CN101382081B - 火花点火式内燃机的怠速控制装置 - Google Patents

火花点火式内燃机的怠速控制装置 Download PDF

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Abstract

本发明提供一种火花点火式内燃机的怠速控制装置。在实际压缩比变化时，适当地对怠速转速进行控制。在怠速运行时，内燃机转速偏离目标怠速转速时，使点火正时相对于基准点火正时暂时变化到提前角侧或滞后角侧，以使内燃机转速成为目标怠速转速。在怠速运行时的实际压缩比变化时，使怠速运行时的基准点火正时移动到能够获得同一内燃机所产生的转矩的点火正时。

Description

火花点火式内燃机的怠速控制装置
技术领域
本发明涉及一种火花点火式内燃机的怠速控制装置。
背景技术
现有将怠速运转时内燃机转速控制在目标怠速转速的方法有：当内燃机转速偏离目标怠速转速时使节气门开度变化、对吸入空气量进行控制以使内燃机转速成为目标怠速转速的方法。然而在此场合下，由于从供给到内燃机气缸内的吸入空气量变化直到内燃机产生的转矩变化，存在时间延迟，因此，存在难以使内燃机转速稳定于目标怠速转速的问题。
针对此，由于如果使点火正时变化，则内燃机产生的转矩立即变化，因此，当内燃机转速偏离目标怠速转速时，如果为了使内燃机转速成为目标怠速转速而对点火正时进行控制，则能够使内燃机转速响应性良好地复原为目标怠速转速。然而能够通过使点火正时变化而变化的内燃机产生的转矩的变化量存在限制，因而，在使吸入空气量变化的场合，并不能使内燃机产生的转矩产生很大的变化。
于是，当内燃机转速偏离目标怠速转速时，为使内燃机转速成为目标怠速转速而同时对吸入空气量和点火正时进行控制的内燃机是公知的(例如参照专利文献1)。
专利文献1：日本特开平1-80752号公报
发明内容
但是，如果实际压缩比变化，则在使点火正时变化时内燃机所产生转矩的变化量发生很大变化，实际压缩比越下降，在使点火正时变化时内燃机所产生转矩的变化量越大。此时如果在使点火正时变化时内燃机所产生转矩的变化量增大，则由于内燃机转速产生波动，因此，难以稳定于目标怠速转速。与此相对，如果在使点火正时变化时内燃机所产生转矩的变化量减少，则直到在内燃机转速稳定于目标怠速转速需要时间。即，对于在使点火正时变化时内燃机所产生转矩的变化量存在最佳值。
从而，在能够使实际压缩比变化的火花点火式内燃机中，在怠速运行时使实际压缩比发生变化的场合下，需要无论实际压缩比如何变化都能使得在使点火正时变化时内燃机所产生转矩的变化量成为最佳。
于是，在本发明中，在能够使实际压缩比变化的火花点火式内燃机的怠速控制装置中，包括：点火正时控制装置，该点火正时控制装置，在怠速运行时内燃机转速被维持在目标怠速转速时，将点火正时维持在相应于内燃机的运行状态而预定的基准点火正时，当内燃机转速偏离目标怠速转速时，使点火正时相对于基准点火正时暂时向提前角侧或滞后角侧变化从而使内燃机转速成为目标怠速转速；在使怠速运行时的实际压缩比变化时，使点火正时的变化量与内燃机转速从目标怠速转速的偏差值的比值或基准点火正时的至少一方对应于实际压缩比变化，从而使得在内燃机转速相对于目标怠速转速偏差相同量时，基于点火正时的变化的内燃机所产生转矩的变化量与实际压缩比无关地基本相同。
无论使怠速运行时的实际压缩比变化为何种实际压缩比，都能使在使点火正时变化时的内燃机所产生转矩的变化量成为最佳变化量。
附图说明
图1是火花点火式内燃机的整体视图；
图2是可变压缩比机构的分解透视图；
图3是图解显示的内燃机的侧面截面图；
图4是显示可变气门正时机构的视图；
图5是显示进气门和排气门的提升量(开启量)的图；
图6是用于说明机械压缩比、实际压缩比和膨胀比的图；
图7是显示理论热效率和膨胀比的关系的图；
图8是用于说明通常冲程和超高膨胀比冲程的图；
图9是显示与内燃机负荷对应的机械压缩比等的变化的图；
图10是显示点火正时和内燃机产生的转矩的关系的图；
图11是显示点火正时和内燃机产生的转矩的关系的图；
图12是显示实际压缩比和基准点火正时的关系的图；
图13是显示内燃机转速和点火正时修正量的关系的图；
图14是显示点火正时和内燃机产生的转矩的关系的图；
图15是显示内燃机转速和点火正时修正量的关系的图；
图16是显示怠速转速控制的时间图；
图17是显示内燃机转速和节气门开度修正量的关系的图；
图18是用于对怠速转速进行控制的流程图。
符号说明
1曲轴箱  2气缸体  3气缸盖  4活塞  5燃烧室  7进气门  70进气门驱动用凸轮轴  A可变压缩比机构  B可变气门正时机构
具体实施方式
图1是火花点火式内燃机的侧面剖视图。
参考图1，1表示曲轴箱，2表示气缸体，3表示气缸盖，4表示活塞，5表示燃烧室，6表示设置在燃烧室5的顶面中央部的火花塞，7表示进气门，8表示进气道，9表示排气门，10表示排气道。进气道8通过吸气支管11与调整槽12(surge tank)相连。用于向各自对应的进气道8喷射燃料的燃料喷射阀13设置于各吸气支管11。替代安装于各吸气支管11，燃料喷射阀13也可以设置在各个燃烧室5内。
调整槽12通过吸气管14与空气滤清器15相连。将由致动器16驱动的节气门17和例如使用红外线的吸入空气量检测器18设置在吸气管14内。另一方面，排气道10通过排气歧管19与例如内藏有三元催化剂的催化剂转换器20相连。将空燃比传感器21设置在排气歧管19内。用于检测内燃机冷却水温的水温传感器22安装在气缸体2内。
另一方面，在图1所示实施例中，在曲轴箱1和气缸体2的连接部设置有可变压缩比机构A，该可变压缩比机构A能够通过使曲轴箱1和气缸体2在气缸轴线方向上的相对位置变化，来改变当活塞4处于压缩上止点时的燃烧室5的容积。而且还设置有能够改变实际的压缩作用开始时间的实际压缩作用开始时间变更机构B。此外，在图1所示实施例中，该实际压缩作用开始时间变更机构B由能够对进气门7的关闭时间进行控制的可变气门正时机构构成。
电子控制单元30由数字计算机构成，具有由双向总线31而相互相连的ROM(只读存储器)32、RAM(随机存取存储器)33、CPU(微处理器)34、输入端口35和输出端口36。吸入空气量检测器18、空燃比传感器21和水温传感器22的输出信号通过各自对应的AD转换器37输入到输入端口35。而且，产生与加速踏板40的踩踏量L成比例的输出电压的负荷传感器41与加速踏板40相连，负荷传感器41的输出电压通过对应的AD转换器37输入到输入端口35。而且，曲轴例如每转动30°就产生输出脉冲的曲轴转角传感器42和产生与车速成比例的输出脉冲的车速传感器43与输入端口35相连。另一方面，输出端口36通过对应的驱动回路38与火花塞6、燃料喷射阀13、节气门驱动用致动器16、可变压缩比机构A和可变气门正时机构B相连。
图2是显示图1所示可变压缩比机构A的分解透视图，图3是显示图解表示的内燃机的侧面截面图。参考图2，多个相互保持间距的突出部50形成在气缸体2两侧壁下方，在各个突出部50内分别形成了截面为圆形的凸轮插入孔51。多个相互保持间距并分别嵌合在对应的突出部50之间的突出部52形成在曲轴箱1的上壁面上，在各个突出部52内也分别形成有截面为圆形的凸轮插入孔53。
如图2所示设置有一对凸轮轴54、55。可转动地插入各个凸轮插入孔51内的圆形凸轮56每隔一个地固定在各个凸轮轴54、55上。这些圆形凸轮56与各个凸轮轴54、55的转动轴线处于同一轴线上。另一方面，在图3中如剖面线所示相对于各个凸轮轴54、55的转动轴线偏心设置的偏心轴57在各圆形凸轮56之间延伸。其他圆形凸轮58可偏心转动地安装在该偏心轴57上。如图2所示，这些圆形凸轮58设置在各个圆形凸轮56之间。这些圆形凸轮58可转动地插入各个凸轮插入孔53内。
如果从图3(A)所示状态使固定在各个凸轮轴54、55上的圆形凸轮56像图3(A)中实线箭头所示那样沿相互相反方向转动，则由于偏心轴57向下方中央移动，圆形凸轮58在凸轮插入孔53内如图3(A)中虚线箭头所示那样沿与圆形凸轮56相反方向转动，如果如图3(B)所示，偏心轴57移动到下方中央，则圆形凸轮58的中心向偏心轴57的下方移动。
如对图3(A)和图3(B)进行比较则可知，曲轴箱1和气缸体2的相对位置由圆形凸轮56的中心和圆形凸轮58的中心之间的距离确定。圆形凸轮56的中心和圆形凸轮58的中心之间的距离越增大，则气缸体2越远离曲轴箱1。如果气缸体2远离曲轴箱1，则活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积增大，从而，能够通过使各个凸轮轴54、55转动来改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。
为了使各个凸轮轴54、55沿相反方向转动，如图2所示在驱动电机59的转动轴上分别安装了螺旋方向彼此相反的一对蜗轮61、62。与上述蜗轮61、62啮合的齿轮63、64分别固定在各个凸轮轴54、55的端部。在该实施例中，通过对驱动电机59进行驱动，能够使活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积在较大范围内改变。而且，图1～3所示可变压缩比机构A仅是示出一个示例，可以采用任何形式的可变压缩比机构。
图4显示在图1中为了驱动进气门7而安装于凸轮轴70的端部的可变气门正时机构B。参考图4，该可变气门正时机构B包括由内燃机的曲轴通过正时带而沿箭头所示方向转动的正时带轮71、与正时带轮71一起转动的圆筒状壳体72、与进气门驱动用凸轮轴70一起转动且相对于圆筒状壳体72能够转动的转动轴73、从圆筒状壳体72的内周面延伸到转动轴73的外周面的多个分隔壁74、在各分隔壁74之间从转动轴73的外周面延伸到圆筒状壳体72的内周面的叶片75。在各个叶片75的两侧分别形成有提前角用油压室76和滞后角用油压室77。
向各个油压室76、77的工作油的供给控制由工作油供给控制阀78进行。所述工作油供给控制阀78具有分别与各个油压室76、77相连的油压口79、80、从油压泵81排出的工作油的供给口82、一对排出口83、84、滑阀85。滑阀85实施对各个口79、80、82、83、84之间的连通、遮断控制。
在要使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮相位提前时，在图4中，使滑阀85向右方移动，从供给口82供给的工作油通过油压口79供给到提前角用油压室76，同时将滞后角用油压室77内的工作油从排出口84排出。此时，转动轴73相对于圆筒状壳体72沿箭头所示方向相对转动。
与此相反，在要使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮相位滞后时，在图4中，使滑阀85向左方移动，从供给口82供给的工作油通过油压口80供给到滞后角用油压室77，同时将提前角用油压室76内的工作油从排出口83排出。此时，转动轴73相对于圆筒状壳体72沿与箭头所示方向相反方向相对转动。
在使转动轴73相对于圆筒状壳体72相对转动时，如果滑阀85返回到图4所示中立位置，则使转动轴73的相对转动动作停止。转动轴73保持此时的相对转动位置。从而能够由可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮相位提前期望量，也可以使其滞后。
图5中实线显示由可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮相位最提前时的情形，虚线显示进气门驱动用凸轮轴70的凸轮相位最滞后时的情形。从而进气门7的开启时间能够任意设定在图5中实线所示范围和虚线所示范围之间，从而进气门7的关闭时间也可以设定在图5中箭头C所示范围内的任意曲轴角。
图1和图4所示可变气门正时机构B仅是示出一个示例。例如也可以采用使进气门的开启时间原封不动地维持恒定而仅改变进气门的关闭时间的可变气门正时机构等各种形式的可变气门正时机构。
下文将参考图6对本发明中使用的术语的含义进行说明。而且为了便于说明，在图6(A)、(B)、(C)显示了燃烧室容积为50ml，活塞的行程容积(排量)为500ml的发动机。在图6(A)、(B)、(C)中，所谓的燃烧室容积表示活塞处于上止点时的燃烧室的容积。
图6(A)对机械压缩比进行说明。机械压缩比是仅由压缩行程时活塞的行程容积和燃烧室容积机械地确定的数值，该机械压缩比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积表示。在图6(A)所示示例中，该机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml＝11。
图6(B)对实际压缩比进行说明。该实际压缩比是由从实际上压缩作用开始至活塞到达上止点期间的实际的活塞行程容积和燃烧室容积确定的数值，该实际压缩比由(燃烧室容积+实际的行程容积)/燃烧室容积表示。即，在如图6(B)所示那样的压缩行程中，即使活塞开始上升，在进气门开启期间，不进行压缩作用。在进气门关闭后开始实际的压缩作用。从而，使用实际的行程容积如上所述那样地表示实际压缩比。在如图6(B)所示示例中，实际压缩比为(50ml+450ml)/50ml＝10。
图6(C)对膨胀比进行说明。膨胀比为由膨胀行程时的活塞的行程容积和燃烧室容积确定的数值，该膨胀比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积表示。在如图6(C)所示示例中，该膨胀比为(50ml+500ml)/50ml＝11。
下文将参考图7和图8对本发明中使用的超高膨胀比冲程进行说明。图7是显示理论热效率和膨胀比的关系的图，图8显示在本发明实施例中对应于负荷分别使用的通常冲程和超高膨胀比冲程的比较。
图8(A)显示进气门在下止点附近关闭，大致从进气下止点附近由活塞引起的压缩作用开始时的通常冲程。在图8(A)所示示例中，与图6(A)、(B)、(C)所示示例相同。燃烧室容积设为50ml，活塞的行程容积为500ml。在图8(A)所示那样的通常冲程中，机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml＝11，实际压缩比大致为11。膨胀比为(50ml+500ml)/50ml＝11。即，在通常内燃机中，机械压缩比、实际压缩比和膨胀比大致相等。
图7中实线表示实际压缩比和膨胀比大致相等场合即通常冲程中理论热效率的变化。在该场合下，膨胀比越大，即，实际压缩比越高，则理论热效率越高。因此，在通常冲程中，为了提高理论热效率，只要提高实际压缩比就行。然而，在内燃机高负荷运行时，由于爆震的产生的制约，实际压缩比最大也只能高达12左右，这样一来，在通常冲程中，不能充分提高理论热效率。
另一方面，在该种情况下，本发明人对机械压缩比和实际压缩比进行了严格区分，对提高理论热效率进行了研究。研究结果发现：理论热效率受膨胀比支配，实际压缩比对理论热效率几乎不产生影响。即，如果提高实际压缩比，虽然爆发力增大，但是为了进行压缩需要较大的能量，如此，即使提高实际压缩比，理论热效率也几乎增高。
与此相对，如果增大膨胀比，则在膨胀行程时，针对活塞的推压力作用的时间变长，于是，活塞将转动力施加到曲轴上的时间变延长。从而越增大膨胀比，则理论热效率越高。图7的虚线显示在将实际压缩比固定为10的状态下增大膨胀比场合下的理论热效率。由图可知，在这种将实际压缩比维持在低值状态下而增大膨胀比时的理论热效率的上升量、与图7中实线所示那样使实际压缩比和膨胀比同时增大场合下的理论热效率的上升量之间，没有很大差别。
如上述那样将实际压缩比维持为低值，则不产生爆震。从而，如果在将实际压缩比维持在低值状态下增大膨胀比，则能够阻止爆震的产生并大幅度提高理论热效率。图8(B)显示使用可变压缩比机构A和可变气门正时机构B，将实际压缩比维持为低值并提高膨胀比场合的一个示例。
参考图8(B)，在该示例中，由可变压缩比机构A使燃烧室容积从50ml减少到20ml。另一方面，由可变气门正时机构B在实际的活塞行程容积从500ml变为200ml之前使进气门的关闭时间延迟。因而在该示例中，实际压缩比为(20ml+200ml)/20ml＝11，膨胀比为(20ml+500ml)/20ml＝26。在图8(A)所示通常冲程中，实际压缩比如上所述那样大致为11，膨胀比为11。与该场合相比可知，在图8(B)所示场合下，仅膨胀比提高到26。因而称作超高膨胀比冲程。
如上所述，一般而言，在内燃机中，内燃机负荷越低，则热效率越差，从而为了使车辆行驶时的热效率提高，即，为了使燃料消耗性能提高，必须使内燃机低负荷运行时的热效率提高。另一方面在图8(B)所示的超高膨胀比冲程中，由于压缩行程时的实际的活塞行程容积变小，因此，能吸入燃烧室5内的吸入空气量减少，从而仅在内燃机负荷比较低时可以采用该超高膨胀比冲程。因此，在本发明实施例中，在内燃机低负荷运行时，设为图8(B)所示的超高膨胀比冲程，在内燃机高负荷运行时，设为图8(A)所示的通常冲程。
下文将参考图9对整个运行控制进行介绍。
图9显示与内燃机负荷对应的机械压缩比、膨胀比、进气门7的关闭时间、实际压缩比、吸入空气量、节气门17的开度和泵气损失的各变化。在本发明实施例中，根据空燃比传感器21的输出信号，将通常燃烧室5内的平均空燃比反馈控制为理论空燃比，以使得由催化剂转换器20内的三元催化剂同时减少排气中未燃的HC、CO和NOx。
如上述那样在内燃机高负荷运行时，实施图8(A)所示的通常冲程。从而如图9所示，由于此时机械压缩比变低，膨胀比降低，如图9中实线所示那样，进气门7的关闭时间比图5中实线所示的提前。此时，吸入的空气量变大，此时，由于节气门17的开度保持全开或几乎全开，因此泵气损失为0。
另一方面如图9所示，如果内燃机的负荷下降，伴随于此，机械压缩比增大，从而膨胀比也增大。此时以实际压缩比几乎保持恒定的方式，随着如图9中实线所示那样内燃机负荷变小，进气门7的关闭时间延迟。而且此时节气门17保持全开或几乎全开状态。从而供给到燃烧室5内的吸入空气量不受节气门17的影响，而通过改变进气门7的关闭时间，对供给到燃烧室5内的吸入空气量进行控制。此时，泵气损失为0。
这样，在内燃机负荷从内燃机高负荷运行状态变低时，在实际压缩比基本恒定的情况下随着吸入空气量减少，使机械压缩比增大。即，与吸入空气量的减少成比例地使活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积减少。从而，活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积与吸入空气量成比例地变化。而且，由于此时燃烧室5内的空燃比为理论空燃比，因此，活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积与燃料量成比例地变化。
如果内燃机负荷进一步下降则使机械压缩比进一步增大，如果机械压缩比达到成为燃烧室5的结构上限制的极限机械压缩比，则在比机械压缩比到达极限机械压缩比时的内燃机负荷L1还小的低负荷区域内，将机械压缩比保持为极限机械压缩比。从而，在内燃机低负荷运行时，机械压缩比变为最大，膨胀比变为最大。而且，此时，实际压缩比保持与内燃机中高负荷运行时的实际压缩比几乎相同。
另一方面在图9中如实线所示，进气门7的关闭时间随着内燃机负荷变小延迟至能够对被供给到燃烧室5内的吸入空气量进行控制的极限关闭时间，在比进气门7的关闭时间到达极限关闭时间时的内燃机负荷L2还低的低负荷区域，将进气门7的关闭时间保持为极限关闭时间。因为若将进气门7的关闭时间保持在极限关闭时间就已不再能够由进气门7的关闭时间的变化对吸入空气量进行控制，因此必须由其他某一方法对吸入空气量进行控制。
在图9所示实施例中，在比进气门7的关闭时间到达极限关闭时间时的内燃机负荷L2低的低负荷区域，由节气门17对供给到燃烧室5内的吸入空气量进行控制。从而，在怠速运行时，也由节气门17对供给到燃烧室5内的吸入空气量进行控制。但是，如果进行由节气门17对吸入空气量的控制，则如图9所示，泵气损失增大。
另一方面如上所述在图8(B)所示的超高膨胀比冲程中，膨胀比为26。虽然该膨胀比越高越好，如果大于等于20，则能够获得相当高的理论热效率。从而，在本发明中形成可变压缩比机构A以使得膨胀比大于等于20。此外，在图9所示示例中，机械压缩比对应于内燃机负荷连续变化。然而，也可以使机械压缩比对应于内燃机负荷分阶段变化。
另一方面在图9中，如虚线所示随着内燃机负荷变小，也可通过将进气门7的关闭时间提前、而不取决于节气门17地对吸入空气量进行控制。从而如果要表述成能够包含在图9中实线所示场合和虚线所示场合任一者，则在本发明实施例中，进气门7的关闭时间，随着内燃机负荷的减少，沿从吸气下止点BDC离开的方向移动，直到能够对供给到燃烧室内的吸入空气量进行控制的极限关闭时间L2。
如图9所示，在怠速运行期间，通常机械压缩比设为最大值。然而在本发明实施例中，使在怠速运行期间的机械压缩比根据需要进行各种变化。例如在本发明实施例中，在怠速运行期间，特别是在内燃机刚起动后预热运行时，为了对催化剂转换器20内的催化剂进行预热，使机械压缩比下降。
即，在机械压缩比高的超高膨胀比冲程的情况下，由于热效率变高，排气温度变得非常低。从而例如在内燃机预热运行时，若以超高膨胀比冲程进行怠速运转，则会产生由于排气温度被维持在低温从而催化剂难以活性化(激活)的问题。于是，在本发明实施例中，在内燃机刚起动后的预热运行期间，要通过使机械压缩比下降，使排气温度升高，由此使催化剂提前活性化。
但是，在怠速运行期间，如果使机械压缩比下降，则也使得实际压缩比下降。从而在本发明实施例中，在怠速运行时，实际压缩比被增大或降低。但是，在实施将怠速运行期间的内燃机转速控制在目标怠速转速的怠速转速控制的场合下，实际压缩比的变化对怠速转速控制造成很大影响。下文将参考图10对此进行说明。
图10显示了在怠速运行时的由火花塞6引起的点火正时和内燃机产生的转矩之间的关系。而且在图10中，实线表示怠速运行时实际压缩比高时的情形，虚线表示怠速运行时实际压缩比低时的情形。
另一方面，在图10中，Ig表示怠速运行时实际压缩比高时的基准点火正时，在怠速运行时的实际压缩比高时，在将内燃机转速维持在目标怠速转速例如600rpm时，点火正时被维持在该基准点火正时Ig。该基准点火正时Ig比MBT(最大转矩时的最小点火提前角)稍微滞后(滞后角侧)。该基准点火正时Ig对应于内燃机冷却水温等内燃机运行状态预先确定。
在本发明实施例中，当内燃机转速偏离目标怠速转速时，使点火正时暂时相对于基准点火正时Ig向提前角侧或滞后角侧变化，以使内燃机转速变为目标怠速转速，为了进行这种点火正时控制，设置了点火正时控制装置。
此时，如果点火正时相对于基准点火正时Ig提前，则内燃机产生的转矩增大，因此，内燃机转速增大。如果点火正时相对于基准点火正时Ig滞后，则内燃机产生的转矩下降，因此，内燃机转速下降。图10显示出与此时的点火正时的变化量Ia相对的内燃机产生的转矩的变化量TQa1。内燃机相对于此时点火正时的变化量Ia而产生转矩的变化量TQa1，即，相对于点火正时变化，内燃机所产生转矩的变化的灵敏度不太高。
与此相对，如果在怠速运行时的实际压缩比变小，则如图10中虚线所示，MBT向提前角侧移动。从而，如果此时基准点火正时Ig维持在相同的点火正时，则如图10所示，相对于点火正时的变化量Ia，内燃机产生的转矩的变化量TQa2，即，相对于点火正时变化，内燃机所产生转矩的变化的灵敏度，增高。
然而，如果如上述那样内燃机所产生转矩的变化的灵敏度增高，则造成内燃机转速产生波动、内燃机转速难以稳定于目标怠速转速的问题。此时，为了阻止这种内燃机转速的波动发生，必须使此时内燃机产生的转矩的变化量TQa2与高压缩比时内燃机产生的转矩的变化量TQa1大致一致。即，必须使此时内燃机所产生转矩的变化的灵敏度与高压缩比时内燃机所产生转矩的变化的灵敏度大致一致。
于是，在本发明的第1实施例中，如图11所示，在使怠速运行时的实际压缩比从高压缩比向低压缩比变更时，使怠速运行时的基准点火正时Ig移动至能够获得相同的内燃机产生的转矩TQb的点火正时Ig，。即，在第1实施例中，在使怠速运行时的实际压缩比改变时，使怠速运行时的基准点火正时移动到能够获得同一内燃机产生的转矩的点火正时。
而且在此场合下，如图12所示，越使怠速运行时的实际压缩比低，则怠速运行时的基准点火正时越被设成提前角侧。
如果这样使怠速运行时的基准点火正时移动到能够获得内燃机产生的同一转矩的点火正时，则能够与实际压缩比无关地将内燃机所产生转矩的变化的灵敏度维持在预定的最适合灵敏度。因此，能够与实际压缩比无关地阻止内燃机转速产生波动，能够使内燃机转速迅速地稳定于目标怠速转速。
图13显示内燃机转速N相对于目标怠速转速N0的偏差量(N-N0)、与点火正时相对于基准点火正时Ig的变化量，即，点火正时修正量ΔI之间的关系。如图13所示可知，在内燃机转速N比目标怠速转速N0高时，偏差量(N-N0)越大，则朝向滞后角方向的点火正时修正量ΔI越大，在内燃机转速N比目标怠速转速N0低时，偏差量(N-N0)的绝对值越大，朝向提前角方向的点火正时修正量ΔI越大。
下文将参考图14和图15对本发明第2实施例进行介绍。在该实施例中如图14所示，即使使怠速运行时的实际压缩比从高压缩比变为低压缩比，基准点火正时Ig也不改变。此时，相对于低压缩比中点火正时变化量Ia2的内燃机所产生转矩的变化量TQa2、与相对于高压缩比中点火正时变化量Ia1的内燃机所产生转矩的变化量TQa1几乎相同，即，低压缩比的内燃机所产生转矩的变化灵敏度与高压缩比的内燃机所产生转矩的变化灵敏度几乎相同，实际压缩比越小，则点火正时变化量Ia1、Ia2越小。
该点火正时的变化量Ia1、Ia2，即，相对于基准点火正时Ig的点火正时修正量ΔI、与内燃机转速N相对于目标怠速转速N0的偏差值(N-N0)的关系由图15表示。而且在图15中，a表示实际压缩比最高时，e表示实际压缩比最低时，实际压缩比按照a、b、c、d、e的顺序逐渐下降。
在图15所示场合下，同样可知，在各实际压缩比分别为a、b、c、d、e时，内燃机转速N比目标怠速转速N0高时，偏差量(N-N0)越大，则朝向滞后角方向的点火正时修正量ΔI越大，在内燃机转速N比目标怠速转速N0低时，偏差量(N-N0)的绝对值越大，朝向提前角方向的点火正时修正量ΔI越大，但是实际压缩比越低，则越使针对相同的偏差量(N-N0)的点火正时修正量ΔI变小。
即，在该第2实施例中，越使怠速运行时的实际压缩比下降，则点火正时的变化量ΔI与内燃机转速从目标怠速转速的偏差值(N-N0)的比值越小。如果这样越使怠速运行时的实际压缩比下降则ΔI/(N-N0)越小，则能够与实际压缩比无关地将内燃机所产生转矩变化的灵敏度维持在预定的最佳灵敏度。因此，能够与实际压缩比无关地阻止内燃机转速产生波动，能够使内燃机转速迅速地稳定于目标怠速转速。
而且在本发明中，也可以使第1实施例和第2实施例组合，因此若要总括地表述本发明，则在使怠速运行时的实际压缩比变更时，使点火正时的变化量与内燃机转速从目标怠速转速的偏差值的比值或基准点火正时中的至少之一对应于实际压缩比变化，从而使得在内燃机转速相对于目标怠速转速偏差相同量时，基于点火正时的变化的内燃机所产生转矩的变化量与实际压缩比无关地基本一致。
而且在本发明实施例中，包括用于对吸入空气量进行控制的吸入空气量控制装置。当内燃机转速偏离目标怠速转速时，除了点火正时之外，还能通过使吸入空气量变化，从而使得内燃机转速变为目标怠速转速。在该情况下，在图1所示实施例中，吸入空气量控制装置由设置在内燃机吸气通路内的节气门17组成。
图16显示怠速转速控制的时间图。如图16所示，怠速运行时，如果内燃机转速相比目标怠速转速N0下降，则使节气门17的开度增大。在本发明实施例中，如图17所示，当内燃机转速N比目标怠速转速N0高时，内燃机转速N相对目标怠速转速N0的偏差值(N-N0)越大，使朝向关闭方向的节气门开度修正量Δθ进一步增大。如果内燃机转速N比目标怠速转速N0低时，内燃机转速N相比目标怠速转速N0的偏差值(N-N0)的绝对值越大，则使朝向开启方向的节气门开度修正量Δθ进一步增大。
如果使节气门17的开度增大，如图17所示，则存在时间滞后地使供给到燃烧室5内的吸入空气量增大。另一方面，如果内燃机转速比目标怠速转速N0低，则使点火正时相对于基准点火正时Ig提前。如果点火正时相对于基准点火正时Ig提前，则内燃机产生的转矩增大，然后如果朝向燃烧室5内供给的空气量增大，则内燃机产生的转矩进一步增大，因此，内燃机转速迅速地复原到目标怠速转速N0。
图18示出用于实施根据本发明的怠速转速控制的第1实施例的例程。以每一定时间的中断实施该例程。
参考图18，首先在步骤100判断是否处于怠速运行时。例如当加速踏板40的踩踏量为0且内燃机转速比设定转速例如1000rpm低时、或加速踏板40的踩踏量为0且车速比设定速度在例如5km/h以下时，则断定处于怠速运行时。
在处于怠速运行时的时候，进入步骤101，计算作为目标的实际压缩比。然后在步骤102，算出目标怠速转速N0。然后在步骤103，算出作为目标的节气门开度θ0。然后在步骤104，根据内燃机转速N相对于目标怠速转速N0的偏差值(N-N0)，由图17所示的关系，计算节气门开度修正量Δθ。然后在步骤105，通过使节气门开度θ0和节气门开度修正量Δθ相加，获得最终的节气门开度θ(＝θ0+Δθ)，将节气门17的开度设为该节气门开度θ。
然后在步骤106，计算出对应于目标压缩比的基准点火正时Ig，然后在步骤107，根据内燃机转速N相对目标怠速转速N0的偏差值(N-N0)，由图13所示的关系，计算点火正时修正量ΔI。接着，在步骤S108，通过使点火正时修正量ΔI和基准点火正时Ig相加，获得最终的点火正时I(＝Ig+ΔI)，将点火正时设为该点火正时I。
也使用图18所示怠速转速控制例程实施本发明的第2实施例。但是在该场合下，在步骤100～步骤105和步骤108中，实施与第1实施例相同的处理，而在步骤106和步骤107中，实施不同的处理。即，在图18所示例程中实施第2实施例的场合下，在步骤106，算出不根据目标实际压缩比变化、而仅对应于内燃机冷却水温度等变化的基准点火正时Ig。
然后在步骤107，根据内燃机转速N相对于目标怠速转速N0的偏差值(N-N0)以及目标实际压缩比，由图15所示的关系，计算点火正时修正量ΔI。然后在步骤108，通过将点火正时修正量ΔI与基准点火正时Ig相加，算出最终的点火正时I(＝Ig+ΔI)，将点火正时设为该点火正时I。
而且在步骤105中，将与内燃机转速N相对于目标怠速转速N0的偏差值(N-N0)成比例的量设为节气门开度修正量Δθ，在步骤108中，将与内燃机转速N相对于目标怠速转速N0的偏差值(N-N0)成比例的量设为点火正时修正量ΔI。即，在步骤105、108中，实施P(比例)控制。然而在步骤105、108中，替代P控制，也可以实施PI控制、PD控制或PID控制。

Claims (9)

1.一种火花点火式内燃机的怠速控制装置，包括：点火正时控制装置，该点火正时控制装置，在怠速运行时内燃机转速被维持在目标怠速转速时，将点火正时维持在相应于内燃机的运行状态而预先确定的基准点火正时，当内燃机转速偏离目标怠速转速时，使点火正时相对于基准点火正时暂时向提前角侧或滞后角侧变化从而使内燃机转速成为目标怠速转速；
该火花点火式内燃机的怠速控制装置的特征在于，
能够使实际压缩比变化，
在使怠速运行时的实际压缩比变化时，使点火正时的变化量与内燃机转速偏离目标怠速转速的偏差值的比值或基准点火正时的至少一方对应于实际压缩比变化，从而使得在内燃机转速相对于目标怠速转速偏差相同量时，基于点火正时的变化的内燃机所产生转矩的变化量与实际压缩比无关地基本相同。
2.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机的怠速控制装置，其中，在使怠速运行时的实际压缩比变化时，使怠速运行时的基准点火正时移动到能够获得相同的内燃机所产生的转矩的点火正时。
3.根据权利要求2所述的火花点火式内燃机的怠速控制装置，其中，越使怠速运行时的实际压缩比下降，则怠速运行时的基准点火正时越被设为提前角侧。
4.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机的怠速控制装置，其中，越使怠速运行时的实际压缩比下降，则点火正时的变化量相对于内燃机转速从目标怠速转速的偏差量的比值越小。
5.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机的怠速控制装置，其中，还具有用于对吸入空气量进行控制的吸入空气量控制装置；
当内燃机转速偏离目标怠速转速时，除了使点火正时变化之外，还使吸入空气量变化，从而使内燃机转速成为目标怠速转速。
6.根据权利要求5所述的火花点火式内燃机的怠速控制装置，其中，上述吸入空气量控制装置包括设置在内燃机吸气通路内的节气门。
7.根据权利要求6所述的火花点火式内燃机的怠速控制装置，其中，还包括能够对进气门的关闭正时进行控制的可变气门正时机构；
使进气门的关闭正时随着内燃机负荷变低向从吸气下止点离开方向移动，直到能够对被供给到燃烧室内的吸入空气量进行控制的极限气门关闭正时；在负荷高于当进气门的关闭正时到达上述极限气门关闭正时时的内燃机负荷的区域内，不受上述节气门的影响，通过改变进气门的关闭正时，对供给到燃烧室内的吸入空气量进行控制；在负荷低于当进气门的关闭正时到达上述极限气门关闭正时时的内燃机负荷的区域内，由上述节气门对供给到燃烧室内的吸入空气量进行控制。
8.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机的怠速控制装置，其中，还包括能够对进气门的关闭正时进行控制的可变气门正时机构和能够改变机械压缩比的可变压缩比机构；当要使设置在内燃机排气通路内的催化剂温度升高时，通过使怠速运行时的机械压缩比下降，同时使实际压缩比下降，从而使排气温度上升。
9.根据权利要求8所述的火花点火式内燃机的怠速控制装置，其中，使上述机械压缩比随着内燃机的负荷下降而增大到极限机械压缩比。
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