JP2004332659A

JP2004332659A - Ignition timing control device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP2004332659A
Application number: JP2003131431A
Authority: JP
Inventors: Takahiro Yoshino; 太容吉野
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2003-05-09
Filing date: 2003-05-09
Publication date: 2004-11-25

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an ignition timing control device for an internal combustion engine for controlling a proper ignition timing with high accuracy. <P>SOLUTION: The ignition timing control device comprises an operated condition detecting means 51 for detecting the operated condition of the internal combustion engine, a reference combustion rate calculating means 52 for calculating a preset reference combustion rate in accordance with the operated condition, a reference crank angle calculating means 53 for calculating a crank angle at reaching the reference combustion rate, as a reference crank angle, a combustion speed calculating means 54 for calculating the combustion speed of a cylinder mixture in accordance with the operated condition, a basic heating pattern calculating means 54 for calculating a basic heating pattern of the cylinder mixture, combustion period calculating means 55, 56 for calculating a combustion period from starting ignition to reaching the reference crank angle in accordance with the combustion speed and the basic heating pattern, and an ignition timing calculating means 57 for setting a timing that advances the combustion period from the reference crank angle, as an ignition timing. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関の点火時期制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
エンジンの点火時期は燃費や出力に影響し、また点火時期が狂うとノッキングや失火を生じるおそれがあるので、その制御は非常に重要である。通常は、１０〜１５ｄｅｇＡＴＤＣでシリンダ内圧力が最大圧になるように点火時期を制御している。しかし、点火時期設定の基本となる最大トルク最小進角点火時期（ＭＢＴ）は、エンジン回転速度、負荷、空燃比、ＥＧＲ率等によって時々刻々と変動する。そこで従来は、エンジン回転速度や負荷に応じて設定した基本点火時期マップと、さまざまな運転状態を想定した補正値マップとを備え、運転状態に応じてそれらのマップを参照して制御していた。しかし、そのような方法では、精度を向上させるためにマップの格子数やマップそのものを増やさなければならず、マップを作成するための膨大な予備実験を要する。
【０００３】
そこで、例えば特許文献１では、１０〜１５ｄｅｇＡＴＤＣでシリンダ内圧力が最大圧になるという性質を利用し、燃焼期間を逐次算出して、時々刻々の運転状態に応じたＭＢＴ点火時期を算出している。この燃焼期間は燃焼速度に強く依存しており、さらに燃焼速度は運転条件や、空燃比及びＥＧＲ率等のシリンダ内の混合気の状態によって大きく変化するので、この燃焼期間を正確に算出することが重要である。その一方で、シリンダ内圧力が最大圧になるときのクランク角は、燃焼期間に比べれば変化代が少なく、一定であるとみなすことができる。そこで、上記特許文献１においては、シリンダ内圧力が最大圧になるときのクランク角については一定値とし、燃焼期間の算出に重点をおいてＭＢＴ点火時期を算出している。
【０００４】
【特許文献１】
特開平１０−３０５３５号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、シリンダ内圧力が最大圧になるときのクランク角は、燃焼期間に比べれば変化代が少ないものの実際には変化している。
【０００６】
図１５は、あるエンジンにおいて、実燃焼期間が変化したときのシリンダ内圧力が最大圧になるときのクランク角（θｐｍａｘ）の特性を示す図である。図１５（Ａ）は低回転速度（一定回転速度）、図１５（Ｂ）は中回転速度（一定回転速度）、図１５（Ｃ）は高回転速度（一定回転速度）の場合を示す。なお、実燃焼期間とは、点火後実際に混合気が燃焼している期間であり、燃焼むだ期間（点火後実際に燃焼を開始するまでの期間）は含まない。この実燃焼期間は、例えば空燃比やＥＧＲ率等によって変動する。
【０００７】
この図１５を見てわかるようにエンジン回転速度が一定であっても、実燃焼期間が変動すれば、クランク角θｐｍａｘも変化する。例えば、図１５（Ａ）を見ると、エンジン回転速度が一定であっても、実燃焼期間が長くなるにつれてクランク角θｐｍａｘは進角側にズレている。
【０００８】
また、図１５（Ａ）〜（Ｃ）で同じ燃焼期間のときで比較しても、エンジン回転速度が変動するとクランク角θｐｍａｘも変化していることがわかる。そして例えばクランク角θｐｍａｘは、実燃焼期間が小さいときほど大きく変化していることがわかる。
【０００９】
このように、従来はシリンダ内圧力が最大圧になるときのクランク角を一定としているが、実際は変動があるので運転条件によってはＭＢＴ演算結果が十分に高い精度では得られないという可能性があった。
【００１０】
本発明は、このような従来の問題点に着目してなされたものであり、適切な点火時期を高い精度で制御することができる内燃機関の点火時期制御装置を提供することを目的としている。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
本発明は、以下のような解決手段により、前記課題を解決する。なお、理解を容易にするために、本発明の実施形態に対応する符号を付するが、これに限定されるものではない。
【００１２】
本発明は、内燃機関の運転状態に基づいて所定の基準燃焼割合を算出する基準燃焼割合算出手段（５２）と、前記基準燃焼割合に到達するときのクランク角を基準クランク角として算出する基準クランク角算出手段（５３）と、運転状態に基づいて筒内混合気の燃焼速度を算出する燃焼速度算出手段（５４７）と、筒内混合気の基本熱発生パターンを算出する基本熱発生パターン算出手段（５４８）と、燃焼速度及び基本熱発生パターンに基づいて、点火が行われてから前記基準クランク角になるまでの燃焼期間を算出する燃焼期間算出手段（５５，５６）と、前記基準クランク角より前記燃焼期間分を進角させた時期を点火時期とする点火時期算出手段（５７）とを備えることを特徴とする。
【００１３】
【作用・効果】
本発明は燃焼解析の結果得られたものである。これを図８で説明すると、（Ｃ）は質量燃焼割合の変化を、（Ｂ）は熱発生率の変化を示し、基準燃焼割合に到達するときのクランク角つまり基準クランク角で熱発生率が最大になっている、というのが発明者の知見である。その一方で、理論解析によれば（Ｃ）の波形を微分した波形が（Ｂ）であり、また（Ｂ）の波形は燃焼室形状や点火プラグ位置等によってほぼ決まってしまうため、同一エンジンであればほぼ一定であるとみなすことができる。すなわち、エンジン機種が定まれば（Ｂ）の波形を既知の関数で与えることができる。
【００１４】
これらを総合した結果分かったことは、次のことである。すなわち、（Ｃ）に示す基準燃焼割合を熱発生最大時燃焼割合、基準クランク角（図では基準燃焼割合到達目標クランク角）ＣＡＴＧＭＢを熱発生率最大時クランク角ＣＡＭＸＨＲとすれば、（Ｂ）の波形の熱発生率最大値ＨＲＭＸを算出でき、この最大値ＨＲＭＸから（Ｂ）の実燃焼期間ＤＣＡＢＲＮを算出できる。実燃焼期間ＤＣＡＢＲＮが分かると、（Ｃ）の基準実燃焼期間ＤＣＡＲＬＭＢを算出でき、燃焼無駄期間ＩＧＮＤＥＡＤも算出できる。従って、基準クランク角ＣＡＴＧＭＢより燃焼期間分（ＤＣＡＲＬＭＢ＋ＩＧＮＤＥＡＤ）を進角させた時期を点火時期とすればよいことがわかる。
【００１５】
このように本発明は、燃焼解析と燃焼理論に既知の経験を巧妙に組み合わることで初めて成ったものであり、これによりシリンダ内圧力が最大圧となるときのクランク角に基づかなくてもＭＢＴの得られる点火時期を精度よく与えることができ、かつ従来よりマッチングの工数も格段に減らすことができたのである。
【００１６】
【発明の実施の形態】
以下、図面等を参照して本発明の実施の形態についてさらに詳しく説明する。（第１実施形態）
図１は、本発明のシステムを説明するための概略図である。
【００１７】
空気は吸気コレクタ２に蓄えられた後、吸気マニホールド３を介して各気筒の燃焼室５に導入される。燃料は各気筒の吸気ポート４に配置された燃料インジェクタ２１より噴射供給される。空気中に噴射された燃料は気化しつつ空気と混合してガス（混合気）を作り、燃焼室５に流入する。この混合気は吸気弁１５が閉じることで燃焼室５内に閉じこめられ、ピストン６の上昇によって圧縮される。
【００１８】
この圧縮混合気に対して高圧火花により点火を行うため、パワートランジスタ内蔵の点火コイルを各気筒に配した電子配電システムの点火装置１１を備える。すなわち、点火装置１１は、バッテリからの電気エネルギーを蓄える点火コイル１３と、点火コイル１３の一次側への通電、遮断を行うパワートランジスタと、燃焼室５の天井に設けられ点火コイル１３の一次電流の遮断によって点火コイル１３の二次側に発生する高電圧を受けて、火花放電を行う点火プラグ１４とからなっている。
【００１９】
圧縮上死点より少し手前で点火プラグ１４により火花が飛ばされ圧縮混合気に着火されると、火炎が広がりやがて爆発的に燃焼し、この燃焼によるガス圧がピストン６を押し下げる仕事を行う。この仕事はクランクシャフト７の回転力として取り出される。燃焼後のガス（排気）は排気弁１６が開いたとき排気通路８へと排出される。
【００２０】
排気通路８には三元触媒９を備える。三元触媒９は排気の空燃比が理論空燃比を中心とした狭い範囲（ウインドウ）にあるとき、排気に含まれるＨＣ、ＣＯ、ＮＯｘといった有害三成分を同時に効率よく除去できる。空燃比は吸入空気量と燃料量の比であるので、エンジンの１サイクル（４サイクルエンジンではクランク角で７２０°区間）当たりに燃焼室５に導入される吸入空気量と、燃料インジェクタ２１からの燃料噴射量との比が理論空燃比となるように、エンジンコントローラ５０ではエアフローメータ３２からの吸入空気流量の信号とクランク角センサ（３３、３４）からの信号に基づいて燃料インジェクタ２１からの燃料噴射量を定めると共に、三元触媒９の上流に設けたＯ_２センサ３５からの信号に基づいて空燃比をフィードバック制御している。
【００２１】
吸気コレクタ２の上流には絞り弁２３がスロットルモータ２４により駆動される、いわゆる電子制御スロットル２２を備える。運転者が要求するトルクはアクセルペダル４１の踏み込み量（アクセル開度）に現れるので、エンジンコントローラ５０ではアクセルセンサ４２からの信号に基づいて目標トルクを定め、この目標トルクを実現するための目標空気量を定め、この目標空気量が得られるようにスロットルモータ２４を介して絞り弁２３の開度を制御する。
【００２２】
吸気弁用カムシャフト２５、排気弁用カムシャフト２６及びクランクシャフト７の各前部にはそれぞれカムスプロケット、クランクスプロケットが取り付けられ、これらスプロケットにタイミングチェーン（不図示）を掛け回すことで、カムシャフト２５、２６がエンジンのクランクシャフト７により駆動されるのであるが、このカムスプロケットと吸気弁用カムシャフト２５との間に介在して、作動角一定のまま吸気弁用カムの位相を連続的に制御し得る吸気バルブタイミングコントロール機構（以下、「吸気ＶＴＣ機構」という。）２７と、カムスプロケットと排気弁用カムシャフト２６との間に介在して、作動角一定のまま排気弁用カムの位相を連続的に制御し得る排気バルブタイミングコントロール機構（以下、「排気ＶＴＣ機構」という。）２８とを備える。吸気弁１５の開閉時期や排気弁１６の開閉時期を変えると燃焼室５に残留する不活性ガスの量が変化する。燃焼室５内の不活性ガスの量が増えるほどポンピングロスが減って燃費がよくなるので、運転条件によりどのくらいの不活性ガスが燃焼室５内に残留したらよいかを目標吸気弁閉時期や目標排気弁閉時期にして予め定めており、エンジンコントローラ５０ではそのときの運転条件（エンジンの負荷と回転速度）より目標吸気弁閉時期と目標排気弁閉時期を定め、それら目標値が得られるように吸気ＶＴＣ機構２７、排気ＶＴＣ機構２８の各アクチュエータを介して吸気弁閉時期と排気弁閉時期を制御する。
【００２３】
吸気温度センサ４３からの吸気温度の信号、吸気圧力センサ４４からの吸気圧力の信号、排気温度センサ４５からの排気温度の信号、排気圧力センサ４６からの排気圧力の信号が、水温センサ３７からの冷却水温の信号と共に入力されるエンジンコントローラ５０では、パワートランジスタ１３を介して点火プラグ１４の一次側電流の遮断時期である点火時期を制御する。
【００２４】
この点火時期の制御は、従来はシリンダ内圧力が最大圧になるときにはクランク角がほぼ一定であるという特性を利用して、時々刻々と変化する燃焼速度から燃焼期間を算出することで点火時期を調整していた。しかし、シリンダ内圧力が最大圧になるときのクランク角は、燃焼期間に比べれば変化代が少ないものの実際には変化している。
【００２５】
そこで、本件発明者は、燃焼期間にかかわらず一定となる質量燃焼割合やクランク角が存在することを実験によって突き止めた。ここに質量燃焼割合とは既燃ガス質量を全混合ガス質量で割った値であり、最近の燃焼解析技術の進歩により計測可能となった物理量である。そして、エンジンのシリンダ容積や点火位置等のエンジン特性が定まれば、質量燃焼割合とクランク角との関係は、ある関数で表すことができる。すなわち、その内容を図８に基づいて説明すると、（Ｃ）は質量燃焼割合の変化を、（Ｂ）は熱発生率の変化を示し、基準燃焼割合に到達するときのクランク角つまり基準クランク角で熱発生率が最大になっている、というのが発明者の知見である。その一方で、理論解析によれば（Ｃ）の波形を微分した波形が（Ｂ）であり、また（Ｂ）の波形は燃焼室形状や点火プラグ位置等によってほぼ決まってしまうため、同一エンジンであればほぼ一定であるとみなすことができる。すなわち、エンジン機種が定まれば（Ｂ）の波形を既知の関数で与えることができる。この波形の形状が基本熱発生パターンである。つまりエンジン機種が定まれば基本熱発生パターンも定まるのである。したがって、質量燃焼割合又はクランク角のいずれか一方が定まれば、その関数（基本熱発生パターン）を利用することで他方も極めて短時間で求まるのである。そして、このようにして求めた質量燃焼割合及びクランク角を利用して点火時期を制御すれば、より適切な時期で点火を行うことができるのである。本発明は、発明者の上記知見に基づいてなされたものである。
【００２６】
（本発明の点火時期制御の基本的な考え方）
燃焼時の既燃ガス質量ｍの増大速度ｄｍ／ｄｔは一般に以下で表すことができる。
【００２７】
【数１】

既燃ガス質量ｍの全混合ガス質量Ｍに対する比（ｍ／Ｍ）を質量燃焼割合Ｘといい、全混合ガスのうちの何割を燃焼したかを表す指標となるものである。この質量燃焼割合Ｘ（＝ｍ／Ｍ）をクランク角θで微分したものは、時々刻々のクランク角までに全混合ガスのうちの何割を燃焼したのかを表す指標となり、これを熱発生率という。したがって、熱発生率ｄＸ／ｄθは以下になる。
【００２８】
【数２】

この（２）式を用いて燃焼速度ｖから熱発生率ｄＸ／ｄθを求めることができる。
【００２９】
また、質量燃焼割合Ｘ［％］は、クランク角θ（ただしθＳ≦θ≦θＳ＋θＢ）［ｄｅｇ］の関数として以下で表すことができる。
【００３０】
【数３】

なお、ａ，ｎは燃焼室形状や点火プラグ位置、および燃焼室内のガス流動特性等、エンジン機種によって定まる定数であり、あらかじめこれらを実験等によって予め求めておく。（３）式をθで微分すると以下になる。
【００３１】
【数４】

この熱発生率ｄＸ／ｄθをさらにθで微分した値（ｄ^２Ｘ／ｄθ^２）が０となるθ＝θＭを求め、そのθ＝θＭを（４）式に代入すればｄＸ／ｄθの最大値が求まる。すなわち以下になる。
【００３２】
ｄ^２Ｘ／ｄθ^２＝０
【００３３】
【数５】

【００３４】
【数６】

（６）式においてａ，ｎは定数であるから、θＢが決まれば（６）式の左辺であるｄＸ／ｄθの最大値が一義的に定まり、逆にｄＸ／ｄθの最大値が決まればθＢが一義的に定まることが、この（６）式よりわかる。したがって、（２）式から熱発生率ｄＸ／ｄθの最大値が求まれば、その値と（６）式とによりθＢが一義的に定まるのである。したがって、燃焼速度ｖが決まれば熱発生率ｄＸ／ｄθが定まり、その最大値より実燃焼期間θＢが決まる。
【００３５】
また、（３）式をクランク角θについて解けば以下になる。
【００３６】
【数７】

したがって、基準燃焼割合をあらかじめ求めておけば、この（７）式を利用して、実燃焼開始クランク角θＳを始点としてその基準燃焼割合に到達するまでの期間（θ−θＳ）が求まる。そして、実燃焼開始クランク角θＳから、さらに燃焼むだ期間を減算することで最適な点火時期（ＭＢＴ）が定まるのである。
【００３７】
本発明では、燃焼期間にかかわらず一定となる質量燃焼割合が存在することを実験によって突き止め、また、エンジンのシリンダ容積や点火位置等のエンジン特性が定まれば、質量燃焼割合とクランク角との関係を、ある関数で表すことができることを見いだした。したがって、質量燃焼割合又はクランク角のいずれか一方が定まれば、その関数を利用することで他方も極めて短時間で求まるのである。そして、この質量燃焼割合を基準燃焼割合として、その基準燃焼割合から基準クランク角を算出して、基準燃焼割合及び基準クランク角を利用することで、より適切な時期で点火を行うものである。
【００３８】
以下では、具体的な点火時期制御装置について説明する。
【００３９】
図２は、本発明による点火時期制御装置の第１実施形態を示すブロック図である。
【００４０】
エンジンコントローラ（点火制御装置）５０は、エンジン運転状態検出部５１と、基準燃焼割合算出部５２と、基準燃焼割合到達クランク角算出部５３と、実燃焼期間算出部５４と、基準実燃焼期間算出部５５と、燃焼むだ期間算出部５６と、基本点火時期算出部５７と、進角／遅角限界算出部５８と、点火時期算出部５９とを有する。
【００４１】
エンジン運転状態検出部５１は、エンジンの運転状態として、基本パルス幅Ｔｐ［ｍｓｅｃ］、１シリンダ１行程当たりの吸入空気質量ＱＡ［ｋｇ］、空燃比ＡＢＹＦ［−］、エンジン回転速度ＮＥ［ｒｐｍ］等を検出する。
【００４２】
基準燃焼割合算出部５２は、制御対象エンジンの基準燃焼割合を算出する。この基準燃焼割合とは、実燃焼期間が変動しても一定値となる質量燃焼割合であり、このような一定値を基準値とするのである。この基準燃焼割合はエンジンのシリンダ形状や点火位置等のエンジン特性によって定まるものである。この基準燃焼割合をあらかじめ予備実験によって求めておく。基準燃焼割合算出部５２は、それをデータとして記憶しておき、この記憶してあるデータに基づいて基準燃焼割合を算出する。本実施形態の点火時期装置の予備実験データを図３に示す。
【００４３】
図３は、制御対象エンジンにおいて、実燃焼期間が変化したときの質量燃焼割合（ｍ／Ｍ）を、クランク角が５，７，１０ｄｅｇＡＴＤＣについて示した線図である。図３（Ａ）はエンジン回転速度が８００ｒｐｍ、図３（Ｂ）は２０００ｒｐｍ、図３（Ｃ）は４０００ｒｐｍの場合である。
【００４４】
図３（Ａ）を見てわかるように、エンジン回転速度が８００ｒｐｍのときはクランク角１０ｄｅｇＡＴＤＣのときに質量燃焼割合が一定（５０％）である。また、図３（Ｂ）を見てわかるように、エンジン回転速度が２０００ｒｐｍのときはクランク角７ｄｅｇＡＴＤＣのときに質量燃焼割合が一定（５０％）である。さらに、図３（Ｃ）を見てわかるように、エンジン回転速度が４０００ｒｐｍのときはクランク角５ｄｅｇＡＴＤＣのときに質量燃焼割合が一定（５０％）である。
【００４５】
このような予備実験に基づいて、本実施形態の基準燃焼割合算出部５２では、基準燃焼割合として５０％を記憶しておく。なお、図３では、エンジン回転速度の相違にかかわらず質量燃焼割合が５０％の一定値となったが、エンジン回転速度に応じて変化することも考えられる。したがって、その場合にはエンジン回転速度によって変化する質量燃焼割合のデータを記憶しておき、エンジン回転速度に応じてその結果を算出するようにすればよい。そして、そのように質量燃焼割合が変化する場合については第２実施形態に示してある。
【００４６】
基準燃焼割合到達クランク角算出部５３は、基準燃焼割合に到達するときのクランク角ＣＡＴＧＭＢ［ｄｅｇＡＴＤＣ］を算出する。具体的な算出法については図４を参照して説明する。なお図４は基準燃焼割合到達クランク角の算出フローを示す図である。
【００４７】
基準燃焼割合到達クランク角算出部５３は、クランク角算出テーブル５３１を有している。このクランク角算出テーブル５３１は、実燃焼期間が変動しても質量燃焼割合が一定値になるときのクランク角（すなわち基準燃焼割合に対するクランク角）を、エンジン回転速度との関係でプロットしたものである。すなわち、エンジン回転速度が８００ｒｐｍである図３（Ａ）においてクランク角１０ｄｅｇで質量燃焼割合が一定値（５０％）になっているが、この点をＡにプロットしてある。また、エンジン回転速度が２０００ｒｐｍである図３（Ｂ）においてクランク角７ｄｅｇで質量燃焼割合が一定値（５０％）になっているが、この点をＢにプロットしてある。さらに、エンジン回転速度が４０００ｒｐｍである図３（Ｃ）においてクランク角５ｄｅｇで質量燃焼割合が一定値（５０％）になっているが、この点をＣにプロットしてある。クランク角算出テーブル５３１は、このようにしてプロットした点を結んだ線を示した。
【００４８】
基準燃焼割合到達クランク角算出部５３は、エンジン回転速度ＮＥ［ｒｐｍ］を入力して、クランク角算出テーブル５３１に基づいて基準燃焼割合到達クランク角を算出する。また、基準燃焼割合に到達したときが熱発生率の最大となるときであるので、この基準燃焼割合到達クランク角と同値を熱発生率最大時クランク角ＣＡＭＸＨＲ［ｄｅｇＡＴＤＣ］とする。
【００４９】
実燃焼期間算出部５４は、実燃焼期間ＤＣＡＢＲＮ［ｄｅｇＣＡ］を算出する。具体的な算出法については図５を参照して説明する。なお図５は基準燃焼割合到達クランク角の算出フローを示す図である。
【００５０】
実燃焼期間算出部５４は、火炎径割合算出テーブル５４１と、ピストン変位算出テーブル５４２と、火炎表面積算出部５４３と、圧力温度比算出テーブル５４４と、気体定数算出部５４５と、ガス密度算出部５４６と、燃焼速度算出部５４７と、熱発生率最大値算出部５４８と、実燃焼期間算出テーブル５４９とを有している。
【００５１】
実燃焼期間算出部５４は、まず始めに熱発生最大時の質量燃焼割合ＭＢＭＸＨＲ［％］（＝５０％）を入力し、火炎径割合算出テーブル５４１に基づいて、熱発生率最大時の火炎径割合ＲＦＭＸＨＲ［−］を算出する。なお、火炎径割合とは、火炎が円柱状に生成していると仮定したときに、火炎円柱径のシリンダボアに対する割合である。
【００５２】
また、実燃焼期間算出部５４は、熱発生率最大時クランク角ＣＡＭＸＨＲ［ｄｅｇＡＴＤＣ］を入力し、ピストン変位算出テーブル５４２に基づいて熱発生率最大時のピストン変位ＳＴＭＸＨＲ［ｍ］を算出する。
【００５３】
そして、火炎表面積算出部５４３においては、火炎が円柱状に生成しているとして、火炎径割合ＲＦＭＸＨＲ［−］及びピストン変位ＳＴＭＸＨＲ［ｍ］に基づいて熱発生率最大時の火炎表面積ＡＦＭＸＨＲ［ｍ^２］を算出する。なお、熱発生率最大時火炎表面積ＡＦＭＸＨＲ［ｍ^２］は以下の式で表される。
【００５４】
【数８】

また、実燃焼期間算出部５４は、熱発生率最大時クランク角ＣＡＭＸＨＲ［ｄｅｇＡＴＤＣ］及び基本パルス幅Ｔｐ［ｍｓｅｃ］を入力して、圧力温度比算出テーブル５４４に基づいて熱発生率最大時の圧力温度比ＲＰＴＭＸＨＲ［Ｐａ／Ｋ］を算出する。
【００５５】
また、実燃焼期間算出部５４は、１シリンダ１行程当たりの吸入空気質量ＱＡ［ｋｇ］及び空燃比ＡＢＹＦ［−］を入力して、気体定数算出部５４５で筒内ガス気体定数ＲＧＡＳＣＹＬ［Ｊ／（ｋｇ・Ｋ）］を算出する。
【００５６】
なお、気体定数Ｒ１、質量Ｍ１の気体と、気体定数Ｒ２、質量Ｍ２の気体とを混合したときの気体定数Ｒは、一般に以下の式で表される。
【００５７】
【数９】

また、空燃比ＡＢＹＦ＝ＱＡ／ＱＦ
ＱＡ：１シリンダ１行程当たりの吸入空気質量［ｋｇ］
ＱＦ：１シリンダ１行程当たりの吸入燃料質量［ｋｇ］
したがって、筒内ガス気体定数ＲＧＡＳＣＹＬ［Ｊ／（ｋｇ・Ｋ）］は、以下の式で表される。
【００５８】
【数１０】

そして、ガス密度算出部５４６において、圧力温度比ＲＰＴＭＸＨＲ［Ｐａ／Ｋ］及び筒内ガス気体定数ＲＧＡＳＣＹＬ［Ｊ／（ｋｇ・Ｋ）］に基づいて、熱発生率最大時の筒内ガス密度ＲＯＭＸＨＲ［ｋｇ／ｍ^３］を算出する。なお熱発生率最大時筒内ガス密度ＲＯＭＸＨＲ［ｋｇ／ｍ^３］は以下の式で表される。
【００５９】
【数１１】

実燃焼期間算出部５４は、エンジン回転速度ＮＥ［ｒｐｍ］を入力し、燃焼速度算出部５４７において熱発生率最大時の燃焼速度ＳＦＭＸＨＲ［ｍ／ｓ］を算出する。まず始めにガス流動の乱れ強さＳＴ［−］を算出し、そのＳＴに層流燃焼速度ＳＬ［ｍ／ｓ］を乗じて熱発生率最大時燃焼速度ＳＦＭＸＨＲ［ｍ／ｓ］を算出する。
【００６０】
すなわち、
ＳＴ＝Ｃ×ＮＥ …（１２）
ただし、Ｃ：定数、
なお、回転速度をパラメータとするテーブルから乱れ強さＳＴを求めてもよい。
【００６１】
また、ＳＦＭＸＨＲ［ｍ／ｓ］＝ＳＬ×ＳＴ…（１３）
ただし、ＳＬ：層流燃焼速度［ｍ／ｓｅｃ］、
なお層流燃焼速度ＳＬは予め実験的に求めた固定値である。
【００６２】
続いて、熱発生率最大時火炎表面積ＡＦＭＸＨＲ［ｍ^２］、熱発生率最大時筒内ガス密度ＲＯＭＸＨＲ［ｋｇ／ｍ^３］、１シリンダ１行程当たりの吸入空気質量ＱＡ［ｋｇ］、空燃比ＡＢＹＦ［−］、熱発生率最大時燃焼速度ＳＦＭＸＨＲ［ｍ／ｓ］、エンジン回転速度ＮＥ［ｒｐｍ］に基づいて、熱発生率最大値算出部５４８において熱発生率最大値ＨＲＭＸ［％／ｄｅｇＣＡ］を求める。ここに、熱発生率は上記の（２）式で表される。
【００６３】
したがって、ρにＲＯＭＸＨＲ（熱発生率最大時筒内ガス密度）［ｋｇ／ｍ^３］を、ＡにＡＦＭＸＨＲ（熱発生率最大時火炎表面積）［ｍ^２］を、ｖに熱発生率最大時燃焼速度ＳＦＭＸＨＲ［ｍ／ｓ］を、それぞれ代入する。また、Ｍは以下で表される。
【００６４】
【数１２】

ｄθ／ｄｔはクランク角θの回転速度であるから、エンジン回転速度ＮＥ［ｒｐｍ］の単位変換をして６×ＮＥ［ｄｅｇ／ｓｅｃ］となる。
【００６５】
以上より熱発生率最大値ＨＲＭＸ［％／ｄｅｇＣＡ］は以下で表される。
【００６６】
【数１３】

続いて、実燃焼期間算出テーブル５４９で、この熱発生率最大値ＨＲＭＸ［％／ｄｅｇＣＡ］に基づいて実燃焼期間ＤＣＡＢＲＮ［ｄｅｇＣＡ］を算出する。
【００６７】
基準実燃焼期間算出部５５は、基準実燃焼期間ＤＣＡＲＬＭＢ［ｄｅｇＣＡ］を算出する。具体的な算出法については図６を参照して説明する。なお図６は基準実燃焼期間の算出フローを示す図である。
【００６８】
基準実燃焼期間算出部５５は、実燃焼期間算出テーブル５５１を有している。この実燃焼期間算出テーブル５５１は、ある燃焼割合のときの実燃焼期間と基準燃焼割合到達期間との関係を示すテーブルである。本実施形態では５０％の燃焼割合のときの関係を示している。
【００６９】
基準実燃焼期間算出部５５では、実燃焼期間ＤＣＡＢＲＮ［ｄｅｇＣＡ］を入力し、実燃焼期間算出テーブル５５１に基づいて基準実燃焼期間ＤＣＡＲＬＭＢ［ｄｅｇＣＡ］を算出する。
【００７０】
燃焼むだ期間算出部５６は、燃焼むだ期間ＩＧＮＤＥＡＤ［ｄｅｇＣＡ］を算出する。具体的な算出法については図７を参照して説明する。なお図７は燃焼むだ期間の算出フローを示す図である。
【００７１】
燃焼むだ期間算出部５６では、燃焼むだ時間ＤＥＡＤＴＩＭＥ［ｓｅｃ］及びエンジン回転速度ＮＥ［ｒｐｍ］を入力して燃焼むだ期間ＩＧＮＤＥＡＤ［ｄｅｇＣＡ］を算出する。なお燃焼むだ期間ＩＧＮＤＥＡＤ［ｄｅｇＣＡ］は以下の式で表される。
【００７２】

基本点火時期算出部５７は、基本点火時期ＭＢＴＣＡＬ［ｄｅｇＢＴＤＣ］を算出する。なお基本点火時期ＭＢＴＣＡＬ［ｄｅｇＢＴＤＣ］は以下の式で表される。
【００７３】
ＭＢＴＣＡＬ［ｄｅｇＢＴＤＣ］＝ＤＣＡＲＬＭＢ［ｄｅｇＣＡ］−ＣＡＴＧＭＢ［ｄｅｇＡＴＤＣ］＋ＩＧＮＤＥＡＤ［ｄｅｇＣＡ］
進角／遅角限界算出部５８は進角／遅角限界を算出する。すなわち、クランク角が進みすぎたり、遅れすぎたりすると、ノッキングや失火を生じるので、限界値を設け、その限界値以上の進角／遅角を防止する。
【００７４】
点火時期算出部５９は点火時期を算出する。具体的には、基本点火時期ＭＢＴＣＡＬ［ｄｅｇＢＴＤＣ］が進角／遅角の限界値を超えていなければ、その基本点火時期ＭＢＴＣＡＬを点火時期にし、超えていたらその限界値を点火時期にする。
【００７５】
前述の通り、従来はシリンダ内圧力が最大圧Ｐｍａｘになるクランク角θｐｍａｘがほぼ一定になるという性質を利用し、燃焼期間を逐次算出して、時々刻々の運転状態に応じた適切な点火時期を制御していた。しかし、シリンダ内圧力が最大圧になるときのクランク角や質量燃焼割合は実際には変化している。例えば、図８（Ａ）では、クランク角とシリンダ内圧との関係を、燃焼時を実線で、モータリング時を破線で示してあるが、このようにシリンダ内圧力が最大圧Ｐｍａｘになるクランク角θｐｍａｘは一定値ではない。そのため、運転条件によってはＭＢＴ演算結果が十分に高い精度では得られないという可能性があった。
【００７６】
そこで、本件発明者は、燃焼期間にかかわらず一定となる質量燃焼割合が存在し、また、エンジンのシリンダ容積や点火位置等のエンジン特性が定まれば、質量燃焼割合とクランク角との関係を、ある関数で表すことができることを見いだし、その性質を利用して、その質量燃焼割合を基準値（基準燃焼割合）とし、その基準燃焼割合に到達したときのクランク角から点火時期を決めるようにしたのである。
【００７７】
具体的には図２及び図８（Ｂ）（Ｃ）を参照して説明する。
【００７８】
ステップ１として、基準燃焼割合算出部５２により基準燃焼割合を算出する。
【００７９】
ステップ２として、基準燃焼割合到達クランク角算出部５３により基準燃焼割合到達クランク角（ＣＡＴＧＭＢ）を算出する。
【００８０】
ステップ３として、燃焼期間（ＤＣＡＲＬＭＢ＋ＩＧＮＤＥＡＤ）を算出する。始めに実燃焼期間算出部５４において熱発生率最大値（ＨＲＭＸ）を求め、この熱発生率最大値（ＨＲＭＸ）により実燃焼期間（ＤＣＡＢＲＮ）を算出する。そして、基準実燃焼期間算出部５５で実燃焼期間（ＤＣＡＢＲＮ）に基づいて基準実燃焼期間（ＤＣＡＲＬＭＢ）を求める。また、燃焼むだ期間算出部５６で燃焼むだ期間（ＩＧＮＤＥＡＤ）を算出する。
【００８１】
ステップ４として、基本点火時期算出部５７で基本点火時期ＭＢＴＣＡＬ（＝ＤＣＡＲＬＭＢ［ｄｅｇＣＡ］−ＣＡＴＧＭＢ［ｄｅｇＡＴＤＣ］＋ＩＧＮＤＥＡＤ［ｄｅｇＣＡ］）を算出する。そして、この基本点火時期ＭＢＴＣＡＬが進角／遅角限界算出部５８で算出した進角／遅角限界内であれば、その時期で点火を行うのである。
【００８２】
このように、燃焼期間にかかわらず一定になる基準値を算出し、その基準値から基準クランク角を算出して、その基準クランク角になるまでの燃焼期間分を進角させた時期を点火時期とするようにしたので、燃焼期間にかかわらず、最適な点火時期を極めて短時間で算出することができるようになり、点火時期を高い精度で制御することができるようになったのである。
【００８３】
（第２実施形態）
図９は本発明による点火時期制御装置の第２実施形態を示すブロック図である。なお以下の実施形態では前述した第１実施形態と同様の機能を果たす部分には同一の符号を付して重複する説明を適宜省略する。
【００８４】
本実施形態の点火時期制御装置は、基準実燃焼期間算出部５５ａにおいて基準燃焼割合ＭＢＴＧをも入力し、その基準燃焼割合ＭＢＴＧ及び実燃焼期間ＤＣＡＢＲＮに基づいて基準実燃焼期間ＤＣＡＲＬＭＢ［ｄｅｇＣＡ］を算出するものである。具体的な算出法については図１０を参照して説明する。なお図１０は基準実燃焼期間の算出フローを示す図である。
【００８５】
基準実燃焼期間算出部５５ａは、実燃焼期間算出テーブル５５１ａを有している。この実燃焼期間算出テーブル５５１ａは、燃焼割合ごとに実燃焼期間と基準燃焼割合到達期間との関係を示すマップである。
【００８６】
基準実燃焼期間算出部５５ａでは、実燃焼期間ＤＣＡＢＲＮ［ｄｅｇＣＡ］及び基準燃焼割合ＭＢＴＧ［％］を入力し、実燃焼期間算出テーブル５５１ａに基づいて基準実燃焼期間ＤＣＡＲＬＭＢ［ｄｅｇＣＡ］を算出する。
【００８７】
上述の第１実施形態では、エンジン回転速度の変動にかかわらず質量燃焼割合が一定値となっていたが、質量燃焼割合が変動する場合には本実施形態のように実燃焼期間ＤＣＡＢＲＮ［ｄｅｇＣＡ］及び基準燃焼割合ＭＢＴＧ［％］に基づいて基準実燃焼期間ＤＣＡＲＬＭＢ［ｄｅｇＣＡ］を算出するようにする。このようにすることでさまざまなエンジンにおいて本発明を適用することができるのである。
【００８８】
（第３実施形態）
図１１は本発明による点火時期制御装置の第３実施形態を示すブロック図である。
【００８９】
本実施形態の点火制御装置（エンジンコントローラ）６０は、基準クランク角に基づいて基準クランク角到達時燃焼割合を算出し、さらにその基準クランク角到達時燃焼割合に基づいて基準実燃焼期間を算出して点火時期を決定しようとするものである。以下では前述した第１実施形態と同様の機能を果たす部分には同一の符号を付して重複する説明を適宜省略する。
【００９０】
エンジンコントローラ（点火制御装置）６０は、エンジン運転状態検出部５１と、実燃焼期間算出部５４と、基準実燃焼期間算出部５５ｂと、燃焼むだ期間算出部５６と、基本点火時期算出部５７と、進角／遅角限界算出部５８と、点火時期算出部５９と、基準クランク角算出部６１と、基準クランク角到達時燃焼割合算出部６２とを有する。
【００９１】
基準クランク角算出部６１は、制御対象エンジンの熱発生率が最大になる時のクランク角ＣＡＭＸＨＲ［ｄｅｇＡＴＤＣ］を算出する。具体的な算出法については図１２を参照して説明する。なお、図１２は基準燃焼割合到達クランク角の算出フローを示す図である。
【００９２】
基準クランク角算出部６１は、クランク角算出テーブル６１１を有している。このクランク角算出テーブル６１１は、実燃焼期間が変化しても質量燃焼割合が一定値になるときのクランク角を、エンジン回転速度との関係でプロットしたものである。すなわち、エンジン回転速度が８００ｒｐｍである図３（Ａ）においてクランク角１０ｄｅｇで質量燃焼割合が一定値（５０％）になっているが、この点をＡにプロットしてある。また、エンジン回転速度が２０００ｒｐｍである図３（Ｂ）においてクランク角７ｄｅｇで質量燃焼割合が一定値（５０％）になっているが、この点をＢにプロットしてある。さらに、エンジン回転速度が４０００ｒｐｍである図３（Ｃ）においてクランク角５ｄｅｇで質量燃焼割合が一定値（５０％）になっているが、この点をＣにプロットしてある。クランク角算出テーブル６１１は、このようにしてプロットした点を結んだ線を示した。
【００９３】
熱発生率最大時クランク角算出部６１は、エンジン回転速度ＮＥ［ｒｐｍ］を入力して、クランク角算出テーブル６１１に基づいて、熱発生率最大時クランク角ＣＡＭＸＨＲ［ｄｅｇＡＴＤＣ］を算出する。
【００９４】
そして、この熱発生率最大時クランク角ＣＡＭＸＨＲ［ｄｅｇＡＴＤＣ］に基づいて、実燃焼期間算出部５４で実燃焼期間ＤＣＡＢＲＮ［ｄｅｇＣＡ］を算出する。
【００９５】
基準クランク角到達時燃焼割合算出部６２は、基準クランク角（熱発生率最大時クランク角）に到達した時の燃焼割合ＭＢＴＧＣＡ［％］を算出部する。具体的な算出法については図１３を参照して説明する。なお図１３は基準クランク角到達時燃焼割合の算出フローを示す図である。
【００９６】
基準クランク角到達時燃焼割合算出部６２は、燃焼割合算出テーブル６２１を有している。この燃焼割合算出テーブル６２１は、燃焼期間ごとに燃焼割合とエンジン回転速度との関係を示すマップである。基準クランク角到達時燃焼割合算出部６２では、エンジン回転速度ＮＥ［ｒｐｍ］及び実燃焼期間ＤＣＡＢＲＮ［ｄｅｇＣＡ］を入力し、燃焼割合算出テーブル６３１に基づいて基準クランク角到達時燃焼割合ＭＢＴＧＣＡ［％］を算出する。
【００９７】
そして、この基準クランク角到達時燃焼割合ＭＢＴＧＣＡ［％］に基づいて基準実燃焼期間算出部５５ｂで基準実燃焼期間ＤＣＡＲＬＭＢ［ｄｅｇＣＡ］を算出する。具体的な算出法については図１４を参照して説明する。なお図１４は基準実燃焼期間の算出フローを示す図である。
【００９８】
基準実燃焼期間算出部５５ｂは、実燃焼期間算出テーブル５５１ｂを有している。この実燃焼期間算出テーブル５５１ｂは、燃焼割合ごとに実燃焼期間と基準燃焼割合到達期間との関係を示すマップである。基準実燃焼期間算出部５５ｂでは、実燃焼期間ＤＣＡＢＲＮ［ｄｅｇＣＡ］及び基準クランク角到達時燃焼割合ＭＢＴＧＣＡ［％］を入力し、実燃焼期間算出テーブル５５１ｂに基づいて基準実燃焼期間ＤＣＡＲＬＭＢ［ｄｅｇＣＡ］を算出する。
【００９９】
そして、この基準実燃焼期間ＤＣＡＲＬＭＢ［ｄｅｇＣＡ］に基づいて基本点火時期算出部５７で基本点火時期ＭＢＴＣＡＬ［ｄｅｇＢＴＤＣ］を算出する。なお基本点火時期ＭＢＴＣＡＬ［ｄｅｇＢＴＤＣ］は以下の式で表される。
【０１００】
ＭＢＴＣＡＬ［ｄｅｇＢＴＤＣ］＝ＤＣＡＲＬＭＢ［ｄｅｇＣＡ］−ＣＡＴＧＭＢ［ｄｅｇＡＴＤＣ］＋ＩＧＮＤＥＡＤ［ｄｅｇＣＡ］
そして、第１実施形態と同様に点火時期算出部５９で点火時期を算出する。
【０１０１】
本実施形態のように、基準クランク角を始めに求め、そのクランク角に達したときの質量燃焼割合を算出するようにしても、上記実施形態と同様に、より高い精度で適切な時期で点火することが可能である。
【０１０２】
以上説明した実施形態に限定されることなく、その技術的思想の範囲内において種々の変形や変更が可能であり、それらも本発明と均等であることは明白である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明のシステムを説明するための概略図である。
【図２】本発明による点火時期制御装置の第１実施形態を示すブロック図である。
【図３】制御対象エンジンにおいて、実燃焼期間が変化したときの質量燃焼割合を、クランク角が５，７，１０ｄｅｇＡＴＤＣについて示した線図である。
【図４】基準燃焼割合到達クランク角の算出フローを示す図である。
【図５】基準燃焼割合到達クランク角の算出フローを示す図である。
【図６】基準実燃焼期間の算出フローを示す図である。
【図７】燃焼むだ期間の算出フローを示す図である。
【図８】本発明のポイントを説明する図である。
【図９】本発明による点火時期制御装置の第２実施形態を示すブロック図である。
【図１０】基準実燃焼期間の算出フローを示す図である。
【図１１】本発明による点火時期制御装置の第３実施形態を示すブロック図である。
【図１２】基準燃焼割合到達クランク角の算出フローを示す図である。
【図１３】基準クランク角到達時燃焼割合の算出フローを示す図である。
【図１４】基準実燃焼期間の算出フローを示す図である。
【図１５】あるエンジンにおいて、実燃焼期間が変化したときのシリンダ内圧力が最大圧になるときのクランク角、質量燃焼割合の特性を示す図である。
【符号の説明】
１エンジン
５燃焼室
１３点火コイル
１４点火プラグ
１５吸気弁
１６排気弁
２１燃料インジェクタ
３３、３４クランク角センサ
５０エンジンコントローラ（点火制御装置）
５１エンジン運転状態検出部（運転状態検出手段）
５２基準燃焼割合算出部（基準燃焼割合算出手段）
５３基準燃焼割合到達クランク角算出部（基準クランク角算出手段）
５４実燃焼期間算出部
５４７燃焼速度算出部（燃焼速度算出手段）
５４８熱発生率最大値算出部
５５基準実燃焼期間算出部
５６燃焼むだ期間算出部
５７基本点火時期算出部
５８進角／遅角限界算出部
５９点火時期算出部[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an ignition timing control device for an internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
The control of the ignition timing of the engine is very important because it affects the fuel efficiency and output, and if the ignition timing is incorrect, knocking or misfire may occur. Normally, the ignition timing is controlled so that the pressure in the cylinder becomes the maximum pressure at 10 to 15 degATDC. However, the maximum torque minimum advance ignition timing (MBT), which is the basis for setting the ignition timing, varies from moment to moment depending on the engine speed, load, air-fuel ratio, EGR rate, and the like. Therefore, conventionally, a basic ignition timing map set according to the engine speed and load, and a correction value map assuming various operating states are provided, and control is performed by referring to these maps according to the operating state. . However, in such a method, the number of grids of the map or the map itself must be increased in order to improve the accuracy, and an enormous preliminary experiment for creating the map is required.
[0003]
Therefore, for example, in Patent Literature 1, the combustion period is sequentially calculated by utilizing the property that the pressure in the cylinder reaches the maximum pressure at 10 to 15 degATDC, and the MBT ignition timing according to the operating state is calculated every moment. . Since this combustion period strongly depends on the combustion speed, and the combustion speed greatly changes depending on the operating conditions and the state of the air-fuel mixture in the cylinder such as the air-fuel ratio and the EGR ratio, it is necessary to calculate this combustion period accurately. is important. On the other hand, the crank angle when the pressure in the cylinder reaches the maximum pressure has a smaller variation compared to the combustion period, and can be regarded as being constant. Therefore, in Patent Document 1, the crank angle when the cylinder pressure reaches the maximum pressure is set to a constant value, and the MBT ignition timing is calculated with emphasis on the calculation of the combustion period.
[0004]
[Patent Document 1]
JP-A-10-30535
[Problems to be solved by the invention]
However, the crank angle when the pressure in the cylinder reaches the maximum pressure actually changes although the margin for change is smaller than the combustion period.
[0006]
FIG. 15 is a graph showing the characteristics of the crank angle (θpmax) when the pressure in the cylinder reaches the maximum pressure when the actual combustion period changes in a certain engine. 15A shows a case of a low rotation speed (constant rotation speed), FIG. 15B shows a case of a medium rotation speed (constant rotation speed), and FIG. 15C shows a case of a high rotation speed (constant rotation speed). Note that the actual combustion period is a period during which the air-fuel mixture is actually burning after ignition, and does not include a dead combustion period (a period from the ignition to the actual start of combustion). The actual combustion period varies depending on, for example, the air-fuel ratio and the EGR rate.
[0007]
As can be seen from FIG. 15, even if the engine rotational speed is constant, if the actual combustion period changes, the crank angle θpmax also changes. For example, referring to FIG. 15A, the crank angle θpmax shifts to the advanced side as the actual combustion period becomes longer, even if the engine rotation speed is constant.
[0008]
15A to 15C, it can be seen that the crank angle θpmax also changes when the engine rotation speed fluctuates even when the combustion period is the same. Then, for example, it is understood that the crank angle θpmax changes more as the actual combustion period becomes shorter.
[0009]
As described above, conventionally, the crank angle when the pressure in the cylinder reaches the maximum pressure is fixed, but there is a possibility that the MBT calculation result may not be obtained with sufficiently high accuracy depending on the operating conditions due to actual fluctuations. Was.
[0010]
The present invention has been made in view of such conventional problems, and has as its object to provide an ignition timing control device for an internal combustion engine that can control an appropriate ignition timing with high accuracy.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
The present invention solves the above problem by the following means. Note that, for easy understanding, reference numerals corresponding to the embodiments of the present invention are given, but the present invention is not limited thereto.
[0012]
The present invention provides a reference combustion ratio calculating means (52) for calculating a predetermined reference combustion ratio based on an operation state of an internal combustion engine, and a reference crank for calculating a crank angle when the reference combustion ratio is reached as a reference crank angle. Angle calculation means (53), combustion speed calculation means (547) for calculating the combustion speed of the in-cylinder mixture based on the operating state, and basic heat generation pattern calculation means for calculating the basic heat generation pattern of the in-cylinder mixture (548), a combustion period calculating means (55, 56) for calculating a combustion period from ignition to the reference crank angle based on the combustion speed and the basic heat generation pattern, and the reference crank angle And ignition timing calculating means (57) for setting an ignition timing at a timing obtained by advancing the combustion period.
[0013]
[Action / Effect]
The present invention has been obtained as a result of combustion analysis. Referring to FIG. 8, (C) indicates a change in the mass combustion rate, and (B) indicates a change in the heat generation rate. The heat generation rate at the crank angle at which the reference combustion rate is reached, that is, at the reference crank angle. It is the inventor's finding that it is at its maximum. On the other hand, according to the theoretical analysis, the waveform obtained by differentiating the waveform of (C) is (B), and the waveform of (B) is almost determined by the shape of the combustion chamber and the position of the spark plug. If there is, it can be considered that it is almost constant. That is, if the engine model is determined, the waveform of (B) can be given by a known function.
[0014]
As a result of summing up these things, we learned the following. That is, if the reference combustion ratio shown in (C) is the maximum heat generation combustion ratio and the reference crank angle (the target combustion ratio reaching target crank angle in the figure) CATGMB is the maximum heat generation ratio crank angle CAMXHR, then (B) The maximum heat release rate HRMX of the waveform can be calculated, and the actual combustion period DCABRN of (B) can be calculated from the maximum value HRMX. When the actual combustion period DCABRN is known, the reference actual combustion period DCARLMB of (C) can be calculated, and the combustion dead period IGNDEAD can also be calculated. Therefore, it is understood that the ignition timing may be set to a timing obtained by advancing the combustion period (DCARLMB + IGNDEAD) by the reference crank angle CATGMB.
[0015]
As described above, the present invention has been accomplished for the first time by skillfully combining known experience with combustion analysis and combustion theory, whereby MBT can be performed without being based on the crank angle when the cylinder pressure reaches the maximum pressure. Can be given with high accuracy, and the number of steps of matching can be significantly reduced as compared with the prior art.
[0016]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in more detail with reference to the drawings and the like. (1st Embodiment)
FIG. 1 is a schematic diagram for explaining the system of the present invention.
[0017]
After the air is stored in the intake collector 2, it is introduced into the combustion chamber 5 of each cylinder via the intake manifold 3. The fuel is injected and supplied from a fuel injector 21 arranged in the intake port 4 of each cylinder. The fuel injected into the air is vaporized and mixed with the air to form a gas (air-fuel mixture), which flows into the combustion chamber 5. This air-fuel mixture is confined in the combustion chamber 5 by closing the intake valve 15, and is compressed by the rise of the piston 6.
[0018]
In order to ignite the compressed air-fuel mixture with a high-pressure spark, an ignition device 11 of an electronic power distribution system having an ignition coil with a built-in power transistor in each cylinder is provided. That is, the ignition device 11 includes an ignition coil 13 for storing electric energy from a battery, a power transistor for energizing and interrupting the primary side of the ignition coil 13, and a primary current for the ignition coil 13 provided on the ceiling of the combustion chamber 5. And a spark plug 14 that receives a high voltage generated on the secondary side of the ignition coil 13 by the interruption of the spark plug 13 and performs a spark discharge.
[0019]
When a spark is blown by the spark plug 14 and ignites the compressed air-fuel mixture shortly before the compression top dead center, the flame spreads and burns explosively, and the gas pressure by this combustion performs the work of pushing down the piston 6. This work is taken out as the rotational force of the crankshaft 7. The burned gas (exhaust gas) is discharged to the exhaust passage 8 when the exhaust valve 16 is opened.
[0020]
The exhaust passage 8 includes a three-way catalyst 9. When the air-fuel ratio of the exhaust gas is in a narrow range (window) centered on the stoichiometric air-fuel ratio, the three-way catalyst 9 can simultaneously efficiently remove harmful three components such as HC, CO, and NOx contained in the exhaust gas. Since the air-fuel ratio is the ratio of the amount of intake air to the amount of fuel, the amount of intake air introduced into the combustion chamber 5 per one cycle of the engine (in a 4-cycle engine, 720 ° section in crank angle) and the amount of The engine controller 50 controls the fuel from the fuel injector 21 based on the intake air flow rate signal from the air flow meter 32 and the signal from the crank angle sensors (33, 34) so that the ratio with the fuel injection amount becomes the stoichiometric air-fuel ratio. The injection amount is determined, and the air-fuel ratio is feedback-controlled based on a signal from an O ₂ sensor 35 provided upstream of the three-way catalyst 9.
[0021]
An upstream of the intake collector 2 is provided with a so-called electronic control throttle 22 in which a throttle valve 23 is driven by a throttle motor 24. Since the torque required by the driver appears in the amount of depression of the accelerator pedal 41 (accelerator opening), the engine controller 50 determines a target torque based on a signal from the accelerator sensor 42, and sets a target air for realizing the target torque. The throttle valve 23 is controlled via the throttle motor 24 so that the target air amount is obtained.
[0022]
A cam sprocket and a crank sprocket are respectively attached to the front portions of the intake valve camshaft 25, the exhaust valve camshaft 26, and the crankshaft 7, and a timing chain (not shown) is wound around these sprockets to form a camshaft. 25 and 26 are driven by the crankshaft 7 of the engine, and are interposed between the cam sprocket and the camshaft 25 for the intake valve to continuously shift the phase of the cam for the intake valve while keeping the operating angle constant. A controllable intake valve timing control mechanism (hereinafter referred to as “intake VTC mechanism”) 27 and a cam sprocket and an exhaust valve camshaft 26 interposed between the camshaft 26 and the exhaust valve cam phase with a constant operating angle. Valve timing control mechanism (hereinafter referred to as “exhaust VTC mechanism”) that can continuously control Say.) And a 28. When the opening / closing timing of the intake valve 15 or the opening / closing timing of the exhaust valve 16 is changed, the amount of the inert gas remaining in the combustion chamber 5 changes. As the amount of the inert gas in the combustion chamber 5 increases, the pumping loss decreases and the fuel efficiency improves. Therefore, how much inert gas should remain in the combustion chamber 5 depending on the operating conditions is determined by the target intake valve closing timing and the target exhaust gas. The valve closing timing is determined in advance, and the engine controller 50 determines the target intake valve closing timing and the target exhaust valve closing timing from the operating conditions (engine load and rotational speed) at that time, and obtains these target values. The intake valve closing timing and the exhaust valve closing timing are controlled via the actuators of the intake VTC mechanism 27 and the exhaust VTC mechanism 28.
[0023]
An intake air temperature signal from the intake air temperature sensor 43, an intake air pressure signal from the intake air pressure sensor 44, an exhaust air temperature signal from the exhaust air temperature sensor 45, and an exhaust air pressure signal from the exhaust air pressure sensor 46 are output from the water temperature sensor 37. The engine controller 50, which is input together with the cooling water temperature signal, controls the ignition timing, which is the cutoff timing of the primary current of the ignition plug 14, via the power transistor 13.
[0024]
Conventionally, this ignition timing control uses the characteristic that the crank angle is almost constant when the pressure in the cylinder reaches the maximum pressure, and calculates the combustion period from the combustion speed that changes every moment to determine the ignition timing. I was adjusting. However, the crank angle when the pressure in the cylinder reaches the maximum pressure actually changes although the margin for change is smaller than the combustion period.
[0025]
Therefore, the present inventors have found through experiments that there is a mass combustion ratio and a crank angle that are constant regardless of the combustion period. Here, the mass combustion ratio is a value obtained by dividing the burned gas mass by the total mixed gas mass, and is a physical quantity that can be measured by recent advances in combustion analysis technology. When the engine characteristics such as the cylinder volume and the ignition position of the engine are determined, the relationship between the mass combustion ratio and the crank angle can be expressed by a certain function. That is, the contents will be described with reference to FIG. 8. (C) shows a change in the mass combustion ratio, and (B) shows a change in the heat generation rate, and the crank angle when the reference combustion ratio is reached, that is, the reference crank angle. It is a finding of the inventor that the heat release rate is maximized at the above. On the other hand, according to the theoretical analysis, the waveform obtained by differentiating the waveform of (C) is (B), and the waveform of (B) is almost determined by the shape of the combustion chamber and the position of the spark plug. If there is, it can be considered that it is almost constant. That is, if the engine model is determined, the waveform of (B) can be given by a known function. The shape of this waveform is the basic heat generation pattern. In other words, if the engine model is determined, the basic heat generation pattern is also determined. Therefore, if one of the mass combustion ratio and the crank angle is determined, the other (the basic heat generation pattern) can be obtained in a very short time by using the function (basic heat generation pattern). Then, if the ignition timing is controlled by using the mass combustion ratio and the crank angle thus determined, the ignition can be performed at a more appropriate timing. The present invention has been made based on the above findings of the inventor.
[0026]
(Basic concept of ignition timing control of the present invention)
The increase rate dm / dt of the burned gas mass m during combustion can be generally expressed as follows.
[0027]
(Equation 1)

The ratio (m / M) of the burned gas mass m to the total mixed gas mass M is referred to as a mass combustion ratio X, and is an index indicating what percentage of the total mixed gas has burned. The derivative of this mass combustion ratio X (= m / M) with the crank angle θ is an index indicating what percentage of the total mixed gas has been burned up to the instantaneous crank angle, and this is used as the heat release rate. That. Therefore, the heat release rate dX / dθ is as follows.
[0028]
(Equation 2)

Using this equation (2), the heat release rate dX / dθ can be determined from the combustion velocity v.
[0029]
The mass combustion ratio X [%] can be expressed as a function of the crank angle θ (where θS ≦ θ ≦ θS + θB) [deg] as follows.
[0030]
[Equation 3]

Note that a and n are constants determined by the engine model, such as the shape of the combustion chamber, the position of the spark plug, and the gas flow characteristics in the combustion chamber. These constants are obtained in advance by experiments and the like. Differentiating equation (3) with θ yields:
[0031]
(Equation 4)

The heat generation rate dX / dθ is further differentiated by θ to obtain θ = θM at which the value (d ² X / dθ ² ) becomes 0. By substituting θ = θM into the equation (4), the maximum dX / dθ is obtained. The value is determined. That is, it becomes as follows.
[0032]
d ² X / dθ ² = 0
[0033]
(Equation 5)

[0034]
(Equation 6)

Since a and n are constants in the equation (6), if θB is determined, the maximum value of dX / dθ, which is the left side of the equation (6), is uniquely determined. Conversely, if the maximum value of dX / dθ is determined, θB Is uniquely determined from the equation (6). Therefore, if the maximum value of the heat release rate dX / dθ is determined from the equation (2), θB is uniquely determined from the value and the equation (6). Therefore, if the combustion speed v is determined, the heat release rate dX / dθ is determined, and the actual combustion period θB is determined from the maximum value.
[0035]
Further, the following equation is obtained by solving the equation (3) for the crank angle θ.
[0036]
(Equation 7)

Therefore, if the reference combustion ratio is determined in advance, the period (θ−θS) from when the actual combustion start crank angle θS is reached to when the reference combustion ratio is reached is determined using the equation (7). Then, the optimum ignition timing (MBT) is determined by further subtracting the combustion dead time from the actual combustion start crank angle θS.
[0037]
In the present invention, it is determined by experiment that there is a constant mass combustion ratio irrespective of the combustion period, and if engine characteristics such as the cylinder volume and ignition position of the engine are determined, the mass combustion ratio and the crank angle are determined. We found that relationships could be represented by some function. Therefore, if one of the mass combustion ratio and the crank angle is determined, the other can be determined in a very short time by using the function. The mass combustion ratio is set as a reference combustion ratio, a reference crank angle is calculated from the reference combustion ratio, and the ignition is performed at a more appropriate timing by using the reference combustion ratio and the reference crank angle.
[0038]
Hereinafter, a specific ignition timing control device will be described.
[0039]
FIG. 2 is a block diagram showing a first embodiment of the ignition timing control device according to the present invention.
[0040]
The engine controller (ignition control device) 50 includes an engine operating state detection unit 51, a reference combustion ratio calculation unit 52, a reference combustion ratio reaching crank angle calculation unit 53, an actual combustion period calculation unit 54, and a reference actual combustion period calculation. It has a unit 55, a combustion dead time calculation unit 56, a basic ignition timing calculation unit 57, an advance / retardation limit calculation unit 58, and an ignition timing calculation unit 59.
[0041]
The engine operating state detecting section 51 determines the operating state of the engine as a basic pulse width Tp [msec], an intake air mass QA [kg] per cylinder, an air-fuel ratio ABYF [-], and an engine rotational speed NE [rpm]. Etc. are detected.
[0042]
The reference combustion ratio calculation unit 52 calculates a reference combustion ratio of the engine to be controlled. The reference combustion ratio is a mass combustion ratio that becomes a constant value even if the actual combustion period varies, and such a constant value is used as a reference value. This reference combustion ratio is determined by engine characteristics such as the cylinder shape and ignition position of the engine. This reference combustion ratio is determined in advance by a preliminary experiment. The reference combustion ratio calculation unit 52 stores the data as data, and calculates the reference combustion ratio based on the stored data. FIG. 3 shows preliminary experimental data of the ignition timing device of the present embodiment.
[0043]
FIG. 3 is a diagram showing the mass combustion ratio (m / M) when the actual combustion period changes in the controlled engine, for crank angles of 5, 7, and 10 degATDC. 3A shows the case where the engine rotation speed is 800 rpm, FIG. 3B shows the case where the engine speed is 2000 rpm, and FIG. 3C shows the case where the engine speed is 4000 rpm.
[0044]
As can be seen from FIG. 3A, when the engine rotational speed is 800 rpm, the mass combustion ratio is constant (50%) at a crank angle of 10 degATDC. As can be seen from FIG. 3B, when the engine rotational speed is 2000 rpm, the mass combustion ratio is constant (50%) at a crank angle of 7 degATDC. Furthermore, as can be seen from FIG. 3C, when the engine rotational speed is 4000 rpm, the mass combustion ratio is constant (50%) at a crank angle of 5 degATDC.
[0045]
Based on such preliminary experiments, the reference combustion ratio calculation section 52 of the present embodiment stores 50% as the reference combustion ratio. In FIG. 3, the mass combustion ratio is a constant value of 50% irrespective of the difference in the engine rotation speed, but it may be changed in accordance with the engine rotation speed. Therefore, in that case, the data of the mass combustion ratio that changes depending on the engine speed may be stored, and the result may be calculated according to the engine speed. The case where the mass combustion ratio changes in such a manner is shown in the second embodiment.
[0046]
The reference combustion ratio reaching crank angle calculation unit 53 calculates a crank angle CATGMB [degATDC] when the reference combustion ratio is reached. A specific calculation method will be described with reference to FIG. FIG. 4 is a diagram showing a calculation flow of the reference combustion ratio reaching crank angle.
[0047]
The reference combustion ratio reaching crank angle calculation unit 53 has a crank angle calculation table 531. The crank angle calculation table 531 plots the crank angle (ie, the crank angle with respect to the reference combustion ratio) when the mass combustion ratio becomes a constant value even when the actual combustion period varies, in relation to the engine speed. is there. That is, in FIG. 3A in which the engine rotational speed is 800 rpm, the mass combustion ratio is constant (50%) at a crank angle of 10 deg. In FIG. 3B in which the engine rotation speed is 2000 rpm, the mass combustion ratio is constant (50%) at a crank angle of 7 deg. This point is plotted in B. Further, in FIG. 3C in which the engine rotation speed is 4000 rpm, the mass combustion ratio is constant (50%) at a crank angle of 5 deg. This point is plotted in C. The crank angle calculation table 531 shows a line connecting the points thus plotted.
[0048]
The reference combustion ratio reaching crank angle calculation unit 53 receives the engine rotation speed NE [rpm] and calculates the reference combustion ratio reaching crank angle based on the crank angle calculation table 531. Since the time when the reference combustion ratio is reached is the time when the heat generation rate becomes the maximum, the same value as the reference combustion ratio reaching crank angle is defined as the maximum heat generation rate crank angle CAMXHR [degATDC].
[0049]
The actual combustion period calculation unit 54 calculates an actual combustion period DCABRN [degCA]. A specific calculation method will be described with reference to FIG. FIG. 5 is a diagram showing a calculation flow of the reference combustion ratio reaching crank angle.
[0050]
The actual combustion period calculation unit 54 includes a flame diameter ratio calculation table 541, a piston displacement calculation table 542, a flame surface area calculation unit 543, a pressure temperature ratio calculation table 544, a gas constant calculation unit 545, and a gas density calculation unit 546. And a combustion rate calculation unit 547, a heat release rate maximum value calculation unit 548, and an actual combustion period calculation table 549.
[0051]
First, the actual combustion period calculation unit 54 inputs the mass combustion ratio MBMXHR [%] (= 50%) at the time of maximum heat generation, and based on the flame diameter ratio calculation table 541, the flame diameter at the maximum heat generation rate. Calculate the ratio RFMXHR [-]. The flame diameter ratio is the ratio of the flame cylinder diameter to the cylinder bore when assuming that the flame is generated in a cylindrical shape.
[0052]
Further, the actual combustion period calculation unit 54 receives the maximum heat release rate crank angle CAMXHR [degATDC] and calculates the piston displacement STMXHR [m] at the maximum heat release rate based on the piston displacement calculation table 542.
[0053]
Then, the flame surface area calculation unit 543 assumes that the flame is generated in a columnar shape, and based on the flame diameter ratio RFMXHR [-] and the piston displacement STMXHR [m], the flame surface area AFMXHR [m ² at the maximum heat generation rate. ] Is calculated. Note that the flame surface area AFMXHR [m ² ] at the maximum heat release rate is represented by the following equation.
[0054]
(Equation 8)

Further, the actual combustion period calculation unit 54 inputs the maximum heat generation rate crank angle CAMXHR [degATDC] and the basic pulse width Tp [msec], and based on the pressure-temperature ratio calculation table 544, the pressure at the maximum heat generation rate. The temperature ratio RPTMXHR [Pa / K] is calculated.
[0055]
Further, the actual combustion period calculation unit 54 receives the intake air mass QA [kg] and the air-fuel ratio ABYF [-] per one cylinder stroke, and the gas constant calculation unit 545 inputs the in-cylinder gas gas constant RGASCYL [J / (Kg · K)].
[0056]
The gas constant R when the gas having the gas constant R1 and the mass M1 is mixed with the gas having the gas constant R2 and the mass M2 is generally represented by the following equation.
[0057]
(Equation 9)

Also, the air-fuel ratio ABYF = QA / QF
QA: Intake air mass per cylinder per stroke [kg]
QF: Intake fuel mass per cylinder [kg]
Therefore, the in-cylinder gas gas constant RGASCYL [J / (kg · K)] is represented by the following equation.
[0058]
(Equation 10)

Then, in the gas density calculation unit 546, based on the pressure-temperature ratio RPTMXHR [Pa / K] and the in-cylinder gas gas constant RGASCYL [J / (kg · K)], the in-cylinder gas density ROMXHR [ kg / m ³ ] is calculated. Note that the in-cylinder gas density ROMXHR [kg / m ³ ] at the maximum heat release rate is expressed by the following equation.
[0059]
(Equation 11)

The actual combustion period calculation unit 54 receives the engine rotation speed NE [rpm], and the combustion speed calculation unit 547 calculates the combustion speed SFMXHR [m / s] at the maximum heat release rate. First, the turbulence strength ST [-] of the gas flow is calculated, and the ST is multiplied by the laminar combustion speed SL [m / s] to calculate the combustion speed SFMXHR [m / s] at the maximum heat release rate.
[0060]
That is,
ST = C × NE (12)
Where C: constant,
Note that the turbulence strength ST may be obtained from a table using the rotation speed as a parameter.
[0061]
SFMXHR [m / s] = SL × ST (13)
However, SL: laminar combustion speed [m / sec],
Note that the laminar combustion speed SL is a fixed value obtained experimentally in advance.
[0062]
Subsequently, the flame surface area AFMXHR [m ² ] at the maximum heat release rate, the in-cylinder gas density ROMXHR [kg / m ³ ] at the maximum heat release rate, the intake air mass QA [kg] per cylinder per stroke, and the air-fuel ratio ABYF [-], The maximum heat release rate HRMX [% / degCA] in the maximum heat release rate calculation unit 548 based on the combustion rate SFMXHR [m / s] at the maximum heat release rate and the engine speed NE [rpm]. Ask. Here, the heat release rate is represented by the above equation (2).
[0063]
Therefore, ROMXHR (in-cylinder gas density at the maximum heat release rate) [kg / m ³ ] for ρ, AFMXHR (flame surface area at the maximum heat release rate) [m ² ] for A, and combustion at the maximum heat release rate for v. The speed SFMXHR [m / s] is substituted. M is represented by the following.
[0064]
(Equation 12)

Since dθ / dt is the rotation speed at the crank angle θ, the unit conversion of the engine rotation speed NE [rpm] is 6 × NE [deg / sec].
[0065]
From the above, the maximum heat release rate HRMX [% / degCA] is expressed as follows.
[0066]
(Equation 13)

Subsequently, in the actual combustion period calculation table 549, the actual combustion period DCABRN [degCA] is calculated based on the heat release rate maximum value HRMX [% / degCA].
[0067]
The reference actual combustion period calculation unit 55 calculates a reference actual combustion period DCARLMB [degCA]. A specific calculation method will be described with reference to FIG. FIG. 6 is a diagram showing a calculation flow of the reference actual combustion period.
[0068]
The reference actual combustion period calculation unit 55 has an actual combustion period calculation table 551. The actual combustion period calculation table 551 is a table showing a relationship between the actual combustion period at a certain combustion ratio and the reference combustion ratio reaching period. In the present embodiment, the relationship when the combustion ratio is 50% is shown.
[0069]
The reference actual combustion period calculation unit 55 receives the actual combustion period DCABRN [degCA] and calculates the reference actual combustion period DCARLMB [degCA] based on the actual combustion period calculation table 551.
[0070]
The dead combustion period calculation unit 56 calculates a dead combustion period IGNDEAD [degCA]. A specific calculation method will be described with reference to FIG. FIG. 7 is a diagram showing a calculation flow of the combustion dead time.
[0071]
The dead combustion period calculation unit 56 calculates the dead combustion period IGNDEAD [degCA] by inputting the dead combustion time DEADTIME [sec] and the engine rotation speed NE [rpm]. Note that the combustion dead time IGNDEAD [degCA] is represented by the following equation.
[0072]

Basic ignition timing calculation section 57 calculates basic ignition timing MBTCAL [degBTDC]. The basic ignition timing MBTCAL [degBTDC] is expressed by the following equation.
[0073]
MBTCAL [degBTDC] = DCARLMB [degCA]-CATGMB [degATDC] + IGNDEAD [degCA]
The advance / retard limit calculation unit 58 calculates the advance / retard limit. That is, if the crank angle advances or delays too much, knocking or misfire occurs. Therefore, a limit value is provided to prevent the advance / retard angle beyond the limit value.
[0074]
The ignition timing calculator 59 calculates an ignition timing. Specifically, if the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC] does not exceed the limit value of the advance / retard angle, the basic ignition timing MBTCAL is set to the ignition timing, and if it exceeds, the limit value is set to the ignition timing.
[0075]
As described above, conventionally, by utilizing the property that the crank angle θpmax at which the in-cylinder pressure reaches the maximum pressure Pmax becomes substantially constant, the combustion period is sequentially calculated, and an appropriate ignition timing according to the operation state every moment is determined. Had control. However, the crank angle and the mass combustion ratio when the cylinder pressure reaches the maximum pressure actually change. For example, in FIG. 8A, the relationship between the crank angle and the cylinder internal pressure is shown by a solid line during combustion and by a broken line during motoring. In this manner, the crank angle at which the cylinder internal pressure reaches the maximum pressure Pmax is shown. θpmax is not a constant value. Therefore, there is a possibility that the MBT calculation result cannot be obtained with sufficiently high accuracy depending on the operating conditions.
[0076]
Therefore, the present inventor has determined that there is a constant mass combustion ratio regardless of the combustion period, and that if the engine characteristics such as the cylinder volume and the ignition position of the engine are determined, the relationship between the mass combustion ratio and the crank angle is determined. And find that it can be represented by a certain function, use that property to set the mass combustion ratio as a reference value (reference combustion ratio), and determine the ignition timing from the crank angle when the reference combustion ratio is reached. It was done.
[0077]
This will be specifically described with reference to FIGS. 2 and 8B and 8C.
[0078]
As step 1, the reference combustion ratio is calculated by the reference combustion ratio calculation unit 52.
[0079]
In step 2, the reference combustion ratio reaching crank angle calculation unit 53 calculates the reference combustion ratio reaching crank angle (CATGMB).
[0080]
In Step 3, the combustion period (DCARMB + IGNDEAD) is calculated. First, the actual combustion period calculating section 54 calculates the maximum heat release rate (HRMX), and calculates the actual combustion period (DCABRN) from the maximum heat release rate (HRMX). Then, the reference actual combustion period (DCARLMB) is obtained by the reference actual combustion period calculation unit 55 based on the actual combustion period (DCABRN). Further, a dead combustion period (IGNDEAD) is calculated by the dead combustion period calculation unit 56.
[0081]
In step 4, the basic ignition timing calculation unit 57 calculates the basic ignition timing MBTCAL (= DCARLMB [degCA] -CATGMB [degATDC] + IGNDEAD [degCA]). If the basic ignition timing MBTCAL is within the advance / retard limit calculated by the advance / retard limit calculation unit 58, ignition is performed at that timing.
[0082]
In this manner, the reference value that is constant irrespective of the combustion period is calculated, the reference crank angle is calculated from the reference value, and the ignition timing is calculated by advancing the combustion period up to the reference crank angle. Therefore, the optimum ignition timing can be calculated in a very short time regardless of the combustion period, and the ignition timing can be controlled with high accuracy.
[0083]
(2nd Embodiment)
FIG. 9 is a block diagram showing a second embodiment of the ignition timing control device according to the present invention. In the following embodiments, portions that perform the same functions as those in the above-described first embodiment will be denoted by the same reference numerals, and redundant description will be omitted as appropriate.
[0084]
In the ignition timing control device of this embodiment, the reference actual combustion period calculation unit 55a also inputs the reference combustion ratio MBTG, and calculates the reference actual combustion period DCARLMB [degCA] based on the reference combustion ratio MBTG and the actual combustion period DCABRNN. Is what you do. A specific calculation method will be described with reference to FIG. FIG. 10 is a diagram showing a calculation flow of the reference actual combustion period.
[0085]
The reference actual combustion period calculation unit 55a has an actual combustion period calculation table 551a. This actual combustion period calculation table 551a is a map showing the relationship between the actual combustion period and the reference combustion ratio reaching period for each combustion ratio.
[0086]
The reference actual combustion period calculation unit 55a inputs the actual combustion period DCABRN [degCA] and the reference combustion ratio MBTG [%], and calculates the reference actual combustion period DCARLMB [degCA] based on the actual combustion period calculation table 551a.
[0087]
In the above-described first embodiment, the mass combustion ratio is constant regardless of the fluctuation of the engine rotation speed. However, when the mass combustion ratio fluctuates, the actual combustion period DCABRN [degCA] as in this embodiment. The reference actual combustion period DCARLMB [degCA] is calculated based on the reference combustion ratio MBTG [%]. By doing so, the present invention can be applied to various engines.
[0088]
(Third embodiment)
FIG. 11 is a block diagram showing a third embodiment of the ignition timing control device according to the present invention.
[0089]
The ignition control device (engine controller) 60 of the present embodiment calculates the combustion ratio when the reference crank angle is reached based on the reference crank angle, and further calculates the reference actual combustion period based on the combustion ratio when the reference crank angle is reached. Thus, the ignition timing is determined. In the following, portions performing the same functions as those of the above-described first embodiment will be denoted by the same reference numerals, and redundant description will be omitted as appropriate.
[0090]
The engine controller (ignition control device) 60 includes an engine operating state detection unit 51, an actual combustion period calculation unit 54, a reference actual combustion period calculation unit 55b, a combustion dead time calculation unit 56, and a basic ignition timing calculation unit 57. , An advance / retard limit calculation unit 58, an ignition timing calculation unit 59, a reference crank angle calculation unit 61, and a combustion ratio calculation unit 62 when the reference crank angle is reached.
[0091]
The reference crank angle calculation unit 61 calculates a crank angle CAMXHR [degATDC] when the heat release rate of the engine to be controlled is maximized. A specific calculation method will be described with reference to FIG. FIG. 12 is a diagram showing a calculation flow of the reference combustion ratio reaching crank angle.
[0092]
The reference crank angle calculation unit 61 has a crank angle calculation table 611. The crank angle calculation table 611 plots the crank angle when the mass combustion ratio becomes a constant value even when the actual combustion period changes, in relation to the engine speed. That is, in FIG. 3A in which the engine rotational speed is 800 rpm, the mass combustion ratio is constant (50%) at a crank angle of 10 deg. In FIG. 3B in which the engine rotation speed is 2000 rpm, the mass combustion ratio is constant (50%) at a crank angle of 7 deg. This point is plotted in B. Further, in FIG. 3C in which the engine rotation speed is 4000 rpm, the mass combustion ratio is constant (50%) at a crank angle of 5 deg. This point is plotted in C. The crank angle calculation table 611 shows a line connecting the points plotted in this manner.
[0093]
The maximum heat generation rate crank angle calculation unit 61 receives the engine rotation speed NE [rpm] and calculates the maximum heat generation rate crank angle CAMXHR [degATDC] based on the crank angle calculation table 611.
[0094]
Then, based on the maximum heat release rate crank angle CAMXHR [degATDC], the actual combustion period calculator 54 calculates the actual combustion period DCABRN [degCA].
[0095]
The reference crank angle reaching combustion ratio calculation unit 62 calculates a combustion ratio MBTGCA [%] when the reference crank angle (the maximum heat generation rate crank angle) is reached. A specific calculation method will be described with reference to FIG. FIG. 13 is a diagram showing a calculation flow of the combustion ratio when the reference crank angle is reached.
[0096]
The combustion ratio at arrival at reference crank angle calculation section 62 has a combustion ratio calculation table 621. The combustion ratio calculation table 621 is a map showing the relationship between the combustion ratio and the engine speed for each combustion period. The reference crank angle reaching combustion ratio calculation unit 62 inputs the engine speed NE [rpm] and the actual combustion period DCABRN [degCA], and based on the combustion ratio calculation table 631, the reference crank angle reaching combustion ratio MBTGCA [%]. Is calculated.
[0097]
Then, the reference actual combustion period DCARLMB [degCA] is calculated by the reference actual combustion period calculator 55b based on the reference crank angle reaching combustion ratio MBTGCA [%]. A specific calculation method will be described with reference to FIG. FIG. 14 is a diagram showing a calculation flow of the reference actual combustion period.
[0098]
The reference actual combustion period calculation unit 55b has an actual combustion period calculation table 551b. This actual combustion period calculation table 551b is a map showing the relationship between the actual combustion period and the reference combustion ratio reaching period for each combustion ratio. The reference actual combustion period calculation unit 55b inputs the actual combustion period DCABRN [degCA] and the combustion ratio MBTGCA [%] when the reference crank angle is reached, and calculates the reference actual combustion period DCARLMB [degCA] based on the actual combustion period calculation table 551b. calculate.
[0099]
Then, the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC] is calculated by the basic ignition timing calculation unit 57 based on the reference actual combustion period DCARLMB [degCA]. The basic ignition timing MBTCAL [degBTDC] is expressed by the following equation.
[0100]
MBTCAL [degBTDC] = DCARLMB [degCA]-CATGMB [degATDC] + IGNDEAD [degCA]
Then, the ignition timing is calculated by the ignition timing calculation section 59 as in the first embodiment.
[0101]
As in the present embodiment, even when the reference crank angle is obtained first and the mass combustion ratio at the time when the crank angle is reached is calculated, similar to the above embodiment, the ignition can be performed with higher accuracy at an appropriate timing. It is possible to do.
[0102]
Without being limited to the embodiments described above, various modifications and changes can be made within the scope of the technical idea, and it is apparent that they are equivalent to the present invention.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram for explaining a system of the present invention.
FIG. 2 is a block diagram showing a first embodiment of an ignition timing control device according to the present invention.
FIG. 3 is a diagram showing a mass combustion ratio when an actual combustion period changes in a control target engine for crank angles of 5, 7, and 10 degATDC.
FIG. 4 is a view showing a calculation flow of a reference combustion ratio reaching crank angle.
FIG. 5 is a diagram showing a calculation flow of a reference combustion ratio reaching crank angle.
FIG. 6 is a diagram showing a calculation flow of a reference actual combustion period.
FIG. 7 is a diagram showing a calculation flow of a combustion dead time.
FIG. 8 is a diagram illustrating a point of the present invention.
FIG. 9 is a block diagram showing a second embodiment of the ignition timing control device according to the present invention.
FIG. 10 is a diagram showing a calculation flow of a reference actual combustion period.
FIG. 11 is a block diagram showing a third embodiment of the ignition timing control device according to the present invention.
FIG. 12 is a diagram showing a calculation flow of a reference combustion ratio reaching crank angle.
FIG. 13 is a diagram showing a calculation flow of a combustion ratio at the time of reaching a reference crank angle.
FIG. 14 is a diagram showing a calculation flow of a reference actual combustion period.
FIG. 15 is a diagram showing characteristics of a crank angle and a mass combustion ratio when a pressure in a cylinder reaches a maximum pressure when an actual combustion period changes in an engine.
[Explanation of symbols]
Reference Signs List 1 engine 5 combustion chamber 13 ignition coil 14 spark plug 15 intake valve 16 exhaust valve 21 fuel injector 33, 34 crank angle sensor 50 engine controller (ignition control device)
51 Engine operating state detecting section (operating state detecting means)
52 Reference combustion ratio calculation unit (reference combustion ratio calculation means)
53 Reference Combustion Ratio Reaching Crank Angle Calculation Unit (Reference Crank Angle Calculation Means)
54 Actual combustion period calculation unit 547 Burning speed calculation unit (burning speed calculation means)
548 Heat generation rate maximum value calculation unit 55 Reference actual combustion period calculation unit 56 Combustion dead time calculation unit 57 Basic ignition timing calculation unit 58 Advance / retardation limit calculation unit 59 Ignition timing calculation unit

Claims

Operating state detecting means for detecting an operating state of the internal combustion engine,
Reference combustion ratio calculation means for calculating a predetermined reference combustion ratio based on the operating state;
Reference crank angle calculation means for calculating a crank angle when the reference combustion ratio is reached as a reference crank angle,
Combustion speed calculation means for calculating the combustion speed of the in-cylinder mixture based on the operating state;
A basic heat generation pattern calculating means for calculating a basic heat generation pattern of the in-cylinder mixture,
Combustion period calculation means for calculating a combustion period from ignition to the reference crank angle based on the combustion speed and the basic heat generation pattern,
Ignition timing calculation means that sets a timing obtained by advancing the combustion period from the reference crank angle as an ignition timing,
An ignition timing control device for an internal combustion engine, comprising:

The predetermined reference combustion rate is a combustion rate when the crank angle at a certain combustion rate becomes constant or substantially constant regardless of the length of the combustion period.
The ignition timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein:

The combustion period calculating means includes a combustion dead period after the ignition until the in-cylinder air-fuel mixture starts actual combustion, and a reference actual combustion from the in-cylinder air-fuel mixture actually starting combustion to the reference crank angle. Calculate the period and sum them,
The ignition timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein:

The combustion period calculation means,
The heat generation is calculated based on the operating state and the combustion speed, wherein the reference combustion rate is the maximum heat generation combustion rate, and the maximum heat generation rate when the reference crank angle is the maximum heat generation rate crank angle. A rate maximum value calculation unit,
A reference actual combustion period calculation unit that calculates the reference actual combustion period based on the heat release rate maximum value and the basic heat generation pattern,
The ignition timing control device for an internal combustion engine according to claim 1, comprising:

The reference actual combustion period calculation unit calculates an actual combustion period in which the in-cylinder air-fuel mixture actually burns based on the heat release rate maximum value, and calculates a reference actual combustion period based on the actual combustion period and the basic heat generation pattern. Calculate
The ignition timing control device for an internal combustion engine according to claim 4, wherein:

The heat release rate maximum value calculation unit calculates the heat release rate maximum value based on the flame surface area at the reference crank angle, the in-cylinder mixture density, the combustion speed, and the operating state.
The ignition timing control device for an internal combustion engine according to claim 4, wherein: