JP6485368B2 - Control device for internal combustion engine - Google Patents
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Description
本発明は内燃機関の制御装置に関する。 The present invention relates to a control device for an internal combustion engine.
特許文献1には、従来の内燃機関の制御装置として、吸気弁閉時期が吸気下死点から離れているときには、離れていないときに比べて点火時期を進角させるように構成されたものが開示されている。
発明者らの鋭意研究の結果、内燃機関によっては低負荷側の運転領域で吸気弁閉時期を吸気下死点よりも遅角させ、例えば実圧縮比よりも膨張比を高めた状態で機関本体を運転させようとすると、所定の運転領域において、機関本体の出力トルクが最大となる点火時期(以下「MBT(Minimum advance for the Best Torque)」という。)が吸気弁閉時期よりも進角側に来る場合があることがわかった。 As a result of inventors' earnest research, in some internal combustion engines, the intake valve closing timing is retarded from the intake bottom dead center in the operating region on the low load side, for example, the engine body in a state where the expansion ratio is higher than the actual compression ratio When the engine is operated, the ignition timing at which the output torque of the engine body becomes maximum in a predetermined operating range (hereinafter referred to as “MBT (Minimum advance for the Best Torque)”) is advanced from the intake valve closing timing. I found out there might be.
しかしながら、特許文献1には点火時期と吸気弁閉時期との関係については言及されておらず、点火時期をどこまで進角させるかは不明であった。そして、仮に点火時期を吸気弁閉時期よりも進角側に設定してしまうと、燃焼室内で生じた火炎が吸気通路側に逆流していくバックファイヤが発生するおそれがあるため、点火時期は吸気弁閉時期よりも遅角側に設定されるのが一般的である。そのため、点火時期をMBTに近づけることができないという問題点があった。
However,
本発明はこのような問題点に着目してなされたものであり、MBTが吸気弁閉時期よりも進角側となる運転領域においても、バックファイヤの発生を防止しつつ、点火時期をMBTに近づけることを目的とする。 The present invention has been made paying attention to such problems, and in the operation region where the MBT is on the advance side of the intake valve closing timing, the occurrence of backfire is prevented and the ignition timing is set to the MBT. The purpose is to get closer.
上記課題を解決するために、本発明のある態様によれば、気筒を備える機関本体と、機関本体に設けられて気筒内の混合気を点火する点火プラグと、機関本体に設けられて吸気弁の閉弁時期を任意の時期に変更可能に構成された可変バルブタイミング機構と、を備える内燃機関を制御する内燃機関の制御装置が、機関負荷が低負荷領域内の少なくとも一部の領域にあるときに、点火時期が、吸気弁の弁頭と弁座との間隔が消炎距離以下となる時期であって、かつ当該吸気弁の閉弁時期よりも前の時期となるように点火プラグを制御する点火時期制御部を備える。 In order to solve the above problems, according to an aspect of the present invention, an engine body provided with a cylinder, an ignition plug provided in the engine body for igniting an air-fuel mixture in the cylinder, and an intake valve provided in the engine body An internal combustion engine control device for controlling an internal combustion engine comprising a variable valve timing mechanism configured to be capable of changing the valve closing timing to an arbitrary timing, wherein the engine load is in at least a part of the low load region Sometimes, the ignition plug is controlled so that the ignition timing is the timing when the interval between the valve head of the intake valve and the valve seat is less than the extinguishing distance and before the closing timing of the intake valve. An ignition timing control unit is provided.
本発明のこの態様によれば、MBTが吸気弁閉時期よりも進角側となる運転領域においても、バックファイヤの発生を防止しつつ、点火時期をMBTに近づけることができる。 According to this aspect of the present invention, it is possible to bring the ignition timing closer to the MBT while preventing the occurrence of backfire even in the operation region where the MBT is on the more advanced side than the intake valve closing timing.
以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the following description, the same reference numerals are assigned to similar components.
(第1実施形態)
図1は、本発明の第1実施形態による内燃機関100及び内燃機関100を制御する電子制御ユニット200の概略構成図である。
(First embodiment)
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an
図1に示すように、内燃機関100は、機関本体1と、吸気装置20と、排気装置30と、を備える。
As shown in FIG. 1, the
機関本体1は、シリンダブロック2と、シリンダブロック2の上部に取り付けられたシリンダヘッド3と、シリンダブロック2の下部に取り付けられたクランクケース4と、クランクケース4の下部に取り付けられたオイルパン5と、を備える。
The
シリンダブロック2には、複数のシリンダ(気筒)6が形成される。シリンダ6の内部には、燃焼圧力を受けてシリンダ6の内部を往復運動するピストン7が収められる。ピストン7は、コンロッド8を介してクランクケース4内に回転可能に支持されたクランクシャフト9と連結されており、クランクシャフト9によってピストン7の往復運動が回転運動に変換される。シリンダヘッド3、シリンダ6及びピストン7によって区画された空間が燃焼室10となる。
A plurality of cylinders (cylinders) 6 are formed in the
シリンダヘッド3には、シリンダヘッド3の一方の側面(図中右側)に開口すると共に燃焼室10に開口する吸気ポート11と、シリンダヘッド3の他方の側面(図中左側)に開口すると共に燃焼室10に開口する排気ポート12と、が形成される。
The
またシリンダヘッド3には、後述する吸気マニホールド23の各吸気枝管23bに取り付けられた燃料噴射弁17から噴射された燃料と、空気と、の混合気を燃焼室10内で点火するための点火プラグ18が、燃焼室10に臨むように取り付けられる。なお、燃料噴射弁17は、燃焼室10内に直接燃料を噴射することができるようにシリンダヘッド3に取り付けてもよい。
Further, the
またシリンダヘッド3には、燃焼室10と吸気ポート11との開口を開閉するための吸気弁13と、吸気弁13を開閉駆動するための吸気動弁装置40と、が設けられる。吸気動弁装置40は、気筒列方向に延びる吸気カムシャフト41と、吸気カムシャフト41に固定された吸気カム42と、吸気カム42と接触して吸気弁を押し下げるタペット43と、吸気カムシャフト41の一端部に設けられて吸気弁13の閉弁時期(以下「吸気弁閉時期」という。)を任意の時期に変更することができる可変バルブタイミング機構Bと、を備える。可変バルブタイミング機構Bの詳細については、図5及び図6を参照して後述する。
The
さらにシリンダヘッドには、燃焼室10と排気ポート12との開口を開閉するための排気弁14と、排気弁14を開閉駆動するための排気動弁装置90と、が設けられる。排気動弁装置90は、気筒列方向に延びる排気カムシャフト91と、排気カムシャフト91に固定された排気カム92と、排気カム92と接触して吸気弁を押し下げるタペット93と、を備える。
Further, the cylinder head is provided with an
また本実施形態による機関本体1は、シリンダブロック2とクランクケース4との連結部に可変圧縮比機構Aを備える。本実施形態による可変圧縮比機構Aは、シリンダブロック2とクランクケース4とのシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによって、ピストン7が圧縮上死点に位置するときの燃焼室10の容積を変更するものである。シリンダブロック2とクランクケース4との連結部には、シリンダブロック2とクランクケース4との相対位置関係を検出するための相対位置センサ211が取り付けられており、この相対位置センサ211からはシリンダブロック2とクランクケース4との間隔の変化を示す出力信号が出力される。可変圧縮比機構Aの詳細については、図2及び図3を参照して後述する。
Further, the
吸気装置20は、吸気ポート11を介してシリンダ6内に空気を導くための装置であって、エアクリーナ21と、吸気管22と、吸気マニホールド23と、電子制御式のスロットル弁24と、スロットルセンサ212と、エアフローメータ213と、吸気圧センサ214と、を備える。
The
エアクリーナ21は、空気中に含まれる砂などの異物を除去する。
The
吸気管22は、一端がエアクリーナ21に連結され、他端が吸気マニホールド23のサージタンク23aに連結される。
One end of the
吸気マニホールド23は、サージタンク23aと、サージタンク23aから分岐してシリンダヘッド側面に形成されている各吸気ポート11の開口に連結される複数の吸気枝管23bと、を備える。サージタンク23aに導かれた空気は、吸気枝管23bを介して各シリンダ6内に均等に分配される。このように、吸気管22、吸気マニホールド23及び吸気ポート11が、各シリンダ6内に空気を導くための吸気通路を形成する。
The
スロットル弁24は、吸気管22内に設けられる。スロットル弁24は、スロットルアクチュエータ(図示せず)によって駆動され、吸気管22の通路断面積を連続的又は段階的に変化させる。スロットルアクチュエータによってスロットル弁24の開度(以下「スロットル開度」という。)を調整することで、各シリンダ6内に吸入される空気の流量を調整することができる。スロットル開度は、スロットルセンサ212によって検出される。
The
エアフローメータ213は、スロットル弁24よりも上流側の吸気管22内に設けられる。エアフローメータ213は、吸気管22内を流れる空気の流量(以下「吸入吸気量」という。)を検出する。
The
吸気圧センサ214は、サージタンク23a内に設けられる。吸気圧センサ214は、サージタンク23a内の圧力を検出する。
The
排気装置30は、燃焼室10内で生じた燃焼ガス(排気)を浄化して外気に排出するための装置であって、排気マニホールド31と、排気後処理装置32と、排気管33と、空燃比センサ215と、を備える。
The
排気マニホールド31は、シリンダヘッド側面に形成されている各排気ポート12の開口と連結される複数の排気枝管と、排気枝管を集合させて1本にまとめた集合管と、を備える。
The
排気後処理装置32は、排気マニホールド31の集合管に連結される。排気後処理装置32は、排気を浄化した上で外気に排出するための装置であって、有害物質を浄化する各種の触媒(例えば三元触媒)を担体に担持させたものである。
The
排気管33は、一端が排気後処理装置32に連結され、他端が開口端となっている。各シリンダ6から排気ポート12を介して排気マニホールド31に排出された排気は、排気後処理装置32及び排気管33を流れて外気に排出される。
One end of the
空燃比センサ215は、排気マニホールド31の集合管に設けられ、排気の空燃比を検出する。
The air-
電子制御ユニット200は、デジタルコンピュータから構成され、双方性バス201によって互いに接続されたROM(リードオンリメモリ)202、RAM(ランダムアクセスメモリ)203、CPU(マイクロプロセッサ)204、入力ポート205及び出力ポート206を備える。
The
入力ポート205には、前述した相対位置センサ211やスロットルセンサ212、エアフローメータ213、吸気圧センサ214、空燃比センサ215などの出力信号の他、機関本体1を冷却する冷却水の温度を検出するための水温センサ216などからの出力信号が、対応する各AD変換器207を介して入力される。また入力ポート205には、アクセルペダル220の踏み込み量(以下「アクセル踏込量」という。)に比例した出力電圧を発生する負荷センサ217の出力電圧が、対応するAD変換器207を介して入力される。また入力ポート205には、機関回転速度などを算出するための信号として、機関本体1のクランクシャフト9が例えば15°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ218の出力信号が入力される。さらに入力ポート205には、吸気カムシャフトの回転角度を表す信号を発生するカムポジションセンサ219の出力信号が入力される。このように入力ポート205には、内燃機関100を制御するために必要な各種センサの出力信号が入力される。
The
出力ポート206には、対応する駆動回路208を介して燃料噴射弁17や点火プラグ18、可変圧縮比機構A、可変バルブタイミング機構Bなどの各制御部品が電気的に接続される。
Control components such as the
電子制御ユニット200は、入力ポート205に入力された各種センサの出力信号に基づいて、各制御部品を制御するための制御信号を出力ポート206から出力して内燃機関100を制御する。
The
図2は、本実施形態による可変圧縮比機構Aの分解斜視図である。 FIG. 2 is an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A according to the present embodiment.
図2に示すように、シリンダブロック2の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部50が形成されており、各突出部50には断面円形のカム挿入孔51が形成されている。一方、クランクケース4の上壁面上には互いに間隔を隔ててそれぞれ対応する突出部50の間に嵌合する複数個の突出部52が形成されており、これらの各突出部52にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔53が形成されている。
As shown in FIG. 2, a plurality of
また可変圧縮比機構Aは、一対のカムシャフト54,55を備えており、各カムシャフト54,55上には、所定の間隔を空けて各カム挿入孔53内に回転可能に挿入される円形カム58が固定されている。これらの円形カム58は各カムシャフト54,55の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム58の両側には各カムシャフト54,55の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸57(図3参照)が延びており、この偏心軸57上に別の円形カム56が偏心して回転可能に取付けられている。図2に示されるようにこれら円形カム56は各円形カム58の両側に配置されており、これら円形カム56は対応する各カム挿入孔51内に回転可能に挿入されている。
The variable compression ratio mechanism A includes a pair of
各カムシャフト54,55の一端部には、制御軸60に設けられた一対のウォーム61,62とそれぞれ噛み合うウォームホイール63,64が取り付けられている。一対のウォーム61,62は、各カムシャフト54,55をそれぞれ反対方向に回転させることができるように、螺旋方向が逆向きとなっている。制御軸60は、駆動モータ65によって回転させられ、駆動モータ65を回転させて各カムシャフト54,55をそれぞれ反対方向に回転させることで、図3に示すように、ピストン7が圧縮上死点に位置するときの燃焼室10の容積が変更させられる。カムシャフト55にはカムシャフト55の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ221が取付けられており、カム回転角度センサ221の出力信号は対応するAD変換器207を介して電子制御ユニット200に入力されている。以下、図3を参照して可変圧縮比機構Aの動作について説明する。
At one end of each of the
図3は、可変圧縮比機構Aの動作について説明する図である。 FIG. 3 is a diagram for explaining the operation of the variable compression ratio mechanism A.
図3(A)は、可変圧縮比機構Aによって、ピストン7が圧縮上死点に位置するときの燃焼室10の容積が最大にされている状態の図である。図3(B)は、可変圧縮比機構Aによって、ピストン7が圧縮上死点に位置するときの燃焼室10の容積が最大と最少との間にされている状態の図である。図3(C)は、可変圧縮比機構Aによって、ピストン7が圧縮上死点に位置するときの燃焼室10の容積が最少にされている状態の図である。
FIG. 3A is a diagram showing a state where the volume of the
図3(A)に示す状態から各カムシャフト54,55上に固定された円形カム58を、図3Aにおいて矢印で示されるように互いに反対方向に回転させると、偏心軸57が互いに離れる方向に移動するために円形カム56がカム挿入孔51内において円形カム58とは反対方向に回転する。これにより図3(B)に示すように、偏心軸57の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム58を矢印で示される方向に回転させると、図3(C)に示すように偏心軸57は最も低い位置となる。
When the
なお図3(A)から図3(C)には、それぞれの状態における円形カム58の中心aと偏心軸57の中心bと円形カム56の中心cとの位置関係が示されている。
3A to 3C show the positional relationship between the center a of the
図3(A)から図3(C)を比較するとわかるように、クランクケース4とシリンダブロック2の相対位置は円形カム58の中心aと円形カム56の中心cとの距離によって定まり、円形カム58の中心aと円形カム56の中心cとの距離が大きくなるほどシリンダブロック2はクランクケース4から離間側に移動する。すなわち、可変圧縮比機構Aは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース4とシリンダブロック2間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック2がクランクケース4から離れるとピストン7が圧縮上死点に位置するときの燃焼室10の容積は増大する。このように、各カムシャフト54,55を回転させることによってピストン7が圧縮上死点に位置するときの燃焼室10の容積を変更することができる。
3A to 3C, the relative positions of the
図4Aは、吸気カムシャフト41に固定された吸気カム42の側面図である。図4Bは、吸気弁13のリフトカーブを示す図である。
FIG. 4A is a side view of the
図4Aに示すように、吸気カム42は、カム部421と、ベースサークル部422と、緩衝部423と、を備える。
As shown in FIG. 4A, the
カム部421は、吸気カムシャフト41が回転したときに、タペット43を介して吸気弁13を押し下げる部分である。
The
ベースサークル部422は、吸気カムシャフト41が回転したときに、吸気弁13を押し下げずに吸気弁13のバルブリフト量がゼロになる部分である。
The
緩衝部423は、カム部421とベースサークル部422との間に形成されており、カム部421と同様にタペット43を介して吸気弁13を押し下げる部分であるが、図4Bに示すように、バルブリフト量がクランク角に対して比例して変化する部分である。このような緩衝部423は、クランク角に対するバルブリフト量の変化が緩やかになるように構成されるため、緩衝部423を経由してから吸気弁13の開弁及び閉弁を行うことで、吸気カム42のカム部421がタペット43に接触する際の打音や衝撃力を低減して騒音の低減を図るとともに、吸気カム42やタペット43の保護を図ることができる。なお本実施形態において、吸気弁閉時期といったときは、基本的にバルブリフト量がゼロになった時点のクランク角を指すが、図4Bにおいてカム部421と遅角側(図4Bの右側)の緩衝部423との境界、又は遅角側の緩衝部423内の任意のクランク角を吸気弁閉時期として定義しても良い。
The
図5は、吸気カムシャフト41の一端部に設けられている本実施形態による可変バルブタイミング機構Bの概略構成図である。
FIG. 5 is a schematic configuration diagram of the variable valve timing mechanism B according to the present embodiment provided at one end portion of the
図5に示すように、可変バルブタイミング機構Bは、クランクシャフト9によってタイミングベルトを介して矢印方向に回転させられるタイミングプーリ71と、タイミングプーリ71と一緒に回転する円筒状ハウジング72と、吸気カムシャフト41と一緒に回転し、かつ円筒状ハウジング72に対して相対回転可能な回転軸73と、円筒状ハウジング72の内周面から回転軸73の外周面まで延びる複数個の仕切壁74と、各仕切壁74の間で回転軸73の外周面から円筒状ハウジング72の内周面まで延びるベーン75と、を備える。各ベーン75の両側にはそれぞれ進角用油圧室76と遅角用油圧室77とが形成されている。
As shown in FIG. 5, the variable valve timing mechanism B includes a timing
各油圧室76,77への作動油の供給制御は、電子制御ユニット200によって駆動される作動油供給制御弁78によって行われる。作動油供給制御弁78は、各油圧室76,77にそれぞれ連結された油圧ポート79,80と、油圧ポンプ81から吐出された作動油の供給ポート82と、一対のドレインポート83,84と、各ポート79,80,82,83,84間の連通遮断制御を行うスプール弁85と、を備える。
The hydraulic oil supply control to the
吸気カムシャフト41の吸気カム42の位相を進角すべきときは、図5においてスプール弁85が右方に移動させられ、供給ポート82から供給された作動油が油圧ポート79を介して進角用油圧室76に供給されると共に、遅角用油圧室77内の作動油がドレインポート84から排出される。このとき回転軸73は円筒状ハウジング72に対して矢印方向に相対回転させられる。
When the phase of the
これに対し、吸気カムシャフト41の吸気カム42の位相を遅角すべきときは、図5においてスプール弁85が左方に移動させられ、供給ポート82から供給された作動油が油圧ポート80を介して遅角用油圧室77に供給されると共に、進角用油圧室76内の作動油がドレインポート83から排出される。このとき回転軸73は円筒状ハウジング72に対して矢印と反対方向に相対回転させられる。
On the other hand, when the phase of the
回転軸73が円筒状ハウジング72に対して相対回転させられているときにスプール弁85が図5に示される中立位置に戻されると回転軸73の相対回転動作は停止させられ、回転軸73はそのときの相対回転位置に保持される。このようにして、可変バルブタイミング機構Bによって吸気カムシャフト41の吸気カム42の位相を所望の量だけ進角又は遅角させることができる。
When the
図6は、可変バルブタイミング機構Bの動作について説明する図である。 FIG. 6 is a diagram for explaining the operation of the variable valve timing mechanism B. FIG.
図6の実線は、可変バルブタイミング機構Bによって吸気カムシャフト41の吸気カム42の位相が最も進角されているときのリフトカーブを示しており、図5の破線は、吸気カムシャフト41の吸気カム42の位相が最も遅角されているときのリフトカーブを示している。従って吸気弁13の開弁期間は図5において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、吸気弁閉時期も図5において矢印Cで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
The solid line in FIG. 6 shows the lift curve when the phase of the
すなわち可変バルブタイミグ機構Bによって、吸気弁閉時期を、吸気カムシャフト41の吸気カム42の位相が最も進角されているときの閉弁時期(以下「進角側限界閉時期」という。)から吸気カムシャフト41の吸気カム42の位相が最も遅角されているときの閉弁時期(以下「遅角側限界閉時期」という。)までの任意の時期に変更することができる。
That is, by the variable valve timing mechanism B, the intake valve closing timing is changed from the valve closing timing when the phase of the
なお、図1及び図5に示す可変バルブタイミング機構Bは一例を示すものであって、例えば吸気弁開時期を一定に維持したまま吸気弁閉時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。 The variable valve timing mechanism B shown in FIG. 1 and FIG. 5 is an example. For example, a variable valve timing mechanism that can change only the intake valve closing timing while keeping the intake valve opening timing constant, etc. Various types of variable valve timing mechanisms can be used.
次に図7Aから図7Cを参照して、本明細書で使用する機械圧縮比、実圧縮比及び膨張比という各用語の意味について説明する。なお、図7Aから図7Cには、各用語の説明のために燃焼室容積が50mlでピストン7の行程容積が500mlである機関本体1が示されており、これら図7Aから図7Cにおいて燃焼室容積とはピストン7が圧縮上死点に位置するときの燃焼室10の容積を表している。
Next, the meanings of the terms “mechanical compression ratio”, “actual compression ratio”, and “expansion ratio” used in this specification will be described with reference to FIGS. 7A to 7C. 7A to 7C show the
図7Aは機械圧縮比について説明する図である。 FIG. 7A is a diagram for explaining the mechanical compression ratio.
機械圧縮比は、圧縮行程時のピストン7の行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であって、(燃焼室容積+行程容積)/燃焼室容積で表される。図7Aに示される例では、機械圧縮比は(50ml+500ml)/50ml=11となる。
The mechanical compression ratio is a value mechanically determined only from the stroke volume of the
図7Bは実圧縮比について説明する図である。 FIG. 7B is a diagram for explaining the actual compression ratio.
実圧縮比は、実際に圧縮作用が開始されたときからピストン7が上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であって、(燃焼室容積+実際の行程容積)/燃焼室容積で表される。すなわち図7Bに示すように、圧縮行程においてピストン7が上昇を開始しても吸気弁13が開弁している間は、圧縮作用は行われず、吸気弁13が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の通り表される。図7Bに示される例では、実圧縮比は(50ml+450ml)/50ml=10となる。
The actual compression ratio is a value determined from the actual piston stroke volume and the combustion chamber volume from when the compression action is actually started until the
図7Cは膨張比について説明する図である。 FIG. 7C is a diagram illustrating the expansion ratio.
膨張比は、膨張行程時のピストン7の行程容積と燃焼室容積から定まる値であって、(燃焼室容積+行程容積)/燃焼室容積で表される。図7Cに示される例では、膨張比は(50ml+500ml)/50ml=11となる。
The expansion ratio is a value determined from the stroke volume of the
図8は、理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。 FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio.
図8における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合、すなわち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、すなわち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。したがって、通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比はある程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。 The solid line in FIG. 8 shows the change in the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio and the expansion ratio are substantially equal, that is, in a normal cycle. In this case, it can be seen that the theoretical thermal efficiency increases as the expansion ratio increases, that is, as the actual compression ratio increases. Therefore, in order to increase the theoretical thermal efficiency in a normal cycle, the actual compression ratio should be increased. However, the actual compression ratio can only be increased to some extent due to the restriction of the occurrence of knocking during engine high-load operation, and thus the theoretical thermal efficiency cannot be sufficiently increased in a normal cycle.
一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果、理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことがわかった。すなわち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが、圧縮に必要なエネルギが大きくなり、結果として実圧縮比を高めても理論熱効率がほとんど高くならないことがわかった。 On the other hand, under such circumstances, it was studied to increase the theoretical thermal efficiency while strictly dividing the mechanical compression ratio and the actual compression ratio. As a result, the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio, and the actual thermal efficiency is compared to the theoretical thermal efficiency. The ratio was found to have little effect. That is, when the actual compression ratio is increased, the explosive force is increased, but the energy required for the compression is increased, and as a result, it is found that the theoretical thermal efficiency is hardly increased even if the actual compression ratio is increased.
これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストン7に対し押下げ力が作用する期間が長くなり、ピストン7がクランクシャフト9に回転力を与えている期間が長くなる。したがって、膨張比を大きくするほど理論熱効率が高くなる。図8の破線ε=10は実圧縮比を10に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図8に実線で示す実圧縮比が膨張比と共に増大していく場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
On the other hand, when the expansion ratio is increased, the period during which the pressing force acts on the
このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大幅に高めることができる。そして一般的に、内燃機関は機関負荷が低いときほど熱効率が悪くなる傾向にあるので、機関運転時における熱効率を向上させて燃費を向上させるためには、機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが有効である。 Thus, if the actual compression ratio is maintained at a low value, knocking does not occur. Therefore, if the expansion ratio is increased while the actual compression ratio is maintained at a low value, the theoretical thermal efficiency is reduced while preventing the occurrence of knocking. Can greatly increase. In general, internal combustion engines tend to have lower thermal efficiency when the engine load is lower. Therefore, in order to improve the thermal efficiency during engine operation and improve fuel efficiency, improve the thermal efficiency when the engine load is low. It is effective.
以下、図9を参照しながら、本実施形態による可変圧縮比機構A及び可変バルブタイミング機構Bの基本的な制御について説明する。 Hereinafter, basic control of the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B according to the present embodiment will be described with reference to FIG.
図9は、機関本体1の運転領域を示すマップである。以下では便宜上、機関本体1の運転領域を第1負荷ラインと第2負荷ラインとによって三等分したときの第1負荷ライン以下の領域を低負荷領域という。第2負荷ライン以下の領域であって低負荷領域を除く領域を中負荷領域という。第2負荷ラインよりも機関負荷の高い領域を高負荷領域という。
FIG. 9 is a map showing an operation region of the
電子制御ユニット200は、機関回転速度と機関負荷(アクセル踏込量)とに基づいて定まる機関運転状態が、中負荷領域内のやや第1負荷ライン側に存在する負荷ラインL1以下の領域にあるときは、吸気弁閉時期を吸気下死点から最も遅角させた遅角側限界閉時期に固定し、スロットル弁24によって吸入空気量を制御すると共に、機械圧縮比を上限機械圧縮比に固定する。なお上限機械圧縮比とは、燃焼室容積が最少にされているとき(図3(C)の状態)の機械圧縮比である。
In the
このように電子制御ユニット200は、機関運転状態が負荷ラインL1以下の領域にあるときは、機械圧縮比を上限機械圧縮比に固定することで膨張比を最大膨張比に維持し、吸気弁閉時期を遅角側限界閉時期に固定することで実圧縮比をノッキングやプレイグニッションが発生しない程度の所定値(本実施形態では11)に維持する。
Thus, when the engine operating state is in the region below the load line L1, the
図7Aから図7Cに示した機関本体1に適用した場合、吸気弁閉時期を遅角側限界閉時期に固定することで、例えば実際のピストン行程容積が500mlから200mlになっており、機械圧縮比を上限機械圧縮比に固定することで、例えば燃焼室容積が50mlから20mlになっている。したがって、図7Aから図7Cに示した機関本体1では、機関運転状態が低負荷領域にあるときは、実圧縮比が(20ml+200ml)/20ml=11となっており、膨張比が(20ml+500ml)/20ml=26となっている。
When applied to the
これにより負荷ラインL1以下の領域内においては、実圧縮比をノッキングが発生しない程度の値に維持しつつ、膨張比を最大膨張比に維持することができるので、ノッキングの発生を抑制しつつ理論熱効率を大幅に高めることができる。 As a result, in the region below the load line L1, the expansion ratio can be maintained at the maximum expansion ratio while maintaining the actual compression ratio at a value at which knocking does not occur. Thermal efficiency can be greatly increased.
そして電子制御ユニット200は、機関運転状態が負荷ラインL1以下の領域にあるときは、吸入空気量が機関負荷に応じた目標吸入空気量となるようにスロットル弁24を制御している。具体的には、機関回転速度が一定であるとすると、図9に示すように機関負荷が負荷ラインL1上のA点に存在するときにスロットル弁24が全開となるように、機関負荷が高くなるほどスロットル開度を大きくしている。そのため、機関負荷が負荷ラインL1よりも高くなると、もはやスロットル弁24で吸入空気量を制御できなくなる。そこで機関負荷が負荷ラインL1よりも高くなったときは、吸気弁閉時期を遅角側限界閉時期から吸気下死点側に進角させることで、吸入空気量を増大させる。
The
すなわち電子制御ユニット200は、機関運転状態が負荷ラインL1よりも高い領域にあるときは、スロットル弁24を全開に固定し、可変バルブタイミング機構Bよって吸入空気量を制御すると共に、実圧縮比が所定値に維持されるように機械圧縮比を上限機械圧縮比から低下させる。
That is, when the engine operating state is in a region higher than the load line L1, the
具体的には、電子制御ユニット200は、機関回転速度が一定であるとすると、図9に示すように機関負荷が全負荷ライン上のB点に存在するときに吸気弁閉時期が進角側限界閉時期となるように、機関負荷が高くなるほど吸気弁閉時期を遅角側限界閉時期から吸気下死点側に進角させることで吸入空気量を増大させる。そして電子制御ユニット200は、実圧縮比が所定値に維持されるように、機関負荷が高くなるほど機械圧縮比を上限機械圧縮比から低下させる。
Specifically, if the engine speed is constant, the
図7Aから図7Cに示した機関本体1において、吸気弁閉時期を遅角側限界閉時期から吸気下死点側に進角させることで、例えば実際のピストン行程容積が500mlから400mlになったとすると、実圧縮比を一定の11に維持するために、電子制御ユニット200は燃焼室容積が40mlとなるように機械圧縮比を低下させる。
In the engine
このように、負荷ラインL1よりも高い領域内においては、吸気弁閉時期が進角側限界閉時期に向けて制御され、実圧縮比を所定値に維持するために、制御された閉弁時期に応じて機械圧縮比が上限機械圧縮比よりも小さくされる。そのため、負荷ラインL1よりも高い領域内においても、膨張比が最大膨張比よりも小さくなるものの、引き続き膨張比を実圧縮比よりも高い値に維持した状態で機関本体1を運転させることができる。よって、負荷ラインL1よりも高い領域内においても、ノッキングの発生を抑制しつつ理論熱効率を高めることができる。また、負荷ラインL1よりも高い領域ではスロットル弁24が全開に固定されているので、ポンピング損失をほぼゼロにすることができる。
Thus, in the region higher than the load line L1, the intake valve closing timing is controlled toward the advance side limit closing timing, and the controlled valve closing timing is used to maintain the actual compression ratio at a predetermined value. Accordingly, the mechanical compression ratio is made smaller than the upper limit mechanical compression ratio. Therefore, although the expansion ratio is smaller than the maximum expansion ratio even in a region higher than the load line L1, the
このように本実施形態では、機関運転状態に基づいて可変圧縮比機構Aと可変バルブタイミング機構Bとを協調的に制御することで、全運転領域で実圧縮比をノッキングが発生しない程度の値に維持しつつ、実圧縮比よりも膨張比を高めた状態で機関本体1を運転させている。
As described above, in the present embodiment, the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B are cooperatively controlled based on the engine operation state, so that the actual compression ratio does not cause knocking in the entire operation region. The
また電子制御ユニット200は、これら可変圧縮比機構A及び可変バルブタイミング機構Bの他にも、点火プラグ18の点火時期を制御している。一般的に点火プラグ18の点火時期は、ノッキングが生じない範囲でMBTに最も近い点火時期(MBTにてノッキングが生じない場合はMBT。以下「最適点火時期」という。)に制御されている。
In addition to the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B, the
ここで機関負荷が一定であれば、MBTは、基本的に機関回転速度が高くなるほど進角側に変化する傾向にある。これは、機関回転速度が高くなるほどピストンの上昇速度が高くなって、燃焼期間が短くなるためである。 Here, if the engine load is constant, the MBT basically tends to change toward the advance side as the engine speed increases. This is because the higher the engine speed, the higher the rising speed of the piston and the shorter the combustion period.
また機関回転速度が一定であれば、MBTは、基本的に機関負荷が低くなるほど進角側に変化する傾向にある。これは、機関負荷が低くなるほど吸入空気量が少なくなり、混合気の圧縮端温度が低下して燃焼速度が低下するためである。 If the engine rotation speed is constant, the MBT basically tends to change toward the advance side as the engine load decreases. This is because as the engine load decreases, the amount of intake air decreases, the compression end temperature of the air-fuel mixture decreases, and the combustion speed decreases.
また機関回転速度及び機関負荷が一定であれば、MBTは、基本的に機械圧縮比を高くするほど進角側に変化する傾向にある。これは、機械圧縮比を高くするほど、圧縮上死点付近におけるシリンダ軸方向に沿う燃焼室10の断面形状が扁平となり、筒内ガスのガス流動の減衰が大きくなって燃焼速度が低下するためである。
If the engine speed and the engine load are constant, the MBT basically tends to change toward the advance side as the mechanical compression ratio increases. This is because, as the mechanical compression ratio is increased, the cross-sectional shape of the
そのため、本実施形態のように可変圧縮比機構Aを備えて機関負荷が低いときに機械圧縮比を高圧縮比にしている内燃機関100や、図示しない他の内燃機関のように可変圧縮比機構Aを備えずに機械圧縮比を高圧縮比(例えば15)に固定した内燃機関では、低負荷側で燃焼速度が非常に遅くなって、MBTが一層進角側に変化する傾向にある。 For this reason, the variable compression ratio mechanism A is provided as in the present embodiment and has a high compression ratio when the engine load is low. In an internal combustion engine in which the mechanical compression ratio is fixed at a high compression ratio (for example, 15) without A, the combustion speed becomes very slow on the low load side, and the MBT tends to change further to the advance side.
このような内燃機関において、本実施形態のように可変バルブタイミング機構Bを備えて低負荷側で吸気弁閉時期を吸気下死点よりも遅角させ、実圧縮比よりも膨張比を高めた状態で機関本体1を運転させようとすると、MBTが吸気弁閉時期よりも進角側に来る場合がある。特に本実施形態のように可変圧縮比機構Aと可変バルブタイミング機構Bとを備えてこれらを協調的に制御している場合は、低負荷側で高負荷側よりも機械圧縮比を高くできる分だけ、低負荷側で吸気弁閉時期の吸気下死点からの遅角量を大きくすることができる。そのため、低負荷側での燃焼速度の低下が顕著となり、MBTが吸気弁閉時期よりも進角側に来やすくなる。
In such an internal combustion engine, the variable valve timing mechanism B is provided as in the present embodiment, and the intake valve closing timing is retarded from the intake bottom dead center on the low load side, and the expansion ratio is made higher than the actual compression ratio. If the
図10は、可変圧縮比機構A及び可変バルブタイミング機構Bに対して前述した基本的な制御を行った場合における、機械回転速度を一定としたときの機関負荷に応じた機械圧縮比、吸気弁閉時期及び最適点火時期の一例を示した図である。 FIG. 10 shows an intake valve and a mechanical compression ratio according to the engine load when the mechanical rotation speed is constant when the above-described basic control is performed on the variable compression ratio mechanism A and the variable valve timing mechanism B. It is the figure which showed an example of the closing timing and the optimal ignition timing.
図10に示すように、低負荷側の一部の運転領域において、最適点火時期が吸気弁閉時期よりも進角側に来ていることが分かる。このように、最適点火時期が吸気弁閉時期よりも進角側に来る場合は、点火時期をどこまで進角させるかが問題となる。これは、最適点火時期が吸気弁閉時期よりも進角側となっている場合に、仮に最適点火時期で点火を行うと、燃焼室10内から吸気ポート11内に火炎が伝播していって、吸気通路側に火炎が逆流していくバックファイヤが発生するおそれがあるためである。
As shown in FIG. 10, it can be seen that the optimum ignition timing is closer to the advance side than the intake valve closing timing in a part of the operation region on the low load side. Thus, when the optimal ignition timing is advanced from the intake valve closing timing, the problem is how far the ignition timing is advanced. This is because if the optimal ignition timing is on the more advanced side than the intake valve closing timing, if ignition is performed at the optimal ignition timing, the flame propagates from the
そこで本実施形態では、吸気弁13のバルブヘッド(弁頭)13aと、吸気弁13の閉弁時に当該バルブヘッド13aが着座する弁座と、の間隔である吸気弁13のバルブリフト量が、以下の(1)式で定義される2壁間消炎距離Lq以下であれば、バックファイヤのおそれがないとして、吸気弁13のバルブリフト量が2壁間消炎距離Lqになったときのクランク角を進角限界点火時期Xgとする。そして、最適点火時期SAが進角限界点火時期Xgよりも進角側にあれば、進角限界点火時期Xgを目標点火時期として設定する。一方で最適点火時期SAが進角限界点火時期Xgと同じ、又は進角限界点火時期Xgよりも遅角側にあれば、最適点火時期SAを目標点火時期として設定する。なお、吸気弁13のバルブリフト量が2壁間消炎距離Lqになるクランク角は、吸気弁開時期側と閉時期側とで2つ存在することになるが、吸気弁閉時期側のクランク角が進角限界点火時期Xgとされる。
Therefore, in this embodiment, the valve lift amount of the
Lq=14.8×(Pivc)−0.9×(Tw)−0.5 …(1)
Lq[mm]:2壁間消炎距離
Pivc[MPa]:吸気弁閉時期における筒内圧力(初期筒内圧力)
Tw[K]:消炎壁面温度
Lq = 14.8 × (Pivc) −0.9 × (Tw) −0.5 (1)
Lq [mm]: Flame extinguishing distance between two walls Pivc [MPa]: In-cylinder pressure at the time of intake valve closing (initial in-cylinder pressure)
Tw [K]: Flame extinguishing wall surface temperature
以下、図11から図14を参照して、この本実施形態による点火プラグ18の点火時期制御について説明する。
Hereinafter, the ignition timing control of the
図11は、本実施形態による点火時期制御について説明するフローチャートである。電子制御ユニット200は、本ルーチンを機関運転中に所定の演算周期(例えば10[ms])で繰り返し実行する。
FIG. 11 is a flowchart illustrating the ignition timing control according to the present embodiment. The
ステップS1において、電子制御ユニット200は、機関回転速度及び機関負荷を読み込み、現在の機関運転状態を検出する。
In step S1, the
ステップS2において、電子制御ユニット200は、可変圧縮比機構Aの相対位置センサ211の検出値に基づいて機械圧縮比を検出する。また電子制御ユニット200は、クランク角センサ218及び吸気カムシャフト41のカムポジションセンサ219の検出値を読み込み、これらの検出値に基づいて吸気弁閉時期を検出する。
In step S2, the
ステップS3において、電子制御ユニット200は、予め実験等によって作成されてROM202に記憶されたマップを参照し、機関運転状態、機械圧縮比及び吸気弁閉時期に基づいて最適点火時期SAを算出する。
In step S <b> 3, the
ステップS4において、電子制御ユニット200は、本ルーチンとは別途に機関運転中に随時算出している進角限界点火時期Xgを読み込む。進角限界点火時期Xgを算出するための進角限界点火時期算出制御については図12を参照して後述する。
In step S4, the
ステップS5において、電子制御ユニット200は、最適点火時期SAが進角限界点火時期Xgよりも進角側にあるか否かを判定する。電子制御ユニット200は、最適点火時期SAが進角限界点火時期Xgよりも進角側にあればステップS6の処理に進む。一方で電子制御ユニット200は、最適点火時期SAが進角限界点火時期Xgと同じ、又は進角限界点火時期Xgよりも遅角側にあればステップS7の処理に進む。
In step S5, the
ステップS6において、電子制御ユニット200は、目標点火時期を進角限界点火時期Xgに設定する。
In step S6, the
ステップS7において、電子制御ユニット200は、目標点火時期を最適点火時期SAに設定する。
In step S7, the
ステップS8において、電子制御ユニット200は、点火時期が目標点火時期となるように、点火プラグ18を制御する。
In step S8, the
図12は、本実施形態による進角限界点火時期算出制御について説明するフローチャートである。電子制御ユニット200は、本ルーチンを機関運転中に所定の演算周期(例えば10[ms])で繰り返し実行する。
FIG. 12 is a flowchart illustrating the advance limit ignition timing calculation control according to this embodiment. The
ステップS11において、電子制御ユニット200は、機関回転速度及び機関負荷を読み込み、現在の機関運転状態を検出する。
In step S11, the
ステップS12において、電子制御ユニット200は、可変圧縮比機構Aの相対位置センサ211の検出値に基づいて機械圧縮比を検出する。また電子制御ユニット200は、クランク角センサ218及び吸気カムシャフト41のカムポジションセンサ219の検出値を読み込み、これらの検出値に基づいて吸気弁閉時期を検出する。
In step S12, the
ステップS13において、電子制御ユニット200は、吸気弁閉時期における筒内圧力(以下「初期筒内圧力」という。)Pivcを推定する。初期筒内圧力Pivcは、吸気弁閉時期におけるサージタンク23a内の圧力と相関があり、サージタンク23a内の圧力は機関運転状態(厳密にはスロットル開度と機関回転速度)に応じて変化する。そこで本実施形態では、予め実験等によって機関運転状態と初期筒内圧力Pivcとを関連付けたマップを作成し、当該マップを予めROM202に記憶させている。そして電子制御ユニット200は、当該マップを参照することで機関運転状態に基づいて初期筒内圧力Pivcを推定している。
In step S13, the
ステップS14において、電子制御ユニット200は、予め実験等によって作成されてROM202に記憶された図13のテーブルを参照し、推定した初期筒内圧力Pivcに基づいて、2壁間消炎距離Lqを算出する。上記の(1)式で示したように、2壁間消炎距離Lqは、初期筒内圧力Pivcと消炎壁面温度Twとに相関があり、初期筒内圧力Pivcが高くなるほど、また消炎壁面温度Twが高くなるほど、2壁間消炎距離Lqは短くなる。
In step S14, the
ここで消炎壁面温度Twは、概ね機関本体1を冷却する冷却水の温度(吸気弁13周りのシリンダヘッド3を冷却する冷却水の温度)とみなすことができる。そして冷却水の温度は、基本的に一定の基準水温(例えば90℃)に保たれている。そこで本実施形態では、予め実験等によって、消炎壁面温度Twが基準水温であるときの2壁間消炎距離Lqを初期筒内圧力Pivcに応じて算出することで、図13に示す初期筒内圧力Pivcと2壁間消炎距離Lqとを関連付けたテーブルを作成している。
Here, the flame extinguishing wall surface temperature Tw can be generally regarded as the temperature of cooling water for cooling the engine body 1 (temperature of cooling water for cooling the
ステップS15において、電子制御ユニット200は、吸気弁13のバルブリフト量が2壁間消炎距離Lqとなるクランク角Xgを算出する。本実施形態では吸気弁13のリフトカーブは一定なので、吸気弁閉時期が分かれば、図14に示すようにクランク角に応じた吸気弁13のバルブリフト量が分かり、吸気弁13のバルブリフト量が2壁間消炎距離Lqとなるクランク角Xgを算出することができる。
In step S15, the
ステップS16において、電子制御ユニット200は、吸気弁13のバルブリフト量が2壁間消炎距離Lqとなるクランク角Xgを進角限界点火時期として設定する。
In step S16, the
以上説明した本実施形態によれば、シリンダ6(気筒)を備える機関本体1と、機関本体1に設けられてシリンダ6内の混合気を点火する点火プラグ18と、機関本体1に設けられて吸気弁13の閉弁時期を任意の時期に変更可能に構成された可変バルブタイミング機構Bと、を備える内燃機関100を制御する電子制御ユニット200(制御装置)が、機関負荷が低負荷領域内の少なくとも一部の領域にあるときに、点火時期が、吸気弁13のバルブヘッド13a(弁頭)と弁座との間隔が2壁間消炎距離Lq(消炎距離)以下となる時期であって、かつ吸気弁閉弁時期よりも前の時期となるように点火プラグ18を制御する点火時期制御部を備える。
According to the present embodiment described above, the engine
そのため、MBTが吸気弁閉時期よりも進角側となる運転領域においても、バックファイヤの発生を防止しつつ、点火時期を最適点火時期、ひいてはMBTに近づけて燃費を向上させることができる。 Therefore, even in the operation region where the MBT is on the more advanced side than the intake valve closing timing, it is possible to improve fuel efficiency by preventing the occurrence of backfire and bringing the ignition timing closer to the optimal ignition timing, and thus MBT.
(第2実施形態)
次に本発明の第2実施形態について説明する。本実施形態による点火時期制御は第1実施形態と同様であるが、進角限界点火時期算出制御が第1実施形態と相違する。以下、その相違点を中心に説明する。
(Second Embodiment)
Next, a second embodiment of the present invention will be described. The ignition timing control according to this embodiment is the same as that of the first embodiment, but the advance angle limit ignition timing calculation control is different from that of the first embodiment. Hereinafter, the difference will be mainly described.
前述した第1実施形態では、冷却水の温度が基本的に一定の基準水温に保たれていることを前提として、消炎壁面温度Twが基準水温であるときの2壁間消炎距離Lqを、図13のテーブルを参照して初期筒内圧力Pivcに応じて算出していた。しかしながら、例えば暖機運転中などは、冷却水の温度が基準水温よりも低くなる。また、例えば高負荷運転が続いた後の低負荷運転時などは、冷却水の温度が過渡的に基準水温よりも高くなっている場合がある。冷却水の温度が基準水温よりも低いとき、すなわち消炎壁面温度Twが基準水温よりも低いときは、上記の(1)式から考えて2壁間消炎距離Lqは大きくなる。一方で冷却水の温度が基準水温よりも高いとき、すなわち消炎壁面温度Twが基準水温よりも高いときは、上記の(1)式から考えて2壁間消炎距離Lqは小さくなる。 In the first embodiment described above, assuming that the temperature of the cooling water is basically kept at a constant reference water temperature, the extinguishing distance Lq between the two walls when the extinguishing wall temperature Tw is the reference water temperature is shown in FIG. The calculation was made in accordance with the initial in-cylinder pressure Pivc with reference to the 13 tables. However, for example, during the warm-up operation, the temperature of the cooling water is lower than the reference water temperature. Further, for example, when the low load operation is continued after the high load operation is continued, the temperature of the cooling water may be transiently higher than the reference water temperature. When the temperature of the cooling water is lower than the reference water temperature, that is, when the flame-extinguishing wall temperature Tw is lower than the reference water temperature, the flame extinguishing distance Lq between the two walls is increased in view of the above equation (1). On the other hand, when the temperature of the cooling water is higher than the reference water temperature, that is, when the flame-extinguishing wall temperature Tw is higher than the reference water temperature, the quenching distance Lq between the two walls is reduced in view of the above equation (1).
そこで本実施形態では、図13のテーブルを参照して初期筒内圧力Pivcに応じて算出した消炎壁面温度Twが基準水温であるときの2壁間消炎距離Lqを、冷却水の温度に応じて補正することとした。具体的には、図15に示すテーブルを参照して冷却水の温度に基づいて補正係数Kを算出し、当該補正係数Kを図13のテーブルを参照して算出した2壁間消炎距離Lqに掛け合わせる。 Therefore, in the present embodiment, the extinguishing wall surface temperature Tw calculated according to the initial in-cylinder pressure Pivc with reference to the table of FIG. 13 is set to the two-wall extinguishing distance Lq according to the cooling water temperature. I decided to correct it. Specifically, the correction coefficient K is calculated based on the cooling water temperature with reference to the table shown in FIG. 15, and the correction coefficient K is calculated as the flame extinguishing distance Lq between the two walls calculated with reference to the table of FIG. Multiply.
これにより、冷却水の温度に応じて2壁間消炎距離Lqを精度良く算出することができる。具体的には、例えば冷却水の温度が基準水温よりも低いときは、2壁間消炎距離Lqが大きくなるので、その分だけ進角限界点火時期を進角側に設定できる。そのため、点火時期をより最適点火時期に近づけることができるので、燃費を向上させることができる。一方、冷却水の温度が基準水温よりも低いときは、2壁間消炎距離Lqが小さくなる。そのため、点火時期が過度に進角されるのを抑制してバックファイヤの発生を抑制しつつ、点火時期を最適点火時期に近づけて燃費を向上させることができる。 Thereby, the flame extinguishing distance Lq between the two walls can be accurately calculated according to the temperature of the cooling water. Specifically, for example, when the temperature of the cooling water is lower than the reference water temperature, the flame extinguishing distance Lq between the two walls becomes large, so that the advance limit ignition timing can be set to the advance side. As a result, the ignition timing can be made closer to the optimal ignition timing, and fuel efficiency can be improved. On the other hand, when the temperature of the cooling water is lower than the reference water temperature, the flame extinguishing distance Lq between the two walls becomes small. Therefore, it is possible to improve fuel efficiency by bringing the ignition timing closer to the optimal ignition timing while suppressing the occurrence of backfire by suppressing the ignition timing from being advanced excessively.
また前述した第1実施形態では、タペット43を介して吸気カム42によって吸気弁13を押し下げていたが、この際にシリンダヘッド3や吸気弁13、吸気動弁装置40の各部品等の熱膨張を考慮して、吸気カム42のベースサークル部422とタペット43との間に所定の隙間(以下「バルブクリアランス」という。)が生じるようにしていた。しかしながら、経時劣化等によってバルブクリアランスが変化すると、吸気弁13のバルブリフト量や閉弁時期が変化してしまうため、定期的な調整が必要となる。
In the first embodiment described above, the
そこで本実施形態では、タペット43として、バルブクリアランスを常にゼロに保つためのバルブクリアランス自動調整機構を備えたハイドロリックタペットを用いている。ハイドロリックタペットの構成は周知なので、ここでは図示せずに簡単に説明する。ハイドロリックタペットは、先端がタペット43と当接しているプランジャと、プランジャを収容するボディと、プランジャ内部に形成された第1油圧室とボディ内部に形成された第2油圧室とを連通する連通路を封止するチェックボールと、第2油圧室内に配置されてプランジャを吸気カム42側(タペット43側)に常に押圧するスプリングと、を備える。
Therefore, in the present embodiment, as the
ハイドロリックタペットは、タペット43に吸気カム42による押圧力がかかっていないときは、スプリングのバネ力によってプランジャを押し上げることによって、タペット43を吸気カム42のベースサークル部422に接触させ、バルブクリアランスをゼロに保っている。一方、タペット43に吸気カム42による押圧力がかかると、プランジャが押し下げられてチェックボールによって第2油圧室が密封されて高圧になる。その結果、第2油圧室の油圧によってプランジャの位置(=タペット43の位置)が所定位置に固定され、この状態になると、タペット43を介して吸気カム42によって吸気弁13が押し下げられて、バルブリフトが開始される。
When the
このようなハイドロリックタペットでは、その構造上、バルブリフト中に第2油圧室のオイルがボディ内径とプランジャ外径の隙間から第1油圧室に微小量漏れ出てしまい、バルブリフト中に第2油圧室の油圧が低下する。そのため、バルブリフト中にプランジャがバルブリフト開始時の所定位置から僅かながら吸気弁13側に低下するので、その低下分だけ吸気弁13が早期に閉弁することになる。すなわち、プランジャの低下分だけ吸気弁閉時期が進角側に変化することになる。このバルブリフト中におけるプランジャ位置の低下量をリフトロスLh[mm]と称すると、リフトロスLhは、機関回転速度が低回転のときほど、吸気カム42がタペット43を押圧している時間が長くなるので大きくなる。したがって、機関回転速度が低回転のときほどリフトロスLhが大きくなって、吸気弁閉時期が進角側に変化する。
In such a hydraulic tappet, due to its structure, a small amount of oil in the second hydraulic chamber leaks into the first hydraulic chamber from the gap between the inner diameter of the body and the outer diameter of the plunger during the valve lift, and the second hydraulic chamber in the valve lift. The hydraulic pressure in the hydraulic chamber decreases. Therefore, the plunger is slightly lowered toward the
そこで本実施形態では、図16に示すテーブルを参照して機関回転速度に基づいてリフトロスLhを算出し、2壁間消炎距離Lqに対してさらにリフトロスLhを加算する補正を実施することとした。これにより、ハイドロリックタペットのリフトロスLhによって吸気弁閉時期が進角側に変化する分だけ、進角限界点火時期も進角側に変化させることができる。そのため、点火時期を最適点火時期に近づけて燃費を向上させることができる。 Therefore, in the present embodiment, the lift loss Lh is calculated based on the engine rotational speed with reference to the table shown in FIG. 16, and correction for further adding the lift loss Lh to the flame extinguishing distance Lq between the two walls is performed. Thus, the advance limit ignition timing can be changed to the advance side by the amount that the intake valve closing timing is changed to the advance side by the lift loss Lh of the hydraulic tappet. Therefore, the fuel consumption can be improved by bringing the ignition timing closer to the optimum ignition timing.
また前述した第1実施形態では、燃焼室10内で生じた火炎が燃焼室10内の吸気ポート開口部に到達するまでの時間(以下「火炎到達時間」という。)T[s]を考慮していなかった。このような火炎到達時間Tを考慮すると、点火プラグ18による混合気の点火時期から火炎到達時間Tが経過したときに、吸気弁13のバルブリフト量が2壁間消炎距離Lq以下になっていれば、バックファイヤが発生するおそれがない。したがって火炎到達時間Tを考慮すれば、吸気弁13のバルブリフト量が2壁間消炎距離Lqとなるクランク角Xgよりも、さらに火炎到達時間Tに相当するクランク角度量Xfだけ進角限界点火時期を進角側に設定することができる。
In the first embodiment described above, the time until the flame generated in the
ここで火炎到達時間Tは、図17に示す点火プラグ18の中心部から吸気ポート開口部までの最少距離d[m]を、火炎の燃焼速度v[m/s]で除算することで算出できる。そして火炎の燃焼速度vは、図18に示すように機関回転速度が高くなるほど速くなる。これは、機関回転速度が高くなるほど筒内ガスのガス流動が大きくなるためである。
Here, the flame arrival time T can be calculated by dividing the minimum distance d [m] from the center of the
そこで本実施形態では、火炎到達時間Tに相当するクランク角度量Xfだけ進角限界点火時期Xgを進角させる補正を行うこととした。これにより、火炎到達時間T、すなわち燃焼室10内で生じた火炎が燃焼室10内の吸気ポート開口部に到達するまでの時間だけ、進角限界点火時期をさらに進角側に設定できる。そのため、点火時期をより最適点火時期に近づけることができるので、燃費を向上させることができる。
Therefore, in the present embodiment, correction is made to advance the advance angle limit ignition timing Xg by the crank angle amount Xf corresponding to the flame arrival time T. Thus, the advance limit ignition timing can be further set to the advance side only by the flame arrival time T, that is, the time until the flame generated in the
以下、この本実施形態による進角限界点火時期算出制御について説明する。 Hereinafter, the advance limit ignition timing calculation control according to this embodiment will be described.
図19は、本実施形態による進角限界点火時期算出制御について説明するフローチャートである。電子制御ユニット200は、本ルーチンを機関運転中に所定の演算周期(例えば10[ms])で繰り返し実行する。
FIG. 19 is a flowchart illustrating the advance limit ignition timing calculation control according to this embodiment. The
ステップS11からステップS14までの処理は第1実施形態と同様なので、ここでは説明を省略する。 Since the process from step S11 to step S14 is the same as that of the first embodiment, the description thereof is omitted here.
ステップS21において、電子制御ユニット200は、水温センサ216の検出値に基づいて冷却水の温度を検出する。
In step S21, the
ステップS22において、電子制御ユニット200は、予め実験等によって作成されてROM202に記憶された図15のテーブルを参照し、冷却水の温度に基づいて、補正係数Kを算出する。
In step S <b> 22, the
ステップS23において、電子制御ユニット200は、予め実験等によって作成されてROM202に記憶された図16のテーブルを参照し、機関回転速度に基づいて、ハイドロリックタペットのリフトロスLhを算出する。
In step S23, the
ステップS24において、電子制御ユニット200は、2壁間消炎距離Lq、補正係数K及びリフトロスLhに基づいて、下記の(2)式から2壁間消炎距離Lqの補正値Lq’を算出する。
In step S24, the
Lq’=Lq×K+Lh …(2) Lq ′ = Lq × K + Lh (2)
ステップS25において、電子制御ユニット200は、吸気弁13のバルブリフト量が2壁間消炎距離Lqの補正値Lq’となるクランク角Xgを算出する。
In step S25, the
ステップS26において、電子制御ユニット200は、予め実験等によって作成されてROM202に記憶された図18のテーブルを参照し、機関回転速度に基づいて、火炎の燃焼速度vを算出する。
In step S <b> 26, the
ステップS27において、電子制御ユニット200は、点火プラグ18の中心から吸気ポート開口部までの最少距離dを火炎の燃焼速度vで除算して、火炎到達時間Tを算出する。
In step S27, the
ステップS28において、電子制御ユニット200は、火炎到達時間T及び機関回転速度Neに基づいて、下記の(3)式から火炎到達時間Tに相当するクランク角度量Xfを算出する。
In step S28, the
Xf=360×Ne/60×T …(3) Xf = 360 × Ne / 60 × T (3)
ステップS29において、電子制御ユニット200は、クランク角Xg及びクランク角度量Xfに基づいて、下記の(4)式によってクランク角Xgからクランク角度量Xfだけ進角させたクランク角Xg’を算出する。
In step S29, the
Xg’=Xg−Xf …(4) Xg '= Xg-Xf (4)
ステップS30において、電子制御ユニット200は、クランク角Xg’を進角限界点火時期として設定する。
In step S30, the
以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。 The embodiment of the present invention has been described above. However, the above embodiment only shows a part of application examples of the present invention, and the technical scope of the present invention is limited to the specific configuration of the above embodiment. Absent.
例えば上記の各実施形態では、吸気カム42によって直接吸気弁13を開閉駆動するいわゆる直動式の吸気動弁装置40を例に説明したが、ロッカアームによって間接的に吸気弁13を開閉駆動するいわゆるロッカアーム式の吸気動弁装置としても構わない。なお、ロッカアーム式の吸気動弁装置のバルブクリアランス自動調整機構としては、ハイドロリックタペットと同様の構成をしたハイドロリックアジャスタがあり、ハイドロリックアジャスタでもハイドロリックタペットと同様にリフトロスLhが生じる。したがって、ロッカアーム式の吸気動弁装置とした場合も、第2実施形態と同様に、リフトロスLhに応じて2壁間消炎距離Lqを補正しても良い。
For example, in each of the above embodiments, the so-called direct-acting intake
また上記の第2実施形態では、冷却水の温度、リフトロスLh及び火炎到達時間Tに応じて各種の補正を施していたが、これらの補正のうち少なくとも1つを実施するようにしても良い。 In the second embodiment, various corrections are performed according to the temperature of the cooling water, the lift loss Lh, and the flame arrival time T. However, at least one of these corrections may be performed.
B 可変バルブタイミング機構
1 機関本体
6 シリンダ(気筒)
13 吸気弁
13a バルブヘッド(弁頭)
18 点火プラグ
100 内燃機関
200 電子制御ユニット(制御装置)
B Variable
13
18
Claims (1)
前記機関本体に設けられ、前記気筒内の混合気を点火する点火プラグと、
前記機関本体に設けられ、吸気弁の閉弁時期を任意の時期に変更可能に構成された可変バルブタイミング機構と、
を備える内燃機関を制御する内燃機関の制御装置であって、
機関負荷が低負荷領域内の少なくとも一部の領域にあるときに、点火時期が、前記吸気弁の弁頭と弁座との間隔が消炎距離以下となる時期であって、かつ当該吸気弁の閉弁時期よりも前の時期となるように点火プラグを制御する点火時期制御部を備える、
内燃機関の制御装置。 An engine body with cylinders;
A spark plug provided in the engine body for igniting an air-fuel mixture in the cylinder;
A variable valve timing mechanism provided in the engine body and configured to change the closing timing of the intake valve to an arbitrary timing;
An internal combustion engine control device for controlling an internal combustion engine comprising:
When the engine load is in at least a part of the low load region, the ignition timing is a timing when the interval between the valve head of the intake valve and the valve seat is equal to or less than the extinguishing distance, and the intake valve An ignition timing control unit for controlling the spark plug so as to be a timing before the valve closing timing;
Control device for internal combustion engine.
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