JP3975726B2 - Control device for internal combustion engine - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、可変バルブタイミング機構を備える内燃機関の制御装置に関する。
【０００２】
【従来技術】
近年では、エミッション規制に対する要求に対して、内燃機関が始動してから早期に触媒を活性させるための技術が開発されている。この技術では、触媒を早期に活性させるために点火遅角により意図的に不完全燃焼の高温ガスを排出させ、三元触媒の早期昇温を図っている。
【０００３】
三元触媒の早期昇温に関する技術として、特開平６−１１７３４８号公報に開示される技術では、触媒早期暖機のために点火タイミングの遅角制御が行われると、内燃機関が排気行程から吸気行程にかかるピストンが上死点から下死点に達するまでの間に吸気バルブが開弁するように制御している。これによると、点火遅角が行われることで燃焼速度が低下するために、通常の吸気バルブを開くタイミングでは吸気管内に燃焼ガスが逆流し、バックファイアが生じる虞があるが、上述の吸気バルブ制御を行うことで、吸気管内に燃焼ガスが逆流することを防止し、点火遅角時に発生するバックファイアを防止している。
【０００４】
【発明が解決する課題】
ところが、特開平６−１１７３４８号公報の技術では点火遅角時に発生するバックファイアを防止しているが、燃焼を安定させることについては何ら記載されていない。
【０００５】
そこで、本発明では、点火遅角が行われたときでも安定した燃焼を行うことができる可変バルブタイミング装置を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決すための手段】
請求項１の発明によれば、触媒を早期に暖機するために点火時期の遅角制御を行う内燃機関において、内燃機関の始動が冷間始動であるときに、吸気バルブの開タイミングを遅角させる遅角制御手段を備えると共に、燃料噴射制御手段により、前記遅角された吸気バルブの開タイミングに応じた燃料噴射制御を実施する。
【０００７】
上述のように吸気バルブの開タイミングを遅角することにより、内燃機関のピストンが上死点を越えてから下死点へ移行する際も吸気バルブが閉じた状態が維持される。これにより、吸気管内の圧力に比して燃焼室内の圧力が相対的に低くなる。この状態で吸気バルブを開くので、吸気管内の圧力と燃焼室内の圧力との差圧により吸気流速が向上する。
【０００８】
吸気バルブが開き始めたときは、吸入空気が燃料室内に流入するための面積が小さいことから、特に吸気流速が向上するため、このタイミングで燃料が燃焼室内に吸入されるように燃料噴射を制御することで、燃料の霧化が促進されて良好な燃焼が得られる。さらに、これらの制御を冷間始動時に行うことで、吸気通路に付着する燃料を吸気流速の向上により低減させることができ、付着燃料によるＨＣガスなどの排出を低減することができる。
【０００９】
請求項２の発明によれば、請求項１に記載の内燃機関の制御装置において、遅角制御手段は、吸気通路内の圧力と燃焼室内の圧力との差が所定値以上となるように前記吸気バルブの開タイミングを遅角する。
【００１０】
これにより、吸気バルブを開いたときの吸気流速が吸気通路の壁面に付着する付着燃料を低減させることができ、さらに、燃料噴射制御により噴射される燃料は、吸気流速が向上することにより霧化が促進されて燃焼が安定する。
【００１１】
なお、所定値としては、噴射燃料の十分な霧化が行われるような吸気流速を得られる差圧が好ましく、例えば３０ＫＰａ程度以上が十分な吸気流速を得るために好ましい値である。
【００１４】
請求項３の発明によれば、請求項１または請求項２に記載の内燃機関の制御装置において、遅角制御手段は、始動判定手段により内燃機関が始動したと判定されると、内燃機関の始動時に中間保持機構により規制された所定の開タイミングから吸気バルブの開タイミングを遅角する。
【００１５】
これにより、始動時には、吸気バルブの開タイミングが始動に適したタイミングに保持されることで、内燃機関の始動性を確保することができ、内燃機関が始動したことを判定すると、遅角制御手段により吸気バルブの開タイミングを遅角するので、燃料噴射制御手段により制御される噴射燃料の霧化と吸気通路に付着する燃料を低減することとができるため、ＨＣガスの排出を低減することができる。
【００１６】
請求項４の発明によれば、請求項１乃至請求項３のいずれか一つに記載の内燃機関の制御装置において、燃料噴射制御手段は、遅角制御手段により吸気バルブが遅角されるときには、燃料噴射量を減量補正する。
【００１７】
遅角制御が行われているときは、吸気流速が向上するために、吸気通路に付着する燃料が燃焼室内に流入することとなる。このため、燃焼室内に流入する付着燃料の燃料量分を減量補正することで、空燃比が乱れることを防止することができる。
【００１８】
請求項５の発明によれば、請求項１乃至請求項４のいずれか一つに記載の内燃機関の制御装置において、燃料噴射制御手段は、進角制御手段により吸気バルブが進角されるときには、燃料噴射量を増量補正する。
【００１９】
吸気バルブの開タイミングが上死点以降に設定されると、吸気通路と燃焼室との圧力差が生じるために、吸気バルブが開いたときの吸気流速が上死点前に吸気バルブが開くときに比して大きな値になる。さらに、上死点以降でも吸気バルブの開タイミングにより吸気流速が変化するので、吸気管に付着する燃料の蒸発度合も異なってくる。そこで、上述のように、進角制御手段により吸気バルブの開タイミングが進角されると、進角度合に応じて燃料噴射量を増量制御することで、吸気管に付着する燃料を見込んで制御することができるので、空燃比が乱れるのを防止することができる。
【００２０】
請求項６の発明によれば、請求項１乃至請求項５のいずれか一つに記載の内燃機関の制御装置において、排気バルブの閉タイミングを設定する第２のバルブタイミング制御手段とを備え、触媒早期暖機のための遅角制御手段により前記吸気バルブが遅角される期間、排気バルブを第２のバルブタイミング制御手段により進角する。
【００２１】
これにより、排気バルブの閉タイミングを進角することで燃焼室内に残る排気ガスが増量する。これを吸気バルブの開タイミングが遅角されている際に行うので、吸気流速の向上により燃焼室内に残留する排気ガスをより攪拌することができるので、燃焼悪化を低減することができる。
【００２２】
請求項７の発明によれば、請求項３に記載の内燃機関の制御装置において、内燃機関の始動時に内燃機関が半暖機状態であることが検出されたとき、内燃機関の始動時に吸気バルブを遅角する。これにより吸気流速の向上によって燃料の霧化が促進され、内燃機関の始動性を向上することができる。
【００２３】
また、請求項７に記載の内燃機関の制御装置において、触媒が暖機しておらず、かつ、内燃機関がほぼ暖機状態にあるときとは、機関停止後、冷却水温が下がり始めた後、下がりきる前に内燃機関が再始動された状態にあるときに内燃機関が半暖機状態であると判断する。
【００２４】
このような場合、冷間始動時に比べて始動性が安定するため吸気バルブの開タイミングを遅角させたとき、充填効率が悪くなっても十分始動することができる。また、吸気流速が早くなり、燃料の霧化が向上するため燃料の燃焼状態が良くなり、始動時のエミッションを向上することができる。
【００２５】
また始動時に吸気バルブの開タイミングを既に遅角させているため、始動後、すぐに触媒早期暖機のための点火遅角制御を実行することができる。
【００２６】
また、請求項８の発明のように、請求項７に記載の内燃機関の制御装置において、内燃機関の半暖機を内燃機関の冷却水温、内燃機関始動後の経過時間、吸気温度、内燃機関回転数の積算値の少なくとも一つを用いることにより、精度良く内燃機関の半暖機状態を検出することができる。
【００２７】
請求項９の発明によれば、第２のバルブタイミング制御手段は、遅角制御手段により吸気バルブの開タイミングが遅角されている期間、吸気バルブの開タイミングに応じて前記排気バルブの閉タイミングを制御する。
【００２８】
これにより吸気バルブの開タイミングが遅角されているとき、吸気バルブの開タイミングに応じて最適な排気バルブの閉タイミングを設定することができる。通常、排気バルブが閉弁しても所定の期間は排気バルブとシリンダとの間にわずかな隙間が生じる。本発明のように吸気バルブの開タイミングを遅角してシリンダ内に負圧を発生させる際には、この隙間の影響を大きく受ける。
【００２９】
そこで、請求項１０に記載の発明のように、排気バルブの閉タイミングを前記排気バルブの閉弁後、所定クランク角経過後に前記吸気バルブが開弁するように設定するようにすれば、確実に排気バルブとシリンダとが密閉した状態を作ることができるので、吸気バルブの閉タイミングを遅角することにより、効率良くシリンダ内に負圧を発生させることができる。また、請求項１１の記載の発明のように、吸気バルブが開き始めたときに、このタイミングで燃料が燃焼室内に吸入されるように燃料噴射を制御すると良い。これにより、吸気バルブが開き始めたときは、吸入空気が燃料室内に流入するための面積が小さいことから、特に吸気流速が向上するため、このタイミングで燃料が燃焼室内に吸入されるように燃料噴射を制御することで、燃料の霧化が促進されて良好な燃焼が得られます。また、請求項１２の記載の発明のように、吸気バルブの開タイミングが遅角するほど燃料噴射量を少なくするように補正係数を設定し、該補正係数に基づいて燃料噴射量を算出する。このように、燃料噴射量は、吸気バルブの開タイミングの遅角に応じて算出された補正係数に基づいて算出される。
【００３０】
【実施の形態】
（第１実施例）
以下、上記した各発明における内燃機関のバルブタイミング制御装置をガソリンエンジンに具体化した実施の形態における第１実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
【００３１】
図１は本発明の第１実施例におけるバルブタイミング制御装置を備える内燃機関（エンジン）を示す概略構成図である。複数気筒よりなるエンジン１は、その各気筒のシリンダ２内において上下動可能に設けられたピストン３を備え、そのピストン３の上側が燃焼室４となっている。
【００３２】
各燃焼室４には点火プラグ５がそれぞれ設けられている。又、各燃焼室４には、吸気ポート６ａ及び排気ポート７ａを通じて、吸気通路６及び排気通路７がそれぞれ設けられている。排気通路７の下流には、ＨＣガスを浄化できる三元触媒１９が配設されている。
【００３３】
なお、排気通路７の下流に配設される触媒は、三元触媒１９に限らずＨＣガスを吸着または吸蔵することが可能な触媒であればよく、例えばＨＣ吸着触媒でも良いし、これらの触媒を複数組み合わせて配設しても良い。
【００３４】
そして、吸気ポート６ａ及び排気ポート７ａには、吸気ポート６ａを開閉するための吸気バルブ８及び排気ポートを開閉するための排気バルブ９がそれぞれ設けられている。これら吸気バルブ８及び排気バルブ９は吸気側カムシャフト１０及び排気側カムシャフト１１の回転により駆動される。又、各カムシャフト１０，１１の一端には、吸気側タイミングプーリ１２及び排気側タイミングプーリ１３がそれぞれ設けられている。更に、各タイミングプーリ１２，１３は、タイミングベルト１４を介して、図示しないクランクシャフトに駆動連結されている。
【００３５】
従って、エンジン１の運転時には、クランクシャフトからタイミングベルト１４及び各タイミングプーリ１２，１３を介して各カムシャフト１０，１１に回転動力が伝達され、各カムシャフト１０，１１の回転により吸気バルブ８及び排気バルブ９が開閉駆動される。又、これら吸気バルブ８及び排気バルブ９は、クランクシャフトの回転に同期して、即ち吸気行程、圧縮行程、爆発行程及び排気行程の一連の４行程に同期して、所定の開閉タイミングで駆動される。又、各気筒毎の吸気ポート６ａの近傍には、燃料噴射用の燃料噴射弁としてのインジェクタ１６が各気筒毎にそれぞれ設けられている。
【００３６】
吸気通路６の途中には、図示しないアクセルペダルの操作に基づいて電気的に開閉制御されるスロットルバルブ１７が設けられている。そして、このスロットルバルブ１７が開閉されることにより、吸気通路６への外気の取り込み量、即ち吸入空気量が調節される。このスロットルバルブ１７の下流側には、吸気脈動を平滑化するためのサージタンク１８が設けられている。又、スロットルバルブ１７の近傍には、そのスロットル開度ＴＡを検出するためのスロットルセンサ７４が設けられている。
【００３７】
更に、エンジン１には、その冷却水の温度（冷却水温）ＴＨＷを検出するための水温センサ７５が設けられている。
【００３８】
各点火プラグ５には、ディストリビュータ２１にて分配された高電圧が印加される。ディストリビュータ２１には、排気側カムシャフト１１に連結されてクランクシャフトの回転に同期して回転される図示しないロータが内蔵されている。ディストリビュータ２１には、そのロータの回転からエンジン１の回転速度（１分当たりのエンジン回転数）Ｎｅを検出するための回転速度センサ７６が取り付けられている。又、ディストリビュータ２１には、同じくロータの回転に応じてエンジン１のクランク角基準位置ＧＰを所定の割合で検出するための気筒判別センサ７７が取り付けられている。本実施例では、エンジン１の一連の４行程に対してクランクシャフトが２回転するものとして、回転速度センサ７６では１パルス当たり３０°ＣＡの割合でクランク角が検出される。又、気筒判別センサ７７では１パルス当たり３６０°ＣＡの割合でクランク角が検出される。
【００３９】
また本実施例では、吸気側タイミングプーリ１２には、吸気バルブ８の開閉タイミングを可変にするために油圧により駆動される液圧作動式の吸気側可変バルブタイミング機構２５ａが、同様に、排気側タイミングプーリ１３には、排気バルブ９の開閉タイミングを可変にするための排気側可変バルブタイミング機構２５ｂが設けられている。
【００４０】
オイルパン２８、オイルポンプ２９は、本実施例のエンジン潤滑系を構成している。オイルポンプ２９がオイルパン２８のオイルを汲み上げ、汲み上げられたオイルはオイルフィルタ３０を介して油路９０を通って吸気側可変バルブタイミング機構２５ａに供給される。ここで、油路９０の途中に設けられた第１のオイルコントロールバルブ５６ａは、吸気側可変バルブタイミング機構２５ａの図示しない進角室、遅角室に供給されるオイルの圧力を調整し、吸気バルブ８の開タイミングを進角側、遅角側に制御する。
【００４１】
また、油路９０はオイルフィルタの下流で分岐しており、吸気側の可変バルブタイミング機構２５ａと同様に、第２のオイルコントロールバルブ５６ｂが排気側可変バルブタイミング機構２５ｂの図示しない進角室、遅角室に供給されるオイルの圧力を調整し、排気バルブ９の開タイミングを進角側、遅角側に制御する。
【００４２】
第１、第２のオイルコントロールバルブ５６ａ・５６ｂは、それぞれソレノイド式の電磁駆動弁にて構成されて、印加する電圧のデューティ比によりスプール量を決定する。この第１、第２のオイルコントロールバルブ５６ａ・５６ｂのスプール量を変更することで吸気側、排気側可変バルブタイミング機構２５ａ・２５ｂに供給される油圧を調整し、バルブタイミングを進角側、または、遅角側に調整することができる。このオイルコントロールバルブ５６ａ・５６ｂは、従来より知られる油圧コントロールバルブを用いると良い。なお、オイルコントロールバルブの詳細な説明は省略する。
【００４３】
また、吸気側、排気側のそれぞれの可変バルブタイミング機構２５ａ・２５ｂは、図示しないハウジング内にベーンを備え、ベーンを進角側・遅角側に付勢する油圧を図示しない進角室、遅角室に印加することにより吸気側、排気側それぞれの可変バルブタイミング機構２５ａ・２５ｂを独立に進角・遅角させる。なお、従来より知られるベーン式の可変バルブタイミング機構に限らず、従来より知られるヘリカル式可変バルブタイミング機構を用いても良い。また、リフト量を可変に設定することでバルブの開閉タイミングを設定することができるものを用いても良いし、電磁駆動によりバルブタイミング、リフト量を自由に設定することができるものを用いても良い。なお、バルブタイミング機構の詳細な説明は省略する。
【００４４】
吸気側、排気側バルブタイミング機構２５ａ・２５ｂを進角、または遅角制御するための第１、第２のオイルコントロールバルブ５６ａ・５６ｂはＥＣＵ８０に電気的に接続されている。ＥＣＵ８０は、第１、第２のオイルコントロールバルブ５６ａ・５６ｂのスプール量を制御する。
【００４５】
図２はＥＣＵ８０の構成を示している。図２に従って、ＥＣＵ８０の概略構成を説明する。ＥＣＵ８０には、スロットルセンサ７４、水温センサ７５、回転速度センサ７６、気筒判別センサ７７、カム回転角センサ７８ａ・７８ｂ及び油温センサ７９がそれぞれ電気的に接続されている。ＥＣＵ８０はこれら各センサ７４乃至７９等から出力される出力信号に基づいて各インジェクタ１６、イグナイタ２２、及び第１、第２のオイルコントロールバルブ５６ａ・５６ｂを適宜駆動制御する。
【００４６】
次に、ＥＣＵ８０に関わる電気的構成について説明する。ＥＣＵ８０は、中央演算処理装置としてのＣＰＵ８１、所定の制御プログラム等を予め記憶した読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）８２、ＣＰＵ８１の演算結果等を一時記憶するためのランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）８３、予め記憶されたデータを保存するためのバックアップＲＡＭ８４等を備えている。そして、各部材８１乃至８４、アナログ／デジタル変換器を含む外部入力回路８５及び外部出力回路８６は、バス８７を介して信号を送受信する。
【００４７】
外部入力回路８５には、スロットルセンサ７４、水温センサ７５、回転速度センサ７６、気筒判別センサ７７、カム回転角センサ７８及び油温センサ７９等がそれぞれ接続されている。一方、外部出力回路８６には、各インジェクタ１６、イグナイタ２２及び第１、第２のオイルコントロールバルブ５６ａ・５６ｂがそれぞれ接続されている。
【００４８】
ＣＰＵ８１は、外部入力回路８５を介して入力される各センサ７４〜７９及び図示しない各種センサ等の検出信号をその時々に入力値として読み込み、ＲＡＭ８３の所定エリアに記憶する。又、ＣＰＵ８１は各センサ７４〜７９及び図示しない各種センサから読み込んだ入力値に基づき、燃料噴射量制御、点火時期制御、アイドル回転速度制御、或いはバルブタイミング制御等を実行するために、各インジェクタ１６、イグナイタ２２及び第１、第２のオイルコントロールバルブ５６ａ・５６ｂ等を適宜制御する。
【００４９】
又、上記の構成に加えてイグニッションスイッチＳＷをオフした後にバルブタイミング等を制御するために、電源をキースイッチオフ後にも各回路に印加するようにした回路構成を採用している。
【００５０】
すなわち、外部出力回路８６はトランジスタＴＲのベース端子に接続されている。同トランジスタＴＲのエミッタ端子は電源保持回路８８の入力端子に接続され、コレクタ端子は接地されている。電源保持回路８８の他の入力端子はスイッチＳＷを介してバッテリを含む電源回路８９に接続されている。イグニッションスイッチＳＷと電源保持回路８８間には抵抗Ｒ１が接続され、抵抗Ｒ１のマイナス端子は抵抗Ｒ２を介して接地されている。又、電源保持回路８８の出力端子は電源回路８９に接続されている。電源回路８９は車載の各種電気回路に接続され、電力を安定して供給する。そして、電源回路８９は電源保持回路８８からのＨｉｇｈ信号により動作するとともに、Ｌｏｗ信号により停止するようになっている。
【００５１】
又、前記電源保持回路８８はイグニッションスイッチＳＷがオンされていると出力端子からＨｉｇｈ信号を出力するようになっている。又、前記トランジスタＴＲに対して外部出力回路８６からの駆動信号が出力されると、トランジスタＴＲが動作して、電源保持回路８８の出力端子からＨｉｇｈ信号が出力するようになっている。なお、前記電源保持回路８８は特開昭６０−１６６７０５号公報第５頁左上欄第１９行〜右上欄第１２行に記載されたＯＲゲート、及びリレーにより実現可能である。
【００５２】
次に、前述したＥＣＵ８０により実行される各種処理内容の中で、本発明に係わる処理内容について説明する。
【００５３】
図３は、三元触媒１９を早期に暖機させるために行われる点火時期の制御を示すフローチャートである。まず、ステップ１０１にてエンジン回転速度Ｎｅ、吸気管圧力ＰＭ、エンジン水温Ｔｈｗなどが読み出される。ここで、エンジン回転速度Ｎｅ，吸気管圧力ＰＭ，エンジン水温Ｔｈｗが読み出されるのは、後のステップにて、エンジン回転速度Ｎｅと吸気管圧力ＰＭが基本点火時期θＢＳＥを算出するパラメータとなり、エンジン水温Ｔｈｗが基本点火時期θＢＳＥに対する遅角補正値θＣＬＤを算出するためのパラメータとなるからである。
【００５４】
次にステップ１０２では、ステップ１０１で検出したエンジン回転速度Ｎｅからエンジン始動時か否かを判定する。始動時を判定するためのエンジン回転速度Ｎｅとして、例えば１０００ｒｐｍが設定されている。つまり、クランキング後、エンジン回転速度Ｎｅが一度でも１０００ｒｐｍを越えると始動が完了したと判定する。もちろん、他の周知の方法を用いて始動を判定するようにしても良い。また、始動を判定するためのエンジン回転数も１０００ｒｐｍ以外でも良く、例えば４００ｒｐｍとしても良い。
【００５５】
このステップ１０２にて、エンジンの始動時か否かを判定するのは、始動時には燃焼の安定化を優先して点火時期を遅角せず、一方、始動後には触媒を早期に暖機するために点火時期を遅角するからである。
【００５６】
このようにしてステップ１０２にて始動時であると判定されると、ステップ１０８へ進み、燃焼が安定する固定の点火時期を所定のアドレスへ格納して本ルーチンを終了する。一方、ステップ１０２にて始動時ではないと判定されると、ステップ１０３に進み、内燃機関の運転状態がアイドル運転か否かが判定される。ステップ１０３にてアイドル運転状態であると判定されると、ステップ１０５に進み、エンジン回転速度Ｎｅ，エンジン水温Ｔｈｗから基本点火時期θＢＳＥを算出し、ステップ１０６へ進む。一方、内燃機関の運転状態がアイドル運転状態ではないと判定されると、ステップ１０４へ進み、吸気管圧力ＰＭ，エンジン水温Ｔｈｗ，エンジン回転速度Ｎｅとから基本点火時期θＢＳＥを算出し、ステップ１０６へ進む。
【００５７】
ステップ１０６では、エンジン水温Ｔｈｗから遅角補正値θＣＬＤを算出する。このようにステップ１０４乃至ステップ１０６にて、基本点火時期θＢＳＥと遅角補正値θＣＬＤとを算出すると、ステップ１０７にて点火時期θｉｇを算出（θｉｇ＝θＢＳＥ−θＣＬＤ）し、所定のアドレスへ格納する。その後、本ルーチンを終了する。
【００５８】
次に、点火時期に応じた燃料噴射量ＴＡＵを算出するためのフローチャートを図４に従って説明する。
【００５９】
ステップ２０１では、エンジン回転速度Ｎｅ，エンジン水温Ｔｈｗ，吸気管圧力ＰＭ，吸気温Ｔｈａを読み出す。そして、ステップ２０２へ進み、内燃機関の運転状態が始動時の運転状態であるか否かが判定さえる。運転状態が始動時であると判定されると、ステップ２０５へ進み、ステップ２０１にて読み出したエンジン水温Ｔｈｗから始動時の燃料噴射量ＴＡＵＳＴＡを算出し、ステップ２０６へ進む。ステップ２０６では、始動時燃料噴射量ＴＡＵＳＴＡをステップ２０１にて読み出した吸気温Ｔｈｗ，エンジン回転速度Ｎｅとにより補正し、本ルーチンを終了する。
【００６０】
一方、ステップ２０２にて、運転状態が始動時ではないと判定されると、ステップ２０３へ進み、エンジン回転速度Ｎｅ，吸気管圧力ＰＭからベースとなる基本噴射量Ｔｐを算出する。そして、ステップ２０４に進み、始動後から２秒以上が経過したか否かが判定される。始動後から２秒以上経過していれば、ステップ２１０へ進む。一方、始動後から２秒が経過していなければ、ステップ２０７乃至ステップ２０９の処理を実施する。
【００６１】
まず、ステップ２０７では、ステップ２０１で読み出したエンジン水温Ｔｈｗから始動後の燃料増量係数ＦＡＳＥを算出する。エンジン水温Ｔｈｗから始動時の燃料増量係数ＦＡＳＥを算出するのは、始動時から始動後へ抜ける瞬間に空燃比が緩やかにリーン側に以降するように、始動時から始動後にかけて緩やかに燃料噴射量が減衰されるようにするためである。
【００６２】
次に、ステップ２０８では、図３の点火時期算出ルーチンのステップ１０６にて算出される遅角補正値θＣＬＤから補正係数αを算出する。そして、夫々算出した燃料増量係数ＦＡＳＥと補正係数αとから始動後の燃料増量係数ＦＡＳＢを算出（ＦＡＳＥ＝ＦＡＳＥ×α）し、ステップ２１０へ進む。
【００６３】
ステップ２１０では、ステップ２０１にて読み出したエンジン水温Ｔｈｗから暖機増量係数ＦＷＬを算出し、ステップ２１１へ進む。ステップ２１１では、その他の補正係数βを算出し、ステップ２１２へ進む。ステップ２１２では、吸気バルブ８の開時期（開タイミング）に応じた補正係数γを算出する。吸気バルブの開時期の制御については後述する。補正係数γの算出方法としては、例えば、図５に示すマップにより算出する方法が挙げられる。図５において、吸気バルブの開時期をＢＴＤＣ（ｂｅｆｏｒｅ ｔｏｐ ｄｅａｄ ｃｅｎｔｅｒ）クランク角で示している。よって、数字が負になるほど吸気弁の開時期が遅角側であることを示す。吸気バルブの図５のマップでは、開時期が遅角するほど燃料噴射量が少なくなるように、補正係数γを設定している。
【００６４】
このようにして、算出される基本噴射量Ｔｐと各種補正係数とから、最終的な燃料噴射量ＴＡＵを算出（ＴＡＵ＝Ｔｐ×（１＋ＦＡＳＥ＋ＦＷＬ）×β×γ）し、本ルーチンを終了する。
【００６５】
次に、本発明の特徴である吸気バルブ８の開時期の制御について、図６のフローチャートに従って説明する。まず、ステップ３００にてエンジン回転速度Ｎｅが所定値以上であるか否かを判定する。所定値としては、可変バルブタイミング機構が油圧による駆動であるため、十分に駆動させることを考慮して１０００ｒｐｍ以上を設定するのが好ましい。このような判定によりエンジン１が始動していないと判定されるとステップ３１０へ進む。また、１０００ｒｐｍ以上であると判定されると、ステップ３０１へ進み、触媒早期暖機の実行条件を満たすか否かが判定される。
【００６６】
触媒早期暖機の実行条件としては、回転速度Ｎｅやエンジン水温Ｔｈｗや燃料制御に基づいて判定される。ここで、実行条件を満たさなければ、ステップ３１０へ進み通常の制御を行う。通常の制御では、点火遅角が行われないので、従来より知られる吸気バルブ８の開タイミング制御、排気バルブ９閉タイミング制御を行う。
【００６７】
一方、ステップ３０１にて、触媒早期暖機の実行条件が成立すると、ステップ３０２にて、吸気バルブ８が目標開位置にあるか否かが判定される。吸気バルブが目標開位置になければ、ステップ３０３へ進み、吸気バルブ８を目標開位置に設定し、本ルーチンを終了する。
【００６８】
吸気バルブ８の目標開位置の制御を、図７（ａ）乃至図７（ｃ）に示すタイミングチャートを用いて説明する。
【００６９】
図７（ａ）では、実線にて通常時の吸気バルブ８と排気バルブ９との開閉タイミングを示しており、点線にて遅角後の吸気バルブ８の開閉タイミング、即ち、目標開位置が示してある。この目標開位置の設定方法は、図７（ｂ）乃至図７（ｃ）に示す燃焼室内の筒内体積と筒内圧力とから設定する。図７（ｂ）の筒内体積では、図中斜線で示す体積が所定値以上であり、図７（ｃ）の筒内（燃焼室内）圧力では、筒内圧力と吸気管圧力との偏差が所定値以上となるように吸気バルブ８の目標開位置を設定する。
【００７０】
なお、吸気バルブ８の目標開位置を設定する条件としては、図７（ｂ）に示す筒内体積のみから定めても良いし、図７（ｃ）に示す筒内圧力と吸気管圧力との偏差のみから定めても良い。また、燃焼の安定化を目的として、吸気流速により目標開位置を設定しても良い。より具体的には、図８乃至図９に示す特性図により行う。図８は、吸気バルブ８の目標開位置に対する吸気流速を示しており、燃焼室内の混合気を攪拌するのに十分な吸気流速を得られる目標開位置に設定する。
【００７１】
図８の特性図では、吸気バルブ８の目標開位置が遅角側であるほど、吸気流速が大きくなる。また、図９の特性図では、吸気バルブ８の目標開位置が遅角側であるほど、吸気管内温度が大きくなる。この関係から図８に示す特性により得られる吸気バルブ８の目標開位置を補正しても良い。同様にして、図１０の特性図は、吸気流速とエンジン排出ＨＣとの関係が示してある。この図１０より、吸気流速が速いほど、エンジンが発生するＨＣガスが低減することができ、また、吸気通路内の温度が高いほど、よりエンジンが排出するＨＣガスを低減することができることがわかる。この図１０の特性により図８に示す特性により得られる吸気バルブ８の目標開位置を補正しても良い。このように、筒内圧力や吸気流速に着目し、上述のような関係を利用して吸気バルブ８の目標開位置を最適な開タイミングに制御する。このとき、最適な吸気バルブ８の目標開位置を設定するが、これら上述の特性図により進角側に補正しても良く、この吸気バルブ８の目標位置を吸気ＴＤＣよりも遅角側に設定しているときに、これらの特性図に応じて進角側に補正する手段が進角制御手段に相当する。
【００７２】
ステップ３０２にて、吸気バルブ８が目標の開位置に到達したと判定されると、ステップ３０４に進み、エンジン回転速度Ｎｅから初爆時のピークが検出されたか否かが判定される。初爆時のピークが検出されていなければ、ステップ３０５へ進み、排気バルブ９を目標閉位置に設定し、本ルーチンを終了する。
【００７３】
ステップ３０４にて、エンジン回転速度Ｎｅの初爆時のピークが検出されると、ステップ３０６へ進み、図３の点火時期算出ルーチンにて算出された触媒早期暖機のための目標点火時期と現在の点火時期を比較し、現在の目標点火時期が目標点火時期に達しているか否かが判定される。ここで、目標点火時期に達していなければ、ステップ３０７に進み、触媒早期暖機のための点火時期制御を行って、本ルーチンを終了する。
【００７４】
一方、点火時期が目標点火時期に到達していると判定されると、ステップ３０８に進み、点火時期が目標点火時期に到達してから所定期間が経過したか否かが判定される。所定期間が経過していなければ、ステップ３１１へ進み、アイドル運転状態がオフされたか否かが判定される。ここで否定判断されると、つまり、アイドル運転状態が継続されていると判定されると、ステップ３１２へ進む。
【００７５】
ステップ３１２では、ＮＤシフトが行われたか否かが判定され、ＮＤシフトが行われていないと判定されると、そのまま本ルーチンを終了する。一方、ステップ３０８，ステップ３１１，ステップ３１２のいずれかの判定処理がｙｅｓと判定されると、ステップ３０９へ進み、吸気バルブ８と排気バルブ９とを通常の運転状態に適した位置に戻して本ルーチンを終了する。なお、排気バルブ９を通常の運転状態に適した位置に戻してから、吸気バルブ８を通常の運転状態に適した位置に戻すのが好ましい。
【００７６】
ここで、排気バルブ９を通常の運転状態に適した位置に戻してから、吸気バルブ８を通常の運転状態に適した位置に戻す理由を説明する。
【００７７】
排気バルブの閉タイミングを進角することで燃焼室内に残る排気ガスが増量するために、本来であれば燃焼状態が悪化する虞がある。ところが、本実施例では、排気バルブ９の進角を吸気バルブの開タイミングが遅角されている際に行うので、吸気流速の向上により燃焼室内に残留する排気ガスをより攪拌することができる。
【００７８】
このように、排気バルブ９を通常の運転状態に適した位置に戻してから、吸気バルブ９を通常の運転状態に適した位置に戻すことで、燃焼室内に残留する排気ガスによる燃焼悪化を低減することができる。また、さらに排気ガスを再び燃焼に寄与させることができるので、燃費の低減も可能となる。
【００７９】
本実施例のタイミングチャートを、図１１（ａ）乃至図１１（ｆ）を用いて説明する。図１１（ａ）は、エンジン回転速度Ｎｅを示している。イグニッションスイッチがオン（図中では、ＩＧ−ＯＮと記す。）されると、図示しないスタータが駆動され、回転速度Ｎｅがスタータにより上昇する。そして、初爆により始動判定レベルとして、回転速度Ｎｅが例えば１０００ｒｐｍを越えたときにエンジンが始動したと判定される。
【００８０】
このときに、図１１（ｃ）に示すように吸気バルブ８の開タイミングを遅角させて、吸気通路の圧力と燃焼室内の圧力とに差圧を発生させることにより吸気流速を向上させる。吸気流速の向上に併せて図１１（ｅ）に示すように燃料到達タイミングを遅角させる。なお、燃料到達タイミングは、インジェクタ１６の燃料噴射により、燃焼室内に燃料噴射された燃料が到達するタイミングを示している。よって、燃料噴射タイミングを変更することによって燃料到達タイミングを調整することができる。なお、吸気バルブ８が吸気ＴＤＣよりも遅角されているときに、前述の特性図に従って進角制御手段よる進角補正をしたときには、吸気流速が遅くなる。このため、燃焼室内での燃料の霧化が低下するので、燃料噴射量を増量補正すると良い。この場合、排気バルブ９を進角させることにより燃焼室内に排気ガスを多く残留させて、吸気バルブ８の遅角により吸気流速が向上したことを利用して燃焼の悪化を低減している。
【００８１】
吸気バルブ８とインジェクタ１６の燃料噴射タイミングとの制御が行われると、排気バルブ９の閉タイミングを図１１（ｄ）に示すように進角させる。排気バルブ９を始動時の閉タイミングよりも進角させることで、燃焼による排気ガスの一部を燃焼室内に残留させることができる。吸気バルブ８を遅角させることにより、吸気流速が向上しているので、燃焼室内に残留した排気ガスが燃焼室内にて攪拌され、排気ガス中に含まれる未燃ガス成分が再び燃焼に寄与する。このことで、排気バルブ９を進角させても燃焼悪化を防止することができ、燃費の低減などの効果が得られる。
【００８２】
そして、エンジン回転速度が初爆してからピークを迎えると、図１１（ｂ）に示すように点火時期を、触媒早期暖機のために遅角する。点火時期が目標点火時期に到達すると、そこから所定期間が経過するまで、吸気バルブ８と排気バルブ９とのタイミングを継続させる。所定期間が経過すると、排気バルブ９を始動時のタイミングに戻し、次に吸気バルブ８の開タイミングを始動時のタイミングに戻す。
【００８３】
このように制御することで、良好な燃焼が得られ、図１１（ｆ）に示すようにＡ／Ｆが乱れることを防止することができる。
【００８４】
本実施例において、始動判定手段は図６のステップ３００に、遅角制御手段は図３に、燃料噴射制御手段は図４に、第１のバルブタイミング制御手段は図６のステップ３０３に、遅角時燃料制御手段は吸気流速の向上に併せて燃料到達タイミングを遅角する手段に、第２のバルブタイミング制御手段は図６のステップ３０５に、水温検出手段は図１の水温センサ７５にそれぞれ相当し、機能する。
【００８５】
（第２実施例）
次に本発明の第２実施例を説明する。
【００８６】
まず、第２実施例では、排気バルブ９の閉タイミングを吸気バルブ８の開タイミングに応じて制御する。具体的には、吸気バルブ８の開タイミングが遅角されている期間、排気バルブ９の閉弁後、所定クランク角（例えば２０°ＣＡ）経過後に吸気バルブが開弁するように排気バルブ９の閉タイミングを設定することに特徴を有する。
【００８７】
通常、排気バルブが閉弁しても所定の期間は排気バルブとシリンダとの間にわずかな隙間が生じるが、このように制御することにより、確実に排気バルブとシリンダとが密閉した状態を作ることができるので、吸気バルブの閉タイミングを遅角することにより、効率良くシリンダ内に負圧を発生させることができる。
【００８８】
以下、詳細に説明する。全体構成、ＥＣＵの構成等は第１実施例と同じであるため説明を省略する。まず、図１２のフローチャートを用いて本実施例の制御について、プログラムの内容を説明する。このプログラムは、エンジン１の図示しないクランク軸の所定クランク角度毎に起動されるプログラムである。まず、ステップＳ４０１にて、クランキングによりエンジン１が駆動されてからエンジンの始動が完了したかが判定される。始動完了の判定としては、例えば、エンジン回転速度Ｎｅが所定回転数として、４００ｒｐｍ、若しくは１０００ｒｐｍを越えたかが判定条件となる。ここで、エンジン回転速度Ｎｅが４００ｒｐｍを越えていない場合にはステップＳ４０２へ進む。ステップＳ４０２では、始動時の制御として、排気バルブ９の閉タイミングを進角側に設定するとともに、吸気バルブ８の開タイミングとして、固定位置を設定する。本実施例の場合、吸気可変バルブタイミング機構２５ａには図示しない中間位置ストッパが設けられており、吸気バルブ８の開タイミングを、例えば吸気ＢＴＤＣ５°ＣＡに機械的に固定する。
【００８９】
排気バルブ９の閉タイミングを進角側に設定する理由は次の通りである。吸気バルブ８と排気バルブ９とが同時に開弁していることによって、排気通路７に排出された燃焼ガスを再び燃焼室内に供給させる制御が知られている。この制御は、排気通路中に排出された燃焼ガスを再び燃焼に寄与させる所謂ＥＧＲ制御である。しかしながら、ＥＧＲ制御による再吸入燃焼ガス量は、吸気通路中の圧力と排気通路中の圧力との差圧によってその再吸入量が決まるため、始動時のように、吸気通路中の圧力として大きな負圧が得られない運転状態では、燃焼室内に十分な燃焼ガスを再吸入させることができず、燃焼ガスに含まれる未燃ＨＣガスを再度燃焼に寄与させるというＥＧＲ効果を得ることができない。このため、吸気通路中の圧力として大きな負圧が得られない始動時には、排気バルブ９の閉タイミングを吸気ＴＤＣよりも進角側に設定することによって燃焼ガスを燃焼室内に閉じ込めてＥＧＲ効果を得ることを目的としている。また、このとき、始動時の点火時期としては通常の点火時期がセットされて本ルーチンを終了する。
【００９０】
一方、ステップＳ４０１にて、始動が完了したと判定される場合にはステップＳ４０３へ進む。ステップＳ４０３では触媒早期暖機の実行条件が成立しているかが判定される。この実行条件としては、エンジン水温Ｔｈｗが所定温度範囲であるかである。この所定温度範囲としては、例えば、極低温ではない冷却水温度として、例えば−１０℃から、暖機状態としての８０℃までの温度範囲が好ましい。ここで、早期暖機実行条件が成立するとステップＳ４０４へ進む。ステップＳ４０４では、点火時期として所定量遅角させる値をセットし、ステップＳ４０５へ進む。ステップＳ４０５では、エンジン１が始動してから所定時間▲１▼内であるかが判定される。ここで、所定時間▲１▼は、燃焼が改善して後燃えが発生する期間である。
【００９１】
後燃えが成立する条件とは、排気温度が所定温度以上として、例えば８００℃以上であり、空燃比が所定リーンとして、例えば１５以上である。なお、燃料噴射制御については後述する。このような条件が成立する場合、排気通路中には高い酸素濃度と、高い温度とが存在するため、排気通路に排出される燃焼ガスに含まれる未燃ＨＣガスが酸化反応を起こして浄化される。
【００９２】
ここで、所定期間▲１▼内であると、ステップＳ４０６へ進み、オーバラップ制御を実行する。オーバラップ制御とは、ＥＧＲ効果を得るための制御であり上述のＥＧＲ制御と同一の制御である。すなわち、吸気バルブ８と排気バルブ９とが同時に開弁している期間を設定することによって、排気通路中に一度排出された燃焼ガスを再び燃焼室内に再吸入させる。一度排出された燃焼ガスを燃焼室内に再吸入させることによって燃焼ガス中に含まれる未燃ＨＣガスを再び燃焼に寄与させることによってエミッションが悪化することを抑制することができるというものである。特に、エンジン水温Ｔｈｗが冷間運転状態である場合には、燃焼室内の温度が低いことから燃焼が不安定であり、未燃ＨＣガスが多量に発生する。そして、更に三元触媒１９が暖機状態に達成していないときには、有害ガス成分の浄化率が低い為にそのまま大気に未燃ＨＣガスを排出してしまう。このことからも、ＥＧＲ効果によって大気に排出される未燃ＨＣを抑制して、エミッションの悪化を抑制することができる。
【００９３】
次に、この吸気バルブ８と排気バルブ９との具体的な設定方法を以下に示す。まず、吸気バルブ８の目標開タイミングとしては始動時に設定された開タイミングが継続してセットされる。一方、排気バルブ９の閉タイミングは、オーバラップ量を考慮して、例えば、吸気ＡＴＤＣ１０°ＣＡに設定する。すなわち、ここでは、吸気通路中の圧力がオーバラップによるＥＧＲ効果を得るのに必要な負圧となるため、排気バルブ９を遅角してオーバラップ量を設定することによるＥＧＲ効果を利用している。そして、始動後から所定時間▲１▼が経過するまでは、以上のようにして点火時期が遅角されて、排気バルブ９の閉タイミングがオーバラップ量を考慮して遅角される。これにより、ＥＧＲ効果により、燃焼ガスに含まれる未燃ＨＣを低減できるので、エミッションの悪化を抑制することができる。
【００９４】
一方、所定時間▲１▼が経過した場合には、後燃え条件が成立し、排気通路中の燃焼ガスに含まれる未燃ＨＣガスが酸化反応によって浄化されるので、ＥＧＲ効果による未燃ＨＣガス低減効果を必要としない。そこで、ステップＳ４０９へ進み、アンダーラップ制御を実行する。図１３に示すフローチャートは、アンダーラップ制御のサブルーチンであり、このステップＳ４０９の処理が実行される毎に呼び出されるプログラムである。この制御では、次の理由により吸気バルブ８と排気バルブ９とのタイミングを目標アンダーラップ量に基づいて設定する。
【００９５】
まず、所定期間▲１▼が経過して後燃え条件が成立すると空燃比をリーンにすることが必要になる。しかしながら、オーバラップによるＥＧＲ制御実行時に空燃比をリーンに制御すると、燃焼が安定していないために回転変動を発生させてしまう。このため、燃焼室内での燃焼が安定させるために、吸気バルブの開タイミングを吸気ＴＤＣよりも遅角側に設定する。このように、吸気バルブ８の目標閉タイミングを遅角することで吸気通路中の圧力と燃焼室内の圧力とに差圧を生じさせる。この差圧を生じさせることで、吸気バルブ８が開弁したときの吸気流速を向上させることができるので、インジェクタ１６により噴射される燃料の霧化を促進させて燃焼が改善される。故に、後述する燃料噴射制御により燃焼空燃比をリーンに設定しても燃焼安定性が悪化することを防止することができる。
【００９６】
さらに、排気バルブ９の閉タイミングを目標アンダーラップに基づいて設定する。吸気流速を向上させるために吸気バルブ８の開タイミングを遅角させても排気弁の閉じタイミングが閉タイミングと近い場合には排気バルブ９とシリンダ壁面との密閉状態が確保されていない虞があるため、燃焼室内と吸気通路との差圧を十分に確保できない問題がある。そのため、所定のアンダーラップ量を設定することによって、燃焼室内と吸気通路とに十分な差圧を確保することができる。
【００９７】
以下、図１３のフローチャートを用いてアンダーラップ制御の処理について説明する。まず、ステップＳ５０１の処理を実行する。このステップＳ５０１の処理では、エンジンの負荷として、吸気圧力ＰＭやエンジン回転速度Ｎｅや冷却水温Ｔｈｗ等をＥＣＵ８０内のＲＡＭから呼び出す。そして、ステップＳ５０２では、吸気バルブ８の開タイミングＶＴとして、目標開タイミングＶＴ２を図１６に示すマップに基づいて演算する。このマップによれば、吸気圧力ＰＭとして絶対圧が高いほど遅角側に目標開タイミングＶＴ２が設定され、絶対圧が小さいほど進角側に設定される。すなわち、このマップでは、燃焼室内と吸気通路内との差圧として、例えば６００ｍｍＨｇとなるように吸気バルブ８の開タイミングの遅角量が設定されている。
【００９８】
次に、ステップＳ５０３にて、目標アンダーラップ量ＵＬＴを演算により求める。目標アンダーラップ量は、上述したように吸気バルブ８の開タイミングと排気バルブ９の閉タイミングとが近い場合に、燃焼室内を十分に密閉することができない虞があるので、吸気流速を十分に向上させることができずに燃焼が悪化してしまう可能性がある。このため、目標アンダーラップ量ＵＬＴの設定では、図１７に示すマップのように、回転変動ΔＮｅにより、燃焼安定性が悪化していることを代用する。すなわち、回転変動ΔＮｅが大きくなったときには、吸気バルブ８の開タイミングと排気バルブ９の閉タイミングとの位置が近いために燃焼室を十分に密閉することができず、燃焼室内と吸気通路との差圧が十分にはならない。ゆえに、吸気流速が向上せずに燃焼が悪化していると判断する。このため、ΔＮｅが大きくなった場合には、目標アンダーラップ量ＵＬＴを大きく設定し、ΔＮｅが小さい場合には、燃焼室の十分な密閉が確保されていると判断して小さな目標アンダーラップ量ＵＬＴを設定する。
【００９９】
さらに、図１８に示すマップのように空燃比に応じて所定の係数１を設定しても良い。この係数１は前述の回転速度変動ΔＮｅに応じて設定される目標アンダーラップ量ＵＬＴに対する補正係数である。図１８によれば、係数１は空燃比がリーンなほど大きな値に設定され、一方、空燃比がリッチなほど小さな値に設定される。すなわち、空燃比がリーンであるほど燃焼安定性が悪化するために、アンダーラップ量ＵＬＴを大きく設定することによって、シリンダ内の密閉性を空燃比がリッチであるときに比して高くしても良い。
【０１００】
また、図１９のマップに示すように吸気バルブ８の吸気ＴＤＣからの遅角量に基づいて係数２を設定しても良く、このマップによれば、遅角量が小さいほど係数２は小さな値に設定され、大きな遅角量であるほど大きな係数２に設定される。この係数２も係数１と同様に目標アンダーラップ量ＵＬＴを補正するための補正係数である。この係数２は、吸気バルブ８の開タイミングとして、吸気ＴＤＣからの遅角量が大きいほど、シリンダ内の圧力が大きく負圧になるためによりシリンダの密閉性を確保する必要がある。そこで、上述のように遅角量に応じて係数２を設定しても良い。
【０１０１】
なお、この係数１および／または係数２を図１７で設定する目標アンダーラップ量ＵＬＴに対する補正係数として用い、実際の演算ではこれらの係数を乗じる、若しくは加算することによって目標アンダーラップ量ＵＬＴを演算しても良い。
【０１０２】
そして、ステップＳ５０２にて設定された、吸気バルブ８の目標開タイミングＶＴ２に、ステップＳ５０３にて設定された、目標アンダーラップ量ＵＬＴを加算することによって排気バルブ９の閉タイミングＶＨとして、上述の演算によって求めた目標閉タイミングＶＨ２を設定し、本ルーチンを終了する。
【０１０３】
以上示した図１２のステップＳ４０９にて呼び出されるアンダーラップ制御は、ステップＳ４０３にて触媒早期暖機が実行されておらず、ステップＳ４０７にて燃焼が悪化したとき、若しくは燃焼安定化制御が実行されているときにも実行される。例えば、燃焼空燃比をリーン限界付近で制御するような場合に、リーンな空燃比ではトルク変動が大きいためにエンジンの回転速度変動を生じやすい。このため燃焼安定化制御では、燃焼を安定させるために、回転速度変動を抑制するように燃料噴射量、点火時期等を制御する。すなわち、燃焼が悪化した場合、若しくは、前述の燃焼悪化制御の実行中には、ステップＳ４０８にて点火時期を設定し、ステップＳ４０９にてアンダーラップ制御を実行して本ルーチンを終了する。
【０１０４】
一方、燃焼悪化しておらず、かつ、燃焼悪化制御を実行していなければ、ステップＳ４０７の判定が否定（ＮＯ）されて、ステップＳ４１０へ進む。ステップＳ４１０では、触媒の早期暖機制御を実行したかを判定する。ここで、早期早期暖機制御を実行していないと判定されると、ステップＳ４１０の判定は否定（ＮＯ）されて、ステップＳ４１２へ進み、始動後通常制御を実行し本ルーチンを終了する。一方、早期暖機制御が実行されたと判定されると、ステップＳ４１１へ進み、早期暖機制御からの通常の制御への復帰制御を完了したかが判定される。復帰制御が完了していれば、ステップＳ４１１の判定が肯定（ＹＥＳ）されて、ステップＳ４１２へ進む。
【０１０５】
ステップＳ４１２に示す始動後通常制御は、吸気バルブ８の開タイミングと排気バルブ９との閉タイミングとを、それぞれ図１４と図１５とに示すマップにより演算する制御である。まず、吸気バルブ８の目標開タイミングＶＴ１の設定方法では、吸気通路中の圧力ＰＭと回転速度Ｎｅとのパラメータにより予め図１４に示すマップにより目標開タイミングＶＴ１を設定する。このマップによれば、運転状態に応じた吸気バルブ８の目標開タイミングＶＴ１を設定することができる。また、排気バルブ９の目標閉タイミングＶＨ１の設定方法では、吸気バルブ８の設定方法と同様に、吸気通路中の圧力ＰＭと回転速度Ｎｅとのパラメータにより予め図１５に示すマップにより目標閉タイミングＶＨ１を設定する。このマップでも同様に、運転状態に応じた最適な閉タイミングＶＨとして、目標閉タイミングＶＨ１を設定することができる。また、点火時期として、従来より知られる機関暖機後の点火時期の設定方法により点火時期を設定する。具体的な点火時期の設定方法としては、運転状態に応じて最もトルクが発生する点火時期が設定されるとともに、ノックが発生する領域ではノックの発生に基づいて点火時期を所定角度遅角し、その後徐々に進角する従来より知られるノック制御も同時に行う。
【０１０６】
一方、ステップＳ４１１にて、早期暖機から通常運転への復帰制御が完了していなければ、ステップＳ４１１の判定は否定（ＮＯ）されて、ステップＳ４１３へ進み、復帰制御を実施する。復帰制御では、触媒早期暖機時の点火時期と吸気バルブ８の目標開タイミングＶＴ２と排気バルブ９の閉タイミングＶＨとして、目標閉タイミングＶＨ２から、始動後通常制御で設定される点火時期と吸気バルブ８の目標開タイミングＶＴ１と排気バルブ９の目標閉タイミングＶＨ１へと徐々に切り換える制御を実施する。具体的には、切換え前のそれぞれの目標値に所定値ずつ加算・若しくは減算して、切換え後の目標値に到達するように始動後の通常制御への復帰中の目標値を設定し、本ルーチンを終了する。
【０１０７】
次に、本実施の形態の燃料噴射制御について、図２０に示すフローチャートを用いて説明する。図２０に示すルーチンは、燃料噴射時間ＴＡＵと燃料噴射時期を演算するプログラムの処理を示している。まず、ステップＳ６０１にて始動完了したかが判定される。始動完了の判定としては、エンジン回転速度Ｎｅが例えば、４００ｒｐｍや１０００ｒｐｍなど、所定の回転速度に達したかを判定する。ここで、例えば、始動完了されていない、すなわち始動時であると判定されるとステップＳ６０２へ進む。ステップＳ６０２では、始動時の制御として燃料噴射時期と燃料噴射時間ＴＡＵとに始動時の始動性を考慮して固定値を設定し、本ルーチンを終了する。
【０１０８】
一方、エンジンが始動完了したと判定されるとステップＳ６０１の判定が肯定（ＹＥＳ）されてステップＳ６０３へ進む。ステップＳ６０３では、運転状態として例えば、吸入空気量Ｑとエンジン回転速度Ｎｅとに基づいて例えばマップにより基本噴射時間Ｔｐを演算し、ステップＳ６０４へ進む。ステップＳ６０４でも同様に、吸入空気量Ｑとエンジン回転速度Ｎｅとに基づいて燃料噴射終了時期をマップ等により演算してステップＳ６０５へ進む。ステップＳ６０５では、触媒の早期暖機制御の実行中であるかが判定される。ここで、触媒早期暖機制御実行中であると判定されると、ステップＳ６０６に進み、エンジンが始動完了してから所定時間▲１▼内であるかが判定される。所定時間▲１▼は図１２のフローチャートのステップＳ４０５と同一のため説明は省略する。
【０１０９】
ここで、所定時間▲１▼内である場合にはステップＳ６０７にて触媒早期暖機制御実行中の燃料噴射時間ＴＡＵを演算する。燃料噴射時間ＴＡＵは、ステップＳ６０３にて演算された基本燃料噴射時間Ｔｐに、エンジン水温Ｔｈｗ等に基づく補正係数を乗じることによって燃料噴射時間ＴＡＵを求める。これと同時に燃料噴射終了時期と燃料噴射時間ＴＡＵとが求まることから、最終的に燃料噴射開始時期を設定して、燃料噴射制御を実行する。
【０１１０】
一方、エンジンの始動完了が判定されてから所定時間▲１▼が経過したと判定される場合にはステップＳ６０６へ進む。ステップＳ６０６では、所定時間▲１▼が経過、すなわち後燃え条件が成立しているので、吸気バルブ８の開タイミングが遅角されるので、燃焼室内と吸気通路中とに差圧が生じる。このため、吸気流速が通常の吸気バルブの開タイミングよりも向上する。そこで、燃料噴射開始時期を吸気バルブ８の開タイミングに応じて設定する。具体的にはステップＳ６０４にて設定された燃料噴射終了時期を吸気バルブ８の目標タイミングに基づいて変更し、ステップＳ６０９へ進む。
【０１１１】
ステップＳ６０９では後燃え条件成立後の燃料噴射時間ＴＡＵを演算する。この噴射時間ＴＡＵの演算では、ステップＳ６０３にて演算された基本噴射時間Ｔｐにエンジン水温Ｔｈｗ等の補正係数を乗じ、更に燃焼空燃比がリーンとなるように燃料噴射量が減量補正されるようにリーン化補正係数を乗じて本ルーチンを終了する。このように、所定時間▲１▼が経過した後には燃料噴射時間ＴＡＵを通常時の時間よりも小さな値に設定し燃焼空燃比をリーンに制御するとともに、燃料噴射開始時期を吸気バルブ８の開タイミングに基づいて設定することでインジェクタにより噴射される燃料の霧化が促進されて燃焼が安定する。さらに、運転状態として、排気温度が所定温度（８００℃）より高く、かつ空燃比がリーンであると、排気通路中にて燃焼により排出される未燃ＨＣガス成分が酸化反応により消費されるので、ＥＧＲ制御（オーバラップ制御）を実施しなくともエミッションが悪化するのを抑制することができる。
【０１１２】
一方、触媒の早期暖機制御が実行されていないと判定されるとステップＳ６０５の処理が否定（ＮＯ）されて、ステップＳ６１０へ進む。ステップＳ６０１の処理では、早期暖機制御が実行されたかが判定される。ここで、早期暖機が実行されていない場合にはステップＳ６１０の判定が否定（ＮＯ）されてステップＳ６１２へ進み、始動後通常時の燃料噴射時間ＴＡＵを演算して本ルーチンを終了する。燃料噴射時間ＴＡＵの演算では、ステップＳ６０３にて演算された基本噴射時間Ｔｐにエンジン冷却水温Ｔｈｗ等の補正係数を乗じて燃料噴射時間ＴＡＵを演算により求める。
【０１１３】
早期暖機制御が実行したと判定されるとステップＳ６１０の判定が肯定（ＹＥＳ）されて、ステップＳ６１１に進み、復帰制御を実行中か否かが判定される。こここで、復帰制御とは、図１２のステップＳ４１４で実行する復帰制御と同一であり、前述の復帰制御が実行されていなければ、ステップＳ６１２へ進み、始動後通常時の燃料噴射時間ＴＡＵを演算し、本ルーチンを終了する。一方、復帰制御中であると判定されると、ステップＳ６１１の判定が否定（ＮＯ）されて、ステップＳ６１３の処理を実行する。ステップＳ６１３では図１２の復帰制御にて設定する吸気バルブ８の目標開タイミングに応じて、燃料噴射時期を徐々に始動後通常時の燃料噴射時期となるように変更し、ステップＳ６１４へ進む。
【０１１４】
ステップＳ６１４では、復帰時の燃料噴射時間ＴＡＵを演算により求める。この演算では、ステップＳ６０９にて設定されたリーン空燃比での燃料噴射時間ＴＡＵから、始動後通常時の燃料噴射時間ＴＡＵに徐々に追従するように燃料噴射時間ＴＡＵを設定し、本ルーチンを終了する。
【０１１５】
つぎに、以上のようにして制御される吸気バルブ８の目標開タイミングと排気バルブ９の目標閉タイミングと点火時期制御と燃料噴射制御とについて図２１のタイムチャートを用いて以下に説明する。
【０１１６】
まず、時刻ｔ０にてドライバによりクランキングが開始されるとエンジン回転速度Ｎｅが初爆し、エンジン回転速度Ｎｅが上昇する。このとき、点火時期と吸気バルブ８の開タイミングＶＴは始動性を考慮した固定値に設定される。一方、排気バルブ９は、ＥＧＲ効果により未燃ＨＣガス成分を低減するが、始動時には吸気通路中の圧力と大気圧との差圧が小さいためにオーバラップ量を設定しても燃焼ガスを燃焼室内に再吸入させることが困難となる。そこで、排気バルブ９の始動時には閉タイミングＶＨを吸気ＴＤＣよりも進角させることで燃焼ガスを燃焼室内に閉じ込めることによってＥＧＲ効果を得ている。なお、この排気バルブ９の閉タイミングＶＨは、吸気バルブ８の開タイミングＶＴと目標アンダーラップ量ＵＬＴとによって設定される。
【０１１７】
そして、エンジン回転速度Ｎｅが例えば４００ｒｐｍとなると時刻ｔ１にてエンジンの始動完了が判定される。エンジンの始動完了が判定され、かつ、エンジン冷却水温Ｔｈｗが所定温度範囲であると、触媒早期暖機制御の実行条件が成立する。時刻ｔ１にて触媒早期暖機制御の実行条件が成立すると、点火時期θｉｇが吸気ＴＤＣよりも遅角されてＡＴＤＣ１０°ＣＡに設定される。点火時期θｉｇが遅角されると、燃焼が緩慢になることで通常の燃焼温度のピークよりも小さなピークになるが、排気バルブ９が開弁されても通常の燃焼温度に比して燃焼温度が高く維持されるので排気通路中の燃焼ガス温度を高くすることができる。
【０１１８】
吸気バルブの開タイミングＶＴは始動時の固定値が設定されるが、排気バルブ９の閉タイミングＶＨは、時刻ｔ１以降では吸気通路中の圧力が所定負圧に達しているので、オーバラップ量を設定することで燃焼ガスを燃焼室内に再吸入させることができる。そこで、排気バルブ９の閉タイミングＶＨは吸気バルブ８の開タイミングＶＴよりも遅角側に設定される。このときの、排気バルブ９の閉タイミングＶＨは目標アンダーラップ量ＵＬＴを−１５°ＣＡ、すなわち１５°ＣＡのオーバラップ量を設定し、ＥＧＲ効果を得る。
【０１１９】
エンジン始動から所定時間▲１▼が経過して時刻ｔ３になると、排気通路中の燃焼ガス温度が８００℃程度になるので、燃料噴射量を減量補正して空燃比をリーンに制御する。これにより、排気通路中の未燃ＨＣガスが排気通路中の酸素と酸化反応するのでＥＧＲ制御を必要としない。このため、時刻ｔ３から時刻ｔ４では燃焼を安定させるために吸気バルブ８の開タイミングＶＴを吸気ＴＤＣよりも遅角させる。これは吸気行程になってからピストンがＴＤＣから下方に下がるときに、吸気バルブ８が閉弁しているので燃焼室内の圧力が大きく負圧となる。このため、吸気バルブ８が開弁する際には、吸気通路と燃焼室内とに大きな差圧ができるため吸気流速が向上する。本実施例では、吸気バルブ８の開タイミングに応じて吸気流速が高いタイミングで燃料噴射タイミングを設定するので、インジェクタにより噴射される燃料の霧化が促進されて燃焼を安定化させることができる。
【０１２０】
このとき、排気バルブ９の閉タイミングＶＨは、吸気バルブ８の開タイミングＶＴと目標アンダーラップ量ＵＬＴとに基づいて設定される。吸気バルブ８の開タイミングＶＴを吸気ＴＤＣよりも遅角することで、燃焼室内の圧力を大きく負圧にするが、排気バルブ９の閉タイミングＶＨが吸気バルブ８の開タイミングＶＴに近いと燃焼室の密閉性を保つことができず、燃焼室内を大きく負圧とすることができない。このため、目標アンダーラップ量ＵＬＴを所定クランクアングルとして、２０°ＣＡに設定し、これに基づいて排気バルブ８の閉タイミングＶＨを設定する。これにより、燃焼室内を密閉化することができ、吸気流速の向上を維持することができ、燃焼安定性を悪化させることを防止することができる。
【０１２１】
時刻ｔ５にて触媒の早期暖機制御が終了すると点火時期θｉｇを時刻ｔ６までに徐々に通常の点火時期へと復帰させる。なお、吸気バルブ８の開タイミングＶＴと排気バルブ９の閉タイミングＶＨとは時刻ｔ５において図２１のタイムチャートのようにステップ的に通常の制御に復帰しても良いし、復帰制御により徐々に通常の制御に復帰させても良い。
【０１２２】
また、本実施例の燃料噴射制御としては図２１のＡ／Ｆに示すように、始動完了から徐々に空燃比をリーン化して、触媒の早期暖機制御が終了する時刻ｔ５にて目標空燃比として理論空燃比に制御しても良い。
【０１２３】
本実施例では、吸気対応制御手段は図１３のステップＳ５０３に相当する。
【０１２４】
（その他の実施例）
本実施例では、第１，２の実施例において暖機状態を検出する暖機状態検出手段を備えて、内燃機関の始動時にこの暖機状態検出手段により内燃機関が半暖機状態であることが検出されたときに内燃機関の始動時に吸気バルブ８の開タイミングＶＴを吸気ＴＤＣよりも遅角するようにしても良い。
【０１２５】
また、この暖機状態検出手段は、三元触媒１９が暖機しておらず、かつ、内燃機関がほぼ暖機状態であるとき、内燃機関が半暖機状態であることを検出する。この具体的な手法としては、エンジン水温Ｔｈｗやエンジン始動後の経過時間、吸気温度Ｔｈａ、エンジン回転速度Ｎｅの積算値の少なくとも一つに基づいて半暖機状態を検出すると良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例の概略構成図。
【図２】第１実施例のＥＣＵ等の構成を示すブロック図。
【図３】第１実施例の点火時期制御を示すフローチャート。
【図４】第１実施例の燃料噴射制御を示すフローチャート。
【図５】第１実施例において、吸気バルブの開位置に応じた燃料噴射量補正値を算出するためのマップ。
【図６】第１実施例のメインのフローチャート。
【図７】第１実施例の吸気バルブの目標開位置を設定するためのタイミングチャート。
【図８】吸気バルブの開位置と吸気流速との関係を示した図。
【図９】吸気バルブの開位置と吸気管内温度との関係を示した特性図。
【図１０】吸気流速とエンジンが排出するＨＣガスとの関係を示した特性図。
【図１１】第１実施例のタイミングチャート。
【図１２】第２実施例のメインのフローチャート。
【図１３】第２実施例のアンダーラップ量ＵＬＴ設定のフローチャート。
【図１４】第２実施例の吸気通路の圧力と回転速度とに応じた吸気バルブの開タイミングを設定するためのマップ。
【図１５】第２実施例の吸気通路の圧力と回転速度とに応じた排気バルブの閉タイミングを設定するためのマップ。
【図１６】第２実施例の吸気通路の圧力に応じた吸気バルブの開タイミングを設定するためのマップ。
【図１７】第２実施例の回転速度変動に応じて設定される目標アンダーラップ量を設定するためのマップ。
【図１８】第２実施例の空燃比に応じて目標アンダーラップ量を補正する為の係数１を設定するためのマップ。
【図１９】第２実施例の吸気バルブの遅角量に応じて目標アンダーラップ量を補正するための係数２を設定するためのマップ。
【図２０】第２実施例の燃料噴射制御を示すフローチャート。
【図２１】第２実施例の制御動作を示すタイムチャート。
【符号の説明】
１…内燃機関としてのエンジン、
４…燃焼室、
６…吸気通路、
７…排気通路、
８…吸気バルブ、
９…排気バルブ、
２５ａ…吸気側可変バルブタイミング機構、
２５ｂ…排気側可変バルブタイミング機構、
５６ａ…第１のオイルコントロールバルブ、
５６ｂ…第２のオイルコントロールバルブ、
７４…スロットルセンサ、
７５…水温センサ、
７６…回転速度センサ、
７８…回転角センサ、
７９…油温センサ、
８０…ＥＣＵ、
８９…電源回路。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an internal combustion engine including a variable valve timing mechanism.
[0002]
[Prior art]
In recent years, a technique for activating a catalyst at an early stage after the internal combustion engine is started has been developed in response to a requirement for emission regulations. In this technique, in order to activate the catalyst at an early stage, the incompletely combusted high-temperature gas is intentionally exhausted by the ignition delay angle, and the temperature of the three-way catalyst is increased quickly.
[0003]
In the technique disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-117348 as a technique related to the early temperature increase of the three-way catalyst, if the ignition timing is retarded for the early warm-up of the catalyst, the internal combustion engine is inhaled from the exhaust stroke. The intake valve is controlled to open until the piston for the stroke reaches the bottom dead center from the top dead center. According to this, since the combustion speed decreases due to the ignition delay, the combustion gas may flow back into the intake pipe at the timing when the normal intake valve is opened, and a backfire may occur. By performing the control, the combustion gas is prevented from flowing back into the intake pipe, and the backfire that occurs when the ignition is retarded is prevented.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, the technique disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 6-117348 prevents backfire that occurs when the ignition timing is retarded, but does not describe anything about stabilizing combustion.
[0005]
Therefore, an object of the present invention is to provide a variable valve timing device that can perform stable combustion even when ignition retardation is performed.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
According to the first aspect of the present invention, in the internal combustion engine that performs retarding control of the ignition timing in order to warm up the catalyst early, when the start of the internal combustion engine is a cold start, the opening timing of the intake valve is delayed. The fuel injection control means performs fuel injection control corresponding to the retarded opening timing of the intake valve.
[0007]
By retarding the opening timing of the intake valve as described above, the closed state of the intake valve is maintained even when the piston of the internal combustion engine moves from the top dead center to the bottom dead center. As a result, the pressure in the combustion chamber becomes relatively lower than the pressure in the intake pipe. Since the intake valve is opened in this state, the intake flow velocity is improved by the differential pressure between the pressure in the intake pipe and the pressure in the combustion chamber.
[0008]
When the intake valve starts to open, the area for the intake air to flow into the fuel chamber is small, so the intake air flow rate is particularly improved, so the fuel injection is controlled so that the fuel is drawn into the combustion chamber at this timing. By doing so, atomization of the fuel is promoted and good combustion is obtained. Furthermore, by performing these controls at the time of cold start, the fuel adhering to the intake passage can be reduced by improving the intake flow velocity, and the discharge of HC gas and the like by the adhering fuel can be reduced.
[0009]
According to a second aspect of the present invention, in the control device for an internal combustion engine according to the first aspect, the retard angle control means is configured so that the difference between the pressure in the intake passage and the pressure in the combustion chamber is equal to or greater than a predetermined value. Delay the opening timing of the intake valve.
[0010]
As a result, it is possible to reduce the amount of fuel adhering to the wall surface of the intake passage when the intake valve is opened, and the fuel injected by the fuel injection control is atomized by improving the intake flow velocity. Is promoted and combustion is stabilized.
[0011]
The predetermined value is preferably a differential pressure capable of obtaining an intake air flow velocity at which sufficient atomization of the injected fuel is performed. For example, about 30 KPa or more is a preferable value for obtaining a sufficient intake air flow velocity.
[0014]
  Claim3According to the invention of claim 1,Or claim 2In the control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, when the internal combustion engine is determined to be started by the start determination means, the retard angle control means starts from the predetermined opening timing regulated by the intermediate holding mechanism when the internal combustion engine is started. Delay the opening timing.
[0015]
Thus, at the time of starting, the opening timing of the intake valve is held at a timing suitable for starting, so that the startability of the internal combustion engine can be ensured, and when it is determined that the internal combustion engine has started, the retard control means As a result, the opening timing of the intake valve is retarded, so that the atomization of the injected fuel controlled by the fuel injection control means and the fuel adhering to the intake passage can be reduced, so that the discharge of HC gas can be reduced. it can.
[0016]
  Claim4According to the invention, claims 1 to3In the control apparatus for an internal combustion engine according to any one of the above, the fuel injection control means corrects the fuel injection amount by decreasing when the intake valve is retarded by the retard angle control means.
[0017]
When the retard angle control is performed, the fuel adhering to the intake passage flows into the combustion chamber because the intake flow velocity is improved. For this reason, it is possible to prevent the air-fuel ratio from being disturbed by correcting the amount of the attached fuel flowing into the combustion chamber to be reduced.
[0018]
  Claim5According to the invention, claims 1 to4In the control device for an internal combustion engine according to any one of the above, the fuel injection control means corrects the fuel injection amount to be increased when the intake valve is advanced by the advance angle control means.
[0019]
When the opening timing of the intake valve is set after top dead center, a pressure difference between the intake passage and the combustion chamber occurs, so the intake flow rate when the intake valve opens is when the intake valve opens before top dead center. Larger value than Further, since the intake air flow rate changes depending on the opening timing of the intake valve even after the top dead center, the evaporation degree of the fuel adhering to the intake pipe also varies. Therefore, as described above, when the opening timing of the intake valve is advanced by the advance angle control means, the fuel injection amount is increased according to the advance angle so that the fuel adhering to the intake pipe is anticipated and controlled. Therefore, it is possible to prevent the air-fuel ratio from being disturbed.
[0020]
  Claim6According to the invention, claims 1 to5The control apparatus for an internal combustion engine according to any one of the above, further comprising: a second valve timing control means for setting a closing timing of the exhaust valve, and the intake valve is controlled by a retard angle control means for early catalyst warm-up. During the retarded period, the exhaust valve is advanced by the second valve timing control means.
[0021]
As a result, the exhaust gas remaining in the combustion chamber is increased by advancing the closing timing of the exhaust valve. Since this is performed when the opening timing of the intake valve is retarded, the exhaust gas remaining in the combustion chamber can be further agitated by improving the intake flow velocity, so that deterioration of combustion can be reduced.
[0022]
  Claim7According to the invention of claim3When the internal combustion engine is detected to be in a semi-warm-up state when the internal combustion engine is started, the intake valve is retarded when the internal combustion engine is started. Thereby, the atomization of fuel is promoted by the improvement of the intake flow velocity, and the startability of the internal combustion engine can be improved.
[0023]
  Also, Claims7In the control device for an internal combustion engine according to claim 1, the catalyst is not warmed up, and the internal combustion engine isWhen the engine is almost warmed up, the internal combustion engine is restarted after the engine has stopped and the cooling water temperature has started to drop and before it has dropped.When the engine is in the state, it is determined that the internal combustion engine is in a semi-warm-up state.
[0024]
In such a case, since the startability is stabilized as compared with the cold start, when the opening timing of the intake valve is retarded, the start can be sufficiently started even if the charging efficiency is deteriorated. In addition, since the intake air flow rate is increased and fuel atomization is improved, the combustion state of the fuel is improved, and the emission at the start can be improved.
[0025]
In addition, since the opening timing of the intake valve is already retarded at the time of starting, ignition retard control for early catalyst warm-up can be executed immediately after starting.
[0026]
  Claims8As in the invention of claim7In the control device for an internal combustion engine according to the above, by using at least one of an internal combustion engine cooling water temperature, an elapsed time after starting the internal combustion engine, an intake air temperature, and an integrated value of the internal combustion engine speed as a semi-warm-up of the internal combustion engine, The semi-warm-up state of the internal combustion engine can be detected with high accuracy.
[0027]
  Claim9According to the invention, the second valve timing control means controls the closing timing of the exhaust valve according to the opening timing of the intake valve during the period when the opening timing of the intake valve is retarded by the retard angle control means. .
[0028]
Thereby, when the opening timing of the intake valve is retarded, the optimum closing timing of the exhaust valve can be set according to the opening timing of the intake valve. Normally, even if the exhaust valve is closed, a slight gap is generated between the exhaust valve and the cylinder for a predetermined period. When the negative pressure is generated in the cylinder by retarding the opening timing of the intake valve as in the present invention, the influence of this gap is greatly affected.
[0029]
  Therefore, the claim10If the exhaust valve closing timing is set so that the intake valve opens after a predetermined crank angle has elapsed after the exhaust valve is closed, the exhaust valve and the cylinder Therefore, the negative pressure can be efficiently generated in the cylinder by retarding the closing timing of the intake valve. Also,As in the eleventh aspect of the invention, it is preferable to control the fuel injection so that the fuel is sucked into the combustion chamber at this timing when the intake valve starts to open. As a result, when the intake valve starts to open, the area for the intake air to flow into the fuel chamber is small, so that the intake flow velocity is particularly improved, so that the fuel is sucked into the combustion chamber at this timing. By controlling the injection, fuel atomization is promoted and good combustion is obtained. Further, as in the invention of the twelfth aspect, the correction coefficient is set so that the fuel injection amount is decreased as the intake valve opening timing is retarded, and the fuel injection amount is calculated based on the correction coefficient. As described above, the fuel injection amount is calculated based on the correction coefficient calculated according to the delay of the intake valve opening timing.
[0030]
Embodiment
(First embodiment)
Hereinafter, a first example in an embodiment in which the valve timing control device for an internal combustion engine in each of the above-described inventions is embodied in a gasoline engine will be described in detail with reference to the drawings.
[0031]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing an internal combustion engine (engine) provided with a valve timing control device in a first embodiment of the present invention. An engine 1 composed of a plurality of cylinders includes a piston 3 that can be moved up and down in a cylinder 2 of each cylinder, and an upper side of the piston 3 is a combustion chamber 4.
[0032]
Each combustion chamber 4 is provided with a spark plug 5. Each combustion chamber 4 is provided with an intake passage 6 and an exhaust passage 7 through an intake port 6a and an exhaust port 7a. A three-way catalyst 19 that can purify HC gas is disposed downstream of the exhaust passage 7.
[0033]
The catalyst disposed downstream of the exhaust passage 7 is not limited to the three-way catalyst 19 and may be any catalyst that can adsorb or occlude HC gas. For example, an HC adsorption catalyst may be used. A plurality of these may be arranged in combination.
[0034]
The intake port 6a and the exhaust port 7a are provided with an intake valve 8 for opening and closing the intake port 6a and an exhaust valve 9 for opening and closing the exhaust port, respectively. The intake valve 8 and the exhaust valve 9 are driven by the rotation of the intake side camshaft 10 and the exhaust side camshaft 11. An intake side timing pulley 12 and an exhaust side timing pulley 13 are provided at one end of each camshaft 10, 11. Further, the timing pulleys 12 and 13 are drivingly connected to a crankshaft (not shown) via a timing belt 14.
[0035]
Accordingly, during operation of the engine 1, rotational power is transmitted from the crankshaft to the camshafts 10 and 11 via the timing belt 14 and the timing pulleys 12 and 13, and the intake valves 8 and 11 are rotated by the rotation of the camshafts 10 and 11. The exhaust valve 9 is driven to open and close. The intake valve 8 and the exhaust valve 9 are driven at a predetermined opening / closing timing in synchronism with rotation of the crankshaft, that is, in synchronism with a series of four strokes of an intake stroke, a compression stroke, an explosion stroke and an exhaust stroke. The Further, an injector 16 as a fuel injection valve for fuel injection is provided for each cylinder in the vicinity of the intake port 6a for each cylinder.
[0036]
A throttle valve 17 that is electrically opened and closed based on the operation of an accelerator pedal (not shown) is provided in the intake passage 6. When the throttle valve 17 is opened and closed, the amount of outside air taken into the intake passage 6, that is, the amount of intake air is adjusted. A surge tank 18 for smoothing intake pulsation is provided on the downstream side of the throttle valve 17. A throttle sensor 74 for detecting the throttle opening degree TA is provided in the vicinity of the throttle valve 17.
[0037]
Further, the engine 1 is provided with a water temperature sensor 75 for detecting the temperature (cooling water temperature) THW of the cooling water.
[0038]
A high voltage distributed by the distributor 21 is applied to each spark plug 5. The distributor 21 includes a rotor (not shown) that is connected to the exhaust-side camshaft 11 and rotates in synchronization with the rotation of the crankshaft. The distributor 21 is provided with a rotational speed sensor 76 for detecting the rotational speed (engine rotational speed per minute) Ne of the engine 1 from the rotation of the rotor. The distributor 21 is also provided with a cylinder discrimination sensor 77 for detecting the crank angle reference position GP of the engine 1 at a predetermined ratio according to the rotation of the rotor. In this embodiment, assuming that the crankshaft rotates twice for a series of four strokes of the engine 1, the rotational speed sensor 76 detects the crank angle at a rate of 30 ° CA per pulse. The cylinder discrimination sensor 77 detects the crank angle at a rate of 360 ° CA per pulse.
[0039]
In the present embodiment, the intake side timing pulley 12 is also provided with a hydraulically operated intake side variable valve timing mechanism 25a driven by hydraulic pressure in order to make the opening / closing timing of the intake valve 8 variable. The timing pulley 13 is provided with an exhaust side variable valve timing mechanism 25b for making the opening / closing timing of the exhaust valve 9 variable.
[0040]
The oil pan 28 and the oil pump 29 constitute the engine lubrication system of this embodiment. The oil pump 29 pumps up the oil in the oil pan 28, and the pumped up oil is supplied to the intake side variable valve timing mechanism 25 a through the oil passage 90 through the oil filter 30. Here, the first oil control valve 56a provided in the middle of the oil passage 90 adjusts the pressure of oil supplied to an advance angle chamber and a retard angle chamber (not shown) of the intake side variable valve timing mechanism 25a, thereby The opening timing of the valve 8 is controlled to the advance side and the retard side.
[0041]
The oil passage 90 is branched downstream of the oil filter, and the second oil control valve 56b is an advance chamber (not shown) of the exhaust-side variable valve timing mechanism 25b, like the intake-side variable valve timing mechanism 25a. The pressure of the oil supplied to the retard chamber is adjusted, and the opening timing of the exhaust valve 9 is controlled to the advance side and the retard side.
[0042]
The first and second oil control valves 56a and 56b are respectively constituted by solenoid-type electromagnetically driven valves, and determine the spool amount based on the duty ratio of the voltage to be applied. By changing the spool amount of the first and second oil control valves 56a and 56b, the hydraulic pressure supplied to the intake side and exhaust side variable valve timing mechanisms 25a and 25b is adjusted, and the valve timing is adjusted to the advance side or Can be adjusted to the retard side. As the oil control valves 56a and 56b, conventionally known hydraulic control valves may be used. Detailed description of the oil control valve is omitted.
[0043]
In addition, each of the variable valve timing mechanisms 25a and 25b on the intake side and the exhaust side includes a vane in a housing (not shown), and hydraulic pressure for urging the vane toward the advance side and the retard side is not shown. By applying to the corner chamber, the variable valve timing mechanisms 25a and 25b on the intake side and the exhaust side are respectively advanced and retarded independently. It should be noted that not only the conventionally known vane type variable valve timing mechanism but also a conventionally known helical type variable valve timing mechanism may be used. Further, a valve that can set the valve opening / closing timing by setting the lift amount variably may be used, or a valve that can freely set the valve timing and the lift amount by electromagnetic drive may be used. good. A detailed description of the valve timing mechanism is omitted.
[0044]
The first and second oil control valves 56a and 56b for controlling the advance or retard of the intake side and exhaust side valve timing mechanisms 25a and 25b are electrically connected to the ECU 80. The ECU 80 controls the spool amounts of the first and second oil control valves 56a and 56b.
[0045]
FIG. 2 shows the configuration of the ECU 80. A schematic configuration of the ECU 80 will be described with reference to FIG. A throttle sensor 74, a water temperature sensor 75, a rotation speed sensor 76, a cylinder discrimination sensor 77, cam rotation angle sensors 78a and 78b, and an oil temperature sensor 79 are electrically connected to the ECU 80, respectively. The ECU 80 appropriately drives and controls the injectors 16, the igniter 22, and the first and second oil control valves 56a and 56b based on output signals output from the sensors 74 to 79 and the like.
[0046]
Next, an electrical configuration related to the ECU 80 will be described. The ECU 80 is stored in advance as a CPU 81 as a central processing unit, a read-only memory (ROM) 82 in which predetermined control programs and the like are stored in advance, and a random access memory (RAM) 83 for temporarily storing calculation results in the CPU 81 and the like. A backup RAM 84 for storing the stored data. The members 81 to 84, the external input circuit 85 including the analog / digital converter, and the external output circuit 86 transmit and receive signals via the bus 87.
[0047]
The external input circuit 85 is connected to a throttle sensor 74, a water temperature sensor 75, a rotation speed sensor 76, a cylinder discrimination sensor 77, a cam rotation angle sensor 78, an oil temperature sensor 79, and the like. On the other hand, each injector 16, igniter 22, and first and second oil control valves 56a and 56b are connected to the external output circuit 86, respectively.
[0048]
The CPU 81 reads detection signals from the sensors 74 to 79 and various sensors (not shown) input via the external input circuit 85 as input values from time to time, and stores them in a predetermined area of the RAM 83. Further, the CPU 81 executes each injector 16 in order to execute fuel injection amount control, ignition timing control, idle rotation speed control, valve timing control or the like based on input values read from the sensors 74 to 79 and various sensors (not shown). The igniter 22 and the first and second oil control valves 56a and 56b are appropriately controlled.
[0049]
In addition to the above configuration, a circuit configuration is adopted in which power is applied to each circuit even after the key switch is turned off in order to control the valve timing and the like after the ignition switch SW is turned off.
[0050]
That is, the external output circuit 86 is connected to the base terminal of the transistor TR. The emitter terminal of the transistor TR is connected to the input terminal of the power holding circuit 88, and the collector terminal is grounded. The other input terminal of the power holding circuit 88 is connected to a power circuit 89 including a battery via a switch SW. A resistor R1 is connected between the ignition switch SW and the power holding circuit 88, and the negative terminal of the resistor R1 is grounded via the resistor R2. The output terminal of the power holding circuit 88 is connected to the power circuit 89. The power supply circuit 89 is connected to various on-vehicle electric circuits and stably supplies power. The power supply circuit 89 is operated by the High signal from the power supply holding circuit 88 and stopped by the Low signal.
[0051]
The power holding circuit 88 outputs a high signal from the output terminal when the ignition switch SW is turned on. When a drive signal is output from the external output circuit 86 to the transistor TR, the transistor TR operates to output a High signal from the output terminal of the power holding circuit 88. The power holding circuit 88 can be realized by an OR gate and a relay described in JP-A-60-166705, page 5, upper left column, line 19 to upper right column, line 12.
[0052]
Next, among the various processing contents executed by the ECU 80, the processing contents according to the present invention will be described.
[0053]
FIG. 3 is a flowchart showing ignition timing control performed to warm up the three-way catalyst 19 at an early stage. First, at step 101, the engine rotational speed Ne, the intake pipe pressure PM, the engine water temperature Thw, etc. are read out. Here, the engine rotational speed Ne, the intake pipe pressure PM, and the engine water temperature Thw are read out in the subsequent steps. The engine rotational speed Ne and the intake pipe pressure PM become parameters for calculating the basic ignition timing θBSE. This is because Thw is a parameter for calculating the retardation correction value θCLD for the basic ignition timing θBSE.
[0054]
Next, in step 102, it is determined from the engine speed Ne detected in step 101 whether or not the engine is starting. For example, 1000 rpm is set as the engine rotation speed Ne for determining the start time. That is, after cranking, it is determined that the start is completed when the engine speed Ne exceeds 1000 rpm even once. Of course, the start may be determined using another known method. Further, the engine speed for determining the start may be other than 1000 rpm, for example, 400 rpm.
[0055]
In this step 102, it is determined whether or not the engine is being started because the ignition timing is not retarded in order to prioritize stabilization of combustion at the time of starting, while the catalyst is warmed up early after starting. This is because the ignition timing is retarded.
[0056]
When it is determined in step 102 that the engine is in a starting state, the routine proceeds to step 108, where a fixed ignition timing at which combustion is stabilized is stored at a predetermined address, and this routine is terminated. On the other hand, if it is determined at step 102 that the engine is not at the time of starting, the routine proceeds to step 103, where it is determined whether or not the operating state of the internal combustion engine is an idle operation. If it is determined in step 103 that the engine is in the idling state, the process proceeds to step 105, the basic ignition timing θBSE is calculated from the engine speed Ne and the engine water temperature Thw, and the process proceeds to step. On the other hand, if it is determined that the operation state of the internal combustion engine is not the idle operation state, the routine proceeds to step 104, where the basic ignition timing θBSE is calculated from the intake pipe pressure PM, the engine water temperature Thw, and the engine speed Ne, and to step 106 move on.
[0057]
In step 106, the retard correction value θCLD is calculated from the engine coolant temperature Thw. When the basic ignition timing θBSE and the retard correction value θCLD are calculated in steps 104 to 106 in this way, the ignition timing θig is calculated in step 107 (θig = θBSE−θCLD) and stored in a predetermined address. . Thereafter, this routine is terminated.
[0058]
Next, a flowchart for calculating the fuel injection amount TAU according to the ignition timing will be described with reference to FIG.
[0059]
In step 201, the engine speed Ne, the engine water temperature Thw, the intake pipe pressure PM, and the intake air temperature Tha are read out. Then, the routine proceeds to step 202, where it is determined whether or not the operating state of the internal combustion engine is the starting operating state. If it is determined that the operating state is the start time, the process proceeds to step 205, the fuel injection amount TAUSTA at the start is calculated from the engine water temperature Thw read in step 201, and the process proceeds to step 206. In step 206, the starting fuel injection amount TAUSTA is corrected by the intake air temperature Thw and the engine speed Ne read in step 201, and this routine is finished.
[0060]
On the other hand, if it is determined in step 202 that the operating state is not at the time of starting, the routine proceeds to step 203, where a basic injection amount Tp serving as a base is calculated from the engine speed Ne and the intake pipe pressure PM. Then, the process proceeds to step 204, where it is determined whether or not 2 seconds or more have elapsed since the start. If more than 2 seconds have elapsed since the start, the process proceeds to step 210. On the other hand, if 2 seconds have not elapsed since the start, the processing from step 207 to step 209 is performed.
[0061]
First, in step 207, the fuel increase coefficient FASE after starting is calculated from the engine water temperature Thw read in step 201. The fuel increase coefficient FASE at the start is calculated from the engine water temperature Thw so that the fuel injection amount is gradually increased from the start to the start so that the air-fuel ratio gradually decreases to the lean side at the moment when the start to the start after the start. This is to attenuate the noise.
[0062]
Next, in step 208, the correction coefficient α is calculated from the retard correction value θCLD calculated in step 106 of the ignition timing calculation routine of FIG. Then, the fuel increase coefficient FASB after starting is calculated from the calculated fuel increase coefficient FASE and the correction coefficient α (FASE = FASE × α), and the process proceeds to step 210.
[0063]
In step 210, the warm-up increase coefficient FWL is calculated from the engine coolant temperature Thw read in step 201, and the process proceeds to step 211. In step 211, another correction coefficient β is calculated, and the process proceeds to step 212. In step 212, a correction coefficient γ corresponding to the opening timing (opening timing) of the intake valve 8 is calculated. Control of the opening timing of the intake valve will be described later. As a method of calculating the correction coefficient γ, for example, a method of calculating by using a map shown in FIG. In FIG. 5, the opening timing of the intake valve is indicated by a BTDC (before top dead center) crank angle. Therefore, the more negative the number, the more retarded the opening timing of the intake valve. In the map of FIG. 5 of the intake valve, the correction coefficient γ is set so that the fuel injection amount decreases as the opening timing is retarded.
[0064]
In this way, the final fuel injection amount TAU is calculated from the calculated basic injection amount Tp and various correction factors (TAU = Tp × (1 + FASE + FWL) × β × γ), and this routine is terminated.
[0065]
Next, control of the opening timing of the intake valve 8 which is a feature of the present invention will be described with reference to the flowchart of FIG. First, in step 300, it is determined whether or not the engine rotational speed Ne is equal to or higher than a predetermined value. Since the variable valve timing mechanism is driven by hydraulic pressure, the predetermined value is preferably set to 1000 rpm or more in consideration of sufficient driving. If it is determined that the engine 1 is not started by such determination, the routine proceeds to step 310. If it is determined that the speed is 1000 rpm or more, the routine proceeds to step 301, where it is determined whether or not the conditions for executing the early catalyst warm-up are satisfied.
[0066]
The conditions for executing the early catalyst warm-up are determined based on the rotational speed Ne, the engine water temperature Thw, and fuel control. If the execution condition is not satisfied, the process proceeds to step 310 and normal control is performed. In normal control, since ignition retardation is not performed, the opening timing control of the intake valve 8 and the closing timing control of the exhaust valve 9 which are conventionally known are performed.
[0067]
On the other hand, when the execution condition for the early catalyst warm-up is established in step 301, it is determined in step 302 whether or not the intake valve 8 is in the target open position. If the intake valve is not in the target open position, the process proceeds to step 303, the intake valve 8 is set to the target open position, and this routine is terminated.
[0068]
Control of the target opening position of the intake valve 8 will be described with reference to timing charts shown in FIGS. 7 (a) to 7 (c).
[0069]
In FIG. 7A, the solid line indicates the opening / closing timing of the intake valve 8 and the exhaust valve 9 at the normal time, and the dotted line indicates the opening / closing timing of the intake valve 8 after the retardation, that is, the target opening position. It is. The target opening position is set from the cylinder volume and cylinder pressure in the combustion chamber shown in FIGS. 7 (b) to 7 (c). In the in-cylinder volume of FIG. 7 (b), the volume indicated by hatching in the figure is equal to or greater than a predetermined value, and the in-cylinder (combustion chamber) pressure of FIG. The target opening position of the intake valve 8 is set so as to be equal to or greater than a predetermined value.
[0070]
The condition for setting the target opening position of the intake valve 8 may be determined only from the in-cylinder volume shown in FIG. 7B, or the in-cylinder pressure and the intake pipe pressure shown in FIG. It may be determined only from the deviation. For the purpose of stabilizing combustion, the target open position may be set by the intake air flow velocity. More specifically, this is performed using the characteristic diagrams shown in FIGS. FIG. 8 shows the intake flow velocity with respect to the target open position of the intake valve 8, and the intake flow velocity is set to the target open position at which a sufficient intake flow velocity can be obtained for stirring the air-fuel mixture in the combustion chamber.
[0071]
In the characteristic diagram of FIG. 8, the intake flow velocity increases as the target opening position of the intake valve 8 is retarded. In the characteristic diagram of FIG. 9, the intake pipe temperature increases as the target opening position of the intake valve 8 is retarded. From this relationship, the target opening position of the intake valve 8 obtained by the characteristics shown in FIG. 8 may be corrected. Similarly, the characteristic diagram of FIG. 10 shows the relationship between the intake air flow velocity and the engine exhaust HC. From FIG. 10, it can be seen that the higher the intake air flow velocity, the more HC gas generated by the engine can be reduced, and the higher the temperature in the intake passage, the more HC gas discharged by the engine can be reduced. . The target opening position of the intake valve 8 obtained from the characteristics shown in FIG. 8 may be corrected by the characteristics shown in FIG. In this way, paying attention to the in-cylinder pressure and the intake flow velocity, the target opening position of the intake valve 8 is controlled to the optimal opening timing using the relationship as described above. At this time, the optimum target opening position of the intake valve 8 is set, but it may be corrected to the advance side by using the above-mentioned characteristic diagrams, and the target position of the intake valve 8 is set to the retard side from the intake TDC. In this case, the means for correcting to the advance side according to these characteristic diagrams corresponds to the advance angle control means.
[0072]
When it is determined at step 302 that the intake valve 8 has reached the target open position, the routine proceeds to step 304, where it is determined whether or not the peak at the first explosion has been detected from the engine rotational speed Ne. If the peak at the first explosion is not detected, the process proceeds to step 305, the exhaust valve 9 is set to the target closed position, and this routine is terminated.
[0073]
When the peak at the initial explosion of the engine rotational speed Ne is detected at step 304, the routine proceeds to step 306, where the target ignition timing for the early catalyst warm-up calculated by the ignition timing calculation routine of FIG. Are compared to determine whether or not the current target ignition timing has reached the target ignition timing. If the target ignition timing has not been reached, the routine proceeds to step 307, where ignition timing control for early catalyst warm-up is performed, and this routine ends.
[0074]
On the other hand, if it is determined that the ignition timing has reached the target ignition timing, the routine proceeds to step 308, where it is determined whether or not a predetermined period has elapsed since the ignition timing reached the target ignition timing. If the predetermined period has not elapsed, the routine proceeds to step 311 where it is determined whether or not the idle operation state has been turned off. If a negative determination is made here, that is, if it is determined that the idle operation state is continued, the routine proceeds to step 312.
[0075]
In step 312, it is determined whether or not an ND shift has been performed. If it is determined that an ND shift has not been performed, the present routine is terminated. On the other hand, if any of the determination processes in step 308, step 311, and step 312 is determined to be yes, the process proceeds to step 309, where the intake valve 8 and the exhaust valve 9 are returned to the positions suitable for the normal operation state. End the routine. It is preferable to return the exhaust valve 9 to a position suitable for the normal operation state after returning the exhaust valve 9 to a position suitable for the normal operation state.
[0076]
Here, the reason why the intake valve 8 is returned to the position suitable for the normal operation state after the exhaust valve 9 is returned to the position suitable for the normal operation state will be described.
[0077]
Since the exhaust gas remaining in the combustion chamber is increased by advancing the closing timing of the exhaust valve, the combustion state may be deteriorated. However, in this embodiment, the advancement of the exhaust valve 9 is performed when the opening timing of the intake valve is retarded, so that the exhaust gas remaining in the combustion chamber can be further agitated by improving the intake flow rate.
[0078]
As described above, the exhaust valve 9 is returned to the position suitable for the normal operation state, and then the intake valve 9 is returned to the position suitable for the normal operation state, thereby reducing the deterioration of combustion due to the exhaust gas remaining in the combustion chamber. can do. Further, since the exhaust gas can contribute to combustion again, fuel consumption can be reduced.
[0079]
A timing chart of this embodiment will be described with reference to FIGS. 11A to 11F. FIG. 11A shows the engine speed Ne. When the ignition switch is turned on (indicated as IG-ON in the figure), a starter (not shown) is driven, and the rotational speed Ne is increased by the starter. Then, it is determined that the engine has started when the rotation speed Ne exceeds, for example, 1000 rpm as a start determination level by the first explosion.
[0080]
At this time, as shown in FIG. 11 (c), the opening timing of the intake valve 8 is retarded to generate a differential pressure between the pressure in the intake passage and the pressure in the combustion chamber, thereby improving the intake flow velocity. The fuel arrival timing is retarded as shown in FIG. The fuel arrival timing indicates the timing at which the fuel injected into the combustion chamber arrives due to fuel injection from the injector 16. Therefore, the fuel arrival timing can be adjusted by changing the fuel injection timing. Note that when the intake valve 8 is retarded from the intake TDC and the advance angle correction is performed by the advance angle control means according to the aforementioned characteristic diagram, the intake air flow velocity becomes slower. For this reason, since the atomization of the fuel in a combustion chamber falls, it is good to carry out an increase correction | amendment of fuel injection amount. In this case, the exhaust valve 9 is advanced to cause a large amount of exhaust gas to remain in the combustion chamber, and the deterioration of combustion is reduced by utilizing the fact that the intake air flow rate is improved by the retardation of the intake valve 8.
[0081]
When the control of the fuel injection timing of the intake valve 8 and the injector 16 is performed, the closing timing of the exhaust valve 9 is advanced as shown in FIG. By advancing the exhaust valve 9 with respect to the closing timing at the time of starting, a part of the exhaust gas due to combustion can be left in the combustion chamber. By retarding the intake valve 8, the intake flow velocity is improved, so that the exhaust gas remaining in the combustion chamber is agitated in the combustion chamber, and the unburned gas components contained in the exhaust gas contribute to combustion again. . Thus, even if the exhaust valve 9 is advanced, combustion deterioration can be prevented, and effects such as reduction in fuel consumption can be obtained.
[0082]
Then, when the engine speed reaches its peak after the first explosion, the ignition timing is retarded for early catalyst warm-up as shown in FIG. When the ignition timing reaches the target ignition timing, the timing of the intake valve 8 and the exhaust valve 9 is continued until a predetermined period elapses therefrom. When the predetermined period has elapsed, the exhaust valve 9 is returned to the start timing, and then the opening timing of the intake valve 8 is returned to the start timing.
[0083]
By controlling in this way, good combustion can be obtained, and A / F can be prevented from being disturbed as shown in FIG.
[0084]
In this embodiment, the start determination means is delayed in step 300 in FIG. 6, the retard control means is in FIG. 3, the fuel injection control means is in FIG. 4, and the first valve timing control means is in step 303 in FIG. The angular fuel control means is a means for delaying the fuel arrival timing in accordance with the improvement of the intake flow velocity, the second valve timing control means is at step 305 in FIG. 6, and the water temperature detection means is at the water temperature sensor 75 in FIG. Equivalent and functional.
[0085]
(Second embodiment)
Next, a second embodiment of the present invention will be described.
[0086]
First, in the second embodiment, the closing timing of the exhaust valve 9 is controlled according to the opening timing of the intake valve 8. Specifically, during a period when the opening timing of the intake valve 8 is delayed, after the exhaust valve 9 is closed, the exhaust valve 9 is opened so that the intake valve opens after a predetermined crank angle (for example, 20 ° CA) has elapsed. It is characterized by setting the closing timing.
[0087]
Normally, even if the exhaust valve is closed, a slight gap is generated between the exhaust valve and the cylinder for a predetermined period. By controlling in this way, the exhaust valve and the cylinder are surely sealed. Therefore, the negative pressure can be efficiently generated in the cylinder by delaying the closing timing of the intake valve.
[0088]
Details will be described below. Since the overall configuration, the configuration of the ECU, and the like are the same as those in the first embodiment, description thereof is omitted. First, the contents of the program will be described with reference to the flowchart of FIG. This program is a program started at every predetermined crank angle of a crankshaft (not shown) of the engine 1. First, in step S401, it is determined whether the engine has been started after the engine 1 is driven by cranking. The determination of the start completion is, for example, a determination condition whether the engine rotation speed Ne exceeds 400 rpm or 1000 rpm as a predetermined rotation speed. If the engine rotation speed Ne does not exceed 400 rpm, the process proceeds to step S402. In step S402, as the control at the time of starting, the closing timing of the exhaust valve 9 is set to the advance side, and the fixed position is set as the opening timing of the intake valve 8. In this embodiment, the intake variable valve timing mechanism 25a is provided with an intermediate position stopper (not shown), and the opening timing of the intake valve 8 is mechanically fixed to, for example, intake BTDC 5 ° CA.
[0089]
The reason for setting the closing timing of the exhaust valve 9 to the advance side is as follows. It is known that the combustion gas discharged into the exhaust passage 7 is again supplied into the combustion chamber by opening the intake valve 8 and the exhaust valve 9 at the same time. This control is so-called EGR control in which the combustion gas discharged into the exhaust passage contributes again to combustion. However, the amount of re-intake combustion gas by EGR control is determined by the differential pressure between the pressure in the intake passage and the pressure in the exhaust passage. In an operating state in which no pressure can be obtained, sufficient combustion gas cannot be re-inhaled into the combustion chamber, and the EGR effect of causing unburned HC gas contained in the combustion gas to contribute to combustion again cannot be obtained. For this reason, at the time of start-up where a large negative pressure cannot be obtained as the pressure in the intake passage, the closing timing of the exhaust valve 9 is set to the advance side with respect to the intake TDC, thereby confining the combustion gas in the combustion chamber and obtaining the EGR effect. The purpose is that. At this time, the normal ignition timing is set as the ignition timing at the start, and this routine is terminated.
[0090]
On the other hand, if it is determined in step S401 that the start has been completed, the process proceeds to step S403. In step S403, it is determined whether an execution condition for early catalyst warm-up is satisfied. The execution condition is whether the engine water temperature Thw is within a predetermined temperature range. As this predetermined temperature range, for example, a temperature range from −10 ° C. to 80 ° C. as a warm-up state is preferable as a cooling water temperature that is not extremely low. Here, if the early warm-up execution condition is satisfied, the process proceeds to step S404. In step S404, a value for retarding a predetermined amount is set as the ignition timing, and the process proceeds to step S405. In step S405, it is determined whether the engine 1 is within a predetermined time (1) after starting. Here, the predetermined time {circle around (1)} is a period during which combustion is improved and afterburning occurs.
[0091]
The conditions under which afterburning is established are that the exhaust temperature is a predetermined temperature or higher, for example, 800 ° C. or higher, and the air-fuel ratio is a predetermined lean, for example, 15 or higher. The fuel injection control will be described later. When such a condition is satisfied, a high oxygen concentration and a high temperature exist in the exhaust passage, so that unburned HC gas contained in the combustion gas discharged into the exhaust passage undergoes an oxidation reaction and is purified. The
[0092]
Here, if it is within the predetermined period {circle around (1)}, the process proceeds to step S406 and overlap control is executed. Overlap control is control for obtaining the EGR effect, and is the same control as the above-described EGR control. That is, by setting a period during which the intake valve 8 and the exhaust valve 9 are simultaneously opened, the combustion gas once discharged into the exhaust passage is re-intaked into the combustion chamber again. The exhaust gas once exhausted is re-inhaled into the combustion chamber, so that the unburned HC gas contained in the combustion gas contributes to the combustion again, thereby suppressing the deterioration of the emission. In particular, when the engine water temperature Thw is in a cold operation state, combustion is unstable because the temperature in the combustion chamber is low, and a large amount of unburned HC gas is generated. Further, when the three-way catalyst 19 has not achieved the warm-up state, the unburned HC gas is discharged to the atmosphere as it is because the purification rate of harmful gas components is low. Also from this, it is possible to suppress the unburned HC discharged to the atmosphere by the EGR effect, and to suppress the deterioration of the emission.
[0093]
Next, a specific method for setting the intake valve 8 and the exhaust valve 9 will be described below. First, as the target opening timing of the intake valve 8, the opening timing set at the start is continuously set. On the other hand, the closing timing of the exhaust valve 9 is set to, for example, intake ATDC 10 ° CA in consideration of the overlap amount. That is, here, since the pressure in the intake passage becomes a negative pressure necessary for obtaining the EGR effect due to the overlap, the EGR effect by setting the overlap amount by retarding the exhaust valve 9 is utilized. Yes. The ignition timing is retarded as described above until the predetermined time (1) elapses from the start, and the closing timing of the exhaust valve 9 is retarded in consideration of the overlap amount. Thereby, since the unburned HC contained in the combustion gas can be reduced by the EGR effect, it is possible to suppress the deterioration of the emission.
[0094]
On the other hand, when the predetermined time (1) has elapsed, the afterburning condition is satisfied, and the unburned HC gas contained in the combustion gas in the exhaust passage is purified by the oxidation reaction. Does not require a reduction effect. Then, it progresses to step S409 and performs underlap control. The flowchart shown in FIG. 13 is a subroutine for underlap control, and is a program that is called every time the process of step S409 is executed. In this control, the timing of the intake valve 8 and the exhaust valve 9 is set based on the target underlap amount for the following reason.
[0095]
First, when the predetermined period {circle around (1)} has passed and the afterburning condition is satisfied, it becomes necessary to make the air-fuel ratio lean. However, if the air-fuel ratio is controlled to be lean when performing EGR control by overlap, rotation fluctuations occur because combustion is not stable. For this reason, in order to stabilize the combustion in the combustion chamber, the opening timing of the intake valve is set to be retarded from the intake TDC. Thus, by delaying the target closing timing of the intake valve 8, a differential pressure is generated between the pressure in the intake passage and the pressure in the combustion chamber. By generating this differential pressure, it is possible to improve the intake air flow velocity when the intake valve 8 is opened, so that atomization of the fuel injected by the injector 16 is promoted and combustion is improved. Therefore, even if the combustion air-fuel ratio is set to lean by fuel injection control to be described later, it is possible to prevent the combustion stability from deteriorating.
[0096]
Further, the closing timing of the exhaust valve 9 is set based on the target underlap. Even if the opening timing of the intake valve 8 is retarded in order to improve the intake flow velocity, if the closing timing of the exhaust valve is close to the closing timing, the sealed state between the exhaust valve 9 and the cylinder wall surface may not be secured. Therefore, there is a problem that a sufficient differential pressure between the combustion chamber and the intake passage cannot be secured. Therefore, a sufficient differential pressure can be ensured between the combustion chamber and the intake passage by setting a predetermined underlap amount.
[0097]
The underlap control process will be described below with reference to the flowchart of FIG. First, the process of step S501 is executed. In the processing of step S501, the intake pressure PM, the engine rotational speed Ne, the coolant temperature Thw, and the like are called from the RAM in the ECU 80 as the engine load. In step S502, the target opening timing VT2 is calculated as the opening timing VT of the intake valve 8 based on the map shown in FIG. According to this map, the target opening timing VT2 is set to the retard side as the absolute pressure as the intake pressure PM is higher, and is set to the advance side as the absolute pressure is smaller. That is, in this map, the retard amount of the opening timing of the intake valve 8 is set so that the differential pressure between the combustion chamber and the intake passage is, for example, 600 mmHg.
[0098]
Next, in step S503, the target underlap amount ULT is obtained by calculation. Since the target underlap amount may not be able to sufficiently seal the combustion chamber when the opening timing of the intake valve 8 and the closing timing of the exhaust valve 9 are close as described above, the intake flow rate is sufficiently improved. Failure to do so may result in worsening combustion. For this reason, in setting the target underlap amount ULT, the fact that the combustion stability is deteriorated due to the rotational fluctuation ΔNe as in the map shown in FIG. 17 is substituted. That is, when the rotational fluctuation ΔNe becomes large, the opening timing of the intake valve 8 and the closing timing of the exhaust valve 9 are close to each other, so that the combustion chamber cannot be sufficiently sealed, and the combustion chamber and the intake passage are not sealed. The differential pressure is not enough. Therefore, it is determined that the combustion is worsening without improving the intake flow velocity. For this reason, when ΔNe becomes large, the target underlap amount ULT is set to be large, and when ΔNe is small, it is determined that sufficient sealing of the combustion chamber is ensured, and the small target underlap amount ULT is determined. Set.
[0099]
Further, a predetermined coefficient 1 may be set according to the air-fuel ratio as in the map shown in FIG. This coefficient 1 is a correction coefficient for the target underlap amount ULT set in accordance with the aforementioned rotational speed fluctuation ΔNe. According to FIG. 18, the coefficient 1 is set to a larger value as the air-fuel ratio becomes leaner, while the coefficient 1 is set to a smaller value as the air-fuel ratio becomes richer. That is, as the air-fuel ratio becomes leaner, the combustion stability deteriorates. Therefore, by setting the underlap amount ULT to be large, the airtightness in the cylinder can be made higher than when the air-fuel ratio is rich. good.
[0100]
Further, as shown in the map of FIG. 19, the coefficient 2 may be set based on the retard amount from the intake TDC of the intake valve 8, and according to this map, the smaller the retard amount, the smaller the coefficient 2 is. The larger the retardation amount, the larger the coefficient 2. The coefficient 2 is also a correction coefficient for correcting the target underlap amount ULT as with the coefficient 1. The coefficient 2 needs to ensure the sealing of the cylinder since the pressure in the cylinder becomes a negative pressure as the amount of retardation from the intake TDC increases as the opening timing of the intake valve 8. Therefore, the coefficient 2 may be set according to the amount of retardation as described above.
[0101]
The coefficient 1 and / or coefficient 2 is used as a correction coefficient for the target underlap amount ULT set in FIG. 17, and the target underlap amount ULT is calculated by multiplying or adding these coefficients in the actual calculation. May be.
[0102]
Then, the above calculation is performed as the closing timing VH of the exhaust valve 9 by adding the target underlap amount ULT set in step S503 to the target opening timing VT2 of the intake valve 8 set in step S502. The target closing timing VH2 obtained by the above is set, and this routine is finished.
[0103]
The underlap control called in step S409 of FIG. 12 described above is that the catalyst early warm-up is not executed in step S403, and the combustion is deteriorated in step S407, or the combustion stabilization control is executed. It is also executed when. For example, when the combustion air-fuel ratio is controlled near the lean limit, the engine speed is likely to fluctuate because the torque fluctuation is large at the lean air-fuel ratio. Therefore, in the combustion stabilization control, in order to stabilize the combustion, the fuel injection amount, the ignition timing, and the like are controlled so as to suppress the rotational speed fluctuation. That is, when the combustion deteriorates, or during execution of the above-described combustion deterioration control, the ignition timing is set in step S408, underlap control is executed in step S409, and this routine is terminated.
[0104]
On the other hand, if the combustion does not deteriorate and the combustion deterioration control is not executed, the determination in step S407 is negative (NO), and the process proceeds to step S410. In step S410, it is determined whether the early warm-up control of the catalyst has been executed. If it is determined that the early / early warm-up control is not being executed, the determination in step S410 is negative (NO), the process proceeds to step S412, normal control is executed after startup, and this routine is terminated. On the other hand, if it is determined that the early warm-up control has been executed, the process proceeds to step S411, and it is determined whether the return control from the early warm-up control to the normal control has been completed. If the return control is completed, the determination in step S411 is affirmed (YES), and the process proceeds to step S412.
[0105]
The post-startup normal control shown in step S412 is a control for calculating the opening timing of the intake valve 8 and the closing timing of the exhaust valve 9 from the maps shown in FIGS. 14 and 15, respectively. First, in the method for setting the target opening timing VT1 of the intake valve 8, the target opening timing VT1 is set in advance according to the map shown in FIG. 14 according to the parameters of the pressure PM in the intake passage and the rotational speed Ne. According to this map, the target opening timing VT1 of the intake valve 8 can be set according to the operating state. Further, in the setting method of the target closing timing VH1 of the exhaust valve 9, similarly to the setting method of the intake valve 8, the target closing timing VH1 according to the map shown in FIG. 15 in advance by the parameters of the pressure PM in the intake passage and the rotational speed Ne. Set. Similarly in this map, the target closing timing VH1 can be set as the optimum closing timing VH according to the driving state. Further, as the ignition timing, the ignition timing is set by a conventionally known ignition timing setting method after engine warm-up. As a specific ignition timing setting method, the ignition timing at which the torque is most generated according to the operating state is set, and in the region where the knock occurs, the ignition timing is retarded by a predetermined angle based on the occurrence of the knock, Thereafter, the knock control, which is known from the past, is gradually performed.
[0106]
On the other hand, if the return control from the early warm-up to the normal operation is not completed in step S411, the determination in step S411 is negative (NO), the process proceeds to step S413, and the return control is performed. In the return control, the ignition timing and the intake valve that are set in the normal control after the start from the target closing timing VH2 as the ignition timing at the time of early catalyst warm-up, the target opening timing VT2 of the intake valve 8 and the closing timing VH of the exhaust valve 9 are used. 8 is executed to gradually switch between the target opening timing VT1 and the target closing timing VH1 of the exhaust valve 9. Specifically, a predetermined value is added to or subtracted from each target value before switching, and the target value during return to normal control after starting is set so as to reach the target value after switching. End the routine.
[0107]
Next, the fuel injection control of the present embodiment will be described using the flowchart shown in FIG. The routine shown in FIG. 20 shows the processing of a program for calculating the fuel injection time TAU and the fuel injection timing. First, in step S601, it is determined whether the start is completed. As a determination of the start completion, it is determined whether the engine rotation speed Ne has reached a predetermined rotation speed such as 400 rpm or 1000 rpm. Here, for example, if it is determined that the start is not completed, that is, at the time of start, the process proceeds to step S602. In step S602, as a control at the time of starting, a fixed value is set for the fuel injection timing and the fuel injection time TAU in consideration of the startability at the time of starting, and this routine is finished.
[0108]
On the other hand, if it is determined that the engine has been started, the determination in step S601 is affirmed (YES), and the process proceeds to step S603. In step S603, for example, based on the intake air amount Q and the engine speed Ne as the operating state, the basic injection time Tp is calculated using a map, for example, and the process proceeds to step S604. Similarly, in step S604, the fuel injection end timing is calculated using a map or the like based on the intake air amount Q and the engine speed Ne, and the process proceeds to step S605. In step S605, it is determined whether the early warm-up control of the catalyst is being executed. If it is determined that the catalyst early warm-up control is being executed, the process proceeds to step S606, where it is determined whether the engine is within a predetermined time (1) after the start of the engine is completed. The predetermined time {circle around (1)} is the same as step S405 in the flowchart of FIG.
[0109]
Here, if it is within the predetermined time {circle around (1)}, the fuel injection time TAU during execution of the early catalyst warm-up control is calculated in step S607. The fuel injection time TAU is obtained by multiplying the basic fuel injection time Tp calculated in step S603 by a correction coefficient based on the engine coolant temperature Thw and the like. At the same time, since the fuel injection end timing and the fuel injection time TAU are obtained, the fuel injection start timing is finally set and the fuel injection control is executed.
[0110]
On the other hand, if it is determined that the predetermined time {circle around (1)} has elapsed since it was determined that the engine was started, the process proceeds to step S606. In step S606, since the predetermined time {circle around (1)} has elapsed, that is, the afterburning condition is satisfied, the opening timing of the intake valve 8 is retarded, so that a differential pressure is generated between the combustion chamber and the intake passage. For this reason, the intake air flow rate is improved from the normal opening timing of the intake valve. Therefore, the fuel injection start timing is set according to the opening timing of the intake valve 8. Specifically, the fuel injection end timing set in step S604 is changed based on the target timing of the intake valve 8, and the process proceeds to step S609.
[0111]
In step S609, the fuel injection time TAU after the afterburning condition is satisfied is calculated. In the calculation of the injection time TAU, the basic injection time Tp calculated in step S603 is multiplied by a correction coefficient such as the engine water temperature Thw, and the fuel injection amount is corrected to decrease so that the combustion air-fuel ratio becomes lean. This routine is terminated by multiplying by the leaning correction coefficient. As described above, after the predetermined time {circle over (1)} has elapsed, the fuel injection time TAU is set to a value smaller than the normal time to control the combustion air-fuel ratio to lean, and the fuel injection start timing is set to open the intake valve 8. By setting based on the timing, atomization of the fuel injected by the injector is promoted, and combustion is stabilized. Furthermore, if the exhaust gas temperature is higher than a predetermined temperature (800 ° C.) and the air-fuel ratio is lean as the operating state, the unburned HC gas component discharged by combustion in the exhaust passage is consumed by the oxidation reaction. Therefore, it is possible to suppress the deterioration of the emission without performing the EGR control (overlap control).
[0112]
On the other hand, if it is determined that the early warm-up control of the catalyst is not being executed, the process of step S605 is denied (NO), and the process proceeds to step S610. In the process of step S601, it is determined whether the early warm-up control has been executed. If the early warm-up is not executed, the determination in step S610 is negative (NO), the process proceeds to step S612, the normal fuel injection time TAU after the start is calculated, and this routine ends. In the calculation of the fuel injection time TAU, the fuel injection time TAU is obtained by calculation by multiplying the basic injection time Tp calculated in step S603 by a correction coefficient such as the engine cooling water temperature Thw.
[0113]
If it is determined that the early warm-up control has been executed, the determination in step S610 is affirmed (YES), the process proceeds to step S611, and it is determined whether the return control is being executed. Here, the return control is the same as the return control executed in step S414 in FIG. 12. If the above-described return control is not executed, the process proceeds to step S612, and the normal fuel injection time TAU after the start is set. Calculate and finish this routine. On the other hand, if it is determined that the return control is being performed, the determination in step S611 is negative (NO), and the process in step S613 is executed. In step S613, according to the target opening timing of the intake valve 8 set in the return control of FIG. 12, the fuel injection timing is gradually changed to become the normal fuel injection timing after starting, and the process proceeds to step S614.
[0114]
In step S614, the return fuel injection time TAU is obtained by calculation. In this calculation, the fuel injection time TAU is set so as to gradually follow the fuel injection time TAU at the normal time after start-up from the fuel injection time TAU at the lean air-fuel ratio set in step S609, and this routine is terminated. To do.
[0115]
Next, the target opening timing of the intake valve 8, the target closing timing of the exhaust valve 9, the ignition timing control, and the fuel injection control that are controlled as described above will be described with reference to the time chart of FIG.
[0116]
First, when cranking is started by the driver at time t0, the engine rotation speed Ne is first exploded, and the engine rotation speed Ne increases. At this time, the ignition timing and the opening timing VT of the intake valve 8 are set to fixed values in consideration of startability. On the other hand, the exhaust valve 9 reduces the unburned HC gas component due to the EGR effect. However, since the differential pressure between the pressure in the intake passage and the atmospheric pressure is small at the start, the combustion gas burns even if the overlap amount is set. It becomes difficult to re-inhale indoors. Therefore, when the exhaust valve 9 is started, the EGR effect is obtained by confining the combustion gas in the combustion chamber by advancing the closing timing VH with respect to the intake TDC. The closing timing VH of the exhaust valve 9 is set by the opening timing VT of the intake valve 8 and the target underlap amount ULT.
[0117]
Then, when the engine rotational speed Ne becomes 400 rpm, for example, it is determined that the engine has been completely started at time t1. If it is determined that the start of the engine has been completed and the engine coolant temperature Thw is within a predetermined temperature range, the conditions for executing the catalyst early warm-up control are satisfied. When the execution condition for the early catalyst warm-up control is satisfied at time t1, the ignition timing θig is retarded from the intake TDC and set to ATDC 10 ° CA. When the ignition timing θig is retarded, the combustion becomes slow, resulting in a peak smaller than the peak of the normal combustion temperature. However, even if the exhaust valve 9 is opened, the combustion temperature is higher than the normal combustion temperature. Therefore, the combustion gas temperature in the exhaust passage can be increased.
[0118]
The intake valve opening timing VT is set to a fixed value at the time of starting. However, the exhaust valve 9 closing timing VH is equal to or greater than the amount of overlap because the pressure in the intake passage reaches a predetermined negative pressure after time t1. By setting, the combustion gas can be re-inhaled into the combustion chamber. Therefore, the closing timing VH of the exhaust valve 9 is set to be retarded from the opening timing VT of the intake valve 8. At this time, the closing timing VH of the exhaust valve 9 sets the target underlap amount ULT to −15 ° CA, that is, an overlap amount of 15 ° CA, and obtains the EGR effect.
[0119]
When a predetermined time {circle around (1)} elapses from the start of the engine and the time t3 is reached, the combustion gas temperature in the exhaust passage reaches about 800 ° C. Therefore, the fuel injection amount is corrected to decrease and the air-fuel ratio is controlled to be lean. Thereby, the unburned HC gas in the exhaust passage undergoes an oxidation reaction with oxygen in the exhaust passage, so that EGR control is not required. For this reason, the opening timing VT of the intake valve 8 is retarded from the intake TDC in order to stabilize combustion from time t3 to time t4. This is because when the piston is lowered downward from the TDC after the intake stroke, the pressure in the combustion chamber becomes a large negative pressure because the intake valve 8 is closed. For this reason, when the intake valve 8 is opened, a large differential pressure is generated between the intake passage and the combustion chamber, so that the intake flow velocity is improved. In the present embodiment, since the fuel injection timing is set at a timing at which the intake air flow rate is high in accordance with the opening timing of the intake valve 8, atomization of the fuel injected by the injector is promoted, and combustion can be stabilized.
[0120]
At this time, the closing timing VH of the exhaust valve 9 is set based on the opening timing VT of the intake valve 8 and the target underlap amount ULT. By retarding the opening timing VT of the intake valve 8 from the intake TDC, the pressure in the combustion chamber is greatly reduced to a negative pressure. However, if the closing timing VH of the exhaust valve 9 is close to the opening timing VT of the intake valve 8, the combustion chamber The airtightness cannot be maintained, and the combustion chamber cannot have a large negative pressure. Therefore, the target underlap amount ULT is set to 20 ° CA as a predetermined crank angle, and the closing timing VH of the exhaust valve 8 is set based on this. As a result, the combustion chamber can be sealed, an improvement in the intake air flow velocity can be maintained, and deterioration of combustion stability can be prevented.
[0121]
When the early warm-up control of the catalyst ends at time t5, the ignition timing θig is gradually returned to the normal ignition timing by time t6. The opening timing VT of the intake valve 8 and the closing timing VH of the exhaust valve 9 may be returned to normal control step by step as shown in the time chart of FIG. It is also possible to return to the control.
[0122]
In addition, as shown in A / F of FIG. 21, the fuel injection control of the present embodiment gradually leans the air-fuel ratio from the completion of the start, and at the time t5 when the early warm-up control of the catalyst ends, the target air-fuel ratio. As such, the theoretical air-fuel ratio may be controlled.
[0123]
In this embodiment, the intake correspondence control means corresponds to step S503 in FIG.
[0124]
(Other examples)
In this embodiment, the warm-up state detection means for detecting the warm-up state in the first and second embodiments is provided, and the internal combustion engine is in a semi-warm-up state by the warm-up state detection means when the internal combustion engine is started. When the internal combustion engine is started, the opening timing VT of the intake valve 8 may be delayed from the intake TDC.
[0125]
Further, the warm-up state detection means detects that the internal combustion engine is in a semi-warm-up state when the three-way catalyst 19 is not warmed up and the internal combustion engine is in a substantially warm-up state. As a specific method, the semi-warm-up state may be detected based on at least one of the integrated values of the engine water temperature Thw, the elapsed time after engine startup, the intake air temperature Tha, and the engine speed Ne.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a first embodiment.
FIG. 2 is a block diagram illustrating a configuration of an ECU and the like according to the first embodiment.
FIG. 3 is a flowchart showing ignition timing control of the first embodiment.
FIG. 4 is a flowchart showing fuel injection control of the first embodiment.
FIG. 5 is a map for calculating a fuel injection amount correction value according to the open position of the intake valve in the first embodiment.
FIG. 6 is a main flowchart of the first embodiment.
FIG. 7 is a timing chart for setting a target opening position of the intake valve according to the first embodiment.
FIG. 8 is a diagram showing a relationship between an open position of an intake valve and an intake flow velocity.
FIG. 9 is a characteristic diagram showing the relationship between the open position of the intake valve and the temperature in the intake pipe.
FIG. 10 is a characteristic diagram showing the relationship between the intake air flow velocity and the HC gas discharged from the engine.
FIG. 11 is a timing chart of the first embodiment.
FIG. 12 is a main flowchart of the second embodiment.
FIG. 13 is a flowchart for setting an underlap amount ULT according to the second embodiment;
FIG. 14 is a map for setting the opening timing of the intake valve according to the pressure and the rotational speed of the intake passage of the second embodiment.
FIG. 15 is a map for setting the closing timing of the exhaust valve according to the pressure and rotational speed of the intake passage of the second embodiment.
FIG. 16 is a map for setting the opening timing of the intake valve according to the pressure in the intake passage of the second embodiment.
FIG. 17 is a map for setting a target underlap amount that is set according to the rotational speed fluctuation of the second embodiment.
FIG. 18 is a map for setting a coefficient 1 for correcting the target underlap amount according to the air-fuel ratio of the second embodiment.
FIG. 19 is a map for setting a coefficient 2 for correcting the target underlap amount according to the retard amount of the intake valve of the second embodiment.
FIG. 20 is a flowchart showing fuel injection control of the second embodiment.
FIG. 21 is a time chart showing the control operation of the second embodiment.
[Explanation of symbols]
1 ... Engine as an internal combustion engine,
4 ... Combustion chamber,
6 ... Intake passage,
7 ... exhaust passage,
8 ... Intake valve,
9 ... exhaust valve,
25a ... intake side variable valve timing mechanism,
25b: Exhaust side variable valve timing mechanism,
56a ... first oil control valve,
56b ... Second oil control valve,
74 ... Throttle sensor,
75 ... Water temperature sensor,
76 ... rotational speed sensor,
78 ... rotation angle sensor,
79 ... oil temperature sensor,
80 ... ECU,
89 ... Power supply circuit.

Claims (12)

触媒を早期に暖機するために点火時期の遅角制御を行う内燃機関において、
燃料を噴射するために配設される燃料噴射弁と、
前記燃料噴射弁により噴射される燃料噴射量を制御する燃料噴射制御手段と、
内燃機関の吸気通路を開閉するための吸気バルブと、
前記吸気バルブの開タイミングを任意に設定可能な第１の可変バルブタイミング機構と、
前記吸気バルブの開タイミングを設定する第１のバルブタイミング制御手段とを備え、
前記第１のバルブタイミング制御手段は、内燃機関の冷間始動後に前記吸気バルブの開タイミングを遅角する遅角制御手段を含み、
前記燃料噴射制御手段は、前記遅角制御手段により制御される前記吸気バルブの開タイミングに基づいて燃料噴射量を制御する遅角時燃料制御手段を含むことを特徴とする内燃機関の制御装置。In an internal combustion engine that performs retarded ignition timing control to warm up the catalyst early,
A fuel injection valve arranged to inject fuel;
Fuel injection control means for controlling the fuel injection amount injected by the fuel injection valve;
An intake valve for opening and closing the intake passage of the internal combustion engine;
A first variable valve timing mechanism capable of arbitrarily setting the opening timing of the intake valve;
First valve timing control means for setting the opening timing of the intake valve,
The first valve timing control means includes a retard angle control means for retarding the opening timing of the intake valve after a cold start of the internal combustion engine,
The control apparatus for an internal combustion engine, wherein the fuel injection control means includes a retard angle fuel control means for controlling a fuel injection amount based on an opening timing of the intake valve controlled by the retard angle control means. 前記遅角制御手段は、前記吸気通路内の圧力と内燃機関の燃焼室内の圧力との差が所定値以上となるように前記吸気バルブの開タイミングを遅角することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の制御装置。  2. The retard control means retards the opening timing of the intake valve so that the difference between the pressure in the intake passage and the pressure in the combustion chamber of the internal combustion engine becomes a predetermined value or more. The control apparatus of the internal combustion engine described in 1. 内燃機関の始動を判定する始動判定手段と、
内燃機関の始動時に、前記吸気バルブの開タイミングを始動に適した所定タイミングに規制する中間保持機構とを備え、
前記遅角制御手段は、前記始動判定手段により内燃機関が始動したと判定されると、内燃機関の始動時に前記中間保持機構により規制された前記所定の開タイミングから前記吸気バルブの開タイミングを遅角することを特徴とする請求項１または請求項２のいずれか一つに記載の内燃機関の制御装置。Start determination means for determining start of the internal combustion engine;
An intermediate holding mechanism for restricting the opening timing of the intake valve to a predetermined timing suitable for starting when the internal combustion engine is started,
The retard angle control means delays the opening timing of the intake valve from the predetermined opening timing regulated by the intermediate holding mechanism when starting the internal combustion engine when the start determination means determines that the internal combustion engine has started. 3. The control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the control device is angled. 前記遅角時燃料制御手段は、前記遅角制御手段により前記吸気バルブが遅角されるときには、前記燃料噴射量を減量補正することを特徴とする請求項１乃至請求項３のいずれか一つに記載の内燃機関の制御装置。The retarded angle when the fuel control means, when the intake valve is retarded by the retard control means, any one of claims 1 to 3, characterized in that decrease correction of the fuel injection amount The control apparatus of the internal combustion engine described in 1. 前記吸気バルブの開タイミングを進角させる進角制御手段を備え、
前記燃料噴射制御手段は、前記進角制御手段により前記吸気バルブが進角されるときには、前記燃料噴射量を増量補正する進角時燃料制御手段を含むことを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれか一つに記載の内燃機関の制御装置。Advancing control means for advancing the opening timing of the intake valve,
The fuel injection control means includes an advance fuel control means for correcting an increase in the fuel injection amount when the intake valve is advanced by the advance control means. 4. The control device for an internal combustion engine according to any one of 4 above. 内燃機関の排気通路を開閉するための排気バルブと、
前記排気バルブの閉タイミングを任意に設定可能な第２の可変バルブタイミング機構と、
前記排気バルブの閉タイミングを設定する第２のバルブタイミング制御手段とを備え、
第２のバルブタイミング制御手段は、前記遅角制御手段により前記吸気バルブの開タイミングが遅角されている期間、前記排気バルブの閉タイミングを進角する進角制御手段を含むことを特徴とする請求項１乃至請求項５のいずれか一つに記載の内燃機関の制御装置。An exhaust valve for opening and closing the exhaust passage of the internal combustion engine;
A second variable valve timing mechanism capable of arbitrarily setting the closing timing of the exhaust valve;
Second valve timing control means for setting the closing timing of the exhaust valve;
The second valve timing control means includes an advance angle control means for advancing the closing timing of the exhaust valve during a period in which the opening timing of the intake valve is retarded by the retard angle control means. The control device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 5 . 内燃機関の暖機状態を検出する暖機状態検出手段を備え、
前記暖機状態検出手段は、前記触媒が暖機しておらず、かつ、機関停止後、冷却温度が下がり始めた後、下がりきる前に内燃機関が再始動された状態であるとき、内燃機関が半暖機状態であることを検出するとともに、
前記遅角制御手段は、内燃機関の始動時に前記暖機状態検出手段により内燃機関が半暖機状態であることが検出されたとき、内燃機関の始動時に前記吸気バルブを遅角することを特徴とする請求項３に記載の内燃機関の制御装置。Comprising warm-up state detection means for detecting the warm-up state of the internal combustion engine;
The warm-up state detection means is a state in which the internal combustion engine is in a state where the internal combustion engine is restarted before the catalyst is not warmed up, and after the engine stops, after the cooling temperature starts to drop and before the cooling temperature is completely lowered. Is detected to be semi-warm up,
The retard angle control means retards the intake valve when the internal combustion engine is started when the warm-up state detection means detects that the internal combustion engine is in a semi-warm state when the internal combustion engine is started. The control apparatus for an internal combustion engine according to claim 3 . 前記暖機状態検出手段は、内燃機関の冷却水温、内燃機関始動後の経過時間、吸気温度、内燃機関回転数の積算値の少なくとも一つに基づいて内燃機関の半暖機状態を検出することを特徴とする請求項７に記載の内燃機関の制御装置。The warm-up state detection means detects a semi-warm-up state of the internal combustion engine based on at least one of the cooling water temperature of the internal combustion engine, the elapsed time after starting the internal combustion engine, the intake air temperature, and the integrated value of the internal combustion engine speed. The control apparatus for an internal combustion engine according to claim 7 . 内燃機関の排気通路を開閉するための排気バルブと、
前記排気バルブの閉タイミングを任意に設定可能な第２の可変バルブタイミング機構と、
前記排気バルブの閉タイミングを設定する第２のバルブタイミング制御手段とを備え、
第２のバルブタイミング制御手段は、前記遅角制御手段により前記吸気バルブの開タイミングが遅角されている期間、前記吸気バルブの開タイミングに応じて前記排気バルブの閉タイミングを制御する吸気対応制御手段を含むことを特徴とする請求項１乃至５に記載の内燃機関の制御装置。An exhaust valve for opening and closing the exhaust passage of the internal combustion engine;
A second variable valve timing mechanism capable of arbitrarily setting the closing timing of the exhaust valve;
Second valve timing control means for setting the closing timing of the exhaust valve;
The second valve timing control means is an intake response control for controlling the closing timing of the exhaust valve in accordance with the opening timing of the intake valve during a period in which the opening timing of the intake valve is retarded by the retardation control means. the control apparatus according to claim 1 to 5, characterized in that it comprises means. 前記吸気対応制御手段は、前記遅角制御手段により前記吸気バルブの開タイミングが遅角されている期間、前記排気バルブの閉弁後、所定クランク角経過後に前記吸気バルブが開弁するように前記排気バルブの閉タイミングを設定することを特徴とする請求項９に記載の内燃機関の制御装置。The intake correspondence control means is configured to open the intake valve after a predetermined crank angle has elapsed after the exhaust valve is closed during a period when the opening timing of the intake valve is retarded by the retard angle control means. The control device for an internal combustion engine according to claim 9 , wherein the closing timing of the exhaust valve is set. 前記遅角時燃料制御手段は、前記遅角制御手段により遅角された吸気バルブが開き始めたときに、このタイミングで燃料が燃焼室内に吸入されるように燃料噴射を制御することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の制御装置。The retard fuel control means controls fuel injection so that fuel is sucked into the combustion chamber at this timing when the intake valve retarded by the retard control means starts to open. The control device for an internal combustion engine according to claim 1. 前記遅角時燃料制御手段は、前記遅角制御手段により前記吸気バルブの開タイミングが遅角するほど燃料噴射量を少なくするように補正係数を設定し、該補正係数に基づいて前記燃料噴射量を算出することを特徴とする請求項１乃至請求項１１のいずれか一つに記載の内燃機関の制御装置。 The retard fuel control means sets a correction coefficient so that the fuel injection amount decreases as the intake valve opening timing is retarded by the retard control means, and the fuel injection amount is based on the correction coefficient. The control apparatus for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 11, wherein the controller is calculated .

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