JP4581273B2

JP4581273B2 - Start-up control device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP4581273B2
Application number: JP2001077466A
Authority: JP
Inventors: 俊一青山; 克也茂木; 亮介日吉; 研史牛島
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2001-03-19
Filing date: 2001-03-19
Publication date: 2010-11-17
Anticipated expiration: 2021-03-19
Also published as: JP2002276446A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は内燃機関の低温時起動性を改善する起動制御装置に関し、特に、吸気弁の閉時期を可変制御し得る可変動弁手段と、内燃機関の圧縮比（公称圧縮比ε）を可変制御する圧縮比制御手段と、を備えたガソリン機関の低温時の起動性向上技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
本出願人は、先に、吸気弁のリフト・作動角を連続的に拡大，縮小制御可能な可変動弁機構を提案しており（例えば特開平１１−１０７７２５号公報、特開平１１−３２４６２５号公報等参照）、さらに、リフトの中心角の位相を遅進させる機構と組み合わせて、リフト特性の大幅な自由度を得るようにした可変動弁機構を提案している。
【０００３】
またレシプロ式内燃機関の可変圧縮比機構として、例えば、特開２０００−７３８０４号に開示されているように、複リンク式のピストン−クランク機構を利用したものが近年提案されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
−４０℃といった極低温時には、シリンダ内に流入する吸入空気の温度が低いだけでなく、ピストンやシリンダなどの燃焼室を構成する構造体の温度も低いために、圧縮時の最高温度は大幅に低下する。これに加えて、燃料の気化、霧化も不十分となるため、混合気の形成も悪化する。さらに、このような低温時には、一般に車載のバッテリの能力が低下しており、また、オイルの粘度も高いため、スタータモータによるクランキングの回転がなかなか上昇しない。これも、速やかな起動を阻害する要因になっている。
【０００５】
このような極低温時の起動性悪化に対しては、燃料の霧化を促進する吸気制御弁や、ディーゼル機関で利用されているグロープラグのように筒内の温度を高めるために何らかのエネルギーを直接筒内に加える手段や、吸気ポートにヒータを装着して吸気温度を高める手段、などが既に実用化されているが、基本的には、圧縮上死点における点火時の混合気温度をいかに上昇させるかが重要なポイントとなる。
【０００６】
そして、この混合気温度の上昇のためには、圧縮比、特に実圧縮比を高めることが本質的に必要である。
【０００７】
本発明は、内燃機関の幾何学的な圧縮比つまり公称圧縮比εを可変制御する圧縮比制御手段と、実圧縮比を左右する吸気弁の閉時期に影響する可変動弁手段との制御の組み合わせによって、起動性とりわけ低温時の起動性を高めることを目的とする。
【０００８】
請求項１に係る内燃機関の起動制御装置は、ガソリン機関である内燃機関の吸気弁の閉時期を可変制御する可変動弁手段と、負荷の上昇に伴って公称圧縮比が低下するようにピストン位置の変更によって内燃機関の公称圧縮比を可変制御する圧縮比制御手段と、を有する内燃機関において、機関起動時に、上記圧縮比制御手段により公称圧縮比をアイドリング時相当の高圧縮比に維持したまま、上記可変動弁機構によりクランキングの初期は吸気弁閉時期を下死点から離れた時期に設定し、クランキング開始後に吸気弁閉時期を下死点に近づけることを特徴としている。
【０００９】
例えばアイドルや部分負荷域では吸気弁閉時期を下死点よりも早めることでポンプ損失を低減することができるが、内燃機関の公称圧縮比が一定であれば、吸気弁閉時期を下死点よりも早めることで、実圧縮比が低下してしまう。そこで、この発明では、吸気弁閉時期による実圧縮比の変動をも考慮して、クランキング中の実圧縮比が起動性の上で最適となるように、可変動弁手段と圧縮比制御手段とを制御する。
【００１１】
すなわち、公称圧縮比εが高いと、スタータモータによるクランキングの回転数が低くなりやすい。クランキング回転数が低いと、混合気に点火しても初爆には至らないため、初期には、クランキング回転数の上昇が優先される。
【００１４】
クランキングの初期に吸気弁閉時期を下死点から遅角側もしくは進角側へ離して設定すれば、圧縮比（公称圧縮比ε）を高めてあっても、実圧縮比は低下し、クランキング中のコンプレッションを低下させる所謂デコンプ作用が得られる。そのため、クランキング回転数が上昇する。そして、クランキング開始後に吸気弁閉時期を下死点に近づければ、実圧縮比が上昇し、混合気温度の上昇が図れる。
【００１５】
請求項３の発明においては、上記圧縮比制御手段は、複リンク式ピストン−クランク機構からなり、クランクシャフトの回転に対するピストンの往復運動が、単振動運動に近いストローク特性となるように構成されている。このように単振動運動に近いストローク特性とすれば、騒音振動の点で有利となるのは勿論であるが、特に、上死点付近のピストン速度が、一般的な単リンク式ピストン−クランク機構に比べて、２０％程度緩やかとなる。これは、特に、冷機時のような燃焼速度が遅い条件下において、初期の火炎核が生成され、かつ成長していく上で、時間余裕が大きく与えられることになり、燃焼を安定させる上で効果がある。
【００１６】
請求項４に係る発明においては、上記可変動弁手段は、吸気弁のリフト・作動角を同時にかつ連続的に拡大，縮小制御可能なリフト・作動角可変機構を備え、機関冷間起動時に、上記吸気弁のリフト・作動角が、アイドリング時相当の小さなリフト・作動角に制御される。
【００１７】
また請求項５に係る発明においては、上記可変動弁手段は、吸気弁のリフト中心角の位相を遅進させる位相可変機構を備え、上記のクランキング開始後に、上記吸気弁閉時期が下死点前の位置から下死点に近付くように上記リフト中心角が遅角する。
【００１８】
この請求項５の発明をさらに限定した請求項６の発明においては、上記可変動弁手段は、吸気弁のリフト・作動角を同時にかつ連続的に拡大，縮小制御可能なリフト・作動角可変機構と、上記位相可変機構と、の双方を備え、上記リフト・作動角に対応して、該リフト・作動角が小さい条件では上記リフト中心角の遅角を増大させるようにしたことを特徴としている。
【００１９】
すなわち、リフト・作動角を小さくしつつリフト中心角を遅角することで、吸気弁閉時期は下死点近傍に近づき、実圧縮比が上昇する。また同時に、吸気弁開時期が上死点よりも遅れるようになり、吸入行程前半で負圧が発達した後に、吸気弁が小リフトで開き始める。そのため、音速で筒内に吸気が流入し、燃料および空気が高速で流れるので、混合気形成に極めて有利であり、霧化、気化が促進される。またこのような流速エネルギは最終的には熱エネルギに変換されるため、吸気温度を上昇させる効果がある。従って、幾何学的な圧縮比εを同時に高めておくことで、圧縮上死点の混合気温度は十分な温度に上昇し、初爆に至る。
【００２０】
上記圧縮比制御手段は、例えば請求項７のように、上記ピストンにピストンピンを介して連結された第１リンクと、この第１リンクに揺動可能に連結されるとともにクランクシャフトのクランクピン部に回転可能に連結された第２リンクと、上記第２リンクに揺動可能に連結されるとともに機関本体に揺動可能に支持された第３リンクと、を含んで構成される。このような複リンク式ピストン−クランク機構においては、各リンクや支点のアライメントを適切に設定することにより、上述したような単振動運動に近いストローク特性を容易に得ることができる。
【００２１】
そして、この構成では、例えば請求項８のように、上記第３リンクの機関本体に対する支点位置を機関運転条件に応じて変化させることで圧縮比の可変制御を行うことができる。すなわち、第３リンクの支点位置の変化に伴って、ピストン上死点でのピストン位置が変化し、公称圧縮比εが変化する。
【００２２】
上記リフト・作動角可変機構は、例えば請求項９のように、駆動軸により回転駆動される偏心カムと、この偏心カムの外周に相対回転可能に嵌合したリンクアームと，上記駆動軸と平行に設けられ、かつ偏心カム部を備えた回動可能な制御軸と、この制御軸の偏心カム部に回転可能に装着され、かつ上記リンクアームにより揺動されるロッカアームと、上記駆動軸に回転可能に支持されるとともに、上記ロッカアームにリンクを介して連結され、該ロッカアームに伴って揺動することにより吸気弁のタペットを押圧する揺動カムと、を備えており、上記制御軸の偏心カム部の回動位置を変化させることにより吸気弁のリフト・作動角が同時に増減変化するように構成される。
【００２３】
また上記位相可変機構は、例えば請求項１０のように、チェーンまたはタイミングベルトを介して上記クランクシャフトにより回転駆動されるカムスプロケットと、このカムスプロケットにより回転駆動されるカムシャフトと、上記カムスプロケットと上記カムシャフトとの位相を変化させる機構と、を含んで構成される。
【００２４】
特に、バッテリ能力が低下する極低温時においても、クランキング回転数を十分に上昇させることができ、確実に起動させることができる。
【００２５】
特に請求項２〜４によれば、バッテリ能力が低下する極低温時においても、クランキング回転数を十分に上昇させることができ、一層確実に起動させることができる。
【００２６】
さらに、請求項３のように圧縮比制御手段を構成する複リンク式ピストン−クランク機構が単振動運動に近いストローク特性となるようにすれば、上死点付近のピストン速度が、一般的な単リンク式ピストン−クランク機構に比べて緩やかとなることから、燃焼速度が遅い冷機時に、初期の火炎核の成長が十分に可能となり、燃焼を安定させることができる。
【００２７】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００２８】
図１は、この発明に係る内燃機関の起動制御装置の一実施例を示している。この起動制御装置は、吸気弁閉時期を可変制御するための可変動弁機構１０１と、内燃機関の公称圧縮比εを可変制御する圧縮比可変機構１０２と、を備えている。
【００２９】
図２は、上記可変動弁機構１０１の構成を示す構成説明図であり、この可変動弁機構は、吸気弁１２のリフト・作動角を変化させるリフト・作動角可変機構１と、そのリフトの中心角の位相（クランクシャフトに対する位相）を進角もしくは遅角させる位相可変機構２と、が組み合わされて構成されている。
【００３０】
まず、図３の動作説明図を併せて、リフト・作動角可変機構１を説明する。なお、このリフト・作動角可変機構１は、本出願人が先に提案したものであるが、例えば特開平１１−１０７７２５号公報等によって公知となっているので、その概要のみを説明する。
【００３１】
リフト・作動角可変機構１は、シリンダヘッド５１上部の図示せぬカムブラケットに回転自在に支持された中空状の駆動軸１３と、この駆動軸１３に、圧入等により固定された偏心カム１５と、上記駆動軸１３の上方位置に同じカムブラケットによって回転自在に支持されるとともに駆動軸１３と平行に配置された制御軸１６と、この制御軸１６の偏心カム部１７に揺動自在に支持されたロッカアーム１８と、各吸気弁１２の上端部に配置されたタペット１９に当接する揺動カム２０と、を備えている。上記偏心カム１５とロッカアーム１８とはリンクアーム２５によって連係されており、ロッカアーム１８と揺動カム２０とは、リンク部材２６によって連係されている。
【００３２】
上記駆動軸１３は、後述するように、タイミングチェーンないしはタイミングベルトを介して機関のクランクシャフトによって駆動されるものである。
【００３３】
上記偏心カム１５は、円形外周面を有し、該外周面の中心が駆動軸１３の軸心から所定量だけオフセットしているとともに、この外周面に、リンクアーム２５の環状部２５ａが回転可能に嵌合している。
【００３４】
上記ロッカアーム１８は、略中央部が上記偏心カム部１７によって支持されており、その一端部に、上記リンクアーム２５の延長部２５ｂが連係しているとともに、他端部に、上記リンク部材２６の上端部が連係している。上記偏心カム部１７は、制御軸１６の軸心から偏心しており、従って、制御軸１６の角度位置に応じてロッカアーム１８の揺動中心は変化する。
【００３５】
上記揺動カム２０は、駆動軸１３の外周に嵌合して回転自在に支持されており、側方へ延びた端部２０ａに、上記リンク部材２６の下端部が連係している。この揺動カム２０の下面には、駆動軸１３と同心状の円弧をなす基円面２４ａと、該基円面２４ａから上記端部２０ａへと所定の曲線を描いて延びるカム面２４ｂと、が連続して形成されており、これらの基円面２４ａならびにカム面２４ｂが、揺動カム２０の揺動位置に応じてタペット１９の上面に当接するようになっている。
【００３６】
すなわち、上記基円面２４ａはベースサークル区間として、リフト量が０となる区間であり、図３に示すように、揺動カム２０が揺動してカム面２４ｂがタペット１９に接触すると、徐々にリフトしていくことになる。なお、ベースサークル区間とリフト区間との間には若干のランプ区間が設けられている。
【００３７】
上記制御軸１６は、図１，２に示すように、一端部に設けられたリフト・作動角制御用油圧アクチュエータ３１によって所定角度範囲内で回転するように構成されている。このリフト・作動角制御用油圧アクチュエータ３１への油圧供給は、エンジンコントロールユニット３３からの制御信号に基づき、第１油圧制御部３２によって制御されている。
【００３８】
このリフト・作動角可変機構１の作用を説明すると、駆動軸１３が回転すると、偏心カム１５のカム作用によってリンクアーム２５が上下動し、これに伴ってロッカアーム１８が揺動する。このロッカアーム１８の揺動は、リンク部材２６を介して揺動カム２０へ伝達され、該揺動カム２０が揺動する。この揺動カム２０のカム作用によって、タペット１９が押圧され、吸気弁１２がリフトする。
【００３９】
ここで、リフト・作動角制御用油圧アクチュエータ３１を介して制御軸１６の角度が変化すると、ロッカアーム１８の初期位置が変化し、ひいては揺動カム２０の初期揺動位置が変化する。
【００４０】
例えば偏心カム部１７が図３（Ａ）のように上方へ位置しているとすると、ロッカアーム１８は全体として上方へ位置し、揺動カム２０の端部２０ａが相対的に上方へ引き上げられた状態となる。つまり、揺動カム２０の初期位置は、そのカム面２４ｂがタペット１９から離れる方向に傾く。従って、駆動軸１３の回転に伴って揺動カム２０が揺動した際に、基円面２４ａが長くタペット１９に接触し続け、カム面２４ｂがタペット１９に接触する期間は短い。従って、リフト量が全体として小さくなり、かつその開時期から閉時期までの角度範囲つまり作動角も縮小する。
【００４１】
逆に、偏心カム部１７が図３（Ｂ）のように下方へ位置しているとすると、ロッカアーム１８は全体として下方へ位置し、揺動カム２０の端部２０ａが相対的に下方へ押し下げられた状態となる。つまり、揺動カム２０の初期位置は、そのカム面２４ｂがタペット１９に近付く方向に傾く。従って、駆動軸１３の回転に伴って揺動カム２０が揺動した際に、タペット１９と接触する部位が基円面２４ａからカム面２４ｂへと直ちに移行する。従って、リフト量が全体として大きくなり、かつその作動角も拡大する。
【００４２】
上記の偏心カム部１７の初期位置は連続的に変化させ得るので、これに伴って、バルブリフト特性は、図４に示すように、連続的に変化する。つまり、リフトならびに作動角を、両者同時に、連続的に拡大，縮小させることができる。なお、この実施例では、リフト・作動角の大小変化に伴い、吸気弁１２の開時期と閉時期とがほぼ対称に変化する。
【００４３】
次に、位相可変機構２は、図２に示すように、上記駆動軸１３の前端部に設けられたスプロケット３５と、このスプロケット３５と上記駆動軸１３とを、所定の角度範囲内において相対的に回転させる位相制御用油圧アクチュエータ３６と、から構成されている。上記スプロケット３５は、図示せぬタイミングチェーンもしくはタイミングベルトを介して、クランクシャフトに連動している。上記位相制御用油圧アクチュエータ３６への油圧供給は、エンジンコントロールユニット３３からの制御信号に基づき、第２油圧制御部３７によって制御されている。
この位相制御用油圧アクチュエータ３６への油圧制御によって、スプロケット３５と駆動軸１３とが相対的に回転し、図５に示すように、リフト中心角が遅進する。つまり、リフト特性の曲線自体は変わらずに、全体が進角もしくは遅角する。また、この変化も、連続的に得ることができる。位相可変機構２としては、油圧式のものに限られず、電磁式アクチュエータを利用したものなど、種々の構成が可能である。
【００４４】
なお、リフト・作動角可変機構１ならびに位相可変機構２の制御としては、実際のリフト・作動角あるいは位相を検出するセンサを設けて、クローズドループ制御するようにしても良く、あるいは運転条件に応じて単にオープンループ制御するようにしても良い。
【００４５】
図６は、可変圧縮比機構１０２の構成を示す図である。
【００４６】
クランクシャフト５１は、複数のジャーナル部５２とクランクピン部５３とを備えており、シリンダブロック５０の主軸受に、ジャーナル部５２が回転自在に支持されている。上記クランクピン部５３は、ジャーナル部５２から所定量偏心しており、ここに第２リンクとなるロアリンク５４が回転自在に連結されている。
【００４７】
上記ロアリンク５４は、左右の２部材に分割可能に構成されているとともに、略中央の連結孔に上記クランクピン部５３が嵌合している。
【００４８】
第１リンクとなるアッパリンク５５は、下端側が連結ピン５６によりロアリンク５４の一端に回動可能に連結され、上端側がピストンピン５７によりピストン５８に回動可能に連結されている。上記ピストン５８は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック５０のシリンダ５９内を往復動する。なお、上記シリンダ５９の上部に、上記吸気弁１２および図示せぬ排気弁が配置されている。
【００４９】
第３リンクとなるコントロールリンク６０は、上端側が連結ピン６１によりロアリンク５４の他端に回動可能に連結され、下端側が制御軸６２を介して機関本体の一部となるシリンダブロック５０の下部に回動可能に連結されている。詳しくは、制御軸６２は、回転可能に機関本体に支持されているとともに、その回転中心から偏心している偏心カム部６２ａを有し、この偏心カム部６２ａに上記コントロールリンク６０下端部が回転可能に嵌合している。
【００５０】
上記制御軸６２は、エンジンコントロールユニット３３（図１参照）からの制御信号に基づき、電動モータを用いた圧縮比制御アクチュエータ６３によって回動位置が制御される。
【００５１】
上記のような複リンク式ピストン−クランク機構を用いた可変圧縮比機構１０２においては、上記制御軸６２が圧縮比制御アクチュエータ６３によって回動されると、偏心カム部６２ａの中心位置、特に、機関本体に対する相対位置が変化する。これにより、コントロールリンク６０の下端の揺動支持位置が変化する。
そして、上記コントロールリンク６０の揺動支持位置が変化すると、ピストン５８の行程が変化し、図８のように、ピストン上死点（ＴＤＣ）におけるピストン５８の位置が高くなったり低くなったりする。これにより、機関圧縮比を変えることが可能となる。図８は、高圧縮比状態と低圧縮比状態とを代表的に示しているが、これらの間で圧縮比を連続的に変化させることができる。
【００５２】
また、上記の複リンク式可変圧縮比機構１０２においては、リンクディメンジョンを適切に選定することにより、図７に示すような単振動に近いピストンストローク特性が得られる。この単振動に近いストローク特性は振動騒音の上でも有利ではあるが、特に、上死点付近のピストン速度が、一般的な単リンク式ピストン−クランク機構に比べて、２０％前後緩やかとなる。これは、前述したように、特に冷機時のような燃焼速度が遅い条件下で、初期の火炎核の生成、成長の上で有利となる。
【００５３】
上記可変圧縮比機構１０２による圧縮比の制御特性を図９に示す。なお、この圧縮比は、ピストン５８のストロークによる燃焼室の容積変化のみで決まる幾何学的な圧縮比εである。可変動弁機構１０１と組み合わせた本発明では、最終的な実圧縮比は、吸気弁閉時期の制御によって左右される。つまり、吸気弁１２が閉じた時点から実質的な圧縮が開始するため、公称圧縮比εが高くても、吸気弁閉時期が下死点よりも早くなると実圧縮比は低下することになる。
【００５４】
図１０は、代表的な運転条件下での可変動弁機構１０１による吸気弁閉時期の制御を示す。なお、それぞれに対応する点（あるいは領域）を図９に付記してある。図示するように、▲１▼アイドリングおよび▲２▼部分負荷域（Ｒ／Ｌ域）では、小作動角とするとともにリフト中心角Φを進角させる。従って、吸気弁閉時期も下死点より相当早い特性となる。これにより、大幅なポンプ損失の低減が図れる。
ここで、もし公称圧縮比εが通常のレベルであると、実圧縮比が低下して燃焼が悪化するため、図９に示すように、このような低負荷領域では圧縮比εを高めている。
【００５５】
▲３▼加速領域では吸気充填効率を高める必要から、吸気弁閉時期が下死点に近づくように可変動弁機構１０１を制御する。そのため、ノック発生を事前に防止する上からも、圧縮比εを低下させることが必要となる。▲４▼▲５▼全開出力時は、充填効率を最大とするために、作動角を十分に拡大し、吸気弁開時期を上死点近傍とするとともに、吸気弁閉時期を下死点近傍とする。従って実圧縮比が高くなる傾向となるので、可変圧縮比機構１０２による圧縮比εはさらに低下させる。特にノッキングの厳しい▲４▼低速全負荷域では、通常のレベルの圧縮比εに近づけることが必要となる。▲５▼高速全負荷域では、作動角をさらに拡大するとともに、中心角を遅角し、閉時期が下死点よりもさらに遅れたものとすることになるが、この高速時は、ノッキング発生の要因となる過酸化物等の化学反応が進行する前に燃焼が終わるため、圧縮比εは低速より高めることが可能である。なお、これにより膨張比も高くなるため、排気温度が低下し、排気系に設けられた触媒の劣化を防止できる点でも有利となる。
【００５６】
このように、本実施例では、吸気弁１２の作動角とリフト中心角、ならびに圧縮比が、予め用意された制御マップに基づいて制御される。なお、図１に示したように、本実施例では、ノッキング発生を検出するノッキングセンサ７１がシリンダブロック５０等に設けられており、このノッキングによっても圧縮比ε等が修正されるようになっている。また、７２は点火進角制御装置である。
【００５７】
次に、起動時の制御について説明する。
【００５８】
図１１のタイムチャートは、冷機状態において、スタータモータによるクランキング開始から初爆を経て機関が自立運転に移行するまでの状況を示している。
本実施例では、圧縮比εは機関停止直前の状態を維持するようになっており、通常は、一旦アイドリング運転となってからキーＯＦＦとなるのが一般的であるから、この例では高い圧縮比の設定となっている。同様に吸気弁１２の作動角もアイドリング時の設定であり、最小作動角に近い状態に保たれている。吸気弁閉時期（ＩＶＣ）は、クランキング開始時は下死点前に進角されており、実圧縮比は最高値よりは相当低下している。このため、クランキング開始時に、過大なコンプレッションが避けられる所謂デコンプ効果が得られ、所定回転数まで速やかにクランキング回転数が上昇する。クランキング回転数が低すぎると燃料噴射をして点火しても初爆にはいたらないため、このように、実圧縮比よりもクランキング回転数を上昇させる方が優先される。
【００５９】
クランキング回転数が所定以上の値になったところで、吸気弁１２のリフト中心角φが遅角される。これに伴い、吸気弁閉時期は下死点近傍に近づき、実圧縮比が上昇する。また同時に吸気弁開時期（ＩＶＯ）は上死点よりも遅れることになるが、これにより、吸入行程前半で負圧が発達し、吸気弁１２が小リフトで開き始めると、筒内に音速で燃料や空気が吸入されるので、混合気形成に極めて有利となり、燃料の霧化や気化が促進される。しかも、このような流速エネルギは最終的には熱エネルギーに変換されるため、吸気温度を上昇させる効果もある。
【００６０】
幾何学的な圧縮比εはもともと高いため、実圧縮比の上昇によって、圧縮上死点の混合気温度は十分な温度に上昇し、初爆に至る。なお、初爆後も安定した燃焼維持のためには、このような高圧縮比状態を維持するのが好ましい。
【００６１】
次に、図１２のタイムチャートは、アイドリング以外など、圧縮比εが高くない条件で急に機関を停止させ、翌朝まで放置した後に、冷機始動を迎えたような場合の起動時の制御を示している。この場合の初期の条件は様々であるが、基本的な制御の考え方は、前述した例と同じである。この図示例では、キーＯＮ時に低圧縮比となっているので、クランキング初期には、低圧縮比の状態のままとし、クランキング回転数の上昇を促進する。そして、クランキング回転数が所定値以上になったところで、高圧縮比状態に移行する。同時に、リフト中心角Φを遅角させ、吸気弁閉時期を下死点に近づける。これにより、前述した例と同様に、良好な起動が可能となる。なお、この図１２の例でリフト中心角Φの遅角量が少ないのは、吸気弁作動角ＥＡが図１１の例より大きくなっているため、吸気弁閉時期を下死点に近づける上で必要な遅角量が少ないためである。
【００６２】
図１３は、上述した起動時の制御の流れを示すフローチャートである。まず、イグニッションキーがＯＮ（ステップ１）となったときに、冷却水温が所定温度以上（ステップ２）であれば、別の暖機時の制御（ステップ３）へ進む。冷機状態であれば、ステップ４へ進んで、冷機時における圧縮比ε、作動角ＥＡ、リフト中心角Φの各制御マップを読み込む。そして、ステップ５でそのときの実際の圧縮比εの状態を判別し、高圧縮比状態であれば、ステップ６以降へ進んで、図１１に相当する制御を実行する。また、低圧縮比状態であれば、ステップ１１以降へ進んで、図１２に相当する制御を実行する。
【００６３】
すなわち、高圧縮比状態の場合は、クランキング回転数が所定回転数に達する（ステップ６）まで待ってから、作動角ＥＡが目標値となるように、リフト・作動角可変機構１を制御する（ステップ７，８）。同時に、リフト中心角Φが目標値となるように、位相可変機構２を制御する（ステップ９，１０）。
【００６４】
低圧縮比状態の場合は、やはりクランキング回転数が所定回転数に達する（ステップ１１）まで待ってから、作動角ＥＡが目標値となるように、リフト・作動角可変機構１を制御する（ステップ１２，１３）とともに、リフト中心角Φが目標値となるように、位相可変機構２を制御する（ステップ１４，１５）。さらに同時に、圧縮比εの制御を開始し、圧縮比εが目標値となるように、圧縮比機構１０２を制御する（ステップ１６，１７）。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明に係る起動制御装置のシステム全体を示す構成説明図。
【図２】この実施例における可変動弁機構を示す斜視図。
【図３】リフト・作動角可変機構の動作説明図。
【図４】リフト・作動角可変機構によるリフト・作動角の特性変化を示す特性図。
【図５】位相可変機構によるバルブリフト特性の位相変化を示す特性図。
【図６】この実施例における可変圧縮比機構を示す正面図。
【図７】この可変圧縮比機構となる複リンク式ピストン−クランク機構のピストンストローク特性を示す特性図。
【図８】可変圧縮比機構の動作説明図。
【図９】圧縮比制御特性を示す特性図。
【図１０】代表的な運転条件でのバルブリフト特性を示す特性図。
【図１１】高圧縮比状態からの冷機起動時の各部の動作を示すタイムチャート。
【図１２】低圧縮比状態からの冷機起動時の各部の動作を示すタイムチャート。
【図１３】起動時の制御の流れを示すフローチャート。
【符号の説明】
１０１…可変動弁機構
１０２…可変圧縮比機構
１…リフト・作動角可変機構
２…位相可変機構[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a start control device for improving startability at low temperatures of an internal combustion engine, and in particular, variable valve means capable of variably controlling the closing timing of an intake valve, and variably controlling a compression ratio (nominal compression ratio ε) of the internal combustion engine. The invention relates to a technology for improving startability at a low temperature of a gasoline engine provided with a compression ratio control means.
[0002]
[Prior art]
The present applicant has previously proposed a variable valve mechanism capable of continuously increasing and reducing the lift and operating angle of the intake valve (for example, JP-A-11-107725, JP-A-11-324625). In addition, a variable valve mechanism has been proposed in which a significant degree of freedom in lift characteristics is obtained in combination with a mechanism that retards the phase of the center angle of the lift.
[0003]
As a variable compression ratio mechanism of a reciprocating internal combustion engine, a mechanism using a multi-link type piston-crank mechanism has been proposed in recent years, as disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-73804.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
At extremely low temperatures such as -40 ° C, not only is the temperature of the intake air flowing into the cylinder low, but the temperature of the structure that constitutes the combustion chamber such as the piston and cylinder is also low. descend. In addition to this, fuel vaporization and atomization become insufficient, and the formation of the air-fuel mixture also deteriorates. Further, at such a low temperature, the capacity of the battery mounted on the vehicle is generally reduced, and the viscosity of the oil is high, so that the cranking rotation by the starter motor does not readily increase. This is also a factor that hinders quick start-up.
[0005]
For such deterioration in starting performance at extremely low temperatures, some energy is used to increase the temperature inside the cylinder, such as an intake control valve that promotes atomization of fuel and a glow plug used in diesel engines. The means to add directly to the cylinder and the means to increase the intake air temperature by attaching a heater to the intake port have already been put into practical use. The key point is to raise it.
[0006]
In order to increase the mixture temperature, it is essential to increase the compression ratio, particularly the actual compression ratio.
[0007]
The present invention provides control of compression ratio control means that variably controls the geometric compression ratio of the internal combustion engine, that is, the nominal compression ratio ε, and variable valve means that affects the closing timing of the intake valve that affects the actual compression ratio. The object is to improve the startability, particularly at low temperatures, by combining them.
[0008]
Activation control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, the piston such that the variable valve means for variably controlling the closing timing of the intake valve of the internal combustion engine is a gasoline engine, a nominal compression ratio with increasing load drops An internal combustion engine having a compression ratio control means for variably controlling the nominal compression ratio of the internal combustion engine by changing the position, and at the time of engine startup, the nominal compression ratio is maintained at a high compression ratio equivalent to that at idling by the compression ratio control means. With the variable valve mechanism, the intake valve closing timing is set to a timing away from the bottom dead center at the initial stage of cranking, and the intake valve closing timing is brought close to the bottom dead center after the cranking starts.
[0009]
For example, in idle and partial load ranges, pump loss can be reduced by making the intake valve closing timing earlier than the bottom dead center, but if the nominal compression ratio of the internal combustion engine is constant, the intake valve closing timing is set to the bottom dead center. If it is made earlier, the actual compression ratio will decrease. Therefore, in the present invention, the variable valve means and the compression ratio control means are set so that the actual compression ratio during cranking is optimal in terms of startability, taking into account the fluctuation of the actual compression ratio due to the intake valve closing timing. And control.
[0011]
That is, when the nominal compression ratio ε is high, the number of cranking rotations by the starter motor tends to be low. If the cranking speed is low, the first explosion will not occur even if the air-fuel mixture is ignited. Therefore, in the initial stage, an increase in the cranking speed is prioritized .
[0014]
If the intake valve closing timing is set away from the bottom dead center to the retard side or advance side at the initial stage of cranking , the actual compression ratio will decrease even if the compression ratio (nominal compression ratio ε) is increased. A so-called decompression action that reduces the compression during cranking is obtained. As a result , the cranking speed increases. Then, when brought closer to the intake valve closing timing after the cranking start to the bottom dead center, the actual compression ratio is increased, increase in gas mixture temperature Ru Hakare.
[0015]
According to a third aspect of the present invention, the compression ratio control means comprises a multi-link piston-crank mechanism, and is configured such that the reciprocating motion of the piston with respect to the rotation of the crankshaft has a stroke characteristic close to a single vibration motion. Yes. The stroke characteristics close to the single vibration motion are advantageous in terms of noise and vibration. In particular, the piston speed near the top dead center is a general single link piston-crank mechanism. Compared to, it will be 20% slower. This is because, in particular, under conditions where the combustion speed is slow, such as when cold, the initial flame kernel is generated and grows, so that a large time margin is given to stabilize the combustion. effective.
[0016]
In the invention according to claim 4, the variable valve means includes a lift / operating angle variable mechanism capable of simultaneously and continuously expanding and reducing the lift / operating angle of the intake valve, and at the time of engine cold start, The lift / working angle of the intake valve is controlled to a small lift / working angle equivalent to idling .
[0017]
In the invention according to claim 5, the variable valve means includes a phase variable mechanism for delaying the phase of the lift center angle of the intake valve, and after the cranking starts, the intake valve closing timing falls to the bottom. The lift center angle is retarded so as to approach the bottom dead center from the position before the point.
[0018]
In the invention of claim 6 further restricting the invention of claim 5, the variable valve operating means is a lift / working angle variable mechanism capable of simultaneously and continuously expanding and reducing the lift / working angle of the intake valve. And the phase variable mechanism, and in accordance with the lift / working angle, the delay angle of the lift center angle is increased when the lift / working angle is small. .
[0019]
That is, by reducing the lift center angle while reducing the lift / operation angle, the intake valve closing timing approaches the bottom dead center, and the actual compression ratio increases. At the same time, the intake valve opening timing comes later than the top dead center, and after the negative pressure develops in the first half of the intake stroke, the intake valve starts to open with a small lift. Therefore, the intake air flows into the cylinder at the speed of sound, and the fuel and air flow at a high speed, which is extremely advantageous for air-fuel mixture formation, and atomization and vaporization are promoted. Further, since such flow velocity energy is finally converted into heat energy, there is an effect of increasing the intake air temperature. Therefore, by simultaneously increasing the geometric compression ratio ε, the mixture temperature at the compression top dead center rises to a sufficient temperature, leading to the first explosion.
[0020]
The compression ratio control means, for example as in claim 7, a first link connected via a piston pin to the piston, a crank pin of the crankshaft while being swingably connected to the first link The second link is rotatably connected to the second link, and the third link is swingably connected to the second link and is swingably supported by the engine body. In such a multi-link piston-crank mechanism, stroke characteristics close to the single vibration motion as described above can be easily obtained by appropriately setting the alignment of each link and fulcrum.
[0021]
Then, this structure, for example as in claim 8, it is possible to perform variable control of the compression ratio by changing depending fulcrum position the engine operating conditions for the engine body of the third link. That is, as the fulcrum position of the third link changes, the piston position at the top dead center of the piston changes, and the nominal compression ratio ε changes.
[0022]
The lift operating angle variable mechanism, for example, as according to claim 9, parallel to the eccentric cam that is driven to rotate, and a link arm fitted relatively rotatably on the outer periphery of the eccentric cam, and the drive shaft by the drive shaft A pivotable control shaft provided with an eccentric cam portion, a rocker arm rotatably mounted on the eccentric cam portion of the control shaft and swung by the link arm, and rotated on the drive shaft And an oscillating cam that presses the tappet of the intake valve by oscillating along with the rocker arm and oscillating along with the rocker arm. The lift and operating angle of the intake valve are configured to increase and decrease simultaneously by changing the rotational position of the part.
[0023]
Also the phase variable mechanism, for example, as according to claim 1 0, a cam sprocket is rotatably driven by the crankshaft via a chain or a timing belt, a cam shaft driven to rotate by the cam sprocket, said cam sprocket And a mechanism for changing the phase with the camshaft.
[0024]
In particular, even in the extremely low temperature of the battery capacity is reduced, it is possible to sufficiently increase the cranking rotation speed, it is possible to reliably start.
[0025]
In particular, according to the second to fourth aspects, the cranking rotation speed can be sufficiently increased even at an extremely low temperature when the battery capacity is lowered, and the start-up can be started more reliably.
[0026]
Further, if the multi-link type piston-crank mechanism constituting the compression ratio control means has a stroke characteristic close to a single vibration motion as in claim 3 , the piston speed near the top dead center becomes a general single speed. Since it becomes gentler than that of the link type piston-crank mechanism, the initial flame kernel can be sufficiently grown at the time of cold engine having a low combustion speed, and the combustion can be stabilized.
[0027]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0028]
FIG. 1 shows an embodiment of a start control device for an internal combustion engine according to the present invention. This activation control device includes a variable valve mechanism 101 for variably controlling the intake valve closing timing, and a compression ratio variable mechanism 102 for variably controlling the nominal compression ratio ε of the internal combustion engine.
[0029]
FIG. 2 is an explanatory diagram showing the configuration of the variable valve mechanism 101. The variable valve mechanism includes a lift / operating angle variable mechanism 1 that changes the lift / operating angle of the intake valve 12, and the lift. A phase variable mechanism 2 that advances or retards the phase of the central angle (phase relative to the crankshaft) is combined.
[0030]
First, the lift / operating angle variable mechanism 1 will be described with reference to the operation explanatory diagram of FIG. The lift / operating angle variable mechanism 1 has been previously proposed by the applicant of the present application. However, since it has been publicly known, for example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-107725, only the outline thereof will be described.
[0031]
The lift / operating angle variable mechanism 1 includes a hollow drive shaft 13 rotatably supported by a cam bracket (not shown) above the cylinder head 51, and an eccentric cam 15 fixed to the drive shaft 13 by press-fitting or the like. The control shaft 16 is rotatably supported above the drive shaft 13 by the same cam bracket and is disposed in parallel with the drive shaft 13 and is supported by the eccentric cam portion 17 of the control shaft 16 so as to be swingable. The rocker arm 18 and a swing cam 20 that abuts against a tappet 19 disposed at the upper end of each intake valve 12 are provided. The eccentric cam 15 and the rocker arm 18 are linked by a link arm 25, and the rocker arm 18 and the swing cam 20 are linked by a link member 26.
[0032]
As will be described later, the drive shaft 13 is driven by a crankshaft of an engine via a timing chain or a timing belt.
[0033]
The eccentric cam 15 has a circular outer peripheral surface, the center of the outer peripheral surface is offset from the shaft center of the drive shaft 13 by a predetermined amount, and the annular portion 25a of the link arm 25 is rotatable on the outer peripheral surface. Is fitted.
[0034]
The rocker arm 18 has a substantially central portion supported by the eccentric cam portion 17, and an extension portion 25 b of the link arm 25 is linked to one end portion of the rocker arm 18, and the link member 26 is connected to the other end portion. The upper end is linked. The eccentric cam portion 17 is eccentric from the axis of the control shaft 16, and accordingly, the rocking center of the rocker arm 18 changes according to the angular position of the control shaft 16.
[0035]
The rocking cam 20 is fitted to the outer periphery of the drive shaft 13 and is rotatably supported. A lower end portion of the link member 26 is linked to an end portion 20a extending to the side. On the lower surface of the swing cam 20, a base circle surface 24a that forms a concentric arc with the drive shaft 13, a cam surface 24b extending in a predetermined curve from the base circle surface 24a to the end portion 20a, Are formed continuously, and the base circle surface 24 a and the cam surface 24 b come into contact with the upper surface of the tappet 19 according to the swing position of the swing cam 20.
[0036]
That is, the base circle surface 24a is a section where the lift amount becomes 0 as a base circle section. As shown in FIG. 3, when the swing cam 20 swings and the cam surface 24b comes into contact with the tappet 19, gradually. It will lift to. A slight ramp section is provided between the base circle section and the lift section.
[0037]
As shown in FIGS. 1 and 2, the control shaft 16 is configured to rotate within a predetermined angle range by a lift / operation angle control hydraulic actuator 31 provided at one end. The hydraulic pressure supply to the lift / operating angle control hydraulic actuator 31 is controlled by the first hydraulic control unit 32 based on a control signal from the engine control unit 33.
[0038]
The operation of the variable lift / operating angle mechanism 1 will be described. When the drive shaft 13 rotates, the link arm 25 moves up and down by the cam action of the eccentric cam 15, and the rocker arm 18 swings accordingly. The swing of the rocker arm 18 is transmitted to the swing cam 20 via the link member 26, and the swing cam 20 swings. The tappet 19 is pressed by the cam action of the swing cam 20, and the intake valve 12 is lifted.
[0039]
Here, when the angle of the control shaft 16 changes via the lift / operating angle control hydraulic actuator 31, the initial position of the rocker arm 18 changes, and consequently, the initial swing position of the swing cam 20 changes.
[0040]
For example, if the eccentric cam portion 17 is positioned upward as shown in FIG. 3A, the rocker arm 18 is positioned upward as a whole, and the end portion 20a of the swing cam 20 is relatively lifted upward. It becomes a state. That is, the initial position of the swing cam 20 is inclined in the direction in which the cam surface 24 b is separated from the tappet 19. Therefore, when the swing cam 20 swings with the rotation of the drive shaft 13, the base circle surface 24a continues to contact the tappet 19 for a long time, and the period during which the cam surface 24b contacts the tappet 19 is short. Therefore, the lift amount is reduced as a whole, and the angle range from the opening timing to the closing timing, that is, the operating angle is also reduced.
[0041]
Conversely, if the eccentric cam portion 17 is positioned downward as shown in FIG. 3B, the rocker arm 18 is positioned downward as a whole, and the end portion 20a of the swing cam 20 is pushed downward relatively. It will be in the state. That is, the initial position of the swing cam 20 is inclined in the direction in which the cam surface 24 b approaches the tappet 19. Accordingly, when the swing cam 20 swings with the rotation of the drive shaft 13, the portion that contacts the tappet 19 immediately shifts from the base circle surface 24a to the cam surface 24b. Therefore, the lift amount is increased as a whole, and the operating angle is increased.
[0042]
Since the initial position of the eccentric cam portion 17 can be continuously changed, the valve lift characteristics change continuously as shown in FIG. That is, the lift and the operating angle can be continuously expanded and contracted simultaneously. In this embodiment, the opening timing and closing timing of the intake valve 12 change substantially symmetrically as the lift and operating angle change.
[0043]
Next, as shown in FIG. 2, the phase variable mechanism 2 is configured so that the sprocket 35 provided at the front end of the drive shaft 13 and the sprocket 35 and the drive shaft 13 are relatively moved within a predetermined angle range. And a hydraulic actuator 36 for phase control that is rotated to the right. The sprocket 35 is linked to the crankshaft via a timing chain or timing belt (not shown). The hydraulic pressure supply to the phase control hydraulic actuator 36 is controlled by the second hydraulic pressure control unit 37 based on a control signal from the engine control unit 33.
By this hydraulic control to the phase control hydraulic actuator 36, the sprocket 35 and the drive shaft 13 rotate relatively, and the lift center angle is retarded as shown in FIG. That is, the lift characteristic curve itself does not change, and the whole advances or retards. This change can also be obtained continuously. The phase variable mechanism 2 is not limited to a hydraulic one, and various configurations such as one using an electromagnetic actuator are possible.
[0044]
The lift / working angle variable mechanism 1 and the phase variable mechanism 2 may be controlled by providing a sensor for detecting an actual lift / working angle or phase and performing a closed loop control or depending on operating conditions. It is also possible to simply perform open loop control.
[0045]
FIG. 6 is a diagram illustrating a configuration of the variable compression ratio mechanism 102.
[0046]
The crankshaft 51 includes a plurality of journal portions 52 and a crankpin portion 53, and the journal portion 52 is rotatably supported by the main bearing of the cylinder block 50. The crankpin portion 53 is eccentric from the journal portion 52 by a predetermined amount, and a lower link 54 serving as a second link is rotatably connected thereto.
[0047]
The lower link 54 is configured to be split into two left and right members, and the crank pin portion 53 is fitted in a substantially central connecting hole.
[0048]
The upper link 55 serving as the first link has a lower end side rotatably connected to one end of the lower link 54 by a connecting pin 56, and an upper end side rotatably connected to a piston 58 by a piston pin 57. The piston 58 receives the combustion pressure and reciprocates in the cylinder 59 of the cylinder block 50. Note that the intake valve 12 and an exhaust valve (not shown) are disposed above the cylinder 59.
[0049]
The control link 60 serving as the third link is pivotally connected at its upper end side to the other end of the lower link 54 by a connecting pin 61, and the lower end side of the lower part of the cylinder block 50 that forms part of the engine body via the control shaft 62. It is connected to the pivotable. Specifically, the control shaft 62 is rotatably supported by the engine body and has an eccentric cam portion 62a that is eccentric from the center of rotation, and the lower end portion of the control link 60 is rotatable on the eccentric cam portion 62a. Is fitted.
[0050]
The rotational position of the control shaft 62 is controlled by a compression ratio control actuator 63 using an electric motor based on a control signal from the engine control unit 33 (see FIG. 1).
[0051]
In the variable compression ratio mechanism 102 using the multi-link type piston-crank mechanism as described above, when the control shaft 62 is rotated by the compression ratio control actuator 63, the center position of the eccentric cam portion 62a, in particular, the engine. The relative position with respect to the main body changes. Thereby, the rocking | fluctuation support position of the lower end of the control link 60 changes.
When the swing support position of the control link 60 changes, the stroke of the piston 58 changes, and the position of the piston 58 at the piston top dead center (TDC) becomes higher or lower as shown in FIG. This makes it possible to change the engine compression ratio. FIG. 8 representatively shows a high compression ratio state and a low compression ratio state, but the compression ratio can be continuously changed between them.
[0052]
Further, in the above-described multi-link variable compression ratio mechanism 102, a piston stroke characteristic close to simple vibration as shown in FIG. 7 can be obtained by appropriately selecting a link dimension. This stroke characteristic close to simple vibration is advantageous in terms of vibration noise, but in particular, the piston speed near the top dead center is about 20% slower than that of a general single link piston-crank mechanism. As described above, this is advantageous in the generation and growth of initial flame nuclei, particularly under conditions where the combustion rate is low, such as when cold.
[0053]
FIG. 9 shows the control characteristics of the compression ratio by the variable compression ratio mechanism 102. This compression ratio is a geometric compression ratio ε determined only by the change in the volume of the combustion chamber due to the stroke of the piston 58. In the present invention combined with the variable valve mechanism 101, the final actual compression ratio depends on the control of the intake valve closing timing. That is, substantial compression starts from the time when the intake valve 12 is closed, so that even if the nominal compression ratio ε is high, the actual compression ratio is lowered when the intake valve closing timing is earlier than the bottom dead center.
[0054]
FIG. 10 shows control of the intake valve closing timing by the variable valve mechanism 101 under typical operating conditions. Note that points (or regions) corresponding to the respective points are added to FIG. As shown in the figure, in (1) idling and (2) partial load range (R / L range), the lift operating angle Φ is advanced while the small operating angle is set. Therefore, the intake valve closing timing is also considerably faster than the bottom dead center. As a result, the pump loss can be greatly reduced.
Here, if the nominal compression ratio ε is at a normal level, the actual compression ratio is reduced and combustion is worsened. Therefore, as shown in FIG. 9, the compression ratio ε is increased in such a low load region. .
[0055]
(3) Since it is necessary to increase the intake charging efficiency in the acceleration region, the variable valve mechanism 101 is controlled so that the intake valve closing timing approaches the bottom dead center. For this reason, it is necessary to reduce the compression ratio ε in order to prevent the occurrence of knocking in advance. (4) (5) When fully open, to maximize the charging efficiency, the operating angle is sufficiently widened so that the intake valve opening timing is near top dead center and the intake valve closing timing is near bottom dead center And Accordingly, since the actual compression ratio tends to increase, the compression ratio ε by the variable compression ratio mechanism 102 is further reduced. Particularly in the severely knocking (4) low-speed full load region, it is necessary to bring the compression ratio ε close to a normal level. (5) In the high-speed full load range, the operating angle is further expanded, the central angle is delayed, and the closing timing is further delayed from the bottom dead center. At this high speed, knocking occurs. Since the combustion ends before the chemical reaction such as peroxide, which causes the above, proceeds, the compression ratio ε can be increased from a low speed. This also increases the expansion ratio, which is advantageous in that the exhaust temperature is lowered and deterioration of the catalyst provided in the exhaust system can be prevented.
[0056]
Thus, in the present embodiment, the operating angle and lift center angle of the intake valve 12 and the compression ratio are controlled based on the control map prepared in advance. As shown in FIG. 1, in this embodiment, a knocking sensor 71 for detecting the occurrence of knocking is provided in the cylinder block 50 and the like, and the compression ratio ε and the like are also corrected by this knocking. Yes. Reference numeral 72 denotes an ignition advance control device.
[0057]
Next, control at startup will be described.
[0058]
The time chart of FIG. 11 shows the situation from the start of cranking by the starter motor until the engine shifts to a self-sustained operation after the first explosion in the cold state.
In this embodiment, the compression ratio ε is maintained at a state immediately before the engine is stopped. Normally, the idling operation is first performed and then the key is turned off. The ratio is set. Similarly, the operating angle of the intake valve 12 is set at the time of idling, and is kept close to the minimum operating angle. The intake valve closing timing (IVC) is advanced before the bottom dead center at the start of cranking, and the actual compression ratio is considerably lower than the maximum value. For this reason, at the start of cranking, a so-called decompression effect that avoids excessive compression is obtained, and the cranking speed rapidly increases to a predetermined speed. If the cranking speed is too low, even if fuel injection is performed and ignition is not performed, the first explosion does not occur. Thus, priority is given to increasing the cranking speed rather than the actual compression ratio.
[0059]
When the cranking rotational speed reaches a value greater than or equal to a predetermined value, the lift center angle φ of the intake valve 12 is retarded. Accordingly, the intake valve closing timing approaches the bottom dead center, and the actual compression ratio increases. At the same time, the intake valve opening timing (IVO) is delayed from the top dead center. As a result, when negative pressure develops in the first half of the intake stroke and the intake valve 12 starts to open with a small lift, the intake valve opens at the speed of sound. Since fuel and air are inhaled, it is extremely advantageous for air-fuel mixture formation, and fuel atomization and vaporization are promoted. Moreover, since such flow velocity energy is finally converted into thermal energy, there is also an effect of raising the intake air temperature.
[0060]
Since the geometric compression ratio ε is originally high, the mixture temperature at the compression top dead center rises to a sufficient temperature due to the increase in the actual compression ratio, leading to the first explosion. In order to maintain stable combustion even after the first explosion, it is preferable to maintain such a high compression ratio state.
[0061]
Next, the time chart of FIG. 12 shows the control at the time of start-up when the engine is suddenly stopped under conditions where the compression ratio ε is not high, such as other than idling, and left to stand until the next morning, and then the cold engine is started. ing. There are various initial conditions in this case, but the basic concept of control is the same as the example described above. In this illustrated example, since the compression ratio is low when the key is ON, the low compression ratio is maintained at the initial stage of cranking, and the increase in the cranking rotation speed is promoted. Then, when the cranking rotational speed becomes equal to or higher than a predetermined value, the state shifts to the high compression ratio state. At the same time, the lift center angle Φ is retarded and the intake valve closing timing is brought close to the bottom dead center. As a result, similar to the above-described example, it is possible to start up well. In the example of FIG. 12, the amount of retardation of the lift center angle Φ is small because the intake valve operating angle EA is larger than that of the example of FIG. 11, so that the intake valve closing timing is brought close to the bottom dead center. This is because the required amount of retardation is small.
[0062]
FIG. 13 is a flowchart showing a flow of control at the time of startup described above. First, when the ignition key is turned on (step 1) and the cooling water temperature is equal to or higher than the predetermined temperature (step 2), the process proceeds to another warm-up control (step 3). If it is in the cold state, the process proceeds to step 4 to read the control maps of the compression ratio ε, the operating angle EA, and the lift center angle Φ in the cold state. Then, in step 5, the actual state of the compression ratio ε at that time is determined. If the compression ratio is in the high compression ratio state, the process proceeds to step 6 and thereafter, and the control corresponding to FIG. On the other hand, if the compression ratio state is low, the process proceeds to step 11 and the subsequent steps, and the control corresponding to FIG.
[0063]
That is, in the high compression ratio state, the lift / working angle variable mechanism 1 is controlled so that the working angle EA becomes the target value after waiting until the cranking rotational speed reaches the predetermined rotational speed (step 6). (Steps 7 and 8). At the same time, the phase variable mechanism 2 is controlled so that the lift center angle Φ becomes the target value (steps 9 and 10).
[0064]
In the case of the low compression ratio state, after waiting until the cranking rotational speed reaches the predetermined rotational speed (step 11), the lift / operating angle variable mechanism 1 is controlled so that the operating angle EA becomes the target value ( Together with steps 12 and 13, the phase variable mechanism 2 is controlled so that the lift center angle Φ becomes the target value (steps 14 and 15). At the same time, control of the compression ratio ε is started, and the compression ratio mechanism 102 is controlled so that the compression ratio ε becomes a target value (steps 16 and 17).
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an explanatory diagram showing the entire system of an activation control apparatus according to the present invention.
FIG. 2 is a perspective view showing a variable valve mechanism in this embodiment.
FIG. 3 is an operation explanatory diagram of a lift / operating angle variable mechanism.
FIG. 4 is a characteristic diagram showing changes in lift / operating angle characteristics by a lift / operating angle variable mechanism;
FIG. 5 is a characteristic diagram showing a phase change of a valve lift characteristic by a phase variable mechanism.
FIG. 6 is a front view showing a variable compression ratio mechanism in this embodiment.
FIG. 7 is a characteristic diagram showing piston stroke characteristics of a multi-link type piston-crank mechanism serving as a variable compression ratio mechanism.
FIG. 8 is an operation explanatory diagram of a variable compression ratio mechanism.
FIG. 9 is a characteristic diagram showing compression ratio control characteristics.
FIG. 10 is a characteristic diagram showing valve lift characteristics under typical operating conditions.
FIG. 11 is a time chart showing the operation of each part at the time of cold start from a high compression ratio state.
FIG. 12 is a time chart showing the operation of each part at the time of cold start from a low compression ratio state.
FIG. 13 is a flowchart showing a flow of control at startup.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 101 ... Variable valve mechanism 102 ... Variable compression ratio mechanism 1 ... Lift / operation angle variable mechanism 2 ... Phase variable mechanism

Claims

ガソリン機関である内燃機関の吸気弁の閉時期を可変制御する可変動弁手段と、負荷の上昇に伴って公称圧縮比が低下するようにピストン位置の変更によって内燃機関の公称圧縮比を可変制御する圧縮比制御手段と、を有する内燃機関において、機関起動時に、上記圧縮比制御手段により公称圧縮比をアイドリング時相当の高圧縮比に維持したまま、上記可変動弁機構によりクランキングの初期は吸気弁閉時期を下死点から離れた時期に設定し、クランキング開始後に吸気弁閉時期を下死点に近づけることを特徴とする内燃機関の起動制御装置。Variable valve means for variably controlling the closing timing of the intake valve of the internal combustion engine, which is a gasoline engine, and variable control of the nominal compression ratio of the internal combustion engine by changing the piston position so that the nominal compression ratio decreases as the load increases. In the internal combustion engine having the compression ratio control means, the initial value of cranking is controlled by the variable valve mechanism while the nominal compression ratio is maintained at a high compression ratio equivalent to that at idling by the compression ratio control means when the engine is started. An internal combustion engine start control device characterized in that the intake valve closing timing is set to a timing away from bottom dead center, and the intake valve closing timing is brought close to bottom dead center after cranking is started.

クランキング開始前の上記圧縮比制御手段の初期位置が上記アイドリング時相当の公称圧縮比よりも低い公称圧縮比状態であった場合には、低い公称圧縮比状態のままクランキングを開始し、クランキング開始後に、上記の吸気弁閉時期を下死点に近付けるのと同時に、公称圧縮比を上昇させるように上記圧縮比制御手段が制御されることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の起動制御装置。If the initial position of the compression ratio control means before the start of cranking is in a nominal compression ratio state lower than the nominal compression ratio corresponding to the idling , cranking is started with the low nominal compression ratio state, and the cranking is started. 2. The internal combustion engine according to claim 1, wherein after the start of ranking, the compression ratio control means is controlled to increase the nominal compression ratio at the same time as the intake valve closing timing approaches the bottom dead center. Start control device.

上記圧縮比制御手段は、複リンク式ピストン−クランク機構からなり、クランクシャフトの回転に対するピストンの往復運動が、単振動運動に近いストローク特性となるように構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関の起動制御装置。 The compression ratio control means comprises a multi-link type piston-crank mechanism, and is configured such that the reciprocating motion of the piston with respect to the rotation of the crankshaft has a stroke characteristic close to a single vibration motion. An activation control device for an internal combustion engine according to 1 or 2.

上記可変動弁手段は、吸気弁のリフト・作動角を同時にかつ連続的に拡大，縮小制御可能なリフト・作動角可変機構を備え、機関冷間起動時に、上記吸気弁のリフト・作動角が、アイドリング時相当の小さなリフト・作動角に制御されることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関の起動制御装置。The variable valve means includes a variable lift / operating angle mechanism that can simultaneously and continuously increase and decrease the lift / operating angle of the intake valve, and when the engine is cold start, The start control device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 3, wherein the start / control angle is controlled to a small lift / operating angle corresponding to idling .

上記可変動弁手段は、吸気弁のリフト中心角の位相を遅進させる位相可変機構を備え、上記のクランキング開始後に、上記吸気弁閉時期が下死点前の位置から下死点に近付くように上記リフト中心角が遅角することを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関の起動制御装置。The variable valve mechanism includes a phase variable mechanism that delays the phase of the lift center angle of the intake valve, and after the cranking starts, the intake valve closing timing approaches a bottom dead center from a position before the bottom dead center . The start control device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the lift center angle is retarded as described above.

上記可変動弁手段は、吸気弁のリフト・作動角を同時にかつ連続的に拡大，縮小制御可能なリフト・作動角可変機構と、上記位相可変機構と、の双方を備え、上記リフト・作動角に対応して、該リフト・作動角が小さい条件では上記リフト中心角の遅角を増大させるようにしたことを特徴とする請求項５に記載の内燃機関の起動制御装置。 The variable valve means includes both a lift / operating angle variable mechanism that can simultaneously and continuously expand and contract the lift / operating angle of the intake valve, and the phase variable mechanism. The start control device for an internal combustion engine according to claim 5, wherein the retard angle of the lift center angle is increased under the condition that the lift / operating angle is small.

上記圧縮比制御手段は、上記ピストンにピストンピンを介して連結された第１リンクと、この第１リンクに揺動可能に連結されるとともにクランクシャフトのクランクピン部に回転可能に連結された第２リンクと、上記第２リンクに揺動可能に連結されるとともに機関本体に揺動可能に支持された第３リンクと、を含んで構成されることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の内燃機関の起動制御装置。 The compression ratio control means includes a first link coupled to the piston via a piston pin, and a first link coupled to the first link so as to be swingable and rotatably coupled to a crankpin portion of the crankshaft. 7. The system according to claim 1, further comprising a second link and a third link that is swingably connected to the second link and that is swingably supported by the engine body. A startup control device for an internal combustion engine according to claim 1.

上記第３リンクの機関本体に対する支点位置を機関運転条件に応じて変化させることで圧縮比の可変制御を行うことを特徴とする請求項７に記載の内燃機関の起動制御装置。 8. The start control device for an internal combustion engine according to claim 7, wherein the compression ratio is variably controlled by changing a fulcrum position of the third link with respect to the engine main body according to engine operating conditions.

上記リフト・作動角可変機構は、駆動軸により回転駆動される偏心カムと、この偏心カムの外周に相対回転可能に嵌合したリンクアームと，上記駆動軸と平行に設けられ、かつ偏心カム部を備えた回動可能な制御軸と、この制御軸の偏心カム部に回転可能に装着され、かつ上記リンクアームにより揺動されるロッカアームと、上記駆動軸に回転可能に支持されるとともに、上記ロッカアームにリンクを介して連結され、該ロッカアームに伴って揺動することにより吸気弁のタペットを押圧する揺動カムと、を備えており、上記制御軸の偏心カム部の回動位置を変化させることにより吸気弁のリフト・作動角が同時に増減変化するように構成されていることを特徴とする請求項４または６に記載の内燃機関の起動制御装置。 The variable lift / operating angle mechanism includes an eccentric cam that is rotationally driven by a drive shaft, a link arm that is rotatably fitted to the outer periphery of the eccentric cam, and an eccentric cam portion that is provided in parallel with the drive shaft. A pivotable control shaft comprising: a rocker arm that is rotatably mounted on an eccentric cam portion of the control shaft and is pivoted by the link arm; and is rotatably supported by the drive shaft, and A rocking cam connected to the rocker arm via a link, and rocking with the rocker arm to press the tappet of the intake valve, thereby changing the rotational position of the eccentric cam portion of the control shaft. The startup control device for an internal combustion engine according to claim 4 or 6, wherein the lift / operating angle of the intake valve is increased or decreased simultaneously.

上記位相可変機構は、チェーンまたはタイミングベルトを介して上記クランクシャフトにより回転駆動されるカムスプロケットと、このカムスプロケットにより回転駆動されるカムシャフトと、上記カムスプロケットと上記カムシャフトとの位相を変化させる機構と、を含んで構成されることを特徴とする請求項５または６に記載の内燃機関の起動制御装置。 The phase variable mechanism changes a phase of a cam sprocket that is rotationally driven by the crankshaft via a chain or a timing belt, a camshaft that is rotationally driven by the cam sprocket, and the cam sprocket and the camshaft. The start control device for an internal combustion engine according to claim 5 or 6, wherein the start control device includes a mechanism.