JP4151395B2

JP4151395B2 - High expansion ratio cycle engine

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Publication number: JP4151395B2
Application number: JP2002348818A
Authority: JP
Inventors: 一洋小島
Original assignee: Mitsubishi Motors Corp
Current assignee: Mitsubishi Motors Corp
Priority date: 2002-11-29
Filing date: 2002-11-29
Publication date: 2008-09-17
Anticipated expiration: 2022-11-29
Also published as: JP2004183510A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、圧縮比に対して膨張比を大きく設定した高膨張比サイクルエンジンに関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、自動車等の車両の駆動源として、吸気・圧縮・膨張・排気の４行程（ストローク）からなるオットーサイクルのガソリンエンジンが広く普及している。このようなガソリンエンジンでは種々の改善や工夫により熱効率の向上が図られているが、より一層の熱効率の向上を図りたいという要望がある。
【０００３】
熱効率の向上を図るには、エンジンの膨張時のストロークを長くして膨張比を高めればよいことが知られているが、オットーサイクルの場合、各行程におけるピストンストロークは同一であり膨張比と圧縮比とは等しい。このため、膨張比を高めると圧縮比も高くなってしまい、圧縮による発熱により燃焼室内で混合気が早期着火してノッキングが生じやすくなる。したがって、熱効率の向上を図るべく大幅に膨張比（＝圧縮比）を高めようとしても限界が低く、実質的に膨張比を高めるのは困難である。
【０００４】
そこで、従来より、吸気弁の閉弁時期を大幅に進角したり、或いは吸気弁の閉弁時期を大幅に遅角したりすることで吸気量を制限し、実質的に膨張比を圧縮比よりも大きく設定するようにした、高膨張比サイクル（以下、ミラーサイクル又はアトキンソンサイクルともいう）のエンジンが実用化されている。また、このようなミラーサイクルエンジンに関する技術としては、例えば特許文献１及び特許文献２にも開示されている。
【０００５】
以下、このようなミラーサイクルを適用したエンジンについて図７及び図８の指圧線図を用いて簡単に説明する。このうち、図７はピストンが下死点に到達するよりも早いタイミングで吸気弁を閉じる、いわゆる吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルエンジンの指圧線図、図８はピストンが下死点に到達した後のタイミングで吸気弁を閉じる、いわゆる吸気弁遅閉じタイプのミラーサイクルエンジンの指圧線図である。
【０００６】
まず、図７を用いて吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルエンジンの作動について説明すると、ピストンが上死点（ＴＤＣ：図中ａ点）から下降して吸気行程が開始されると、筒内圧は略大気圧を保持したまま吸気弁から吸気（又は混合気）が取り込まれる。そして、下死点（ＢＤＣ）手前の所定のタイミング（図中ｂ点）において吸気弁が閉じられ、これにより実質的な吸気行程が終了する。
【０００７】
その後、ピストンの下降に伴い筒内圧が低下し、ピストンが下死点（図中ｃ点）に達すると吸気行程が終了する。そして、ピストンが上昇に反転すると吸気行程から圧縮行程に移行し、ピストンの上昇に伴い筒内圧が徐々に上昇する。さらにピストンが上昇して筒内圧がｂ点における圧力よりも高くなる（図中ｄ点）と、このときのピストンのストローク位置から上死点（図中ｅ点）までの間が実質的な圧縮行程となって吸気の圧縮が行なわれる。
【０００８】
また、ピストンが上死点まで達すると圧縮行程が終了するとともに膨張行程が開始される。すなわち、ピストンの上死点近傍において混合気が着火，燃焼し、燃焼圧力により急激に筒内圧が上昇するとともにピストンが下降に転じる（図中ｆ点）。そして、ピストンが下死点（図中ｇ点）まで達すると膨張行程から排気行程に移行し、略大気圧の状態で燃焼ガスが排出される。さらに、ピストンが上死点（図中ａ点）に達すると一連のミラーサイクルが終了し、再び吸気行程が開始される。
【０００９】
そして、このような吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルでは、吸気弁をピストンが下死点に達するよりも大幅に早いタイミング（図中ｂ点）で閉じることにより吸気量が低減され、これにより実際の圧縮比が大幅に低下する。
また、膨張行程は従来通りピストンの上死点から下死点までであるので、相対的に膨張行程が実質的な圧縮行程よりも大きくなり、これにより膨張比ε＞実際の圧縮比ρとすることができる。なお、以下では実際の圧縮比を幾何学的圧縮比ともいう。
【００１０】
このように膨張比εを幾何学的圧縮比ρよりも大きくすることで、ポンプ損失（ポンピングロス）を低減して熱効率の向上が図られる。また、低圧縮比化（例えば圧縮比ρ＝９，ε＝１４）によりノッキング（ノック）を回避することができる。ただし、このようなミラーサイクルでは排気量に対して吸気量が低下するため、相対的に出力が低くなる。そこで、従来は過給機（主にターボチャージャ）により吸気を過給して出力を確保している。
【００１１】
なお、このようなミラーサイクルエンジンは、一般的なオットーサイクルのエンジンに対して、吸気カムの形状を変更するのみで実現可能である。
また、図８に示す吸気弁遅閉じタイプのミラーサイクルについても、吸気弁の閉じるタイミングが異なる以外は、上述した吸気弁早閉じタイプと同様に作用する。つまり、ピストンが上死点（図中ａ点）から下降して吸気行程が開始されると、筒内圧は略大気圧を保持したまま吸気弁から吸気（又は混合気）が取り込まれる。
【００１２】
そして、ピストンが下死点（図中ｃ点）に達した後も、吸気弁を開いた状態を保持して、これにより、筒内圧が大気圧のまま圧縮行程が開始される。そして、下死点後の所定のタイミング（図中ｂ′点）において吸気弁が閉じられて、この時点から実質的な圧縮行程が開始される。なお、これ以降は、吸気弁早閉じタイプと同様である。
【００１３】
したがって、このような吸気弁遅閉じタイプのミラーサイクルエンジンも、上述した吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルエンジンと同様に、相対的に膨張行程が実質的な圧縮行程よりも大きくなり、これにより膨張比ε＞幾何学的圧縮比ρとすることができる。
【００１４】
【特許文献１】
特公平７−９１９８４号公報
【特許文献２】
特許第３２３６６５４号公報
【００１５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上述した従来のミラーサイクルエンジンでは、膨張比を大きく設定することにより筒内の燃焼エネルギのほとんどを膨張行程において消費させることができ、これにより熱効率の向上を図ることができる。しかしながら、上述のように、燃焼エネルギがほとんど膨張行程で消費されてしまうため、排気のエネルギ（すなわち、ターボチャージャを駆動するエネルギ、以下、排気ブローダウンエネルギという）が低下し、タービンの回転数が低下して過給圧の上昇速度が低下する。この結果、ターボチャージャのレスポンス低下を招き、特に車両発進時のレスポンスが悪化するという課題がある。
【００１６】
また、ターボチャージャは一般に加速過渡時においては過給圧が立ち上がるまでの間は吸気量が低下するためトルクが不足して加速不良が生じるほか、低中速域の過給圧が低い運転状態では吸気量が少なく出力低下を招く。このようなターボチャージャの一般的な特性に加えて、上述のようにミラーサイクルエンジンでは排気ブローダウンエネルギが低下するため、加速過渡時や低中速域におけるドライバビリティがさらに悪化するという課題がある。
【００１７】
本発明は、このような課題に鑑み創案されたもので、車両発進時等における過給機のレスポンスの低下を防止するとともに、加速過渡時及び低中速域における出力の低下を防止するようにした、高膨張比サイクルエンジンを提供することを目的とする。
【００１８】
【課題を解決するための手段】
このため、本発明の高膨張比サイクルエンジンは、膨張比を圧縮比よりも大きく設定するとともに過給機を備えた高膨張比サイクルエンジンにおいて、運転状態判定手段により、エンジンが低中速域及び低負荷で運転されているときにエンジンの加速過渡時であると判定されると、制御手段により、排気弁の開弁時期が進角するように可変バルブタイミング機構の作動が制御される。これにより、車両発進時等においては、筒内の燃焼エネルギの一部が運動エネルギに変換される前に排気エネルギとなって排出されて排気ブローダウンエネルギが増大する。そして、排気ブローダウンエネルギが増大した分だけ過給機による吸気の過給効率が上昇し、過給機のレスポンスが向上してドライバビリティが向上する。
また、このときには、吸気量が増大するように吸気側可変バルブタイミング機構の作動が制御されるので、燃焼量の低下による出力トルク不足を防止できる。これにより、高膨張比サイクル（ミラーサイクル）を中止して非高膨張比サイクル（例えばオットーサイクル）に移行することで、加速過渡時や中低速域にも十分な加速を得られ、ドライバビリティが向上する。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、図面により、本発明の一実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンについて説明すると、図１に示すエンジン１は、膨張比を圧縮比よりも大きく設定した高膨張比サイクル（ミラーサイクル又はアトキンソンサイクル）を適用したエンジンであって、本実施形態では、従来技術の欄で説明した吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルが適用されている。
【００２０】
また、このエンジン１は、シリンダ内に直接燃料を供給する、いわゆる筒内噴射型火花点火式エンジンであって、吸気行程での燃料噴射（吸気行程噴射）及び圧縮行程での燃料噴射（圧縮行程噴射）を切り換え可能に構成されている。
この筒内噴射型エンジン１は、理論空燃比（ストイキオ）での運転や過濃空燃比（リッチＡ／Ｆ）での運転（リッチ空燃比運転）や希薄空燃比（リーンＡ／Ｆ）での運転（リーン空燃比運転）が可能であり、種々のパラメータから得れる条件に応じて上述の複数の運転モードが切り換えられるようになっている。
【００２１】
また、エンジン１のシリンダヘッド２には、各気筒毎に点火プラグ（図示省略）及び燃料噴射弁６がそれぞれ配設され、また、各燃料噴射弁６には、図示しない燃料供給装置が接続されている。この燃料供給装置は、低圧燃料ポンプと高圧燃料ポンプとを有しており、燃料タンク内の燃料を低圧或いは高圧に加圧した後、燃料を燃料噴射弁６に供給するようになっている。
【００２２】
シリンダヘッド２には、各気筒毎に略直立方向に吸気ポート９が形成されており、各吸気ポート９の上端には吸気マニホールド１０の一端がそれぞれ接続されている。また、図示するように、吸気マニホールド１０には、吸入空気量を調節するドライブバイワイヤ式のスロットル弁（ＥＴＶ）１４、上記スロットル弁１４の開度を検出するスロットルポジションセンサ（ＴＰＳ）１６及び吸入空気量を計測する吸気量センサ（エアフローセンサ又はＡＦＳ）１８が設けられている。
【００２３】
ここで、ＥＴＶ１４はスロットルアクチュエータ１４ａをそなえており、このスロットルアクチュエータ１４ａによりスロットル開度が変更されるようになっている。また、スロットルアクチュエータ１４ａは、後述するＥＣＵ（制御手段）４０からの制御信号に基づきその作動が制御されるようになっており、通常はドライバのアクセルペダルの踏み込み量に応じたスロットル開度となるようにスロットルアクチュエータ１４ａの作動が制御されるようになっている。
【００２４】
また、シリンダヘッド２には、各気筒毎に排気ポート１１が形成され、この各排気ポート１１に排気マニホールド１２がそれぞれ接続されている。また、排気マニホールド１２には排気エネルギにより吸気を加圧するターボチャージャ（過給機）１３が設けられている。これは、従来技術の欄でも説明したように、ミラーサイクルエンジンでは排気量に対して吸気量が低下するためであり、ターボチャージャ１３により吸気量の確保、即ち出力の確保を図っている。なお、図１では省略されているが吸気通路１０上にはターボチャージャ１３のコンプレッサが介装されている。また、本実施形態では、ターボチャージャ１３は、タービンに付設されたノズルベーンの開度を変更することで過給圧を変更可能な、いわゆる可変ノズルベーン付きターボチャージャが適用されている。
【００２５】
ここで、可変ノズルベーン付きターボチャージャ１３について説明すると、図３に示すように、タービン１３ａのタービンブレード１３ｂの周囲には、複数のノズルベーン１３ｃが等間隔に配設されている。各ノズルベーン１３ｃは、いずれもタービン１３ａと同軸上に配設された環状リング１３ｄに接続されており、この環状リング１３ｄが図中矢印方向に回転すると、ノズルベーン１３ｃの角度、即ち、開度が変更されるようになっている。
【００２６】
また、環状リング１３ｄには、アクチュエータ（過給圧変更手段）２０が接続されている。ここで、アクチュエータ２０は、制御室２０ａ内へ供給されるエアの圧力に応じてその作動状態が制御されるような正圧式のアクチュエータであって、アクチュエータ２０の作動状態に応じてノズルベーン１３ｃの角度（開度）が段階的に調整されるようになっている。また、詳細は図示しないが、このアクチュエータ２０は高圧のエア通路に接続されており、エア通路上には例えば電磁弁が設けられている。そして、電磁弁をデューティ制御することで、アクチュエータ２０の作動が制御されるようになっている。
【００２７】
なお、アクチュエータ２０は、このような構成のものに限定されるものではなく、ノズルベーンの角度を連続的又は段階的に調整できるようなものであれば他の構成のものを適用してもよい。
一方、ＥＣＵ４０は、入出力装置，記憶装置（ＲＯＭ，ＲＡＭ，不揮発性ＲＡＭ等），演算装置（ＣＰＵ），タイマカウンタ等を備えて構成されており、このＥＣＵ４０により、エンジン１の総合的な制御が実行されるようになっている。
【００２８】
ＥＣＵ４０の入力側には、上述したＴＰＳ１６及びＡＦＳ１８が接続されるとともに、エンジン回転数Ｎｅを検出するエンジン回転数センサ３，ドライバのアクセルペダル踏み込み量Ａｃｃを検出するアクセルポジションセンサ４及び車速を検出する車速センサ８も接続されている。さらには、図示しないＯ₂センサや吸気通路１０内の圧力を検出する圧力センサ等も接続されている。
【００２９】
一方、ＥＣＵ４０の出力側には、上述の燃料噴射弁６及びＥＴＶ（スロットル弁）１４のアクチュエータ１４ａ等の各種の出力デバイスが接統されており、これら出力デバイスには、ＥＣＵ４０からの制御信号が入力されるようになっている。具体的には、ＥＣＵ４０では、各種センサ類からの情報に基づいて目標空燃比（Ａ／Ｆ）や目標点火時期等が設定され、この目標空燃比や目標点火時期となるように燃料噴射弁６の駆動パルス幅やスロットルアクチュエータ１４ａの駆動量が設定されるようになっている。
【００３０】
そして、これにより燃料噴射弁６から適正なタイミングで適正量の燃料が噴射され、点火プラグにより適正なタイミングで火花点火が実施され、適正なタイミングで適正な開度となるようＥＴＶ１４が開閉駆動されるようになっている。
次に、本発明の要部について説明すると、このエンジン１の動弁機構には、吸気弁５の作動タイミングを変更可能な吸気側可変バルブタイミング機構可変（ＶＶＴ）３０と、排気弁７の作動タイミングを変更可能な排気側可変バルブタイミング機構（ＶＶＴ）５０とが設けられている。
【００３１】
このうち、吸気側ＶＶＴ３０は、少なくとも吸気弁５の閉弁時期を変更可能に構成されたものであり、また、排気側のＶＶＴ３０は少なくとも排気弁の開弁時期を変更可能に構成されている。なお、詳しくは後述するが、ＶＶＴ３０，５０としては、例えば図２（ａ），（ｂ）に示すような公知の機構が適用されている。
【００３２】
また、ＥＣＵ４０の内部には、エンジン１が加速過渡時であるか否かを判定する加速過渡時判定手段４１と、エンジン１の運転速度領域を判定する運転速度領域判定手段４２と、エンジン負荷を判定する負荷判定手段４７とが設けられている。なお、上記の加速過渡時判定手段４１，運転速度領域判定手段４２及び負荷判定手段４７により、エンジン１の運転状態を判定する運転状態判定手段６０が構成されている。
【００３３】
ここで、加速過渡時判定手段４１は、アクセルポジションセンサ４で検出されたアクセルペダル踏み込み量Ａｃｃ及びその変化量ΔＡｃｃに基づき加速過渡時か否かを判定するようになっており、例えばアクセルペダル踏み込み量Ａｃｃが所定値ａ以上で、且つアクセルペダル踏み込み変化量ΔＡｃｃが所定値ｂ（≧０）以上であると、加速過渡時判定手段４１では加速過渡時であると判定するようになっている。なお、加速過渡時か否かを判定する手法は上述のものに限定されず、例えばＡＦＳ１８からの検出情報に基づくエンジン１の吸入空気量Ａ／Ｎや吸気通路１０内の圧力等のエンジン負荷に基づき判定するようにしてもよい。
【００３４】
また、運転速度領域判定手段４２は、エンジン回転数センサから３で検出されたエンジン回転数Ｎｅに基づき、エンジン１の運転速度領域を判定するようになっており、エンジン回転数が所定回転数Ｎｅ１未満であれば低中速域であると判定するとともに、上記所定回転数Ｎｅ１以上であれば高速域であると判定するようになっている。
【００３５】
また、負荷判定手段４７は、アクセルポジションセンサ４で検出されたアクセルペダル踏み込み量Ａｃｃ、又はＡＦＳ１８で検出される吸入空気量等に基づいて、エンジン負荷を判定するようになっている。
また、上述以外にも、ＥＣＵ４０には目標吸入空気量設定手段４３，比較手段４４及び過給圧設定手段４５が設けられている。このうち目標吸入空気量設定手段４３は、エンジン回転数Ｎｅ及びアクセルペダル踏み込み量（負荷）Ａｃｃ等に基づいて、エンジン１の吸入空気量（以下、単に吸気量という）の目標値Ｖｔを設定するものであって、例えば図示しないマップから目標値Ｖｔが読み出されるようになっている。
【００３６】
また、比較手段４４は、上記目標吸入空気量設定手段４３で設定された吸気量の目標値（目標吸気量）Ｖｔと、ＡＦＳ１８で検出された実際の吸気量（実吸気量）Ｖｒとを比較する手段であって、具体的には実吸気量Ｖｒと目標吸気量Ｖｔとの差ΔＶ（＝Ｖｒ−Ｖｔ）を算出するものである。
また、過給圧設定手段４５は、ターボチャージャ１３の過給圧を設定するものであって、この過給圧設定手段４５で設定された過給圧となるようにターボチャージャ１３のアクチュエータ２０の作動がフィードバック制御されるようなっている。
【００３７】
そして、運転速度領域判定手段４２によりエンジン１が低中速域で運転されていると判定され、且つ負荷判定手段４７によりエンジン１が低負荷域で運転されていると判定され、且つ加速過渡時判定手段４１によりエンジン１の運転状態が加速過渡時であると判定されると、以下のような排気ブローダウンエネルギ向上制御が実行されるようになっている。
【００３８】
つまり、この場合には、比較手段４４により目標吸入空気量設定手段４３で設定された吸気量ＶｔとＡＦＳ１８で検出された実際の吸気量Ｖｒとを比較して、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔ以下であると判定されると（ΔＶ≦０であると）吸入空気量が不足している（すなわち、出力が不足している）と判定して、排気ブローダウンエネルギを増大させるべくＥＣＵ４０から排気側ＶＶＴ５０に対して排気弁７の開弁時期を進角させるような制御信号が出力されるようになっている。
【００３９】
つまり、上述したように、ミラーサイクルエンジンでは、膨張比を大きく設定することにより、燃焼エネルギのほとんどを膨張行程において消費させて熱効率の向上を図ることができる反面、燃焼エネルギがほとんど膨張行程で消費されるためターボチャージャ１３を駆動するための排気ブローダウンエネルギが低下する。これにより、ターボチャージャ１３のレスポンスが低下してしまい、ドライバビリティが悪化する。特に、エンジン１の低負荷域や低中速域からの加速時（例えば発進時）には吸気量が少なく出力が低下するため、ドライバビリティがさらに悪化してしまう。
【００４０】
そこで、上述したように、エンジン１の運転状態が低中速域及び低負荷域であって、且つ加速過渡時であると判定されると、排気側ＶＶＴ５０を作動させて排気弁７の開弁時期を進角させるようなっている。これにより、通常時は膨張行程後半のピストン下死点近傍で排気弁７が開弁するのに対して、ＶＶＴ５０の作動時には膨張行程において通常時よりも早期に排気弁７が開き、燃焼ガスのエネルギを排気ブローダウンエネルギとしてターボチャージャ１３に供給することができる。この結果、ターボチャージャ１３の過給圧が速やかに上昇して、ターボチャージャ１３のレスポンスが向上し、発進時等においてドライバビリティを向上させることができる。
【００４１】
また、上述のような排気側ＶＶＴ５０の制御とは独立して、吸気側ＶＶＴ３０の制御も実行されるようになっている。具体的には、加速過渡時判定手段４１によりエンジン１の運転状態が加速過渡時であると判定されるか、又は運転速度領域判定手段４２によりエンジンが中低速域で運転されていると判定されると、エンジン１で不足する吸気量を補うべくＥＣＵ４０ではＶＶＴ３０に対して吸気弁５の閉弁時期を遅角させるように制御信号を出力するようになっている。
【００４２】
これは、主に以下の理由による。つまり、本実施形態における吸気弁早閉じタイプのミラーサイクルエンジンでは、吸気行程時にピストンが下死点に達するよりも大幅に早いタイミングで吸気弁５を閉じることにより吸気量を低減し、これにより膨張比ε＞実際の圧縮比（幾何学的圧縮比）ρとしてミラーサイクルを実現している。
【００４３】
そして、このように膨張比εを幾何学的圧縮比ρよりも大きくすることで、ポンプ損失を低減して熱効率の向上を図るとともに、低圧縮比化（例えば圧縮比ρ＝９）によりノッキング（ノック）を回避している。ただし、このようなミラーサイクルでは、排気量に対して吸気量が低下するため、相対的に出力が低くなるため、上述のようにターボチャージャ１３により吸気を過給して出力を確保している。
【００４４】
しかし、ターボチャージャ１３は、一般にアクセルを踏み込んでから過給が行なわれるまでの間にタイムラグが存在する。これは、クランク軸から駆動力を取り出して吸気を圧縮するいわゆるスーパチャージャでも同様である。このため、加速過渡時においては過給圧が立ち上がるまでの間は吸気量が不足し、加速不良が生じる。また、ミラーサイクルにおいては圧縮比が小さいほど、また膨張比が大きいほど熱効率が高くなるが、圧縮比を小さくしすぎると、低中速域の過給圧が低い運転状態では吸気量が少なく出力低下を招くおそれがある。
【００４５】
そこで、上述したように、エンジン１の運転状態が加速過渡時である、又はエンジン１が低中速域で運転されていると判定されると、ＶＶＴ３０を作動させて吸気弁５の閉弁時期を遅角させることにより、実質的に吸気行程を増大させて、不足する吸気量を補うようになっているのである。なお、吸気弁５の閉弁時期を遅角させる場合、閉弁時期は最大でも下死点近傍である。
【００４６】
次に、ＶＶＴ３０，５０の構成の一例について図２（ａ），（ｂ）を用いて簡単に説明する。なお、ＶＶＴ３０，５０は、ともに同様に構成されたものであるので、ここでは吸気側のＶＶＴ３０を例に説明する。ＶＶＴ３０は、カムシャフト３１上に形成されてクランクシャフトの回転に対応して回動するカム３２ａ，３２ｂと、これらのカム３２ａ，３２ｂによって駆動されるロッカアーム３３ａ，３３ｂとをそなえている。これらのロッカアーム３３ａ，３３ｂはともに吸気弁５，５には当接せず、吸気弁５，５の開閉駆動に間接的に係わるサブロッカアームとして構成されている。また、これらのサブロッカアーム３３ａ，３３ｂの間には、吸気弁５，５のステム端部に当接し吸気弁５，５の開閉駆動に直接係わるメインロッカアーム３３ｃが設けられている。
【００４７】
また、一方のカム３２ａは、吸気早閉じのミラーサイクルに適したカムプロフィルをそなえており、他方のカム３２ｂは、上記一方のカム３２ａよりも閉弁時期を遅角させるようなカムプロファイルをそなえている。
ここで、メインロッカアーム３３ｃはロッカシャフト３４と一体に形成され、ロッカシャフト３４とともに揺動可能に構成されている。そして、このメインロッカアーム３３ｃの先端部が吸気弁５，５のステム上端部に当接している。
【００４８】
また、２つのサブロッカアーム３３ａ，３３ｂは、いずれもロッカシャフト３４（つまり、メインロッカアーム３３ｃ）に対して相対回転可能に軸支されている。
また、図２（ｂ）に示すように、これらのサブロッカアーム３３ａ，３３ｂとロッカシャフト３４との間には、サブロッカアーム３３ａ，３３ｂがロッカシャフト３４に対して回転自在であってメインロッカアーム３３ｃと連係動作しないモード（非連係モード）と、サブロッカアーム３３ａ，３３ｂがロッカシャフト３４と一体回転してメインロッカアーム３３ｃと連係動作するモード（連係モード）とを切り換えうる油圧ピストン機構３６ａ，３６ｂが設けられている。
【００４９】
また、ロッカシャフト３４の内部には油路３４ａ，３４ｂが形成されており、この油路３４ａ，３４ｂから供給，排出される作動油により、油圧ピストン機構３６ａ，３６ｂの作動が切り換えられるようになっている。例えば、油路３４ａ，３４ｂから各ピストン機構３６ａ，３６ｂへ作動油が供給されると、ピストン機構３６ａではピストン３７ａが基端側へ駆動され、ピストン３７ａの先端部が穴３８ａから離脱するようになっており、一方、ピストン機構３６ｂではピストン３７ｂが先端部側へ駆動され、ピストン３７ｂの先端部が穴３８ｂに嵌入するようになっている。
【００５０】
そして、ピストン３７ｂの穴３８ｂへの嵌入により、サブロッカアーム３３ｂがロッカシャフト３４と一体回転してメインロッカアーム３３ｃと連係動作するモード（連係モード）となり、ピストン３７ａが穴３８ａから離脱することにより、サブロッカアーム３３ａがロッカシャフト３４に対して回転自在であってメインロッカアーム３３ｃと連係動作しないモード（非連係モード）となるようになっている。
【００５１】
また、上述の作動油の供給状態は、ＥＣＵ４０により制御されるようになっており、これによりサブロッカアーム３３ｂ，３３ａの連係モードと非連係モードとを適宜切り換えて、吸気弁５の閉弁時期を変更することができる。
本発明の一実施形態に係る高膨張比サイクルエンジンは上述のように構成されているので、吸気側のＶＶＴ３０は、例えば図４に示すようなフローチャートにしたがって制御される。まず、ステップＳ１において、各センサからの情報が取り込まれる。具体的にはエンジン回転数センサ３から得られるエンジン回転数Ｎｅやアクセルポジションセンサ４から得られるアクセル開度Ａｃｃが取り込まれる。次に、ステップＳ２おいて、エンジン回転数Ｎｅ及びアクセル開度Ａｃｃに基づき、エンジン１が低中速域で運転されているか、又は加速過渡時であるかが判定される。なお、加速過渡時か否かについては、エンジン負荷としてのＡ／Ｎや吸気圧に基づいて判定してもよい。
【００５２】
そして、ステップＳ２において、エンジン１が低中速域で運転されている、又は加速過渡時であると判定されると、ステップＳ３に進み、実吸気量と目標吸気量とが比較され、実吸気量が目標吸気量以下であると、次にステップＳ４に進んで、吸気弁５の閉弁時期が遅角側に制御される。
一方、排気側ＶＶＴ５０は、例えば図５に示すようなフローチャートに基づいてその作動が制御される。まず、ステップＳ１１において、各センサからの情報が取り込まれる。次に、ステップＳ１２おいて、上記ステップＳ１１で取り込んだ各種情報を参照して、低中速及び低負荷運転時における加速過渡時であるか否かを判定する。
【００５３】
そして、低中速及び低負荷運転時における加速過渡時であれば、排気ブローダウンエネルギの低下により吸気量が低下していることが考えられるので、ステップＳ１３において実吸気量Ｖｒと目標吸気量Ｖｔとが比較され、実吸気量Ｖｒが目標吸気量Ｖｔ以下であると判定されると、ステップＳ１４に進んで排気弁７の開弁時期が進角側に制御される。つまり、この場合には、排気ブローダウンエネルギを増大させるべく、通常運転時よりも早期に排気弁７を開いて、ターボチャージャ１３に排気エネルギを供給する。これにより、速やかに過給圧が高めることができ、ターボチャジャ１３のレスポンスが向上する。なお、ステップＳ１２において、低中速及び低負荷運転時における加速過渡時ではないと判定された場合にはそのままリターンする。
【００５４】
したがって、本発明の一実施形態に係る高膨張比サイクルエンジンによれば、車両発進時のように排気ブローダウンエネルギが低い時には、一時的に排気弁７の開弁時期を進角させることにより排気ブローダウンエネルギを高めることができる。したがって、過給圧を速やかに高めることができ、ターボチャージャ１３のレスポンスが向上する。この結果、ドライバビリティが向上する。
【００５５】
また、加速過渡時における過給圧が立ち上がるまでの間の吸気量が少ない場合には、吸気量が増大するように吸気弁５の閉弁時期を遅角（高圧縮比化）させるので、燃焼量の低下による出力トルク不足が解消されて、十分な加速を得ることができる。また、低中速域では過給圧が低くやはり吸気量が不足気味となるが、上述と同様に吸気量が増大するように吸気弁５の閉弁時期を遅角（高圧縮比化）させることで、燃焼量の低下による出力トルク不足を解消でき、ドライバビリティが向上するという利点がある。また、既に実用化されている可変バルブタイミング機構の技術を適用することができるので、機械的な信頼度も高いという利点がある。
【００５６】
なお、本発明は上述の実施形態のものに限定されるものではない。例えば上述の実施形態では、吸気早閉じタイプのミラーサイクルを適用した場合について説明したが、吸気遅閉じタイプのミラーサイクル（図８の指圧線図参照）を本発明に適用してもよい。
また、ＶＶＴ（可変バルブタイミング機構）についても上述のようなロッカアーム切り換え式のものに限定されるものではなく、吸気弁５の閉弁時期を変更可能であれば他の種々の機構を適用可能である。例えば可変バルブタイミング機構として、図６に示すような電磁コイル５ａ，５ｂの駆動力により開閉タイミング及びリフト量を任意に設定できるようにした電磁式吸気弁を適用しても良い。
【００５７】
また、本発明が適用されるエンジンは上述のような筒内噴射型火花点火式エンジンに限定されず、ポート噴射式のエンジンにも適用可能であるのは言うまでもない。
また、上述の実施形態では、ＡＦＳ（エアフローセンサ）からの情報を用いて吸入空気量が目標吸入空気量となっているか否かを判定したが、ターボチャージャの下流側に圧力センサ（ブースト圧センサ）を設け、この圧力センサで得られるブースト圧に基づいて実吸入空気圧が目標吸入空気圧より大きいか否かを判定し、これにより吸入空気量が目標値以下か否かを判定するようにしていもよい。
【００５８】
【発明の効果】
以上詳述したように、本発明の高膨張比サイクルエンジンによれば、例えば車両発進時のように、エンジンの運転域が低中速域及び低負荷域であって、且つエンジンが加速過渡時であると、排気弁の開弁時期が進角するように可変バルブタイミング機構の作動が制御されるので、排気ブローダウンエネルギが増大して、過給圧が速やかに上昇する。これにより過給機のレスポンスが向上して、発進時等のドライバビリティが向上する。また、既に実用化されている可変バルブタイミング機構の技術を適用することができるので、機械的な信頼度も高いという利点もある。
また、加速過渡時や中低速域の過給圧が低くなる運転領域では、吸気量が増大するように吸気弁の閉弁時期が制御されるので、燃焼量の低下による出力トルク不足を防止できる。これにより、加速過渡時や中低速域にも十分な加速を得られ、ドライバビリティが向上するという利点がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンの全体構成を示す模式図である。
【図２】（ａ），（ｂ）はともに本発明の一実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンに適用される可変バルブタイミング機構の一例について説明するための模式的な断面図である。
【図３】本発明の第一実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンの過給機を示す模式図である。
【図４】本発明の第１実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンの作用について説明するフローチャートである。
【図５】本発明の第１実施形態にかかる高膨張比サイクルエンジンの作用について説明するフローチャートである。
【図６】本発明に適用される可変バルブタイミング機構の他の例について説明するための模式図である。
【図７】従来の高膨張比サイクルエンジンの一例について説明する指圧線図である。
【図８】従来の高膨張比サイクルエンジンの他の例について説明する指圧線図である。
【符号の説明】
１エンジン
５吸気弁
７排気弁
１３ターボチャージャ（過給機）
１４ＥＴＶ（ドライブバイワイヤ式スロット弁）
３０ＶＶＴ（吸気側可変バルブタイミング機構）
４０ＥＣＵ（制御手段）
４１加速過渡時判定手段
４２運転速度領域判定手段
５０ＶＶＴ（排気側可変バルブタイミング機構）
６０運転状態判定手段[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a high expansion ratio cycle engine in which an expansion ratio is set larger than a compression ratio.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Otto-cycle gasoline engines having four strokes (intake, compression, expansion, and exhaust) have been widely used as driving sources for vehicles such as automobiles. In such a gasoline engine, the thermal efficiency is improved by various improvements and devices, but there is a demand for further improving the thermal efficiency.
[0003]
In order to improve thermal efficiency, it is known that the expansion ratio can be increased by extending the stroke when the engine is expanded. However, in the Otto cycle, the piston stroke is the same in each stroke, and the expansion ratio and compression are the same. The ratio is equal. For this reason, when the expansion ratio is increased, the compression ratio is also increased, and the air-fuel mixture is ignited early in the combustion chamber due to the heat generated by the compression, and knocking is likely to occur. Therefore, even if the expansion ratio (= compression ratio) is greatly increased in order to improve the thermal efficiency, the limit is low, and it is difficult to substantially increase the expansion ratio.
[0004]
Therefore, conventionally, the intake amount is limited by greatly advancing the closing timing of the intake valve or delaying the closing timing of the intake valve substantially, and the expansion ratio is substantially reduced by the compression ratio. An engine with a high expansion ratio cycle (hereinafter also referred to as Miller cycle or Atkinson cycle), which is set to be larger than that, has been put into practical use. Moreover, as a technique regarding such a mirror cycle engine, for example, Patent Document 1 and Patent Document 2 disclose the technique.
[0005]
Hereinafter, an engine to which such a mirror cycle is applied will be briefly described with reference to the acupressure diagrams of FIGS. Among these, FIG. 7 is a finger pressure diagram of a so-called intake valve early closing type mirror cycle engine that closes the intake valve at an earlier timing than the piston reaches bottom dead center, and FIG. 8 shows that the piston has reached bottom dead center. It is a shiatsu diagram of a so-called intake valve slow closing type Miller cycle engine which closes an intake valve at a later timing.
[0006]
First, the operation of the intake cycle early closing type mirror cycle engine will be described with reference to FIG. 7. When the piston descends from top dead center (TDC: point a in the figure) and the intake stroke starts, the in-cylinder pressure becomes Intake (or mixture) is taken in from the intake valve while maintaining substantially atmospheric pressure. Then, the intake valve is closed at a predetermined timing (point b in the figure) before the bottom dead center (BDC), thereby completing the substantial intake stroke.
[0007]
Thereafter, the in-cylinder pressure decreases as the piston descends, and the intake stroke ends when the piston reaches bottom dead center (point c in the figure). Then, when the piston reverses upward, the intake stroke shifts to the compression stroke, and the in-cylinder pressure gradually increases as the piston rises. When the piston further rises and the in-cylinder pressure becomes higher than the pressure at the point b (point d in the figure), the substantial compression between the piston stroke position and the top dead center (point e in the figure) at this time The intake air is compressed in the stroke.
[0008]
When the piston reaches the top dead center, the compression stroke ends and the expansion stroke starts. That is, the air-fuel mixture is ignited and combusted in the vicinity of the top dead center of the piston, and the in-cylinder pressure suddenly rises due to the combustion pressure and the piston turns downward (point f in the figure). Then, when the piston reaches the bottom dead center (g point in the figure), it shifts from the expansion stroke to the exhaust stroke, and the combustion gas is discharged at a substantially atmospheric pressure. Further, when the piston reaches top dead center (point a in the figure), a series of mirror cycles is completed, and the intake stroke is started again.
[0009]
In such a mirror cycle of the intake valve early closing type, the intake amount is reduced by closing the intake valve at a timing (point b in the figure) much earlier than the piston reaches the bottom dead center. The compression ratio is greatly reduced.
In addition, since the expansion stroke is from the top dead center to the bottom dead center of the piston as in the past, the expansion stroke is relatively larger than the substantial compression stroke, and thus the expansion ratio ε> the actual compression ratio ρ. be able to. Hereinafter, the actual compression ratio is also referred to as a geometric compression ratio.
[0010]
Thus, by making the expansion ratio ε larger than the geometric compression ratio ρ, it is possible to reduce pump loss (pumping loss) and improve thermal efficiency. Further, knocking (knocking) can be avoided by reducing the compression ratio (for example, compression ratio ρ = 9, ε = 14). However, in such a mirror cycle, the intake amount decreases with respect to the exhaust amount, so the output becomes relatively low. Therefore, conventionally, supercharging (mainly turbocharger) is used to supercharge intake air to ensure output.
[0011]
Such a mirror cycle engine can be realized only by changing the shape of the intake cam as compared with a general Otto cycle engine.
Further, the intake valve slow closing type mirror cycle shown in FIG. 8 also operates in the same manner as the above-described intake valve early closing type except that the intake valve closing timing is different. That is, when the piston descends from top dead center (point a in the figure) and the intake stroke is started, intake (or mixture) is taken in from the intake valve while the in-cylinder pressure is maintained at substantially atmospheric pressure.
[0012]
Even after the piston reaches the bottom dead center (point c in the figure), the state in which the intake valve is opened is maintained, whereby the compression stroke is started while the in-cylinder pressure remains at atmospheric pressure. The intake valve is closed at a predetermined timing after the bottom dead center (point b ′ in the figure), and a substantial compression stroke is started from this point. The subsequent steps are the same as those of the intake valve early closing type.
[0013]
Therefore, like the above-described intake valve early closing type Miller cycle engine, the intake stroke late closing type Miller cycle engine also has a relatively larger expansion stroke than the substantial compression stroke, thereby causing the expansion. Ratio ε> geometric compression ratio ρ.
[0014]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Publication No. 7-91984 [Patent Document 2]
Japanese Patent No. 3236654 [0015]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the conventional mirror cycle engine described above, by setting the expansion ratio to be large, most of the combustion energy in the cylinder can be consumed in the expansion stroke, thereby improving the thermal efficiency. However, as described above, since most of the combustion energy is consumed in the expansion stroke, the energy of the exhaust (that is, the energy for driving the turbocharger, hereinafter referred to as exhaust blowdown energy) is reduced, and the rotational speed of the turbine is reduced. It decreases and the increase speed of supercharging pressure decreases. As a result, the response of the turbocharger is lowered, and there is a problem that the response at the start of the vehicle is deteriorated.
[0016]
In addition, turbochargers generally suffer from a lack of torque due to a decrease in intake air amount until the boost pressure rises during acceleration transients, resulting in poor acceleration. Intake amount is small and the output decreases. In addition to the general characteristics of such a turbocharger, the exhaust blowdown energy is reduced in the Miller cycle engine as described above, so that there is a problem that drivability during acceleration transients and low and medium speed ranges is further deteriorated. .
[0017]
The present invention was devised in view of such a problem, and prevents a decrease in the response of the turbocharger at the time of starting the vehicle and the like, and also prevents a decrease in output at the time of acceleration transient and in a low and medium speed range. An object of the present invention is to provide a high expansion ratio cycle engine.
[0018]
[Means for Solving the Problems]
For this reason, the high expansion ratio cycle engine of the present invention is a high expansion ratio cycle engine in which the expansion ratio is set larger than the compression ratio and the supercharger is provided. If it is determined that the engine is in an acceleration transient when operating at a low load, the control means controls the operation of the variable valve timing mechanism so that the opening timing of the exhaust valve is advanced. As a result, when the vehicle starts, etc., a part of the combustion energy in the cylinder is discharged as exhaust energy before being converted into kinetic energy, and exhaust blowdown energy is increased. And the supercharging efficiency of the intake air by the supercharger is increased by the amount of increase in the exhaust blowdown energy, the response of the supercharger is improved, and the drivability is improved.
Further, at this time, since the operation of the intake side variable valve timing mechanism is controlled so that the intake amount increases, it is possible to prevent a shortage of output torque due to a decrease in the combustion amount. As a result, by canceling the high expansion ratio cycle (mirror cycle) and shifting to a non-high expansion ratio cycle (for example, Otto cycle), sufficient acceleration can be obtained even during acceleration transients and mid to low speed ranges, and drivability is improved. improves.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, a high expansion ratio cycle engine according to an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. The engine 1 shown in FIG. 1 has a high expansion ratio cycle (Miller cycle or Atkinson cycle) in which the expansion ratio is set larger than the compression ratio. In this embodiment, the intake valve early closing type mirror cycle described in the section of the prior art is applied.
[0020]
The engine 1 is a so-called in-cylinder injection type spark ignition engine that supplies fuel directly into a cylinder, and includes fuel injection in an intake stroke (intake stroke injection) and fuel injection in a compression stroke (compression stroke). (Injection) can be switched.
This in-cylinder injection engine 1 is operated at a stoichiometric air fuel ratio (stoichio), an operation at a rich air fuel ratio (rich A / F) (rich air fuel ratio operation), or a lean air fuel ratio (lean A / F). Operation (lean air-fuel ratio operation) is possible, and the above-mentioned plurality of operation modes are switched according to conditions obtained from various parameters.
[0021]
The cylinder head 2 of the engine 1 is provided with a spark plug (not shown) and a fuel injection valve 6 for each cylinder, and a fuel supply device (not shown) is connected to each fuel injection valve 6. ing. This fuel supply apparatus has a low-pressure fuel pump and a high-pressure fuel pump. After the fuel in the fuel tank is pressurized to a low pressure or a high pressure, the fuel is supplied to the fuel injection valve 6.
[0022]
An intake port 9 is formed in the cylinder head 2 in a substantially upright direction for each cylinder, and one end of an intake manifold 10 is connected to the upper end of each intake port 9. As shown in the figure, the intake manifold 10 includes a drive-by-wire throttle valve (ETV) 14 that adjusts the amount of intake air, a throttle position sensor (TPS) 16 that detects the opening of the throttle valve 14, and intake air. An intake air amount sensor (air flow sensor or AFS) 18 for measuring the amount is provided.
[0023]
Here, the ETV 14 includes a throttle actuator 14a, and the throttle opening is changed by the throttle actuator 14a. The operation of the throttle actuator 14a is controlled based on a control signal from an ECU (control means) 40, which will be described later, and usually has a throttle opening corresponding to the depression amount of the accelerator pedal of the driver. Thus, the operation of the throttle actuator 14a is controlled.
[0024]
The cylinder head 2 has an exhaust port 11 for each cylinder, and an exhaust manifold 12 is connected to each exhaust port 11. The exhaust manifold 12 is provided with a turbocharger (supercharger) 13 that pressurizes intake air by exhaust energy. As described in the section of the prior art, this is because the intake amount of the Miller cycle engine decreases with respect to the exhaust amount. The turbocharger 13 secures the intake amount, that is, the output. Although omitted in FIG. 1, a compressor of a turbocharger 13 is interposed on the intake passage 10. In this embodiment, the turbocharger 13 is a so-called variable nozzle vane turbocharger that can change the supercharging pressure by changing the opening of a nozzle vane attached to the turbine.
[0025]
Here, the turbocharger 13 with variable nozzle vanes will be described. As shown in FIG. 3, a plurality of nozzle vanes 13c are arranged at equal intervals around the turbine blade 13b of the turbine 13a. Each nozzle vane 13c is connected to an annular ring 13d disposed coaxially with the turbine 13a. When this annular ring 13d rotates in the direction of the arrow in the figure, the angle of the nozzle vane 13c, that is, the opening degree is changed. It has come to be.
[0026]
An actuator (supercharging pressure changing means) 20 is connected to the annular ring 13d. Here, the actuator 20 is a positive pressure type actuator whose operation state is controlled according to the pressure of the air supplied into the control chamber 20 a, and the angle of the nozzle vane 13 c according to the operation state of the actuator 20. The (opening degree) is adjusted stepwise. Although not shown in detail, the actuator 20 is connected to a high-pressure air passage, and a solenoid valve, for example, is provided on the air passage. The operation of the actuator 20 is controlled by duty-controlling the solenoid valve.
[0027]
The actuator 20 is not limited to such a configuration, and any other configuration may be applied as long as the angle of the nozzle vane can be adjusted continuously or stepwise.
On the other hand, the ECU 40 includes an input / output device, a storage device (ROM, RAM, nonvolatile RAM, etc.), a calculation device (CPU), a timer counter, and the like. Is to be executed.
[0028]
The TPS 16 and AFS 18 described above are connected to the input side of the ECU 40, the engine speed sensor 3 for detecting the engine speed Ne, the accelerator position sensor 4 for detecting the accelerator pedal depression amount Acc of the driver, and the vehicle speed. A vehicle speed sensor 8 is also connected. Further, an O ₂ sensor (not shown), a pressure sensor for detecting the pressure in the intake passage 10 and the like are also connected.
[0029]
On the other hand, various output devices such as the fuel injection valve 6 and the actuator 14a of the ETV (throttle valve) 14 are connected to the output side of the ECU 40, and control signals from the ECU 40 are connected to these output devices. It is designed to be entered. Specifically, in the ECU 40, a target air-fuel ratio (A / F), a target ignition timing, and the like are set based on information from various sensors, and the fuel injection valve 6 is set so as to be the target air-fuel ratio and the target ignition timing. The drive pulse width and the drive amount of the throttle actuator 14a are set.
[0030]
As a result, an appropriate amount of fuel is injected from the fuel injection valve 6 at an appropriate timing, spark ignition is performed at an appropriate timing by the spark plug, and the ETV 14 is driven to open and close at an appropriate opening at an appropriate timing. It has become so.
Next, the main part of the present invention will be described. The valve mechanism of the engine 1 includes an intake side variable valve timing mechanism variable (VVT) 30 capable of changing the operation timing of the intake valve 5 and the operation of the exhaust valve 7. An exhaust side variable valve timing mechanism (VVT) 50 capable of changing the timing is provided.
[0031]
Among them, the intake side VVT 30 is configured to change at least the closing timing of the intake valve 5, and the exhaust side VVT 30 is configured to be able to change at least the opening timing of the exhaust valve. As will be described in detail later, as the VVTs 30 and 50, for example, a known mechanism as shown in FIGS. 2A and 2B is applied.
[0032]
Further, inside the ECU 40, acceleration transient determination means 41 for determining whether or not the engine 1 is in acceleration transient, an operation speed area determination means 42 for determining the operation speed area of the engine 1, and an engine load A load determining means 47 for determining is provided. The acceleration transient determination means 41, the operation speed region determination means 42, and the load determination means 47 constitute an operation state determination means 60 that determines the operation state of the engine 1.
[0033]
Here, the acceleration transient determining means 41 determines whether or not it is during acceleration transient based on the accelerator pedal depression amount Acc detected by the accelerator position sensor 4 and its change amount ΔAcc. When the amount Acc is equal to or greater than the predetermined value a and the accelerator pedal depression amount ΔAcc is equal to or greater than the predetermined value b (≧ 0), the acceleration transient determination means 41 determines that the acceleration is transient. Note that the method for determining whether or not the vehicle is in an acceleration transition is not limited to the above-described method. For example, the engine load such as the intake air amount A / N of the engine 1 or the pressure in the intake passage 10 based on detection information from the AFS 18 is used. You may make it determine based on.
[0034]
Further, the operating speed region determining means 42 determines the operating speed region of the engine 1 based on the engine speed Ne detected by the engine speed sensor 3 and the engine speed is a predetermined speed Ne1. If it is less than this, it is determined that the vehicle is in the low / medium speed region, and if it is greater than or equal to the predetermined rotation speed Ne1, it is determined that it is in the high speed region.
[0035]
The load determining means 47 determines the engine load based on the accelerator pedal depression amount Acc detected by the accelerator position sensor 4 or the intake air amount detected by the AFS 18.
In addition to the above, the ECU 40 is provided with target intake air amount setting means 43, comparison means 44, and supercharging pressure setting means 45. Among these, the target intake air amount setting means 43 sets a target value Vt of the intake air amount of the engine 1 (hereinafter simply referred to as the intake amount) based on the engine speed Ne, the accelerator pedal depression amount (load) Acc, and the like. For example, the target value Vt is read from a map (not shown).
[0036]
The comparison unit 44 compares the target value (target intake air amount) Vt of the intake air amount set by the target intake air amount setting unit 43 with the actual intake air amount (actual intake air amount) Vr detected by the AFS 18. More specifically, a difference ΔV (= Vr−Vt) between the actual intake air amount Vr and the target intake air amount Vt is calculated.
The supercharging pressure setting means 45 sets the supercharging pressure of the turbocharger 13, and the supercharging pressure of the actuator 20 of the turbocharger 13 is set so as to be the supercharging pressure set by the supercharging pressure setting means 45. The operation is feedback controlled.
[0037]
Then, it is determined by the operating speed region determining means 42 that the engine 1 is operating in the low / medium speed region, and it is determined by the load determining means 47 that the engine 1 is operating in the low load region, and during acceleration transient When it is determined by the determination means 41 that the operating state of the engine 1 is during acceleration transient, the following exhaust blowdown energy improvement control is executed.
[0038]
In other words, in this case, the actual intake air amount Vr is compared with the actual intake air amount Vr detected by the AFS 18 by comparing the intake air amount Vt set by the target intake air amount setting unit 43 with the comparison unit 44. If it is determined that it is Vt or less (if ΔV ≦ 0), it is determined that the intake air amount is insufficient (that is, the output is insufficient), and the ECU 40 increases the exhaust blowdown energy. A control signal for advancing the opening timing of the exhaust valve 7 with respect to the exhaust side VVT 50 is output.
[0039]
That is, as described above, in the Miller cycle engine, by setting the expansion ratio to be large, most of the combustion energy can be consumed in the expansion stroke to improve the thermal efficiency, but the combustion energy is almost consumed in the expansion stroke. Therefore, the exhaust blowdown energy for driving the turbocharger 13 is reduced. As a result, the response of the turbocharger 13 is lowered, and drivability is deteriorated. In particular, when the engine 1 is accelerated from a low load range or a low / medium speed range (for example, at the time of starting), the intake amount is small and the output is reduced, so that drivability is further deteriorated.
[0040]
Therefore, as described above, when it is determined that the operating state of the engine 1 is in the low / medium speed region and the low load region and is in the acceleration transient state, the exhaust side VVT 50 is operated to open the exhaust valve 7. The timing has been advanced. As a result, the exhaust valve 7 opens in the vicinity of the bottom dead center of the piston in the latter half of the expansion stroke during normal operation, whereas the exhaust valve 7 opens earlier than normal during the expansion stroke when the VVT 50 is operated. Energy can be supplied to the turbocharger 13 as exhaust blowdown energy. As a result, the supercharging pressure of the turbocharger 13 is quickly increased, the response of the turbocharger 13 is improved, and drivability can be improved when starting.
[0041]
Further, the control of the intake side VVT 30 is also executed independently of the control of the exhaust side VVT 50 as described above. Specifically, it is determined by the acceleration transient determination means 41 that the operating state of the engine 1 is an acceleration transient, or the operation speed area determination means 42 determines that the engine is operating in the middle / low speed range. Then, the ECU 40 is configured to output a control signal so as to retard the closing timing of the intake valve 5 with respect to the VVT 30 in order to compensate for the intake amount deficient in the engine 1.
[0042]
This is mainly due to the following reasons. In other words, in the intake cycle early closing type mirror cycle engine in this embodiment, the intake amount is reduced by closing the intake valve 5 at a timing much earlier than the piston reaches the bottom dead center during the intake stroke. The mirror cycle is realized by the ratio ε> the actual compression ratio (geometric compression ratio) ρ.
[0043]
And by making the expansion ratio ε larger than the geometric compression ratio ρ in this way, the pump loss is reduced to improve the thermal efficiency, and knocking (for example, the compression ratio ρ = 9) is knocked ( Knock) is avoided. However, in such a mirror cycle, since the intake air amount decreases with respect to the exhaust gas amount, the output becomes relatively low. Therefore, as described above, the turbocharger 13 supercharges the intake air to ensure the output. .
[0044]
However, the turbocharger 13 generally has a time lag between when the accelerator is depressed and when supercharging is performed. The same applies to a so-called supercharger that extracts driving force from the crankshaft and compresses intake air. For this reason, during the acceleration transition, the intake air amount is insufficient until the boost pressure rises, resulting in acceleration failure. In the Miller cycle, the lower the compression ratio and the higher the expansion ratio, the higher the thermal efficiency. However, if the compression ratio is too low, the intake air amount is low and the output is low when the supercharging pressure in the low and medium speed ranges is low. There is a risk of lowering.
[0045]
Therefore, as described above, when it is determined that the operating state of the engine 1 is in an acceleration transition state or the engine 1 is operating in the low / medium speed range, the VVT 30 is operated to close the intake valve 5. By retarding the angle, the intake stroke is substantially increased to compensate for the insufficient intake amount. When the closing timing of the intake valve 5 is retarded, the closing timing is at the vicinity of the bottom dead center at the maximum.
[0046]
Next, an example of the configuration of the VVTs 30 and 50 will be briefly described with reference to FIGS. Note that the VVTs 30 and 50 are configured in the same manner, and therefore, the VVT 30 on the intake side will be described as an example here. The VVT 30 includes cams 32a and 32b that are formed on the camshaft 31 and rotate corresponding to the rotation of the crankshaft, and rocker arms 33a and 33b that are driven by the cams 32a and 32b. Both of these rocker arms 33a and 33b do not contact the intake valves 5 and 5, and are configured as sub-rocker arms indirectly related to the opening and closing drive of the intake valves 5 and 5. Between these sub rocker arms 33a and 33b, there is provided a main rocker arm 33c which is in contact with the stem end portion of the intake valves 5 and 5 and directly related to the opening and closing drive of the intake valves 5 and 5.
[0047]
Further, one cam 32a has a cam profile suitable for a mirror cycle for early intake closing, and the other cam 32b has a cam profile that retards the valve closing timing than the one cam 32a. ing.
Here, the main rocker arm 33 c is formed integrally with the rocker shaft 34 and is configured to be swingable together with the rocker shaft 34. The tip of the main rocker arm 33c is in contact with the stem upper end of the intake valves 5 and 5.
[0048]
Further, the two sub rocker arms 33a and 33b are pivotally supported so as to be rotatable relative to the rocker shaft 34 (that is, the main rocker arm 33c).
Further, as shown in FIG. 2B, between the sub rocker arms 33a and 33b and the rocker shaft 34, the sub rocker arms 33a and 33b are rotatable with respect to the rocker shaft 34, and the main rocker arm 33c and Hydraulic piston mechanisms 36a and 36b are provided that can switch between a mode in which no linkage operation is performed (non-linkage mode) and a mode in which the sub-rocker arms 33a and 33b rotate integrally with the rocker shaft 34 and link with the main rocker arm 33c (linkage mode). ing.
[0049]
In addition, oil passages 34a and 34b are formed inside the rocker shaft 34, and the operation of the hydraulic piston mechanisms 36a and 36b is switched by the hydraulic oil supplied and discharged from the oil passages 34a and 34b. ing. For example, when hydraulic fluid is supplied from the oil passages 34a and 34b to the piston mechanisms 36a and 36b, the piston 37a is driven to the base end side in the piston mechanism 36a, and the tip of the piston 37a is detached from the hole 38a. On the other hand, in the piston mechanism 36b, the piston 37b is driven to the tip end side, and the tip end portion of the piston 37b is fitted into the hole 38b.
[0050]
When the piston 37b is inserted into the hole 38b, the sub rocker arm 33b rotates integrally with the rocker shaft 34 to be linked to the main rocker arm 33c (linkage mode), and the piston 37a is detached from the hole 38a. The rocker arm 33a is rotatable with respect to the rocker shaft 34, and is in a mode in which the rocker arm 33a is not linked to the main rocker arm 33c (non-linked mode).
[0051]
Further, the supply state of the above-described hydraulic oil is controlled by the ECU 40, thereby appropriately switching between the linkage mode and the non-linkage mode of the sub rocker arms 33b and 33a, and the closing timing of the intake valve 5 is set. Can be changed.
Since the high expansion ratio cycle engine according to the embodiment of the present invention is configured as described above, the intake-side VVT 30 is controlled according to a flowchart as shown in FIG. 4, for example. First, in step S1, information from each sensor is captured. Specifically, the engine speed Ne obtained from the engine speed sensor 3 and the accelerator opening degree Acc obtained from the accelerator position sensor 4 are taken in. Next, in step S2, based on the engine speed Ne and the accelerator opening Acc, it is determined whether the engine 1 is operating in the low / medium speed range or at the time of acceleration transient. In addition, you may determine whether it is at the time of acceleration transition based on A / N as an engine load, or intake pressure.
[0052]
If it is determined in step S2 that the engine 1 is operating in the low / medium speed range or is in an acceleration transient state, the process proceeds to step S3, where the actual intake air amount is compared with the target intake air amount. If the amount is less than or equal to the target intake air amount, the process proceeds to step S4, and the closing timing of the intake valve 5 is controlled to the retard side.
On the other hand, the operation of the exhaust side VVT 50 is controlled based on, for example, a flowchart as shown in FIG. First, in step S11, information from each sensor is captured. Next, in step S12, it is determined with reference to the various types of information captured in step S11 whether or not it is an acceleration transient during low-medium speed and low-load operation.
[0053]
If the acceleration is transient during low-medium speed and low-load operation, it is considered that the intake air amount has decreased due to a decrease in the exhaust blowdown energy. Therefore, in step S13, the actual intake air amount Vr and the target intake air amount Vt. Are compared, and when it is determined that the actual intake air amount Vr is equal to or less than the target intake air amount Vt, the routine proceeds to step S14, where the valve opening timing of the exhaust valve 7 is controlled to the advance side. That is, in this case, in order to increase the exhaust blowdown energy, the exhaust valve 7 is opened earlier than during normal operation, and the exhaust energy is supplied to the turbocharger 13. Thereby, the supercharging pressure can be quickly increased, and the response of the turbocharger 13 is improved. Note that if it is determined in step S12 that the acceleration is not transient during low-medium speed and low-load operation, the process directly returns.
[0054]
Therefore, according to the high expansion ratio cycle engine according to an embodiment of the present invention, when the exhaust blowdown energy is low, such as when the vehicle starts, the exhaust valve 7 is temporarily advanced to advance the exhaust timing. Blowdown energy can be increased. Therefore, the supercharging pressure can be quickly increased, and the response of the turbocharger 13 is improved. As a result, drivability is improved.
[0055]
Further, when the intake air amount until the boost pressure rises at the time of acceleration transition is small, the closing timing of the intake valve 5 is retarded (high compression ratio) so that the intake air amount increases. The shortage of output torque due to the decrease in the amount is resolved, and sufficient acceleration can be obtained. In the low and medium speed range, the supercharging pressure is low and the intake amount is still insufficient, but the closing timing of the intake valve 5 is retarded (high compression ratio) so that the intake amount increases as described above. Thus, there is an advantage that deficiency in output torque due to a decrease in combustion amount can be solved and drivability is improved. Moreover, since the technology of the variable valve timing mechanism which has already been put into practical use can be applied, there is an advantage that the mechanical reliability is high.
[0056]
In addition, this invention is not limited to the thing of the above-mentioned embodiment. For example, in the above-described embodiment, the case of applying the inspiratory early closing type mirror cycle has been described, but the inspiratory late closing type mirror cycle (see the acupressure diagram in FIG. 8) may be applied to the present invention.
Further, the VVT (variable valve timing mechanism) is not limited to the rocker arm switching type as described above, and various other mechanisms can be applied as long as the closing timing of the intake valve 5 can be changed. is there. For example, as the variable valve timing mechanism, an electromagnetic intake valve in which the opening / closing timing and the lift amount can be arbitrarily set by the driving force of the electromagnetic coils 5a and 5b as shown in FIG. 6 may be applied.
[0057]
Needless to say, the engine to which the present invention is applied is not limited to the in-cylinder injection type spark ignition engine as described above, but can be applied to a port injection type engine.
In the above-described embodiment, it is determined whether or not the intake air amount is the target intake air amount using information from the AFS (air flow sensor), but a pressure sensor (boost pressure sensor) is disposed downstream of the turbocharger. ) To determine whether the actual intake air pressure is larger than the target intake air pressure based on the boost pressure obtained by the pressure sensor, and thereby determine whether the intake air amount is less than the target value. Good.
[0058]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the high expansion ratio cycle engine of the present invention, for example, when the vehicle starts, the engine operating range is a low / medium speed range and a low load range, and the engine is in an acceleration transient state. If so, the operation of the variable valve timing mechanism is controlled so that the opening timing of the exhaust valve is advanced, so that the exhaust blowdown energy increases and the supercharging pressure rises quickly. Thereby, the response of the supercharger is improved, and drivability at the time of starting is improved. Moreover, since already it can be applied technology of the variable valve timing mechanism that has been put to practical use, Ru mower advantage high mechanical reliability.
In addition, during the acceleration transition and in the operation range where the supercharging pressure in the medium / low speed range is low, the intake valve closing timing is controlled so that the intake amount increases, so that it is possible to prevent shortage of output torque due to a decrease in the combustion amount. . Accordingly, the acceleration obtain sufficient acceleration in transient or medium or low speed region, an advantage there Ru that drivability is improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing the overall configuration of a high expansion ratio cycle engine according to an embodiment of the present invention.
FIGS. 2A and 2B are schematic cross-sectional views for explaining an example of a variable valve timing mechanism applied to a high expansion ratio cycle engine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a schematic diagram showing a supercharger of the high expansion ratio cycle engine according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a flowchart illustrating the operation of the high expansion ratio cycle engine according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a flowchart illustrating the operation of the high expansion ratio cycle engine according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a schematic diagram for explaining another example of the variable valve timing mechanism applied to the present invention.
FIG. 7 is an acupressure diagram illustrating an example of a conventional high expansion ratio cycle engine.
FIG. 8 is a shiatsu diagram illustrating another example of a conventional high expansion ratio cycle engine.
[Explanation of symbols]
1 Engine 5 Intake valve 7 Exhaust valve 13 Turbocharger (supercharger)
14 ETV (drive-by-wire slot valve)
30 VVT (Intake side variable valve timing mechanism)
40 ECU (control means)
41 Acceleration transient determination means 42 Operating speed region determination means 50 VVT (exhaust side variable valve timing mechanism)
60 Operating state determination means

Claims

膨張比を圧縮比よりも大きく設定するとともに過給機を備えた高膨張比サイクルエンジンにおいて、
エンジンの運転状態を判定する運転状態判定手段と、
該エンジンの排気弁の開弁時期を変更可能な排気側可変バルブタイミング機構と、
該エンジンの吸気弁の閉弁時期を変更可能な吸気側可変バルブタイミング機構と、
該２つの可変バルブタイミング機構の作動を制御する制御手段とをそなえ、
該運転状態判定手段により、該エンジンが低中速域及び低負荷域で運転され、且つ該エンジンが加速過渡時であると判定されると、該制御手段により、該排気弁の開弁時期が進角するように該可変バルブタイミング機構の作動が制御されるとともに、該制御手段により吸気量が増大するように該吸気側可変バルブタイミング機構の作動が制御されて、高膨張比サイクルを中止して非高膨張比サイクルに移行する
ことを特徴とする、高膨張比サイクルエンジン。In a high expansion ratio cycle engine with an expansion ratio set larger than the compression ratio and a supercharger,
An operating state determining means for determining the operating state of the engine;
An exhaust side variable valve timing mechanism capable of changing the opening timing of the exhaust valve of the engine;
An intake side variable valve timing mechanism capable of changing the closing timing of the intake valve of the engine;
Control means for controlling the operation of the two variable valve timing mechanisms;
When it is determined by the operating state determination means that the engine is operated in a low / medium speed range and a low load range and the engine is in an acceleration transient state, the opening timing of the exhaust valve is determined by the control means. advancing operation of the variable valve timing mechanism is controlled so as to Rutotomoni, actuation of the intake-side variable valve timing mechanism so that the amount of intake air is increased by the control means is controlled to stop the expansion ratio cycle And a high expansion ratio cycle engine, wherein the engine is shifted to a non-high expansion ratio cycle .