１１ａ、１１ｂ及び排気ポート１２、１２ａ、１２ｂ、吸気通路１５、排気通路２０、吸気弁３１、３１ａ、３１ｂ、排気弁３２、３２ａ、３２ｂ、Ｏ2センサ２３、三元触媒２４、カムシャフト３３、３４、弁停止機構３５、通路３６、コントロール弁３７、通路３８及びコントロール弁３９は、必ずしも図示の形状に限定されない。排気行程と吸気行程とが重なるような位相差をもって燃焼サイクルが行われる少なくとも一対の気筒と、排気行程にある先行気筒２Ａ、２Ｄから排出される既燃ガスを吸気行程にある後続気筒２Ｂ、２Ｃに導入する気筒間ガス通路２２とを備えた多気筒の火花点火式４サイクルエンジン１であれば本発明の制御装置４０を適用可能である。
【００９９】
次に、制御装置４０は、本実施形態では、一般のエンジン制御用マイクロコンピュータからなるＥＣＵ（エンジンコントロールユニット）を採用したが，必ずしも図示のようにＥＣＵに限定されない。また、エアフローセンサ１９と、Ｏ2センサ２３と、回転数センサ４７と、アクセル開度センサ４８とからの信号の入力、あるいは、各燃料噴射弁９と、アクチュエータ１８と、コントロール弁３９とに対する制御信号の出力は、必ずしも本発明を限定するものではなく、種々の設計変更が可能である。
【０１００】
また、エンジン暖機運転が完了した後の運転状態判別手段４１、弁停止機構制御手段４２、吸入空気量制御手段４３及び燃焼状態制御手段４４による制御も必ずしも本発明を限定するものではなく、種々の設計変更が可能である。
【０１０１】
その他、本発明の特許請求の範囲内で種々の設計変更が可能であることはいうまでもない。
【０１０２】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、排気行程と吸気行程とが重なるような位相差をもって燃焼サイクルが行われる少なくとも一対の気筒と、先行気筒から排出される既燃ガスを後続気筒に導入する気筒間ガス通路とを備えた多気筒の火花点火式４サイクルエンジンにおいて、すみやかに、かつ効率良くエンジンを暖機することができるという顕著な効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の実施形態に係る制御装置が適用される多気筒火花点火式４サイクルエンジンの全体の構成を示す概念図である。
【図２】 本発明の実施形態に係る制御装置が適用される多気筒火花点火式４サイクルエンジンの本体の構成を示す概略断面図である。
【図３】 多気筒火花点火式４サイクルエンジンの各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示すタイムチャートである。
【図４】 本発明の実施形態に係る制御装置のブロック図である。
【図５】 本発明の実施形態に係る制御装置の制御区分を示すグラフである。
【図６】 本発明の実施形態に係る制御装置によるエンジン温度の変化を示すグラフである。
【図７】 本発明の実施形態に係る制御装置による制御手順を示す工程図である。
【図８】 本発明の実施形態に係る制御装置の変形例のブロック図である。
【図９】 本発明の実施形態に係る制御装置の変形例によるエンジン温度の変化を示すグラフである。
【図１０】 本発明の実施形態に係る制御装置の変形例による制御手順を示す工程図である。
【図１１】 制御装置による独立燃焼モード制御を示す概念図である。
【図１２】 制御装置による気筒間燃焼モード制御を示す概念図である。
【図１３】 制御装置による自己着火燃焼制御を示す概念図である。
【図１４】 制御装置による加熱制御の一例を示す概念図である。
【図１５】 制御装置による加熱制御の一例を示す概念図である。
【図１６】 制御装置による加熱制御の一例を示す概念図である。
【図１７】 制御装置の設計変更１、２による加熱制御の一例を示す概念図である。
【図１８】 制御装置の設計変更１、２による加熱制御の一例を示す概念図である。
【図１９】 制御装置の設計変更３による加熱制御の一部を示す概念図である。
【図２０】 制御装置の設計変更３による加熱制御の一部を示す概念図である。
【符号の説明】
１ 火花点火式４サイクルエンジン
２Ａ、２Ｂ、２Ｃ、２Ｄ 気筒
２Ａ、２Ｄ 先行気筒
２Ｂ、２Ｃ 後続気筒
２２ 気筒間ガス通路
４０ 制御装置
４７ 加熱制御手段
４９ 自己着火判定手段
ＥＸ 排気行程
ＩＮ 吸気行程
Ｍ−１ 独立燃焼モード制御
Ｍ−２ 気筒間燃焼モード制御
Ｍ−３ 自己着火燃焼制御
Ｔｓ 所定期間[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention includes at least a pair of cylinders in which a combustion cycle is performed with a phase difference such that an exhaust stroke and an intake stroke overlap, and an inter-cylinder gas passage that introduces burned gas discharged from a preceding cylinder into a succeeding cylinder. The present invention also relates to a control device for a multi-cylinder spark ignition type 4-cycle engine.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as a multi-cylinder spark ignition type four-cycle engine, at least a pair of cylinders in which a combustion cycle in which an exhaust stroke and an intake stroke overlap are performed, and a subsequent cylinder in which the burned gas discharged from the preceding cylinder is in the intake stroke There is known an engine of a type having an inter-cylinder gas passage to be introduced into the engine. In general, an engine having this configuration is theoretically connected to the preceding cylinder by supplying fuel and air to each cylinder and independently burning each cylinder, and connecting the preceding cylinder and the succeeding cylinder. Inter-cylinder combustion in which fuel and air are supplied at a lean air-fuel ratio that is greater than the air-fuel ratio and brought into a combustion state, and the subsequent cylinder is supplied with burned gas and fuel from the preceding cylinder to make a combustion state And can be selected.
[0003]
Since this type of engine can supply high-temperature burned gas containing air to the subsequent cylinders during inter-cylinder combustion, in recent years, it is possible to perform self-ignition combustion control in the subsequent cylinders. Various engines have been developed.
[0004]
For example, Japanese Patent Laid-Open No. 2001-336435 discloses six cycles in which compression and expansion are performed twice for one intake and exhaust, pre-combustion and subsequent combustion are performed, and self-ignition is performed in a low speed and low load region. A control technique of a spark ignition type four-cycle engine to be burned is disclosed.
[0005]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-4913 also discloses a control technology for a spark ignition type 4-cycle engine that performs self-ignition combustion in a low speed, low load region.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, all of the engine control techniques disclosed in the above-mentioned publications are control techniques for performing self-ignition combustion in a low speed and low load region. However, in order to generate self-ignition combustion, it is necessary to increase the engine temperature. Due to the demand, there is a problem that it takes time to warm up the engine to this temperature range. Further, in order to increase the temperature of the engine, there is a problem that consuming a large amount of fuel at the warm-up stage is not always preferable from the viewpoint of fuel consumption.
[0007]
The present invention has been made in view of the above problems, and at least a pair of cylinders in which a combustion cycle is performed with a phase difference such that an exhaust stroke and an intake stroke overlap with each other, and burned gas discharged from a preceding cylinder is used as a succeeding cylinder. In a multi-cylinder spark ignition type four-cycle engine having an inter-cylinder gas passage to be introduced into the engine, a spark ignition type four cycle engine control device capable of warming up the engine quickly and efficiently is provided. is there.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problems, the present invention takes at least a pair of cylinders in which a combustion cycle is performed with a phase difference such that an exhaust stroke and an intake stroke overlap with each other and burned gas discharged from a preceding cylinder in the exhaust stroke. In a multi-cylinder spark ignition type four-cycle engine having an inter-cylinder gas passage to be introduced to a succeeding cylinder in a stroke, fuel and air are supplied to each cylinder while the inter-cylinder gas passage is shut off. Independent combustion mode control in which each cylinder is independently burned, and in a state where the preceding cylinder and the succeeding cylinder are connected by opening the inter-cylinder gas passage, the preceding cylinder has a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio. The fuel and air are supplied at an air-fuel ratio to make a combustion state, and the inter-cylinder combustion mode control for supplying the burned gas and fuel of the preceding cylinder to the subsequent cylinder to make the combustion state is selected. A spark ignition type four-cycle engine control device that performs self-ignition combustion control in a subsequent cylinder during inter-cylinder combustion mode control, and after performing independent combustion mode control during engine warm-up operation, Inter-cylinder combustion mode control is performed, at least one of the preceding cylinder and the subsequent cylinder is in a combustion state in a predetermined period immediately after the transition from the independent combustion mode control to the inter-cylinder combustion mode control, and the combustion is performed by forced ignition. And a spark control means for controlling the fuel injection amount so as to accelerate the heating of the succeeding cylinder by increasing at least one of the exhaust temperature of the preceding cylinder and the combustion temperature of the succeeding cylinder. A control device for a four-cycle engine (claim 1).
[0009]
According to the present invention, at least one of the preceding cylinder and the succeeding cylinder is brought into a combustion state in a predetermined period immediately after the transition from the independent combustion mode control to the inter-cylinder combustion mode control, and the combustion is performed by forced ignition. Since at least one of the exhaust temperature of the cylinder and the combustion temperature of the succeeding cylinder can be increased, the heating of the succeeding cylinder is accelerated, thereby reducing the engine warm-up time required for the self-ignition combustion control of the succeeding cylinder. Can do.
[0010]
Further, since the heating control is performed in the inter-cylinder combustion mode control, the fuel consumption improvement effect can be obtained by reducing the pumping loss during the warm-up operation of the engine.
[0011]
In a preferred aspect of the present invention, the heating control means causes the combustion of only one of the preceding cylinder and the succeeding cylinder, and sets the air-fuel ratio at the time of combustion to a substantially stoichiometric air-fuel ratio, and exhausts the preceding cylinder. 2. The spark ignition type four-cycle engine according to claim 1, wherein the fuel injection amount of the preceding cylinder or the succeeding cylinder is controlled so as to accelerate the heating of the succeeding cylinder by increasing the temperature or the combustion temperature of the succeeding cylinder. (Claim 2).
[0012]
According to this preferred embodiment, only one of the preceding cylinder and the succeeding cylinder is burned, and the air-fuel ratio at the time of combustion is set to a substantially stoichiometric air-fuel ratio, so that excess air is heated in engine combustion. As a result, the exhaust temperature of the preceding cylinder or the combustion temperature of the succeeding cylinder can be increased, and the heating of the succeeding cylinder can be accelerated.
[0013]
Further, since the gas discharged from the succeeding cylinder to the exhaust passage is based on the combustion set to the stoichiometric air-fuel ratio, the generation of NOx is small and the exhaust gas can be sufficiently purified with only the three-way catalyst.
[0014]
In a preferred aspect of the present invention, the heating control means is configured such that only the preceding cylinder is burned first and the exhaust gas temperature of the preceding cylinder is increased by setting the air-fuel ratio at the time of combustion to a substantially stoichiometric air-fuel ratio. The fuel injection amount is controlled so as to accelerate the heating of the succeeding cylinder by increasing the combustion temperature of the succeeding cylinder by setting the air-fuel ratio at the time of combustion to a substantially stoichiometric air-fuel ratio and burning the fuel. A control device for a spark ignition type four-cycle engine according to claim 2 (claim 3).
[0015]
According to this preferred embodiment, the preceding cylinder is first brought into the combustion state and the exhaust gas is introduced into the succeeding cylinder. Therefore, the amount of heat of the exhaust gas in the preceding cylinder can be effectively used for heating the succeeding cylinder. In addition, since the subsequent cylinder can be switched to the subsequent cylinder at a stage where the heating of the subsequent cylinder has progressed to some extent and the high temperature generated by the combustion of the subsequent cylinder can be utilized, the heating of the subsequent cylinder can be efficiently accelerated.
[0016]
Further, since the gas discharged from the succeeding cylinder to the exhaust passage is based on the combustion set to the stoichiometric air-fuel ratio, the generation of NOx is small and the exhaust gas can be sufficiently purified with only the three-way catalyst.
[0017]
In a preferred aspect of the present invention, the heating control means combusts both the preceding cylinder and the succeeding cylinder, and sets the fuel injection amount of the succeeding cylinder larger than the fuel injection amount of the preceding cylinder during the combustion. The control of the spark ignition type four-cycle engine according to claim 1, wherein after the operation, the fuel injection amount is controlled to increase the fuel injection amount of the preceding cylinder while decreasing the fuel injection amount of the subsequent cylinder. (Claim 4).
[0018]
According to this preferred embodiment, the fuel injection amount of the succeeding cylinder is set to be larger than the fuel injection amount of the preceding cylinder, and then the fuel injection amount of the preceding cylinder is increased while the fuel injection amount of the succeeding cylinder is decreased. This is suitable for rapidly heating the succeeding cylinder as a result of more use of the high temperature generated by the combustion of the succeeding cylinder from the beginning. In addition, since both the preceding cylinder and the succeeding cylinder are burned from the beginning, the control is easy and there is no transient fluctuation associated with switching of the combustion cylinder.
[0019]
According to another aspect of the present invention, at least a pair of cylinders in which a combustion cycle is performed with a phase difference such that an exhaust stroke and an intake stroke overlap each other, and burned gas discharged from a preceding cylinder in the exhaust stroke is in the intake stroke. In a multi-cylinder spark ignition type four-cycle engine having an inter-cylinder gas passage to be introduced into a succeeding cylinder, fuel and air are supplied to each cylinder in a state where the inter-cylinder gas passage is shut off. With the independent combustion mode control that makes the combustion state independently, and with the lean cylinder having a larger air / fuel ratio than the stoichiometric air / fuel ratio, the preceding cylinder and the succeeding cylinder are connected by opening the inter-cylinder gas passage. The inter-cylinder combustion mode control is selected by supplying the fuel and air to the combustion state and selecting the inter-cylinder combustion mode control for supplying the burned gas and fuel of the preceding cylinder to the succeeding cylinder to make the combustion state. A control device for a spark ignition type four-cycle engine that performs self-ignition combustion control in a subsequent cylinder during control, and detects or estimates a temperature state of the subsequent cylinder to determine whether or not the temperature state is capable of self-ignition. A self-ignition determination means for determining whether or not, based on this determination, when the temperature state is lower than the temperature state where self-ignition is possible, the inter-cylinder combustion mode control is performed, and at least until the succeeding cylinder becomes the self-ignition combustion control In addition, at least one of the following cylinders is in a combustion state, the combustion is performed by forced ignition, and at least one of the exhaust temperature of the preceding cylinder and the combustion temperature of the succeeding cylinder is increased to accelerate the heating of the succeeding cylinder. Thus, a control device for a spark ignition type four-cycle engine, characterized by comprising a heating control means for controlling the fuel injection amount. That (claim 5).
[0020]
According to this preferred embodiment, at least one of the preceding cylinder and the succeeding cylinder is brought into a combustion state, the combustion is performed by forced ignition, and at least one of the exhaust temperature of the preceding cylinder and the combustion temperature of the succeeding cylinder is increased. Therefore, as a result of accelerating the heating of the succeeding cylinder, it is possible to shorten the engine warm-up time required for the self-ignition combustion control of the succeeding cylinder.
[0021]
In particular, since the temperature control of the succeeding cylinder is detected or estimated based on the determination of the self-ignition determination means for determining whether or not the self-ignition temperature state is possible, the heating control is performed. As a result, the engine warm-up time required for the self-ignition combustion control of the succeeding cylinder can be shortened.
[0022]
Further, since the heating control is performed in the inter-cylinder combustion mode control, the fuel consumption improvement effect can be obtained by reducing the pumping loss during the warm-up operation of the engine.
[0023]
In a preferred aspect of the present invention, the heating control means causes the combustion of only one of the preceding cylinder and the succeeding cylinder, and sets the air-fuel ratio at the time of combustion to a substantially stoichiometric air-fuel ratio, and exhausts the preceding cylinder. 6. The spark ignition type 4-cycle engine according to claim 5, wherein the fuel injection amount of the preceding cylinder or the succeeding cylinder is controlled so as to accelerate the heating of the succeeding cylinder by increasing the temperature or the combustion temperature of the succeeding cylinder. (Claim 6).
[0024]
According to this preferred embodiment, only one of the preceding cylinder and the succeeding cylinder is burned, and the air-fuel ratio at the time of combustion is set to a substantially stoichiometric air-fuel ratio, so that excess air is heated in engine combustion. As a result, the exhaust temperature of the preceding cylinder or the combustion temperature of the succeeding cylinder can be increased, and the heating of the succeeding cylinder can be accelerated.
[0025]
Further, since the gas discharged from the succeeding cylinder to the exhaust passage is based on the combustion set to the stoichiometric air-fuel ratio, the generation of NOx is small and the exhaust gas can be sufficiently purified with only the three-way catalyst.
[0026]
In a preferred aspect of the present invention, the heating control means is configured such that only the preceding cylinder is burned first and the exhaust gas temperature of the preceding cylinder is increased by setting the air-fuel ratio at the time of combustion to a substantially stoichiometric air-fuel ratio. The fuel injection amount is controlled so as to accelerate the heating of the succeeding cylinder by increasing the combustion temperature of the succeeding cylinder by setting the air-fuel ratio at the time of combustion to a substantially stoichiometric air-fuel ratio and burning the fuel. A spark ignition type four-cycle engine control device according to claim 2 (claim 7).
[0027]
According to this preferred embodiment, the preceding cylinder is first brought into the combustion state and the exhaust gas is introduced into the succeeding cylinder. Therefore, the amount of heat of the exhaust gas in the preceding cylinder can be effectively used for heating the succeeding cylinder. In addition, since the subsequent cylinder can be switched to the subsequent cylinder at a stage where the heating of the subsequent cylinder has progressed to some extent and the high temperature generated by the combustion of the subsequent cylinder can be utilized, the heating of the subsequent cylinder can be efficiently accelerated.
[0028]
Further, since the gas discharged from the succeeding cylinder to the exhaust passage is based on the combustion set to the stoichiometric air-fuel ratio, the generation of NOx is small and the exhaust gas can be sufficiently purified with only the three-way catalyst.
[0029]
In a preferred aspect of the present invention, the heating control means combusts both the preceding cylinder and the succeeding cylinder, and sets the fuel injection amount of the succeeding cylinder larger than the fuel injection amount of the preceding cylinder during the combustion. 6. The control of a spark ignition type four-cycle engine according to claim 5, wherein after the operation, the fuel injection amount is controlled to increase the fuel injection amount of the preceding cylinder while decreasing the fuel injection amount of the subsequent cylinder. (Claim 8).
[0030]
According to this preferred embodiment, the fuel injection amount of the succeeding cylinder is set to be larger than the fuel injection amount of the preceding cylinder, and then the fuel injection amount of the preceding cylinder is increased while the fuel injection amount of the succeeding cylinder is decreased. This is suitable for rapidly heating the succeeding cylinder as a result of more use of the high temperature generated by the combustion of the succeeding cylinder from the beginning. In addition, since both the preceding cylinder and the succeeding cylinder are burned from the beginning, the control is easy and there is no transient fluctuation associated with switching of the combustion cylinder.
[0031]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, a preferred embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings. First, referring to FIGS. 1 to 4, a multi-cylinder spark to which a control device according to an embodiment of the present invention is applied. The ignition type 4-cycle engine 1 will be described. FIG. 1 is a conceptual diagram showing the overall configuration of a multi-cylinder spark ignition type four-cycle engine 1 to which a control device 40 (FIG. 4) according to an embodiment of the present invention is applied. FIG. It is a schematic sectional drawing which shows the structure of the main body of the multi-cylinder spark ignition type 4 cycle engine 1 to which the control apparatus 40 which concerns on a form is applied. FIG. 3 is a time chart showing an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder of the multi-cylinder spark ignition type 4-cycle engine 1, and FIG. 4 relates to the embodiment of the present invention. 2 is a block diagram of a control device 40. FIG.
[0032]
Referring to FIG. 1, a multi-cylinder spark ignition type 4-cycle engine 1 to which a control device 40 (FIG. 4) according to an embodiment of the present invention is applied burns with a phase difference such that an exhaust stroke and an intake stroke overlap. Two pairs of cylinders to be cycled, that is, cylinders 2A and 2B and cylinders 2C and 2D, and burned gas discharged from the preceding cylinders 2A and 2D in the exhaust stroke are introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C in the intake stroke And an inter-cylinder gas passage 22.
[0033]
As shown in FIG. 3, the cylinders 2A to 2D have a phase difference of 180 ° in order of the cylinder 2A, cylinder 2C, cylinder 2D, and cylinder 2B (EX represents an exhaust stroke, IN represents an intake stroke) F represents fuel injection, S represents forced ignition, and the star mark in the figure represents that compression self-ignition is performed). Further, since the exhaust stroke EX of the cylinder 2A and the intake stroke IN of the cylinder 2B overlap, and the exhaust stroke EX of the cylinder 2D and the intake stroke IN of the cylinder 2C overlap, the cylinder 2A and the cylinder 2B, and the cylinder 2D and the cylinder 2C The cylinders 2A and 2D are paired with the preceding cylinders 2A and 2D, and the cylinders 2B and 2C are the succeeding cylinders 2B and 2C.
[0034]
The inter-cylinder gas passage 22 is a gas passage that is provided between the cylinders 2A and 2B and between the cylinders 2C and 2D and connects adjacent cylinders. The end is connected to the exhaust port 12b of the preceding cylinders 2A and 2D, and the downstream end of the inter-cylinder gas passage 22 is connected to the intake port 11b of the succeeding cylinders 2B and 2C.
[0035]
With reference to FIG. 2, a piston 3 is fitted into each of the cylinders 2 </ b> A to 2 </ b> D, and a combustion chamber 4 is formed above the piston 3.
[0036]
A spark plug 7 is provided at the top of the combustion chamber 4, and the tip of the spark plug 7 faces the combustion chamber 4. A fuel injection valve 9 that directly injects fuel into the combustion chamber 4 is provided at a side portion of the combustion chamber 4.
[0037]
An ignition circuit 8 capable of controlling the ignition timing by electronic control is connected to the spark plug 7.
[0038]
The fuel injection valve 9 incorporates a needle valve and a solenoid (not shown). When a pulse signal described later is input, the fuel injection valve 9 is driven for a time corresponding to the pulse width at the pulse input timing to open the valve. An amount of fuel corresponding to time is injected. A fuel supply system is configured such that fuel is supplied to the fuel injection valve 9 via a fuel supply passage or the like by a fuel pump (not shown) and higher than the pressure in the combustion chamber during the compression stroke. Is done.
[0039]
Referring again to FIG. 1, the combustion chamber 4 further has intake ports 11, 11 a, 11 b and exhaust ports 12, 12 a, 12 b, and an intake passage 15, an exhaust passage 20, etc. are connected to these ports. In addition, each port is opened and closed by intake valves 31, 31a, 31b and exhaust valves 32, 32a, 32b.
[0040]
More specifically, each of the preceding cylinders 2A and 2D has an intake port 11 for introducing fresh air, an exhaust port 12a for sending burned gas (exhaust gas) to the exhaust passage, and the burned gas following. An exhaust port 12b for leading to the cylinders 2B and 2C is provided. The succeeding cylinders 2B and 2C have an intake port 11a for introducing fresh air, an intake port 11b for introducing the burned gas from the preceding cylinders 2A and 2D, and an exhaust passage for the burned gas. And an exhaust port 32 for delivery to the vehicle.
[0041]
The intake port 11 and the intake port 11a are connected to a downstream end of a branch intake passage 16 for each cylinder in the intake passage 15. In the vicinity of the downstream end of each branch intake passage 16, a multiple throttle valve 17 that is linked to each other via a common shaft is provided. This multiple throttle valve 17 is driven by an actuator 18 in accordance with a control signal, The intake air amount is adjusted. Note that an air flow sensor 19 that detects an intake air flow rate is provided in a common intake passage upstream of the collecting portion in the intake passage 15.
[0042]
The exhaust port 12a and the exhaust port 12 are connected to an upstream end of a branch exhaust passage 21 for each cylinder in the exhaust passage 20, and an oxygen concentration in the exhaust gas is detected at a downstream portion of the branch exhaust passage 21. O to detect the air-fuel ratio by 2 A sensor 23 is provided. This O 2 A three-way catalyst 24 is provided in the exhaust passage 21 downstream of the sensor 23 for exhaust purification (the three-way catalyst 24 generally has a stoichiometric air-fuel ratio of exhaust gas, that is, an excess air ratio λ of λ = High purification performance for HC, CO and NOx when near 1).
[0043]
Further, each of these intake / exhaust ports is provided with an intake / exhaust valve that opens and closes each port and a valve operating mechanism for these. That is, the intake ports 11, 11a, 11b are provided with intake valves 31, 31a, 31b, respectively, and the exhaust ports 12, 12a, 12b are provided with exhaust valves 32, 32a, 32b, respectively. These intake / exhaust valves are driven by a valve mechanism (not shown) including camshafts 33 and 34 (FIG. 2) so that the intake stroke and exhaust stroke of each cylinder are performed with the above-described predetermined phase difference. Thus, it opens and closes at a predetermined timing.
[0044]
Of these intake / exhaust valves, the exhaust valves 32a and 32b and the intake valves 31a and 31b are provided with a valve stop mechanism 35 (FIG. 2) for switching each valve between an operating state and a stopped state. . The valve stop mechanism 35 is well known and will not be described in detail. For example, a hydraulic pressure capable of supplying and discharging hydraulic oil to and from a tappet interposed between the cams of the camshafts 33 and 34 and the valve shaft. When the hydraulic oil is supplied to the hydraulic chamber, the cam operation is transmitted to the valve and the valve is opened and closed. When the hydraulic oil is discharged from the hydraulic chamber, the cam operation is transmitted to the valve. The valve is stopped when it becomes impossible.
[0045]
Referring to FIG. 4, a control valve 37 is provided in the hydraulic oil supply / discharge passage 36 to the valve stop mechanism 35 of the exhaust valve 32a and the valve stop mechanism 35 of the intake valve 31a, and the valve stop of the exhaust valve 32b is stopped. A control valve 39 is provided in each of the hydraulic oil supply / discharge passages 38 to the mechanism 35 and the valve stop mechanism 35 of the intake valve 31b.
[0046]
Next, with reference to FIGS. 4 and 5 to 7, the control device 40 of the spark ignition type four-cycle engine 1 according to the embodiment of the present invention will be described. FIG. 5 is a graph showing control sections of the control device 40 according to the embodiment of the present invention. FIG. 6 is a graph showing changes in engine temperature by the control device 40 according to the embodiment of the present invention, and FIG. 7 is a process diagram showing a control procedure by the control device 40 according to the embodiment of the present invention. .
[0047]
Referring to FIG. 4, a control device 40 of a spark ignition type four-cycle engine 1 according to an embodiment of the present invention is constituted by an ECU (engine control unit) composed of a general engine control microcomputer in this embodiment. The operation state determination means 41, the valve stop mechanism control means 42, the intake air amount control means 43, the combustion state control means 44, the heating control means 47, and the predetermined time storage means 48 are provided.
[0048]
The control device 40 includes a signal from the air flow sensor 19 and an O 2 A signal from the sensor 23, a signal from the rotational speed sensor 47 for detecting the engine rotational speed, and a signal from the accelerator opening sensor 48 for detecting the accelerator opening (accelerator pedal depression amount) are input. From the control device 40, a control signal for the actuator 18 of the multiple throttle valve 17, a control signal for the control valve 37 provided in the passage 36, a control signal for the control valve 39 provided in the passage 38, and each ignition circuit 8 A control signal is output.
[0049]
The operating state discriminating means 41 is for discriminating in which region of the control classification shown in FIG. 5 the operating state (engine speed and engine load) of the spark ignition type 4-cycle engine 1 is. The engine operating state (engine speed and engine load) is checked based on the signal from the number sensor 47 and the signal from the accelerator opening sensor 48, and the operating state is the operating region A on the low load / low rotation side or the high load. It is determined which region is in the operation region B on the side or the high rotation side.
[0050]
When it is determined that the operating state of the spark ignition type 4-cycle engine 1 is in the operation region A, the burned gas discharged from the preceding cylinders 2A, 2D in the exhaust stroke is transferred to the succeeding cylinders 2B, 2C in the intake stroke. The inter-cylinder combustion mode M-2 (FIG. 12) that is introduced into the cylinder and burned is selected. Further, in the operation region B, the independent combustion mode M-1 (FIG. 11) for independently burning each cylinder is selected.
[0051]
The valve stop mechanism control means 42 controls the control valves 37 and 39 to change the intake / exhaust flow state. In normal operation, the inter-cylinder combustion mode M-2 is set in the operation region A. If selected, the control valves 37 and 39 are operated to close the exhaust valve 32a and the intake valve 31a and open the exhaust valve 32b and the intake valve 31b as shown in FIG. Is controlled to establish a two-cylinder connection state in which the burned gas of the preceding cylinders 2A and 2D is introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C via the inter-cylinder gas passage 22. When the independent combustion mode M-1 is selected in the operation region B, the control valves 37 and 39 are operated to open the exhaust valve 32a and the intake valve 31a as shown in FIG. By controlling the valve stop mechanism 35 so as to close the intake valve 31b, each cylinder is brought into an independent state in which fresh air is introduced.
[0052]
The intake air amount control means 43 is for controlling the opening degree of the throttle valve 17 by controlling the actuator 18, and obtains the target intake air amount from a map or the like according to the operating state, and the target intake air. The opening degree of the throttle valve 17 is controlled according to the amount.
[0053]
The combustion state control means 44 is composed of a fuel injection control means 45 and an ignition control means 46. The fuel injection control means 45 causes the fuel injection amount from the fuel injection valves 9 provided in the respective cylinders 2A to 2D and The injection timing is controlled according to the operating state of the engine, and ignition control means 46 controls ignition timing and ignition stop according to the operating state.
[0054]
For example, when the operation state is in the operation region B on the high load side or the high rotation side, the air-fuel ratio of each cylinder 2A to 2D is set to the stoichiometric air-fuel ratio or less as the control in the independent combustion mode M-1. In this way, the fuel injection amount is controlled so that, for example, the stoichiometric air-fuel ratio is set in the majority of the operating region B, and the stoichiometric air-fuel ratio is made richer in the fully open load and in the operating region in the vicinity thereof. In this case, the injection timing is set so that the air-fuel mixture is made uniform by injecting fuel to each of the cylinders 2A to 2D and the cylinders 2A to 2D are forcedly ignited. To.
[0055]
Further, when the engine warm-up operation is completed and the operation state is in the auto-ignition combustion control M-3 in the operation region A on the low load and low rotation side, the air-fuel ratio is set to the theoretical sky for the preceding cylinders 2A and 2D. The fuel injection amount is controlled so that the lean air-fuel ratio is larger than the fuel ratio, the injection timing is set so that fuel is injected in the compression stroke and the mixture is stratified, and near the compression top dead center The ignition timing is set so that the forced ignition is performed. On the other hand, for the succeeding cylinders 2B and 2C, fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinders 2A and 2D, and the fuel injection amount is set so as to substantially become the stoichiometric air-fuel ratio. While controlling, the injection timing is set so that fuel is injected in the intake stroke, and forced ignition is stopped in order to perform compression self-ignition.
[0056]
Furthermore, the compression self-ignition in the succeeding cylinders 2B and 2C is performed while the sum of the fuel injection amounts for both of the pair of cylinders is adjusted to an amount that is the stoichiometric air-fuel ratio with respect to the amount of air introduced into the preceding cylinders 2A and 2D. The ratio between the fuel injection amount for the preceding cylinders 2A and 2D and the fuel injection amount for the subsequent cylinders 2B and 2C is changed according to the operating state.
[0057]
As described above, after the engine warm-up operation is completed, the control device 40 includes the operation state determination unit 41, the valve stop mechanism control unit 42, the intake air amount control unit 43, and the combustion state control unit 44. In the state where the inter-cylinder gas passage 22 is shut off, the fuel and air are supplied to the respective cylinders so that the respective cylinders are in a combustion state independently. In a state in which the preceding cylinders 2A and 2D and the succeeding cylinders 2B and 2C are connected to each other, fuel and air are supplied to the preceding cylinders 2A and 2D at a lean air-fuel ratio that is larger than the stoichiometric air-fuel ratio, and combustion is performed. And the inter-cylinder combustion mode control M-2 is selected, in which the burned gas and fuel of the preceding cylinders 2A and 2D are supplied to the succeeding cylinders 2B and 2C to bring them into the combustion state. Following cylinder 2 during M-2 , And performs the self-ignition combustion control (status M-3, 13) at 2C.
[0058]
Referring to FIG. 6, the heating control means 47 performs the inter-cylinder combustion mode control M-1 to the inter-cylinder combustion mode control M before the engine warm-up operation is completed, that is, before the self-ignition combustion control M-3 is reached. In the predetermined period Ts immediately after the shift to -2, at least one of the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C is in a combustion state, and the combustion is performed by forced ignition, and the exhaust temperature of the preceding cylinders 2A, 2D The fuel injection amount is controlled so as to accelerate the heating of the succeeding cylinders 2B and 2C by increasing at least one of the combustion temperatures of the succeeding cylinders 2B and 2C.
[0059]
The state in which the preceding cylinders 2A and 2D are in the combustion state is shown in the heating control H-1-1 (FIG. 14). In this state, fuel is injected and a spark ignition operation is performed in the fuel injection valves 9 of the preceding cylinders 2A and 2D. Further, the state in which the subsequent cylinders 2B and 2C are in the combustion state is shown in the heating control H-1-2 (FIG. 15). In this state, fuel is injected and spark ignition operation is performed in the fuel injection valves 9 of the subsequent cylinders 2B and 2C. Moreover, about the state which made both the combustion states, it shows to heating control H-1-3 (FIG. 16). In this state, fuel is injected and spark ignition operation is performed in the fuel injection valves 9 of the preceding cylinders 2A and 2D and the fuel injection valves 9 of the subsequent cylinders 2B and 2C.
[0060]
14 to 16, in the heating control H-1-1 (FIG. 14), the heating control H-1-2 (FIG. 15), or the heating control H-1-3 (FIG. 16), the exhaust valve 32a (FIG. 1) and the intake valve 31a (FIG. 1) are stopped, and the exhaust valve 32b and the intake valve 31b are activated. Thus, the burned gas discharged from the preceding cylinders 2A, 2D is directly introduced into the succeeding cylinders 2B, 2C via the inter-cylinder gas passage 22, and only the gas discharged from the succeeding cylinders 2B, 2C is used. The two cylinders are connected to each other so as to be led to the exhaust passage 20, and the burned gas discharged from the preceding cylinders 2A and 2D is discharged during a period in which the intake strokes of the preceding cylinders 2A and 2D overlap with the exhaust strokes of the succeeding cylinders 2B and 2C. Follow-up air through the gas passage 22 2B, is introduced into 2C.
[0061]
In this case, at least one of the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C is in a combustion state, and the combustion is performed by forced ignition, and the exhaust temperature of the preceding cylinders 2A, 2D and the combustion of the succeeding cylinders 2B, 2C are made. Since the fuel injection amount is controlled so as to accelerate the heating of the subsequent cylinders 2B and 2C by increasing at least one of the temperatures, the temperature in the combustion chamber increases in the intake stroke in the subsequent cylinders 2B and 2C. As the pressure and temperature rise further during the compression stroke, the temperature in the combustion chamber rises to the extent that the air-fuel mixture can self-ignite near the top dead center at the end of the compression stroke. Moreover, the burned gas is sufficiently mixed and evenly distributed from the time when it is discharged from the preceding cylinders 2A and 2D to the time when it is introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C, and the fuel injected in the intake stroke is also compressed. Since it is uniformly dispersed throughout the combustion chamber until the end, a uniform air-fuel mixture distribution that satisfies the ideal self-ignition condition can be obtained. Then, the engine is warmed up to a condition in which self-ignition combustion control is performed within a predetermined time Ts.
[0062]
The predetermined time storage means 48 is for shifting to the self-ignition combustion control M-3 during the inter-cylinder combustion mode control M-2, and in this embodiment, the memory provided in the ECU that is the control device 40. A predetermined time Ts is stored in a part of the region, and based on the value of the predetermined time Ts, the duration of heating control by the heating control unit 47 is controlled.
[0063]
Next, with reference to FIG. 7, the operation of the control device 40 of the spark ignition type four-cycle engine 1 according to the embodiment of the present invention will be described.
FIG. 7 is a process diagram showing a control procedure by the control device 40 according to the embodiment of the present invention.
[0064]
Referring to FIG. 7, in the control device 40 of the spark ignition type 4-cycle engine 1 according to the embodiment of the present invention, the control procedure is as follows.
[0065]
That is, in step S1, the engine is started, and then in step S2, the operating state is determined by the operating state determining means 41.
[0066]
In step S3, it is determined whether or not the cooling water temperature is equal to or lower than a predetermined value. If YES, the process proceeds to step S4. If NO, the process proceeds to step S5.
[0067]
Here, in step S4, the independent combustion mode control M-1 is performed, and then the process returns to step S2 again, and the operating state is determined by the operating state determining means 41.
[0068]
In step S5, it is determined whether or not the vehicle is in the operation region A. If YES, the process proceeds to step S6, and the above-described heating control H-1-1, H-1-2, or H-1- 3 is performed, and the process proceeds to step S7. Further, in the case of NO, it is determined that the operation region B is on the high load side or the high rotation side, the process proceeds to step S4, and the independent combustion mode control M-1 is performed.
[0069]
Here, in step S7, it is determined whether or not the predetermined period Ts has elapsed. If YES, the process proceeds to step S8, and the self-ignition combustion control M-3 in the inter-cylinder combustion mode control M-2 is performed. .
[0070]
In the case of NO, it is determined that the warm-up operation has not been completed, the process returns to step S2 again, and the operating state is determined by the operating state determining means 41.
[0071]
Thus, the heating control means 47 changes from the independent combustion mode control M-1 to the inter-cylinder combustion mode control M-2 before the engine warm-up operation is completed, that is, before reaching the self-ignition combustion control M-3. In a predetermined period Ts immediately after the transition, at least one of the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C is brought into a combustion state (heating control H-1-1 (FIG. 14) or heating control H-1-2 ( 15) or the heating control H-1-3 (FIG. 16)), the fuel injection amount is controlled so as to accelerate the heating of the succeeding cylinders 2B and 2C.
[0072]
As described above, according to the control device 40 of the spark ignition type four-cycle engine 1 according to the embodiment of the present invention, immediately after the transition from the independent combustion mode control M-1 to the inter-cylinder combustion mode control M-2. Since at least one of the exhaust temperature of the preceding cylinders 2A and 2D and the combustion temperature of the succeeding cylinders 2B and 2C can be increased during the predetermined period Ts, the heating of the succeeding cylinders 2B and 2C is accelerated. The engine warm-up time required until the self-ignition combustion control can be shortened.
[0073]
Further, since the heating controls H-1-1 to H-1-3 are performed in the inter-cylinder combustion mode control M-2, the fuel consumption is improved by reducing the pumping loss of the succeeding cylinders 2B and 2C during the warm-up operation of the engine. An effect is obtained.
[0074]
Here, as a design change (first design change), the heating control means 47 burns only one of the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C (heating control H-2-1). (FIG. 17) or heating control H-2-2 (FIG. 18)), and the air-fuel ratio at the time of combustion is set to a substantially stoichiometric air-fuel ratio, the exhaust temperature of the preceding cylinders 2A, 2D or the following cylinders 2B, 2C It is possible to control the fuel injection amount of the preceding cylinders 2A, 2D or the succeeding cylinders 2B, 2C so as to accelerate the heating of the succeeding cylinders 2B, 2C by increasing the combustion temperature.
[0075]
In this case, only one of the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C is burned, and the air-fuel ratio at the time of combustion is set to a substantially stoichiometric air-fuel ratio. As a result, the exhaust temperature of the preceding cylinders 2A and 2D or the combustion temperature of the succeeding cylinders 2B and 2C can be increased, and the heating of the succeeding cylinders 2B and 2C can be accelerated. .
[0076]
Further, since the gas discharged from the succeeding cylinders 2B and 2C to the exhaust passage is based on combustion set to the stoichiometric air-fuel ratio, the generation of NOx is small and the exhaust gas purification is sufficiently achieved with only the three-way catalyst. The
[0077]
Alternatively, as another design change (second design change), the heating control means 47 first burns only the preceding cylinders 2A and 2D and sets the air-fuel ratio at the time of combustion to a substantially stoichiometric air-fuel ratio. After raising the exhaust temperature of the preceding cylinders 2A and 2D (heating control H-3-1 (FIG. 17)), the succeeding cylinders 2B and 2C are burned, and the air-fuel ratio at the time of combustion is set to a substantially stoichiometric air-fuel ratio. By changing the combustion injection amount to be controlled so as to accelerate the heating of the succeeding cylinders 2B and 2C by increasing the combustion temperature of the succeeding cylinders 2B and 2C (heating control H-3-2 (FIG. 18)). Is also possible.
[0078]
In this case, the preceding cylinders 2A and 2D are first burned and the exhaust gas is introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C. Therefore, the amount of heat of the exhaust gas from the preceding cylinders 2A and 2D is effectively used for heating the succeeding cylinders 2B and 2C. Can be used. In addition, when the subsequent cylinders 2B and 2C are heated to some extent, the subsequent cylinders 2B and 2C can be switched to use the high temperature generated by the combustion of the subsequent cylinders 2B and 2C, so that the subsequent cylinders 2B and 2C can be efficiently heated. Can be accelerated.
[0079]
Similarly to the first design change described above, since the gas discharged from the succeeding cylinders 2B and 2C to the exhaust passage is based on combustion set to the stoichiometric air-fuel ratio, the generation of NOx is small and the three-way catalyst The exhaust gas purification can be achieved sufficiently.
[0080]
Furthermore, as another design change (third design change), the heating control means 47 combusts both the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C, and the subsequent cylinder 2B, After operating with the fuel injection amount of 2C set larger than the fuel injection amount of the preceding cylinders 2A and 2D (heating control H-4-1 (FIG. 19)), the fuel injection amounts of the subsequent cylinders 2B and 2C are decreased. However, it is also possible to control the fuel injection amount so as to increase the fuel injection amount of the preceding cylinders 2A and 2D (heating control H-4-2 (FIG. 20)).
[0081]
In this case, after operating the fuel injection amount of the succeeding cylinders 2B and 2C larger than the fuel injection amount of the preceding cylinders 2A and 2D, the preceding cylinders 2A and 2C are reduced while decreasing the fuel injection amount of the succeeding cylinders 2B and 2C. Since the 2D fuel injection amount is increased, the generation of the high temperature due to the combustion of the succeeding cylinders 2B and 2C is used more frequently from the beginning. As a result, this is suitable for rapidly heating the succeeding cylinders 2B and 2C. In addition, since both the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C are burned from the beginning, the control is easy and there is no transient fluctuation associated with switching of the combustion cylinders.
[0082]
Next, a modification of the present embodiment will be described with reference to FIGS.
[0083]
Referring to FIG. 8, the modification of control device 40 of spark ignition type four-cycle engine 1 according to the embodiment of the present invention includes self-ignition determination means 49 instead of predetermined time storage means 48.
[0084]
Referring to FIG. 9, in the modification of the present embodiment, as described above, preceding the predetermined period Ts immediately after the transition from the independent combustion mode control M-1 to the inter-cylinder combustion mode control M-2. Instead of putting at least one of the cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C into the combustion state, based on the determination of the self-ignition determination means 49, when the temperature is lower than the temperature state where self-ignition is possible, the inter-cylinder combustion Mode control M-2 is performed, and at least one of the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C is in a combustion state until at least the succeeding cylinders 2B, 2C are in the self-ignition combustion control (heating control). H-5-1 (FIG. 14) or heating control H-5-2 (FIG. 15) or heating control H-5-3 (FIG. 16)).
[0085]
The self-ignition determination means 49 determines the warm-up time of the engine required to shift to the self-ignition combustion control M-3 immediately during the inter-cylinder combustion mode control M-2 and to perform the self-ignition combustion control of the subsequent cylinders 2B and 2C. In order to shorten the temperature, the temperature state of the succeeding cylinders 2B and 2C is detected or estimated, and it is determined whether or not the temperature state is capable of self-ignition.
[0086]
Referring to FIG. 10, in the modification of the present embodiment, in step S1, it is determined whether or not the subsequent cylinders 2B and 2C are in the self-ignition condition instead of determining whether or not the predetermined period Ts has elapsed. Is done. Other procedures are the same as those in FIG.
[0087]
As described above, according to the modification of the present embodiment, the temperature state of the succeeding cylinders 2B and 2C is detected or estimated based on the determination of the self-ignition determination means 49 that determines whether or not the temperature state is capable of self-ignition. Then, the heating control H-5-1 (FIG. 14), the heating control H-5-2 (FIG. 15), or the heating control H-5-3 (FIG. 16) is performed. As a result of promptly shifting to the self-ignition combustion control M-3, the engine warm-up time required for the self-ignition combustion control of the succeeding cylinders 2B and 2C can be shortened.
[0088]
Also in this modification, the first design change, the second design change, and the third design change described above can be employed, and the effects thereof have the same effects corresponding to the respective design changes described above. .
[0089]
That is, as a design change (first design change), the heating control means 47 burns only one of the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C (heating control H-6-1 ( 17) or heating control H-6-2 (FIG. 18)), and the air-fuel ratio at the time of combustion is set to a substantially stoichiometric air-fuel ratio, the exhaust temperature of the preceding cylinders 2A, 2D or the combustion of the succeeding cylinders 2B, 2C By increasing the temperature, it is possible to control the fuel injection amount of the preceding cylinders 2A, 2D or the succeeding cylinders 2B, 2C so as to accelerate the heating of the succeeding cylinders 2B, 2C.
[0090]
In this case, only one of the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C is burned, and the air-fuel ratio at the time of combustion is set to a substantially stoichiometric air-fuel ratio. As a result, the exhaust temperature of the preceding cylinders 2A and 2D or the combustion temperature of the succeeding cylinders 2B and 2C can be increased, and the heating of the succeeding cylinders 2B and 2C can be accelerated. .
[0091]
Further, since the gas discharged from the succeeding cylinders 2B and 2C to the exhaust passage is based on combustion set to the stoichiometric air-fuel ratio, the generation of NOx is small and the exhaust gas purification is sufficiently achieved with only the three-way catalyst. The
[0092]
Alternatively, as another design change (second design change), the heating control means 47 first burns only the preceding cylinders 2A and 2D and sets the air-fuel ratio at the time of combustion to a substantially stoichiometric air-fuel ratio. After raising the exhaust temperature of the preceding cylinders 2A and 2D (heating control H-7-1 (FIG. 17)), the succeeding cylinders 2B and 2C are burned and the air-fuel ratio at the time of combustion is set to a substantially stoichiometric air-fuel ratio. Then, by increasing the combustion temperature of the succeeding cylinders 2B and 2C (heating control H-7-2 (FIG. 18)), the fuel injection amount is controlled so as to accelerate the heating of the succeeding cylinders 2B and 2C. It is also possible to do.
[0093]
In this case, the preceding cylinders 2A and 2D are first burned and the exhaust gas is introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C. Therefore, the amount of heat of the exhaust gas from the preceding cylinders 2A and 2D is effectively used for heating the succeeding cylinders 2B and 2C. Can be used. In addition, when the subsequent cylinders 2B and 2C are heated to some extent, the subsequent cylinders 2B and 2C can be switched to use the high temperature generated by the combustion of the subsequent cylinders 2B and 2C, so that the subsequent cylinders 2B and 2C can be efficiently heated. Can be accelerated.
[0094]
Similarly to the first design change described above, since the gas discharged from the succeeding cylinders 2B and 2C to the exhaust passage is based on combustion set to the stoichiometric air-fuel ratio, the generation of NOx is small and the three-way catalyst The exhaust gas purification can be achieved sufficiently.
[0095]
Furthermore, as another design change (third design change), the heating control means 47 combusts both the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C, and the subsequent cylinder 2B, After operating with the fuel injection amount of 2C set larger than the fuel injection amount of the preceding cylinders 2A and 2D (heating control H-8-1 (FIG. 19)), the fuel injection amounts of the subsequent cylinders 2B and 2C are decreased. However, it is also possible to control the fuel injection amount so as to increase the fuel injection amount of the preceding cylinders 2A and 2D (heating control H-8-2 (FIG. 20)).
[0096]
In this case, after operating the fuel injection amount of the succeeding cylinders 2B and 2C larger than the fuel injection amount of the preceding cylinders 2A and 2D, the preceding cylinders 2A and 2C are reduced while decreasing the fuel injection amount of the succeeding cylinders 2B and 2C. Since the 2D fuel injection amount is increased, the generation of the high temperature due to the combustion of the succeeding cylinders 2B and 2C is used more frequently from the beginning. As a result, this is suitable for rapidly heating the succeeding cylinders 2B and 2C. In addition, since both the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C are burned from the beginning, the control is easy and there is no transient fluctuation associated with switching of the combustion cylinders.
[0097]
The above-described embodiment is merely a preferred specific example of the present invention, and the present invention is not limited to the above-described embodiment.
[0098]
For example, the multi-cylinder spark ignition type four-cycle engine 1 is not necessarily limited to two pairs of cylinder shapes as shown in the figure, and also includes cylinders 2A to 2D, piston 3, combustion chamber 4, spark plug 7, and fuel injection valve. 9, ignition circuit 8, intake ports 11, 11a, 11b and exhaust ports 12, 12a, 12b, intake passage 15, exhaust passage 20, intake valves 31, 31a, 31b, exhaust valves 32, 32a, 32b, O 2 The sensor 23, the three-way catalyst 24, the camshafts 33 and 34, the valve stop mechanism 35, the passage 36, the control valve 37, the passage 38, and the control valve 39 are not necessarily limited to the illustrated shapes. At least a pair of cylinders in which the combustion cycle is performed with a phase difference such that the exhaust stroke and the intake stroke overlap, and the succeeding cylinders 2B and 2C in the intake stroke of the burned gas discharged from the preceding cylinders 2A and 2D in the exhaust stroke The control device 40 of the present invention can be applied to a multi-cylinder spark ignition type four-cycle engine 1 having an inter-cylinder gas passage 22 introduced into the cylinder.
[0099]
Next, in this embodiment, the control device 40 employs an ECU (engine control unit) composed of a general engine control microcomputer, but is not necessarily limited to the ECU as shown. Also, the air flow sensor 19 and O 2 The input of signals from the sensor 23, the rotational speed sensor 47, and the accelerator opening sensor 48, or the output of control signals to the fuel injection valves 9, the actuator 18, and the control valve 39 does not necessarily require the present invention. The design is not limited and various design changes are possible.
[0100]
Further, the control by the operation state determination means 41, the valve stop mechanism control means 42, the intake air amount control means 43 and the combustion state control means 44 after the engine warm-up operation is completed does not necessarily limit the present invention. The design can be changed.
[0101]
In addition, it goes without saying that various design changes are possible within the scope of the claims of the present invention.
[0102]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, at least a pair of cylinders in which the combustion cycle is performed with a phase difference such that the exhaust stroke and the intake stroke overlap, and the burned gas discharged from the preceding cylinder are introduced into the succeeding cylinder. In the multi-cylinder spark ignition type four-cycle engine provided with the inter-cylinder gas passage, the engine can be warmed up quickly and efficiently.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a conceptual diagram showing the overall configuration of a multi-cylinder spark ignition type 4-cycle engine to which a control device according to an embodiment of the present invention is applied.
FIG. 2 is a schematic sectional view showing a configuration of a main body of a multi-cylinder spark ignition type four-cycle engine to which a control device according to an embodiment of the present invention is applied.
FIG. 3 is a time chart showing an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder of a multi-cylinder spark ignition type 4-cycle engine.
FIG. 4 is a block diagram of a control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a graph showing control divisions of the control device according to the embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a graph showing changes in engine temperature by the control device according to the embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a process diagram showing a control procedure by the control device according to the embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a block diagram of a modification of the control device according to the embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a graph showing changes in engine temperature according to a modification of the control device according to the embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a process diagram showing a control procedure according to a modified example of the control device according to the embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a conceptual diagram showing independent combustion mode control by the control device.
FIG. 12 is a conceptual diagram showing inter-cylinder combustion mode control by the control device.
FIG. 13 is a conceptual diagram showing self-ignition combustion control by a control device.
FIG. 14 is a conceptual diagram showing an example of heating control by a control device.
FIG. 15 is a conceptual diagram showing an example of heating control by the control device.
FIG. 16 is a conceptual diagram showing an example of heating control by the control device.
FIG. 17 is a conceptual diagram illustrating an example of heating control by design changes 1 and 2 of the control device.
FIG. 18 is a conceptual diagram showing an example of heating control by design changes 1 and 2 of the control device.
FIG. 19 is a conceptual diagram showing a part of heating control by design change 3 of the control device.
FIG. 20 is a conceptual diagram showing a part of heating control by design change 3 of the control device.
[Explanation of symbols]
1 Spark ignition type 4-cycle engine
2A, 2B, 2C, 2D cylinder
2A, 2D preceding cylinder
2B, 2C Successive cylinder
22 Inter-cylinder gas passage
40 Control device
47 Heating control means
49 Self-ignition determination means
EX Exhaust stroke
IN Intake stroke
M-1 Independent combustion mode control
M-2 Inter-cylinder combustion mode control
M-3 Self-ignition combustion control
Ts predetermined period

Claims (8)

排気行程と吸気行程とが重なるような位相差をもって燃焼サイクルが行われる少なくとも一対の気筒と、排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスを吸気行程にある後続気筒に導入する気筒間ガス通路とを備えた多気筒の火花点火式４サイクルエンジンにおいて、
上記気筒間ガス通路を遮断した状態で、それぞれの気筒に燃料と空気とを供給して、各気筒を独立に燃焼状態にする独立燃焼モード制御と、
上記気筒間ガス通路を開放して先行気筒と後続気筒とを接続した状態で、先行気筒に理論空燃比よりも空燃比が大きいリーン空燃比で燃料と空気とを供給して、燃焼状態にするとともに、後続気筒に先行気筒の既燃ガスと燃料とを供給して燃焼状態にする気筒間燃焼モード制御とを選択し、
上記気筒間燃焼モード制御中に後続気筒において自己着火燃焼制御を行うようになっている火花点火式４サイクルエンジンの制御装置であって、
エンジンの暖機運転に際して、独立燃焼モード制御を行った後、気筒間燃焼モード制御を行い、独立燃焼モード制御から気筒間燃焼モード制御への移行直後の所定期間に先行気筒および後続気筒のうちの少なくとも一方を燃焼状態にし、かつその燃焼を強制点火により行わせるとともに先行気筒の排気温度および後続気筒の燃焼温度のうち少なくとも一方を高くすることにより後続気筒の加熱を加速するように、燃料噴射量を制御する加熱制御手段を備えたことを特徴とする火花点火式４サイクルエンジンの制御装置。Inter-cylinder gas that introduces the burned gas discharged from the preceding cylinder in the exhaust stroke into the subsequent cylinder in the intake stroke and at least a pair of cylinders in which the combustion cycle is performed with a phase difference such that the exhaust stroke and the intake stroke overlap In a multi-cylinder spark ignition type four-cycle engine having a passage,
Independent combustion mode control that supplies fuel and air to each cylinder in a state in which the inter-cylinder gas passage is shut off, so that each cylinder is in a combustion state independently;
In a state where the inter-cylinder gas passage is opened and the preceding cylinder and the succeeding cylinder are connected, fuel and air are supplied to the preceding cylinder at a lean air-fuel ratio that is larger than the stoichiometric air-fuel ratio, and a combustion state is obtained. In addition, the inter-cylinder combustion mode control for supplying the burned gas and fuel of the preceding cylinder to the succeeding cylinder to make the combustion state is selected,
A spark ignition type four-cycle engine control device configured to perform self-ignition combustion control in a subsequent cylinder during the inter-cylinder combustion mode control,
During engine warm-up operation, after performing independent combustion mode control, performing inter-cylinder combustion mode control, and during the predetermined period immediately after the transition from independent combustion mode control to inter-cylinder combustion mode control, Fuel injection amount so that at least one of the cylinders is in a combustion state and the combustion is performed by forced ignition and at least one of the exhaust temperature of the preceding cylinder and the combustion temperature of the succeeding cylinder is increased to accelerate the heating of the succeeding cylinder A control apparatus for a spark ignition type four-cycle engine, characterized by comprising a heating control means for controlling the engine. 上記加熱制御手段は、先行気筒、後続気筒のうちのいずれか一方でのみ燃焼させ、かつその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定して先行気筒の排気温度もしくは後続気筒の燃焼温度を高くすることにより後続気筒の加熱を加速するように先行気筒もしくは後続気筒の燃料噴射量を制御することを特徴とする請求項１に記載の火花点火式４サイクルエンジンの制御装置。The heating control means burns only one of the preceding cylinder and the succeeding cylinder, and sets the air-fuel ratio at the time of combustion to a substantially stoichiometric air-fuel ratio, so that the exhaust temperature of the preceding cylinder or the combustion temperature of the succeeding cylinder 2. The control device for a spark ignition type four-cycle engine according to claim 1, wherein the fuel injection amount of the preceding cylinder or the succeeding cylinder is controlled so as to accelerate the heating of the succeeding cylinder by increasing the value. 上記加熱制御手段は、先に先行気筒のみ燃焼させてその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定することにより先行気筒の排気温度を高くした後に、後続気筒を燃焼させてその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定して後続気筒の燃焼温度を高くすることにより後続気筒の加熱を加速するように燃料噴射量を制御することを特徴とする請求項２に記載の火花点火式４サイクルエンジンの制御装置。The heating control means first burns only the preceding cylinder, sets the air-fuel ratio at the time of combustion to a substantially stoichiometric air-fuel ratio, raises the exhaust temperature of the preceding cylinder, and then burns the subsequent cylinder to burn the combustion. 3. The spark according to claim 2, wherein the fuel injection amount is controlled so as to accelerate the heating of the succeeding cylinder by setting the air-fuel ratio at the time to a substantially stoichiometric air-fuel ratio and increasing the combustion temperature of the succeeding cylinder. Control device for ignition type 4-cycle engine. 上記加熱制御手段は、先行気筒および後続気筒の両方を燃焼させ、かつその燃焼の際に、後続気筒の燃料噴射量を先行気筒の燃料噴射量よりも大きく設定して運転した後に、後続気筒の燃料噴射量を減少させながら先行気筒の燃料噴射量を増加させるように燃料噴射量を制御することを特徴とする請求項１に記載の火花点火式４サイクルエンジンの制御装置。The heating control means burns both the preceding cylinder and the succeeding cylinder, and at the time of the combustion, after operating with the fuel injection amount of the succeeding cylinder set larger than the fuel injection amount of the preceding cylinder, 2. The control device for a spark ignition type 4-cycle engine according to claim 1, wherein the fuel injection amount is controlled so as to increase the fuel injection amount of the preceding cylinder while decreasing the fuel injection amount. 排気行程と吸気行程とが重なるような位相差をもって燃焼サイクルが行われる少なくとも一対の気筒と、排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスを吸気行程にある後続気筒に導入する気筒間ガス通路とを備えた多気筒の火花点火式４サイクルエンジンにおいて、
上記気筒間ガス通路を遮断した状態で、それぞれの気筒に燃料と空気とを供給して、各気筒を独立に燃焼状態にする独立燃焼モード制御と、
上記気筒間ガス通路を開放して先行気筒と後続気筒とを接続した状態で、先行気筒に理論空燃比よりも空燃比が大きいリーン空燃比で燃料と空気とを供給して、燃焼状態にするとともに、後続気筒に先行気筒の既燃ガスと燃料とを供給して燃焼状態にする気筒間燃焼モード制御とを選択し、
上記気筒間燃焼モード制御中に後続気筒において自己着火燃焼制御を行うようになっている火花点火式４サイクルエンジンの制御装置であって、
後続気筒の温度状態を検出もしくは推定して、自己着火可能な温度状態か否かを判定する自己着火判定手段と、
この判定に基づき、自己着火可能な温度状態より低い温度状態のとき、気筒間燃焼モード制御を行い、少なくとも後続気筒が自己着火燃焼制御となるまで、先行気筒および後続気筒のうちの少なくとも一方を燃焼状態にし、かつその燃焼を強制点火により行わせるとともに先行気筒の排気温度および後続気筒の燃焼温度のうち少なくとも一方を高くすることにより後続気筒の加熱を加速するように、燃料噴射量を制御する加熱制御手段を備えたことを特徴とする火花点火式４サイクルエンジンの制御装置。Inter-cylinder gas that introduces the burned gas discharged from the preceding cylinder in the exhaust stroke into the subsequent cylinder in the intake stroke and at least a pair of cylinders in which the combustion cycle is performed with a phase difference such that the exhaust stroke and the intake stroke overlap In a multi-cylinder spark ignition type four-cycle engine having a passage,
Independent combustion mode control that supplies fuel and air to each cylinder in a state in which the inter-cylinder gas passage is shut off, so that each cylinder is in a combustion state independently;
In a state where the inter-cylinder gas passage is opened and the preceding cylinder and the succeeding cylinder are connected, fuel and air are supplied to the preceding cylinder at a lean air-fuel ratio that is larger than the stoichiometric air-fuel ratio, and a combustion state is obtained. In addition, the inter-cylinder combustion mode control for supplying the burned gas and fuel of the preceding cylinder to the succeeding cylinder to make the combustion state is selected,
A spark ignition type four-cycle engine control device configured to perform self-ignition combustion control in a subsequent cylinder during the inter-cylinder combustion mode control,
Self-ignition determination means for detecting or estimating the temperature state of the succeeding cylinder and determining whether or not the temperature state is capable of self-ignition;
Based on this determination, the inter-cylinder combustion mode control is performed when the temperature is lower than the temperature state where self-ignition is possible, and at least one of the preceding cylinder and the succeeding cylinder is combusted until at least the succeeding cylinder becomes self-igniting combustion control. Heating for controlling the fuel injection amount so as to accelerate the heating of the succeeding cylinder by increasing the at least one of the exhaust temperature of the preceding cylinder and the combustion temperature of the succeeding cylinder. A control device for a spark ignition type 4-cycle engine, characterized by comprising control means. 上記加熱制御手段は、先行気筒、後続気筒のうちのいずれか一方でのみ燃焼させ、かつその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定して先行気筒の排気温度もしくは後続気筒の燃焼温度を高くすることにより後続気筒の加熱を加速するように先行気筒もしくは後続気筒の燃料噴射量を制御することを特徴とする請求項５に記載の火花点火式４サイクルエンジンの制御装置。The heating control means burns only one of the preceding cylinder and the succeeding cylinder, and sets the air-fuel ratio at the time of combustion to a substantially stoichiometric air-fuel ratio, so that the exhaust temperature of the preceding cylinder or the combustion temperature of the succeeding cylinder 6. The control device for a spark ignition type four-cycle engine according to claim 5, wherein the fuel injection amount of the preceding cylinder or the succeeding cylinder is controlled so as to accelerate the heating of the succeeding cylinder by increasing the value. 上記加熱制御手段は、先に先行気筒のみ燃焼させてその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定することにより先行気筒の排気温度を高くした後に、後続気筒を燃焼させてその燃焼の際の空燃比を略理論空燃比に設定して後続気筒の燃焼温度を高くすることにより後続気筒の加熱を加速するように燃料噴射量を制御することを特徴とする請求項５に記載の火花点火式４サイクルエンジンの制御装置。The heating control means first burns only the preceding cylinder, sets the air-fuel ratio at the time of combustion to a substantially stoichiometric air-fuel ratio, raises the exhaust temperature of the preceding cylinder, and then burns the subsequent cylinder to burn the combustion. 6. The spark according to claim 5, wherein the fuel injection amount is controlled so as to accelerate the heating of the succeeding cylinder by increasing the combustion temperature of the succeeding cylinder by setting the air-fuel ratio at the time to a substantially stoichiometric air-fuel ratio. Control device for ignition type 4-cycle engine. 上記加熱制御手段は、先行気筒および後続気筒の両方を燃焼させ、かつその燃焼の際に、後続気筒の燃料噴射量を先行気筒の燃料噴射量よりも大きく設定して運転した後に、後続気筒の燃料噴射量を減少させながら先行気筒の燃料噴射量を増加させるように燃料噴射量を制御することを特徴とする請求項５に記載の火花点火式４サイクルエンジンの制御装置。The heating control means burns both the preceding cylinder and the succeeding cylinder, and at the time of the combustion, after operating with the fuel injection amount of the succeeding cylinder set larger than the fuel injection amount of the preceding cylinder, 6. The control device for a spark ignition type 4-cycle engine according to claim 5, wherein the fuel injection amount is controlled so as to increase the fuel injection amount of the preceding cylinder while decreasing the fuel injection amount.
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