JP4631757B2 - Control device for internal combustion engine - Google Patents
Control device for internal combustion engine Download PDFInfo
- Publication number
- JP4631757B2 JP4631757B2 JP2006068713A JP2006068713A JP4631757B2 JP 4631757 B2 JP4631757 B2 JP 4631757B2 JP 2006068713 A JP2006068713 A JP 2006068713A JP 2006068713 A JP2006068713 A JP 2006068713A JP 4631757 B2 JP4631757 B2 JP 4631757B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- expansion
- crank angle
- internal combustion
- compression ratio
- engine
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Images
Classifications
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
- Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
Landscapes
- Combustion Methods Of Internal-Combustion Engines (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
Description
この発明は、内燃機関の熱効率向上などのために最適な膨張比やピストン速度が得られるようにした内燃機関の制御装置に関する。 The present invention relates to a control apparatus for an internal combustion engine that can obtain an optimum expansion ratio and piston speed for improving the thermal efficiency of the internal combustion engine.
例えば、内燃機関の冷間始動後における排気触媒の早期暖機を図るために、特許文献１には、ピストンの上死点位置を変更する可変圧縮比機構と可変動弁機構とを組み合わせ、触媒暖機要求時に膨張比を下げるようにした内燃機関の制御装置が開示されている。
しかしながら、上記従来の構成では、クランク角度に対するピストン位置が回転数や負荷に対してほぼ一定であるため、常に最適な膨張比とピストン速度に設定することはできず、熱効率向上に限界がある。 However, in the above-described conventional configuration, the piston position with respect to the crank angle is substantially constant with respect to the rotation speed and the load. Therefore, the optimum expansion ratio and piston speed cannot always be set, and there is a limit to improving the thermal efficiency.
この発明は、往復動するピストンと、該ピストンの往復動から動力を取り出す回転軸とを備える内燃機関において、膨張行程において上記ピストンが上死点から下死点に到達するまでの上記回転軸の回転角度である膨張クランク角を変更する膨張クランク角変更手段、もしくは、膨張行程におけるピストンストロークである膨張ストロークを、吸気行程とは無関係に変更する膨張ストローク変更手段、を有し、機関の運転条件に応じて、上記膨張クランク角もしくは上記膨張ストロークを変更することを特徴としている。 The present invention provides an internal combustion engine including a reciprocating piston and a rotating shaft that extracts power from the reciprocating motion of the piston, and the rotating shaft until the piston reaches the bottom dead center from the top dead center in an expansion stroke. expansion crank angle changing means changes the expansion crank angle is a rotation angle, or the expansion stroke is a piston stroke in the expansion stroke, it has an expansion stroke changes hands stage, to be changed independently of the intake stroke, engine operation depending on the conditions, it is characterized by changing the expansion crank angle or the expansion stroke.
この発明によれば、機関運転条件によって異なる最適な膨張ストロークおよび膨張クランク角に制御することで、内燃機関の熱効率が向上する。 According to the present invention, the thermal efficiency of the internal combustion engine is improved by controlling the expansion stroke and the expansion crank angle to be different depending on the engine operating conditions.
以下、この発明の好ましい一実施例を説明する。なお、後述するように、以下の実施例では、膨張行程におけるピストンのストローク（膨張ストローク）ならびにこれに対応するクランク角（膨張クランク角）を可変制御し得る構成を内燃機関が具備している。 A preferred embodiment of the present invention will be described below. As will be described later, in the following embodiments, the internal combustion engine has a configuration capable of variably controlling the piston stroke (expansion stroke) and the corresponding crank angle (expansion crank angle) in the expansion stroke.
図１は、本発明に係る内燃機関の制御装置の制御ブロック図を示す。 FIG. 1 is a control block diagram of a control device for an internal combustion engine according to the present invention.
図示するように、この制御装置は、駆動力要求とエンジン回転数とから機関運転状態（例えば目標負荷）を決定する機関運転状態判定手段（１−１）と、目標負荷とエンジン回転数とに応じて目標膨張クランク角を決定する膨張クランク角制御手段（１−２）と、決定された目標膨張クランク角に従って膨張クランク角を変更する膨張クランク角変更手段（１−３）と、目標負荷とエンジン回転数とから目標膨張ストロークを決定する膨張ストローク制御手段（１−４）と、決定された目標膨張ストロークに従って膨張ストロークを変更する膨張ストローク変更手段（１−５）と、目標負荷とエンジン回転数とから目標圧縮比を決定する圧縮比制御手段（１−６）と、決定された目標圧縮比に従って圧縮比を変更する圧縮比変更手段（１−７）と、を備えており、内燃機関（１−８）は、膨張クランク角変更手段（１−３）と膨張ストローク変更手段と圧縮比変更手段（１−７）によってピストンモーションが変化するように構成されている。 As shown in the figure, this control device determines the engine operating state determining means (1-1) for determining the engine operating state (for example, target load) from the driving force request and the engine speed, and sets the target load and engine speed. An expansion crank angle control means (1-2) for determining a target expansion crank angle in response, an expansion crank angle changing means (1-3) for changing the expansion crank angle according to the determined target expansion crank angle, a target load, Expansion stroke control means (1-4) for determining a target expansion stroke from the engine speed, expansion stroke change means (1-5) for changing the expansion stroke in accordance with the determined target expansion stroke, target load and engine rotation The compression ratio control means (1-6) for determining the target compression ratio from the number, and the compression ratio change means (1-7) for changing the compression ratio according to the determined target compression ratio The internal combustion engine (1-8) is configured such that the piston motion is changed by the expansion crank angle changing means (1-3), the expansion stroke changing means, and the compression ratio changing means (1-7). Has been.
詳しくは、運転者が設定するアクセル開度（ＡＰＯ）から要求駆動力が決定される。そして、この要求駆動力とエンジン回転数とからエンジンに対する目標負荷が求められ、機関運転状態判定手段（１−１）から出力される。この目標負荷は、膨張クランク角制御手段（１−２）と膨張ストローク制御手段（１−４）と圧縮比制御手段（１−６）とに入力され、それぞれ目標値計算が実行される。計算された目標値は、各々の変更手段である膨張クランク角変更手段（１−３）と膨張ストローク変更手段（１−５）と圧縮比変更手段（１−７）とに出力され、目標値に沿って各変更手段が動作する。各変更手段の動作に応じて内燃機関（１−８）の特性が変化する。 Specifically, the required driving force is determined from the accelerator opening (APO) set by the driver. Then, a target load for the engine is obtained from the required driving force and the engine speed, and is output from the engine operating state determination means (1-1). This target load is input to the expansion crank angle control means (1-2), the expansion stroke control means (1-4), and the compression ratio control means (1-6), and a target value calculation is executed. The calculated target values are output to the expansion crank angle changing means (1-3), the expansion stroke changing means (1-5), and the compression ratio changing means (1-7), which are the changing means, respectively. Each change means operates along The characteristics of the internal combustion engine (1-8) change according to the operation of each changing means.
図２は、図１に示した膨張ストローク制御手段（１−４）および膨張ストローク変更手段（１−５）の詳細を示すブロック図である。これは、エンジン回転数と負荷とから目標膨張ストロークを決定する膨張ストロークMAP（２−１）と、この膨張ストロークMAP（２−１）から読み出した目標膨張ストロークに補正を加える補正計算部（２−２）と、補正された目標膨張ストロークに応じて動作する可変膨張ストローク機構（２−３）と、を備える。上記の膨張ストロークMAP（２−１）と補正計算部（２−２）が図１の膨張ストローク制御手段（１−４）に相当し、可変膨張ストローク機構（２−３）が図１の膨張ストローク変更手段（１−５）に相当する。 FIG. 2 is a block diagram showing details of the expansion stroke control means (1-4) and expansion stroke change means (1-5) shown in FIG. This includes an expansion stroke MAP (2-1) for determining a target expansion stroke from the engine speed and load, and a correction calculation unit (2) for correcting the target expansion stroke read from the expansion stroke MAP (2-1). -2) and a variable expansion stroke mechanism (2-3) that operates according to the corrected target expansion stroke. The expansion stroke MAP (2-1) and the correction calculation unit (2-2) correspond to the expansion stroke control means (1-4) in FIG. 1, and the variable expansion stroke mechanism (2-3) corresponds to the expansion in FIG. This corresponds to the stroke changing means (1-5).
図３は、図１に示した圧縮比制御手段（１−６）および圧縮比変更手段（１−７）の詳細を示すブロック図である。これは、エンジン回転数と負荷とから目標圧縮比を決定する目標圧縮比MAP（３−１）と、この目標圧縮比MAP（３−１）から読み出した目標圧縮比に補正を加える補正計算部（３−２）と、補正された目標圧縮比に応じて圧縮比を変更する可変圧縮比機構（３−３）と、を備える。上記の圧縮比MAP（３−１）と補正計算部（３−２）が図１の圧縮比制御手段（１−６）に相当し、可変圧縮比機構（３−３）が図１の圧縮比変更手段（１−７）に相当する。 FIG. 3 is a block diagram showing details of the compression ratio control means (1-6) and compression ratio change means (1-7) shown in FIG. This includes a target compression ratio MAP (3-1) for determining a target compression ratio from the engine speed and load, and a correction calculation unit for correcting the target compression ratio read from the target compression ratio MAP (3-1). (3-2) and a variable compression ratio mechanism (3-3) that changes the compression ratio according to the corrected target compression ratio. The compression ratio MAP (3-1) and the correction calculation unit (3-2) correspond to the compression ratio control means (1-6) in FIG. 1, and the variable compression ratio mechanism (3-3) is the compression in FIG. It corresponds to the ratio changing means (1-7).
なお、図２１に膨張ストロークMAP（２−１）の特性例を示し、図２０に目標圧縮比MAP（３−１）の特性例を示す。 FIG. 21 shows a characteristic example of the expansion stroke MAP (2-1), and FIG. 20 shows a characteristic example of the target compression ratio MAP (3-1).
図４は、図１に示した機関運転状態判定手段（１−１）の詳細を示すブロック図である。 FIG. 4 is a block diagram showing details of the engine operating state determination means (1-1) shown in FIG.
これは、要求駆動力をエンジンに対する要求トルクに変換するトルク変換部（４−１）と、エンジン回転数と要求トルクとから目標負荷として目標吸気量を決定する目標負荷（吸気量）ＭＡＰ（４−２）と、で構成される。 This includes a torque converter (4-1) that converts the required driving force into a required torque for the engine, and a target load (intake amount) MAP (4) that determines a target intake air amount as a target load from the engine speed and the required torque. -2).
トルク変換部（４−１）では、要求駆動力から要求エンジントルクを変速機の減速比から次式で計算する。 In the torque converter (4-1), the required engine torque is calculated from the required driving force from the reduction ratio of the transmission by the following equation.
要求エンジントルク＝要求駆動力[N]×車輪半径[m]／（変速機減速比×最終減速比）
要求エンジントルクとエンジン回転数とに対する目標負荷としての吸気量を割り付けた目標負荷（吸気量）MAP（４−２）は、予め実験的に作成することが好ましい。また、目標負荷として、吸気量以外のパラメータを用いることも可能である。
Required engine torque = Required drive force [N] x Wheel radius [m] / (Transmission reduction ratio x Final reduction ratio)
The target load (intake amount) MAP (4-2) in which the intake amount as the target load with respect to the required engine torque and the engine speed is preferably created experimentally in advance. It is also possible to use a parameter other than the intake air amount as the target load.
図５は、図１に示した膨張クランク角制御手段（１−２）および膨張クランク角変更手段（１−３）の詳細を示すブロック図である。これは、エンジン回転数と目標負荷とから目標膨張クランク角を決定する膨張クランク角MAP（５−１）と、この膨張クランク角MAP（５−１）から読み出した目標膨張クランク角に補正を加える補正計算部（５−２）と、補正後の膨張クランク角に応じて膨張クランク角を変更する可変膨張クランク角機構（５−３）と、を備える。上記の膨張クランク角MAP（５−１）と補正計算部（５−２）が図１の膨張クランク角制御手段（１−２）に相当し、可変膨張クランク角機構（５−３）が図１の膨張クランク角変更手段（１−３）に相当する。なお、図１９に膨張クランク角MAP（５−１）の特性例を示す。 FIG. 5 is a block diagram showing details of the expansion crank angle control means (1-2) and the expansion crank angle change means (1-3) shown in FIG. The correction is applied to the expansion crank angle MAP (5-1) for determining the target expansion crank angle from the engine speed and the target load, and the target expansion crank angle read from the expansion crank angle MAP (5-1). A correction calculator (5-2), and a variable expansion crank angle mechanism (5-3) that changes the expansion crank angle according to the corrected expansion crank angle. The expansion crank angle MAP (5-1) and the correction calculation unit (5-2) correspond to the expansion crank angle control means (1-2) in FIG. 1, and the variable expansion crank angle mechanism (5-3) is illustrated in FIG. This corresponds to 1 expansion crank angle changing means (1-3). FIG. 19 shows a characteristic example of the expansion crank angle MAP (5-1).
図６は、本発明が適用される内燃機関の機械的な構成例を示している。 FIG. 6 shows a mechanical configuration example of an internal combustion engine to which the present invention is applied.
この内燃機関は、吸気行程および圧縮行程を担う吸気圧縮シリンダ（６−１５）と膨張行程および排気行程を担う膨張排気シリンダ（６−１６）とが隣接して設けられたもので、吸気圧縮シリンダ（６−１５）は、吸気バルブ（６−１）と、圧縮混合気を膨張排気シリンダ（６−１６）に供給する圧縮バルブ（６−２）と、を備え、膨張排気シリンダ（６−１６）は、排気バルブ（６−３）と、点火装置である点火プラグ（６−４）と、を備える。吸気圧縮シリンダ（６−１５）には、吸気圧縮を行う吸気圧縮ピストン（６−５）が設けられ、膨張排気シリンダ（６−１６）には、膨張排気を行う膨張排気ピストン（６−６）が設けられる。吸気圧縮ピストン（６−５）とクランクシャフト（６−１１）とは、吸気圧縮コンロッド（６−８）によって連結される。膨張行程の燃焼圧は、膨張排気ピストン（６−６）から膨張排気コンロッド（６−７）を介して、３次元カム（６−１０）を備えたクランクシャフト（６−１１）に伝達される。膨張排気コンロッド（６−７）が先端のカムローラ（６−９）を介して接触する３次元カム（６−１０）は、膨張排気ピストン（６−６）の所望のピストンモーションを再現するように所定のカムプロフィールを備え、かつ軸方向に複数の異なるカムプロフィールを有する３次元形状をなしている。そして、このカムプロフィールを切り換えるように、クランクシャフト（６−１１）を軸方向にスライドさせる膨張速度コントロールアクチュエータ（６−１２）を備えている。 In this internal combustion engine, an intake compression cylinder (6-15) responsible for an intake stroke and a compression stroke and an expansion exhaust cylinder (6-16) responsible for an expansion stroke and an exhaust stroke are provided adjacent to each other. (6-15) includes an intake valve (6-1) and a compression valve (6-2) for supplying the compressed air-fuel mixture to the expansion exhaust cylinder (6-16), and the expansion exhaust cylinder (6-16) ) Includes an exhaust valve (6-3) and a spark plug (6-4) as an ignition device. The intake compression cylinder (6-15) is provided with an intake compression piston (6-5) for performing intake compression, and the expansion exhaust cylinder (6-16) is provided with an expansion exhaust piston (6-6) for performing expansion exhaust. Is provided. The intake compression piston (6-5) and the crankshaft (6-11) are connected by an intake compression connecting rod (6-8). The combustion pressure in the expansion stroke is transmitted from the expansion exhaust piston (6-6) to the crankshaft (6-11) having the three-dimensional cam (6-10) via the expansion exhaust connecting rod (6-7). . The three-dimensional cam (6-10) with which the expansion / exhaust exhaust rod (6-7) comes into contact via the cam roller (6-9) at the front end reproduces a desired piston motion of the expansion / exhaust exhaust piston (6-6). A three-dimensional shape having a predetermined cam profile and having a plurality of different cam profiles in the axial direction is formed. An expansion speed control actuator (6-12) for sliding the crankshaft (6-11) in the axial direction is provided so as to switch the cam profile.
また、吸気バルブ（６−１）を開閉駆動する吸気カム（６−１３）および排気バルブ（６−３）を開閉駆動する排気カム（６−１４）は、図２２に示すように、クランクシャフト（６−１１）に対する位相を変更する適宜な位相可変機構（３１−１）およびリフト量を変更する適宜なリフト可変機構（３１−２）によって、バルブ開閉時期の位相およびリフト量を変化させることができる構成となっている。 Further, as shown in FIG. 22, an intake cam (6-13) for opening / closing the intake valve (6-1) and an exhaust cam (6-14) for opening / closing the exhaust valve (6-3) The phase of the valve opening / closing timing and the lift amount are changed by an appropriate phase variable mechanism (31-1) for changing the phase with respect to (6-11) and an appropriate lift variable mechanism (31-2) for changing the lift amount. It has a configuration that can.
上記の構成において、吸気行程・圧縮行程は１回転で行われる。圧縮行程終了時に圧縮バルブ（６−２）が開かれ、圧縮混合気が膨張排気シリンダ（６−１６）に投入される。膨張行程・排気行程も同じく１回転で行われる。圧縮行程の終わりと排気行程の終わりが同期して実行されるため、吸気、圧縮、膨張、排気の４行程がクランクシャフト（６−１１）の１回転で終了する。 In the above configuration, the intake stroke / compression stroke is performed in one rotation. At the end of the compression stroke, the compression valve (6-2) is opened, and the compressed air-fuel mixture is introduced into the expansion exhaust cylinder (6-16). The expansion stroke and the exhaust stroke are also performed in one rotation. Since the end of the compression stroke and the end of the exhaust stroke are executed in synchronization, the four strokes of intake, compression, expansion, and exhaust are completed with one revolution of the crankshaft (6-11).
膨張速度コントロールアクチュエータ（６−１２）は、電動あるいは油圧のどちらの機構でもよく、また、この膨張速度コントロールアクチュエータ（６−１２）とクランクシャフト（６−１１）との間に、適宜なトルク増幅器やトルク遮断機を配置することもできる。３次元カム（６−１０）は、クランクシャフト（６−１１）が軸方向に移動することで、実際に用いられるカムプロフィールが無段階または複数段に変更される。 The expansion speed control actuator (6-12) may be either an electric or hydraulic mechanism, and an appropriate torque amplifier is provided between the expansion speed control actuator (6-12) and the crankshaft (6-11). it is also possible to place and torque breaker. In the three-dimensional cam (6-10), when the crankshaft (6-11) moves in the axial direction, the cam profile that is actually used is changed steplessly or in a plurality of stages.
なお、図示例では、燃焼室を膨張排気ピストン（６−６）のある膨張排気シリンダ（６−１６）内に設けているが、吸気圧縮シリンダ（６−１５）と膨張排気シリンダ（６−１６）との間に設けることもできる。 In the illustrated example, the combustion chamber is provided in an expansion exhaust cylinder (6-16) having an expansion exhaust piston (6-6), but an intake compression cylinder (6-15) and an expansion exhaust cylinder (6-16). ).
図１６に例示するように、吸気圧縮ピストン（６−５）が下降する動作に合わせて吸気バルブ（６−１）が開かれる。なお、吸気バルブ（６−１）を、エンジンの吸入空気量を制御するための絞り弁として利用することも可能である。吸気圧縮ピストン（６−５）が下死点に到達し再び上昇し始めると、吸気バルブ（６−１）が閉じられる。 As illustrated in FIG. 16, the intake valve (6-1) is opened in accordance with the operation of lowering the intake compression piston (6-5). The intake valve (6-1) can also be used as a throttle valve for controlling the intake air amount of the engine. When the intake compression piston (6-5) reaches the bottom dead center and starts to rise again, the intake valve (6-1) is closed.
吸気バルブ（６−１）の開閉タイミングは、エンジン回転数に応じて適正化することが好ましい。吸気圧縮ピストン（６−５）が上死点に接近すると、圧縮バルブ（６−２）が開かれ、吸気圧縮シリンダ（６−１５）から膨張排気シリンダ（６−１６）へ圧縮された混合気が送り込まれる。吸気圧縮ピストン（６−５）が上死点に到達すると、圧縮バルブ（６−１）が閉じられ、圧縮された混合気の逆流が防止される。圧縮された混合気は点火プラグ（６−４）により点火されて燃焼し、膨張排気ピストン（６−６）を下降させる。このとき３次元カム（６−１０）のプロフィールによって膨張排気ピストン（６−６）の膨張速度（ピストン速度）と筒内圧が制御される。膨張排気ピストン（６−６）が下死点から再び上昇を始めると、排気バルブ（６−３）が開かれ、膨張排気シリンダ（６−１６）から排気が行われる。排気バルブ（６−３）の開閉タイミングは、エンジン回転数に応じて適正化されることが好ましい。 The opening / closing timing of the intake valve (6-1) is preferably optimized according to the engine speed. When the intake compression piston (6-5) approaches top dead center, the compression valve (6-2) is opened, and the air-fuel mixture compressed from the intake compression cylinder (6-15) to the expansion exhaust cylinder (6-16). Is sent. When the intake compression piston (6-5) reaches top dead center, the compression valve (6-1) is closed, and the backflow of the compressed air-fuel mixture is prevented. The compressed air-fuel mixture is ignited by the spark plug (6-4) and burned, and the expansion exhaust piston (6-6) is lowered. At this time, the expansion speed (piston speed) of the expansion exhaust piston (6-6) and the in-cylinder pressure are controlled by the profile of the three-dimensional cam (6-10). When the expansion exhaust piston (6-6) starts to rise again from the bottom dead center, the exhaust valve (6-3) is opened, and exhaust is performed from the expansion exhaust cylinder (6-16). The opening / closing timing of the exhaust valve (6-3) is preferably optimized according to the engine speed.
３次元カム（６−１０）の一実施例を図８，９に示す。本実施例では、例えば無段階にカムプロフィールが切り換えられる。これにより、排気行程における膨張排気ピストン（６−６）の動き（ピストンモーション）やストロークが変化する。 An embodiment of the three-dimensional cam (6-10) is shown in FIGS. In this embodiment, for example, the cam profile is switched steplessly. Thereby, the movement (piston motion) and stroke of the expansion exhaust piston (6-6) in the exhaust stroke change.
以上のように、図６の内燃機関では、吸気圧縮行程と膨張排気行程とが分離され、３次元カム（６−１０）により膨張速度と筒内圧を変更して動作させることができる。 As described above, in the internal combustion engine of FIG. 6, the intake compression stroke and the expansion / exhaust stroke are separated, and the expansion speed and the in-cylinder pressure can be changed by the three-dimensional cam (6-10).
図７は、図１における膨張クランク角変更手段（１−３）と膨張ストローク変更手段（１−５）と圧縮比変更手段（１−７）とを上記のカム機構で実現した場合の制御ブロック図を示す。これは、目標膨張クランク角と目標膨張ストロークと目標圧縮比からカムスライド量を計算するカムスライド量計算部（７−１）と、カムスライド量計算部（７−１）で演算されたカムスライド量に応じてカムスライド量を変更するカムスライドアクチュエータ（７−２）（図６の膨張速度コントロールアクチュエータ（６−１２））と、を含む。上記のカムスライド量計算部（７−１）が図１の膨張クランク角制御手段（１−２）と膨張ストローク制御手段（１−４）と圧縮比制御手段（１−６）に相当し、カムスライドアクチュエータ（７−２）が図１の膨張クランク角変更手段（１−３）と膨張ストローク変更手段（１−５）と圧縮比変更手段（１−７）に相当する。 FIG. 7 is a control block when the expansion crank angle changing means (1-3), the expansion stroke changing means (1-5) and the compression ratio changing means (1-7) in FIG. 1 are realized by the cam mechanism. The figure is shown. The cam slide amount calculation unit (7-1) calculates the cam slide amount from the target expansion crank angle, the target expansion stroke, and the target compression ratio, and the cam slide calculated by the cam slide amount calculation unit (7-1). And a cam slide actuator (7-2) (an expansion speed control actuator (6-12) in FIG. 6) that changes the cam slide amount according to the amount. The cam slide amount calculation unit (7-1) corresponds to the expansion crank angle control means (1-2), the expansion stroke control means (1-4), and the compression ratio control means (1-6) in FIG. The cam slide actuator (7-2) corresponds to the expansion crank angle changing means (1-3), the expansion stroke changing means (1-5), and the compression ratio changing means (1-7) in FIG.
次に、図１０は、本発明のメイン制御フローを示している。ステップ（１０−１）で制御を開始し、ステップ（１０−２）で機関運転状態（目標負荷）を読み込むとともに、ステップ（１０−３）でエンジン回転数を読み込む。ステップ（１０−４）で冷却水温度を読み込む。ステップ(１０―５)では後述する圧縮比制御を実行し、ステップ（１０−６）で後述する膨張クランク角制御を実行する。そしてステップ（１０−７）で後述する膨張ストローク制御を実行し、ステップ（１０−８）から再びステップ（１０−１）へ戻る。 Next, FIG. 10 shows a main control flow of the present invention. Control is started in step (10-1), the engine operating state (target load) is read in step (10-2), and the engine speed is read in step (10-3). In step (10-4), the cooling water temperature is read. In step (10-5), compression ratio control described later is executed, and in step (10-6), expansion crank angle control described later is executed. In step (10-7), later-described expansion stroke control is executed, and the process returns from step (10-8) to step (10-1) again.
図１１は、ステップ（１０−５）の圧縮比制御の制御フローを示す。ステップ（１１−１）からルーチンが開始する。ステップ（１１−２）でエンジン回転数と負荷とから目標圧縮比MAP（図２０）を検索して目標圧縮比を決定する。そして、ステップ（１１−３）で、検索された目標圧縮比を、冷却水温度に基づいて補正する。ステップ（１１−４）では、補正された目標圧縮比を可変圧縮比機構（３−３）へ出力する。ステップ（１１−５）でルーチンを終了し、メイン制御フローのステップ（１０−５）へ戻る。 FIG. 11 shows a control flow of compression ratio control in step (10-5). The routine starts from step (11-1). In step (11-2), the target compression ratio is determined by searching the target compression ratio MAP (FIG. 20) from the engine speed and the load. In step (11-3), the retrieved target compression ratio is corrected based on the coolant temperature. In step (11-4), the corrected target compression ratio is output to the variable compression ratio mechanism (3-3). In step (11-5), the routine is terminated, and the process returns to step (10-5) of the main control flow.
図１２は、ステップ（１０−６）の膨張クランク角制御の制御フローを示す。ステップ（１２−１）からルーチンが開始する。ステップ（１２−２）でエンジン回転数と負荷とから膨張クランク角MAP（図１９）を検索し、目標膨張クランク角を決定する。ステップ（１２−３）で、検索された目標膨張クランク角を、冷却水温度に基づいて補正する。ステップ（１２−４）では、補正された目標膨張クランク角を可変膨張クランク角機構（５−２）へ出力する。ステップ（１２−５）でルーチンを終了し、メイン制御フローのステップ（１０−６）へ戻る。 FIG. 12 shows a control flow of expansion crank angle control in step (10-6). Routine is started from step (12-1). In step (12-2), the expansion crank angle MAP (FIG. 19) is searched from the engine speed and load to determine the target expansion crank angle. In step (12-3), the retrieved target expansion crank angle is corrected based on the coolant temperature. In step (12-4), the corrected target expansion crank angle is output to the variable expansion crank angle mechanism (5-2). In step (12-5), the routine is terminated, and the process returns to step (10-6) of the main control flow.
図１３は、ステップ（１０−７）の膨張ストローク制御の制御フローを示す。ステップ（１３−１）からルーチンが開始する。ステップ（１３−２）でエンジン回転数と負荷とから膨張ストロークMAP（図２１）を検索し、目標膨張ストロークを決定する。ステップ（１３−３）で、検索された目標膨張ストロークを、冷却水温度に基づいて補正する。ステップ（１３−４）では、補正された目標膨張ストロークを可変膨張ストローク機構（２−２）へ出力する。ステップ（１３−５）でルーチンを終了し、メイン制御フローのステップ（１０−７）へ戻る。 FIG. 13 shows a control flow of the expansion stroke control in step (10-7). The routine starts from step (13-1). In step (13-2), an expansion stroke MAP (FIG. 21) is searched from the engine speed and load to determine a target expansion stroke. In step (13-3), the retrieved target expansion stroke is corrected based on the coolant temperature. In step (13-4), the corrected target expansion stroke is output to the variable expansion stroke mechanism (2-2). In step (13-5), the routine is terminated, and the process returns to step (10-7) of the main control flow.
図１４は、図７のカムスライド量計算部（７−１）に相当するカムスライド量計算フローを示すフローチャートである。ここでは、膨張クランク角、膨張ストローク、圧縮比を一つのカム機構で制御する。 FIG. 14 is a flowchart showing a cam slide amount calculation flow corresponding to the cam slide amount calculator (7-1) of FIG. Here, the expansion crank angle, the expansion stroke, and the compression ratio are controlled by one cam mechanism.
ステップ（１４−１）から制御を開始し、ステップ（１４−２）で、図１２の制御フローにより出力された膨張クランク角を読み込むとともに、ステップ（１４−３）で、図１３の制御フローにより出力された目標膨張クランク角を読み込み、かつステップ（１４−４）で、図１１の制御フローにより出力された目標圧縮比を読み込む。そして、ステップ（１４−５）で、カムスライド量カウンタCRを０にセットする。 Control is started from step (14-1), the expansion crank angle output by the control flow of FIG. 12 is read in step (14-2), and the control flow of FIG. 13 is read in step (14-3). The output target expansion crank angle is read, and in step (14-4), the target compression ratio output by the control flow of FIG. 11 is read. In step (14-5), the cam slide amount counter CR is set to zero.
ステップ（１４−６）では、後述するようにインクリメントされるカムスライド量カウンタCRの値をカムスライド量として、図１５に示すような特性の圧縮比カムスライド量Tableを検索し、このカムスライド量により発生する圧縮比を演算する。同様に、ステップ（１４−７）では、カムスライド量カウンタCRの値をカムスライド量として、図１５に示すような特性の膨張クランク角カムスライド量Tableを検索し、このカムスライド量により発生する膨張クランク角を演算する。さらに、ステップ（１４−８）では、カムスライド量カウンタCRをカムスライド量として、図１５に示すような特性の膨張ストロークカムスライド量Tableを検索し、このカムスライド量により発生する膨張ストロークを演算する。 In step (14-6), the value of the cam slide amount counter CR incremented as described later is used as a cam slide amount, and a compression ratio cam slide amount table having characteristics as shown in FIG. The compression ratio generated by is calculated. Similarly, in step (14-7), using the value of the cam slide amount counter CR as the cam slide amount, an expansion crank angle cam slide amount table having characteristics as shown in FIG. 15 is retrieved, and the cam slide amount is generated. Calculate the expansion crank angle. Further, in step (14-8), the cam slide amount counter CR is used as the cam slide amount, the expansion stroke cam slide amount table having the characteristics shown in FIG. 15 is searched, and the expansion stroke generated by the cam slide amount is calculated. To do.
ステップ（１４−９）では、これらのステップ（１４−６）、（１４−７）、（１４−８）で演算した発生膨張クランク角、発生膨張ストロークおよび発生圧縮比と、目標圧縮比、目標膨張ストロークおよび目標圧縮比と、を用い、評価Sを算出する。具体的には、重みＷ１，Ｗ２，Ｗ３を用いて、下式のように算出する。 In step (14-9), the generated expansion crank angle, the generated expansion stroke and the generated compression ratio calculated in these steps (14-6), (14-7) and (14-8), the target compression ratio, the target The evaluation S is calculated using the expansion stroke and the target compression ratio. Specifically, the weights W1, W2, and W3 are used to calculate the following equation.
評価Ｓ＝Ｗ１×｜目標圧縮比−発生圧縮比｜＋Ｗ２×｜目標膨張クランク角−発生膨張クランク角｜＋Ｗ３×｜目標膨張ストローク−発生膨張ストローク｜
そして、評価Sが前回の値よりも小さい場合は、そのときのカムスライド量カウンタCRの値を、スライド量SRとして保存する。評価Sが前回の値よりも小さくならなければ、前回のスライド量SRをそのまま保持する。
Evaluation S = W1 × | Target compression ratio−Generation compression ratio | + W2 × | Target expansion crank angle−Generation expansion crank angle | + W3 × | Target expansion stroke−Generation expansion stroke |
If the evaluation S is smaller than the previous value, the value of the cam slide amount counter CR at that time is stored as the slide amount SR. If the evaluation S is not smaller than the previous value, the previous slide amount SR is held as it is.
次にステップ（１４−１０）へ進み、カムスライド量カウンタCRの値が、所定の最大値（制限値）に達したか判定する。ここで、カウンタCRの値が最大値以上である場合はステップ（１４−１１）へ進んで、上記スライド量SRを目標カムスライド量として図７のカムスライドアクチュエータ（７−２）へ出力する。従って、３次元カム（６−１０）は、この目標カムスライド量に従って軸方向に移動し、そのカムプロフィールが変化する。 Next, proceeding to step (14-10), it is determined whether the value of the cam slide amount counter CR has reached a predetermined maximum value (limit value). If the value of the counter CR is equal to or greater than the maximum value, the process proceeds to step (14-11), and the slide amount SR is output to the cam slide actuator (7-2) in FIG. 7 as the target cam slide amount. Therefore, the three-dimensional cam (6-10) moves in the axial direction according to the target cam slide amount, and the cam profile changes.
ステップ（１４−１０）でカムスライド量カウンタSRの値が最大値（制限値）よりも小さい場合は、ステップ（１４−１３）へ進み、カムスライド量カウンタCRに所定のカウンタ増加分ΔCRを加え、ステップ（１４−６）へ戻る。そして、ステップ（１４−６）からステップ（１４−１０）の処理を再び繰り返すことになる。 If the value of the cam slide amount counter SR is smaller than the maximum value (limit value) in step (14-10), the process proceeds to step (14-13), and a predetermined counter increment ΔCR is added to the cam slide amount counter CR. Return to step (14-6). Then, the processing from step (14-6) to step (14-10) is repeated again.
上記の式における重みＷ１，Ｗ２，Ｗ３は、内燃機関あるいはこれを搭載する車両や設備の特性に合わせて決定する。例えば、燃焼室容積と燃焼室表面積の比であるＳ／Ｖ比が大きい場合は、Ｗ１よりもＷ２，Ｗ３を重要視した設定とすることが好ましい。逆に、ロングストロークエンジンの場合は、Ｗ１を重要視することが好ましい。また、ノッキングの発生し易い低回転高負荷領域では、圧縮比によりノッキングを回避することが重要なため、Ｗ１を重要視することが好ましい。逆に高回転領域では、振動騒音が発生し易いため、Ｗ２やＷ３を重要視することが好ましい。なお、カウンタ増加分ΔCRを小さくするほど、より高精度に、目標圧縮比、目標膨張ストローク、目標膨張クランク角を実現することが可能となる。 The weights W1, W2, and W3 in the above formula are determined in accordance with the characteristics of the internal combustion engine or a vehicle or facility in which the internal combustion engine is mounted. For example, when the S / V ratio, which is the ratio between the combustion chamber volume and the combustion chamber surface area, is large, it is preferable to set W2 and W3 more importantly than W1. Conversely, in the case of a long stroke engine, it is preferable to place importance on W1. Further, in a low rotation and high load region where knocking is likely to occur, it is important to avoid knocking by the compression ratio, so it is preferable to place importance on W1. On the other hand, since vibration noise is likely to occur in the high rotation region, it is preferable to place importance on W2 and W3. Note that as the counter increment ΔCR is decreased, the target compression ratio, the target expansion stroke, and the target expansion crank angle can be realized with higher accuracy.
図８には、上記３次元カム（６−１０）により実現される膨張クランク角が示されている。このカム（６−１０）のカムプロフィールにおけるカムリフト量がピストン位置に対応するので、上死点（ＴＤＣ）を示す破線から下死点（ＢＤＣ）を示す破線までのクランク角の設定により、膨張クランク角が適宜に設定される。このようなカムプロフィールを軸方向に重ね合わせることで３次元カム（６−１０）全体の形状が決定される。そして、内燃機関の運転条件に応じてカムプロフィールを選択することで、高効率運転が可能となる。 FIG. 8 shows the expansion crank angle realized by the three-dimensional cam (6-10). Since the cam lift amount in the cam profile of the cam (6-10) corresponds to the piston position, the expansion crank is set by setting the crank angle from the broken line indicating the top dead center (TDC) to the broken line indicating the bottom dead center (BDC). The corner is set appropriately. The shape of the entire three-dimensional cam (6-10) is determined by superimposing such cam profiles in the axial direction. Then, by selecting a cam profile according to the operating condition of the internal combustion engine, high efficiency operation is possible.
図９は、３次元カム（６−１０）全体の形状つまりカムプロフィールを重ねた形状の一例を示している。この図の例では、手前のカムプロフィールほど、膨張クランク角が小、圧縮比が大、膨張ストロークが大、となり、奥方のプロフィールほど、膨張クランク角が大、圧縮比が小、膨張ストロークが小、となる。このような３次元カム（６−１０）を軸方向に移動させることで、種々異なる組み合わせとした膨張クランク角、圧縮比、膨張ストロークが実現される。 FIG. 9 shows an example of the shape of the entire three-dimensional cam (6-10), that is, a shape in which the cam profiles are overlapped. In this example, the front cam profile has a smaller expansion crank angle, a larger compression ratio, and a larger expansion stroke, and the rear profile has a larger expansion crank angle, a smaller compression ratio, and a smaller expansion stroke. . By moving such a three-dimensional cam (6-10) in the axial direction, various combinations of expansion crank angle, compression ratio, and expansion stroke are realized.
図１６および図１７は、各部の動きをタイムチャートとして表したものであり、図１６は、通常の運転状態を示し、図１７は、膨張排気ピストン（６−６）の動きやバルブリフト等を変化させた様子を示したものである。また、図１８は、３次元カム（６−１０）を軸方向に動かしてカムプロフィールを切り換えたときの過渡時の膨張排気ピストン（６−６）のピストンモーションを示している。図示するように、排気行程中に３次元カム（６−１０）をスライドさせることが好ましく、これにより、カムスライドアクチュエータ（７−２）に発生する力を小さく抑えることができ、その強度やアクチュエータサイズの上で有利となる。 16 and 17 show the movement of each part as a time chart. FIG. 16 shows a normal operation state, and FIG. 17 shows the movement of the expansion exhaust piston (6-6), the valve lift, and the like. It shows how it was changed. FIG. 18 shows the piston motion of the expansion / exhaust piston (6-6) during transition when the cam profile is switched by moving the three-dimensional cam (6-10) in the axial direction. As shown in the figure, it is preferable that the three-dimensional cam (6-10) is slid during the exhaust stroke, so that the force generated in the cam slide actuator (7-2) can be kept small. This is advantageous in terms of size.
図１９は、前述したように膨張クランク角ＭＡＰ（５−１）の特性例を示しているが、図示するように、低回転高負荷域では膨張クランク角を小さくし冷却損失を削減する。高回転域では、膨張クランク角が大きく与えられる。つまり高回転時の燃焼期間中の膨張を削減することで等容度を向上することが可能となる。 FIG. 19 shows an example of the characteristic of the expansion crank angle MAP (5-1) as described above. As shown in the figure, the expansion crank angle is reduced in the low rotation high load region to reduce the cooling loss. In the high rotation range, a large expansion crank angle is given. In other words, it is possible to improve the isovolume by reducing the expansion during the combustion period at high rotation.
図２０は、圧縮比ＭＡＰ（３−１）の特性例を示しているが、図示するように、低回転高負荷域では、ノッキングが発生し易いため圧縮比を低く設定する。但し、本発明のように膨張クランク角を同時に変更する場合は、膨張クランク角によるノック抑制効果があるため、通常のエンジンの場合よりは高い圧縮比に設定することが好ましい。高回転側ではノッキングは発生し難いため、高圧縮比化することが好ましい。 FIG. 20 shows a characteristic example of the compression ratio MAP (3-1). As shown in the figure, in the low rotation high load region, knocking is likely to occur, so the compression ratio is set low. However, when the expansion crank angle is changed at the same time as in the present invention, there is a knock suppression effect due to the expansion crank angle, so it is preferable to set a higher compression ratio than in the case of a normal engine. Since knocking hardly occurs on the high rotation side, it is preferable to increase the compression ratio.
図２１は、膨張ストロークＭＡＰ（２−１）の特性例を示しているが、図示するように、高負荷側では排気損失エネルギが増加するため膨張ストロークを大きくして排気エネルギを回収する。また、回転数が高くなるとシリンダ壁面とピストン間の摩擦が大きくなる。そのため、膨張ストロークを大きくすると排気損失エネルギの回収エネルギよりも摩擦損失エネルギが増加してしまうので、高回転側では膨張ストロークを相対的に短くすることが好ましい。 FIG. 21 shows an example of the characteristics of the expansion stroke MAP (2-1). As shown in the figure, the exhaust loss energy increases on the high load side, so that the expansion stroke is increased to recover the exhaust energy. Further, when the rotational speed increases, the friction between the cylinder wall surface and the piston increases. For this reason, if the expansion stroke is increased, the friction loss energy increases more than the recovery energy of the exhaust loss energy. Therefore, it is preferable to relatively shorten the expansion stroke on the high rotation side.
図１９〜図２１の各ＭＡＰは、前述したように、エンジンのＳ／Ｖ比等の特性に応じて最適となるように適合することが好ましい。 As described above, each MAP in FIGS. 19 to 21 is preferably adapted to be optimal in accordance with characteristics such as the S / V ratio of the engine.
なお、上記実施例は一例であって、膨張クランク角、圧縮比、膨張ストロークをそれぞれ異なる機構で実現する構成の内燃機関においても本発明は適用可能である。 The above embodiment is merely an example, and the present invention can also be applied to an internal combustion engine having a configuration in which an expansion crank angle, a compression ratio, and an expansion stroke are realized by different mechanisms.
最後に、各請求項の発明の利点について述べる。 Finally, the advantages of the invention of each claim will be described.
請求項２の発明によれば、機関回転数に応じた膨張クランク角となるため、冷却損失と排気損失と機械損失とを適切なバランスとすることができ、正味効率を向上させることができる。 According to the invention of claim 2, since the expansion crank angle is in accordance with the engine speed, the cooling loss, the exhaust loss, and the mechanical loss can be appropriately balanced, and the net efficiency can be improved.
請求項３の発明によれば、機関回転数に応じた膨張ストロークとなるため、冷却損失と機械損失とを適切なバランスにすることができるとともに、排気損失を低減することができ、正味効率を向上させることができる。 According to the invention of claim 3, since the expansion stroke is in accordance with the engine speed, the cooling loss and the mechanical loss can be appropriately balanced, the exhaust loss can be reduced, and the net efficiency can be reduced. Can be improved.
請求項４の発明によれば、機関負荷に応じた膨張クランク角となるため、冷却損失と排気損失と機械損失を適切なバランスとすることができ、正味効率を向上させることができる。
According to the invention of
請求項５の発明によれば、機関負荷に応じた膨張ストロークとなるため、冷却損失と機械損失を適切なバランスにしつつ排気損失を低減して正味効率を向上させることができる。 According to the invention of claim 5, since the expansion stroke corresponds to the engine load, the exhaust loss can be reduced and the net efficiency can be improved while properly balancing the cooling loss and the mechanical loss.
請求項６の発明によれば、膨張クランク角や膨張ストロークだけでなく圧縮行程の圧縮比の変更も別々に行うことで、正味効率を向上させることができる。 According to the sixth aspect of the present invention, not only the expansion crank angle and the expansion stroke but also the change of the compression ratio of the compression stroke is performed separately, so that the net efficiency can be improved.
請求項７の発明によれば、機関負荷に応じて、膨張クランク角、膨張ストローク、圧縮比のそれぞれを最適化することができる。
According to the invention of
請求項８の発明によれば、機関回転数に応じて、膨張クランク角、膨張ストローク、圧縮比のそれぞれを最適化することができる。
According to the invention of
１−１…機関運転状態判定手段
１−２…膨張クランク角制御手段
１−３…膨張クランク角変更手段
１−４…膨張ストローク制御手段
１−５…膨張ストローク変更手段
１−６…圧縮比制御手段
１−７…圧縮比変更手段
1-1 ... Engine operating state determination means 1-2 ... Expansion crank angle control means 1-3 ... Expansion crank angle change means 1-4 ... Expansion stroke control means 1-5 ... Expansion stroke change means 1-6 ... Compression ratio control Means 1-7: Compression ratio changing means
Claims (9)
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2006068713A JP4631757B2 (en) | 2006-03-14 | 2006-03-14 | Control device for internal combustion engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2006068713A JP4631757B2 (en) | 2006-03-14 | 2006-03-14 | Control device for internal combustion engine |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2007247435A JP2007247435A (en) | 2007-09-27 |
| JP4631757B2 true JP4631757B2 (en) | 2011-02-16 |
Family
ID=38592008
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2006068713A Expired - Fee Related JP4631757B2 (en) | 2006-03-14 | 2006-03-14 | Control device for internal combustion engine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP4631757B2 (en) |
Citations (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2002285857A (en) * | 2001-03-28 | 2002-10-03 | Nissan Motor Co Ltd | Piston drive for internal combustion engine |
| JP2003314211A (en) * | 2002-04-17 | 2003-11-06 | Honda Motor Co Ltd | Stroke varying engine |
| JP2004257254A (en) * | 2003-02-24 | 2004-09-16 | Nissan Motor Co Ltd | Reciprocating engine with variable compression ratio |
| JP2005256818A (en) * | 2004-03-15 | 2005-09-22 | Toyota Motor Corp | Variable piston stroke type internal combustion engine |
-
2006
- 2006-03-14 JP JP2006068713A patent/JP4631757B2/en not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2002285857A (en) * | 2001-03-28 | 2002-10-03 | Nissan Motor Co Ltd | Piston drive for internal combustion engine |
| JP2003314211A (en) * | 2002-04-17 | 2003-11-06 | Honda Motor Co Ltd | Stroke varying engine |
| JP2004257254A (en) * | 2003-02-24 | 2004-09-16 | Nissan Motor Co Ltd | Reciprocating engine with variable compression ratio |
| JP2005256818A (en) * | 2004-03-15 | 2005-09-22 | Toyota Motor Corp | Variable piston stroke type internal combustion engine |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2007247435A (en) | 2007-09-27 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US7669559B2 (en) | Internal combustion engine | |
| KR100969376B1 (en) | Variable compression ratio apparatus | |
| US6772717B2 (en) | Reciprocating piston internal combustion engine | |
| EP1160430B1 (en) | Internal combustion engine with a supercharger and an improved piston crank mechanism | |
| JP5700134B2 (en) | Rotational speed control device and rotational speed control method for internal combustion engine | |
| JP2002285876A (en) | Combustion control system for internal combustion engine | |
| JP2004197745A (en) | Method for operating multi-cylinder type internal combustion engine with variable compression ratio | |
| CN109098844B (en) | Variable compression ratio engine | |
| JP4697183B2 (en) | Control device for internal combustion engine | |
| WO2014174969A1 (en) | Internal combustion engine control device and control method | |
| JP2006316681A (en) | Internal combustion engine | |
| US11156249B2 (en) | Hybrid opposed-piston internal combustion engine | |
| JP2007218152A (en) | Control device for internal combustion engine | |
| JP4631757B2 (en) | Control device for internal combustion engine | |
| JP5472076B2 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
| JP2007247438A (en) | Control device of internal combustion engine | |
| JP2017218919A (en) | Variable compression ratio Mechanical Atkinson cycle engine | |
| JP5088448B1 (en) | Spark ignition internal combustion engine | |
| CN110513202B (en) | Two, four and six stroke compound cycle engine control method based on valve control | |
| JP2005163695A (en) | Compression ratio control device for internal combustion engine | |
| JP6753530B2 (en) | Internal combustion engine control method and control device | |
| JP5428976B2 (en) | Variable compression ratio V-type internal combustion engine | |
| JP2007239711A (en) | Internal combustion engine control device and control method | |
| JP2013238124A (en) | Internal combustion engine including variable compression ratio mechanism | |
| CN113864068B (en) | Variable compression ratio engine control strategy |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20090204 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20100726 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20100803 |
|
| A521 | Request for written amendment filed |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20100922 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20101019 |
|
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20101101 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20131126 Year of fee payment: 3 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |