CN103502607A - 火花点火式内燃机 - Google Patents

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Abstract

本火花点火式内燃机使用通过气缸内压力和气缸内温度来计算出点火延迟时间的计算公式，计算出实现等容燃烧时相对于最高缸内压力Pmax及最高缸内温度Tmax的最短点火延迟时间τmin，基于计算出的最短点火延迟时间来确定爆震极限点火正时ITA。

Description

火花点火式内燃机
技术领域
本发明涉及火花点火式内燃机。
背景技术
在火花点火式内燃机中，要求避免发生爆震。为此，提出了在此次的燃烧中预测是否发生爆震，必要的话，将点火正时设为滞后角的方案（参照专利文献1）。
在是否发生爆震的预测中，使用以气缸内的压力和温度为变量的点火延迟时间的计算公式，并采用考虑了点火延迟时间随着时间经过而变化的情况的Livengood-Wu积分。即，设在点火延迟时间的倒数的时间积分值成为1的时刻，在气缸内发生自点火，若在时间积分值成为1的时刻以前而燃烧完成（气缸内的全部燃料燃烧），则预测为爆震不发生，若在时间积分值成为1的时刻而燃烧未完成，则预测为爆震要发生。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2004-332584号公报
专利文献2：日本特开2011-021552号公报
专利文献3：日本特开2010-285873号公报
专利文献4：日本特开2007-170345号公报
专利文献5：日本特开2008-095553号公报
发明内容
虽然如前述那样能够预测爆震的发生，但是在使用以气缸内的压力和温度为变量的点火延迟时间的计算公式的Livengood-Wu积分中，不仅需要极大的计算时间，而且难以准确地推定通过点火而燃烧开始起的各时刻的缸内的压力及温度，其结果是，难以准确地计算出点火以后的各时刻的点火延迟时间，而难以准确地计算出点火延迟时间的倒数的时间积分值成为1的时刻。由此，根据Livengood-Wu积分，难以实现避免发生爆震的良好的点火正时控制。
因此，本发明的目的在于提供一种不实施Livengood-Wu积分而能够进行避免发生爆震的良好的点火正时控制的火花点火式内燃机。
本发明的第一方面的火花点火式内燃机的特征在于，使用通过气缸内压力和气缸内温度来计算出点火延迟时间的计算公式，计算出实现等容燃烧时相对于最高缸内压力及最高缸内温度的最短点火延迟时间，基于计算出的所述最短点火延迟时间来确定爆震极限点火正时。
本发明的第二方面的火花点火式内燃机以第一方面的火花点火式内燃机为基础，其特征在于，在确定所述爆震极限点火正时之前，如果通过可变压缩比机构使得压缩上死点的燃烧室容积越小，则将所述最短点火延迟时间修正得越长。
发明效果
根据本发明的第一方面记载的火花点火式内燃机，使用通过气缸内压力和气缸内温度来计算出点火延迟时间的计算公式，计算出实现等容燃烧时的相对于最高缸内压力及最高缸内温度的最短点火延迟时间，基于计算出的所述最短点火延迟时间来确定爆震极限点火正时。实现等容燃烧时的相对于最高缸内压力及最高缸内温度的最短点火延迟时间是包含吸入空气量、实际压缩比等全部的可变因子在内的表示本次的燃烧的爆震的发生容易度的值，最短点火延迟时间越短，爆震越容易发生。由此，基于最短点火延迟时间来确定爆震极限点火正时，由此，不实施点火延迟时间的倒数的时间积分即Livengood-Wu积分，而能够进行避免发生爆震的良好的点火正时控制。
根据本发明的第二方面记载的火花点火式内燃机，在第一方面记载的火花点火式内燃机中，如果通过可变压缩比机构使得压缩上死点的燃烧室容积越小，则为了使膨胀行程的每单位时间的燃烧室容积变化增大，为了在膨胀行程中使气缸内压力及气缸内温度急剧下降而使爆震不易发生，在确定爆震极限点火正时之前，将表示爆震的发生容易度的最短点火延迟时间修正得越长。由此，对于本次的燃烧，能够确定更适当的爆震极限点火正时。
附图说明
图1是内燃机的整体图；
图2是可变压缩比机构的分解立体图；
图3是图解性地表示的内燃机的侧视剖视图；
图4是表示可变气门正时机构的图；
图5是表示进气门及排气门的提升量的图；
图6是用于说明机械压缩比、实际压缩比及膨胀比的图；
图7是表示理论热效率与膨胀比的关系的图；
图8是用于说明通常的循环及超高膨胀比循环的图；
图9是表示与发动机负载对应的机械压缩比等的变化的图；
图10是点火正时控制用的流程图；
图11是表示填充效率与爆发度的关系的映射；
图12是表示最短点火延迟时间与爆震极限点火正时的关系的映射。
具体实施方式
图1是表示本发明的火花点火式内燃机的侧视剖视图。参照图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表示在燃烧室5的顶面中央部配置的点火栓，7表示进气门，8表示进气口，9表示排气门，10表示排气口。进气口8经由进气支管11而与调压水箱12连结，在各进气支管11分别配置有用于朝向对应的进气口8内喷射燃料的燃料喷射阀13。需要说明的是，燃料喷射阀13也可以取代安装于各进气支管11而配置在各燃烧室5内。
调压水箱12经由进气导管14而与空气滤清器15连结，在进气导管14内配置有由促动器16驱动的节气门17和使用了例如热线的吸入空气量检测器18。另一方面，排气口10经由排气歧管19而与内置有例如三效催化剂的催化剂装置20连结，在排气歧管19内配置有空燃比传感器21。
另一方面，在图1所示的实施例中，在曲轴箱1与气缸体2的连结部设有可变压缩比机构A，还设有实际压缩作用开始时期变更机构B，该可变压缩比机构A通过使曲轴箱1与气缸体2的气缸轴线方向的相对位置变化而能够变更活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积，该实际压缩作用开始时期变更机构B能够变更实际的压缩作用的开始时期。需要说明的是，在图1所示的实施例中，该实际压缩作用开始时期变更机构B由能够控制进气门7的关闭时期的可变气门正时机构构成。
如图1所示，在曲轴箱1和气缸体2安装有用于检测曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置关系的相对位置传感器22，从该相对位置传感器22输出表示曲轴箱1与气缸体2的间隔的变化的输出信号。而且，在可变气门正时机构B安装有产生表示进气门7的关闭时期的输出信号的气门正时传感器23，在节气门驱动用的促动器16安装有产生表示节气门开度的输出信号的节气门开度传感器24。
电子控制单元30由数字计算机构成，具备通过双方向性总线31而相互连接的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及输出端口36。吸入空气量检测器18、空燃比传感器21、相对位置传感器22、气门正时传感器23及节气门开度传感器24的输出信号分别经由对应的AD转换器37而向输入端口35输入。而且，在油门踏板40上连接有产生与油门踏板40的踏入量L成比例的输出电压的负载传感器41，负载传感器41的输出电压经由对应的AD转换器37向输入端口35输入。而且在输入端口35上连接有每当曲轴旋转例如30°时产生输出脉冲的曲轴角传感器42。另一方面，输出端口36经由对应的驱动回路38而与点火栓6、燃料喷射阀13、节气门驱动用促动器16、可变压缩比机构A及可变气门正时机构B连接。
图2示出图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，图3示出图解性地表示的内燃机的侧视剖视图。参照图2，在气缸体2的两侧壁的下方形成有相互隔开间隔的多个突出部50，在各突出部50内分别形成有截面圆形的凸轮插入孔51。另一方面，在曲轴箱1的上壁面上形成有相互隔开间隔而分别嵌合在对应的突出部50之间的多个突出部52，在所述各突出部52内分别形成有截面圆形的凸轮插入孔53。
如图2所示，设有一对凸轮轴54、55，在各凸轮轴54、55上，每隔一个地固定有以可旋转的方式插入到各凸轮插入孔53内的圆形凸轮58。所述圆形凸轮58与各凸轮轴54、55的旋转轴线成为共轴。另一方面，在各圆形凸轮58的两侧，如图3所示，相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线偏心配置的偏心轴57延伸，另一圆形凸轮56偏心而可旋转地安装在该偏心轴57上。如图2所示，所述圆形凸轮56配置在各圆形凸轮58的两侧，所述圆形凸轮56以可旋转的方式插入到对应的各凸轮插入孔51内。而且，如图2所示，在凸轮轴55上安装有产生表示凸轮轴55的旋转角度的输出信号的凸轮旋转角度传感器25。
从图3（A）所示的状态开始，当使固定在各凸轮轴54、55上的圆形凸轮58如图3（A）中箭头所示那样彼此向相反方向旋转时，由于偏心轴57向彼此分离的方向移动而圆形凸轮56在凸轮插入孔51内向圆形凸轮58的相反方向旋转，如图3（B）所示，偏心轴57的位置从高位置成为中间高度位置。接着当再使圆形凸轮58向箭头所示的方向旋转时，如图3（C）所示，偏心轴57成为最低的位置。
需要说明的是，在图3（A）、图3（B）、图3（C）中示出各个状态下的圆形凸轮58的中心a、偏心轴57的中心b、圆形凸轮56的中心c的位置关系。
将图3（A）至图3（C）比较可知，曲轴箱1与气缸体2的相对位置由圆形凸轮58的中心a与圆形凸轮56的中心c的距离确定，圆形凸轮58的中心a与圆形凸轮56的中心c的距离越大，气缸体2越向从曲轴箱1分离的一侧移动。即，可变压缩比机构A通过使用了旋转的凸轮的曲轴机构而使曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置变化。当气缸体2从曲轴箱1分离时，活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积增大，因此通过使各凸轮轴54、55旋转而能够变更活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积。
如图2所示，为了使各凸轮轴54、55分别向相反方向旋转而在驱动电动机59的旋转轴上分别安装有螺旋方向为反向的一对蜗杆61、62，与所述蜗杆61、62啮合的蜗轮63、64分别固定在各凸轮轴54、55的端部。在该实施例中，通过对驱动电动机59进行驱动而活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积能够在大范围内进行变更。
另一方面，图4示出在图1中安装在用于驱动进气门7的凸轮轴70的端部上的可变气门正时机构B。参照图4，该可变气门正时机构B具备通过发动机的曲轴经由同步带向箭头方向旋转的同步带轮71、与同步带轮71一起旋转的圆筒状壳体72、与进气门驱动用凸轮轴70一起旋转且相对于圆筒状壳体72能够相对旋转的旋转轴73、从圆筒状壳体72的内周面到旋转轴73的外周面延伸的多个分隔壁74、在各分隔壁74之间从旋转轴73的外周面到圆筒状壳体72的内周面延伸的叶片75，在各叶片75的两侧分别形成有超前角用液压室76和滞后角用液压室77。
向各液压室76、77的工作油的供给控制由工作油供给控制阀78进行。该工作油供给控制阀78具备与各液压室76、77分别连结的液压口79、80、从液压泵81喷出的工作油的供给口82、一对排放口83、84、进行各个口79、80、82、83、84间的连通切断控制的滑阀85。
在为了将进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位设为超前角时，在图4中使滑阀85向右方移动，从供给口82供给的工作油经由液压口79向超前角用液压室76供给，并且滞后角用液压室77内的工作油从排放口84排出。此时，旋转轴73相对于圆筒状壳体72向箭头方向相对旋转。
相对于此，在为了将进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位设为滞后角时，在图4中使滑阀85向左方移动，从供给口82供给的工作油经由液压口80向滞后角用液压室77供给，并且超前角用液压室76内的工作油从排放口83排出。此时，旋转轴73相对于圆筒状壳体72向箭头的相反方向相对旋转。
在旋转轴73相对于圆筒状壳体72相对旋转时，若滑阀85返回图4所示的中立位置，则旋转轴73的相对旋转动作停止，旋转轴73保持在此时的相对旋转位置。因此，通过可变气门正时机构B能够使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位超前或滞后所希望的量。
在图5中，实线表示通过可变气门正时机构B而使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位最为超前时的情况，虚线表示使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位最为滞后时的情况。因此，进气门7的打开期间在图5中的实线所示的范围与虚线所示的范围之间能够任意设定，因此，进气门7的关闭时期也能够设定为图5中的箭头C所示的范围内的任意的曲轴角。
图1及图4所示的可变气门正时机构B表示一例，可以使用例如能够在将进气门的打开时期维持为恒定的状态下仅改变进气门的关闭时期的可变气门正时机构等各种形式的可变气门正时机构。
接下来，参照图6，说明在本申请中使用的术语的意思。需要说明的是，在图6的（A）、（B）、（C）中，为了进行说明而示出了燃烧室容积为50ml且活塞的行程容积为500ml的发动机，在所述图6的（A）、（B）、（C）中，燃烧室容积表示活塞位于压缩上死点时的燃烧室的容积。
图6（A）对于机械压缩比进行说明。机械压缩比是仅根据压缩行程时的活塞的行程容积和燃烧室容积而机械性地确定的值，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）所示的例子中，该机械压缩比成为（50ml+500ml）/50ml=11。
图6（B）对于实际压缩比进行说明。该实际压缩比是根据实际上从压缩作用开始时到活塞达到上死点为止的实际的活塞行程容积和燃烧室容积而确定的值，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，如图6（B）所示，在压缩行程中，即使活塞开始上升，在进气门打开期间也不进行压缩作用，而从进气门关闭时起，开始实际的压缩作用。因此，实际压缩比使用实际的行程容积如上述那样表示。在图6（B）所示的例子中，实际压缩比成为（50ml+450ml）/50ml=10。
图6（C）对于膨胀比进行说明。膨胀比是根据膨胀行程时的活塞的行程容积和燃烧室容积而确定的值，该膨胀比由（燃烧室容积+行程容积）/燃烧室容积表示。在图6（C）所示的例子中，该膨胀比成为（50ml+500ml）/50ml=11。
接下来，参照图7及图8，说明在本发明中使用的超膨胀比循环。需要说明的是，图7示出理论热效率与膨胀比的关系，图8示出在本发明中根据负载而分开使用的通常的循环与超高膨胀比循环的比较。
图8（A）示出进气门在下死点附近关闭，大致从进气下死点附近起开始活塞的压缩作用时的通常的循环。在该图8（A）所示的例子中，与图6的（A）、（B）、（C）所示的例子同样地，燃烧室容积为50m，活塞的行程容积为500ml。从图8（A）可知，在通常的循环中，机械压缩比为（50ml+500ml）/50ml=11，实际压缩比也大致为11，膨胀比也成为（50ml+500ml）/50ml=11。即，在通常的内燃机中，机械压缩比、实际压缩比、膨胀比大致相等。
图7中的实线表示实际压缩比与膨胀比大致相等时的、即通常的循环中的理论热效率的变化。这种情况下可知，膨胀比越大，即实际压缩比越高，理论热效率越高。因此在通常的循环中为了提高理论热效率而只要提高实际压缩比即可。然而，由于发动机高负载运转时的爆震的发生的制约，实际压缩比最大也只能提高至12左右，这样的话在通常的循环中无法充分提高理论热效率。
另一方面，在这种状况下，研究了将机械压缩比与实际压缩比严格区分并提高理论热效率的情况，其结果是发现了理论热效率受膨胀比的支配，而实际压缩比对于理论热效率几乎没有影响的情况。即，当提高实际压缩比时，爆发力提高，但为了进行压缩而需要大的能量，即便如此提高实际压缩比，理论热效率也几乎未提高。
相对于此，若增大膨胀比，则在膨胀行程时，压下力对于活塞作用的期间变长，这样的话，活塞对曲轴施加旋转力的期间变长。因此，膨胀比越来越大，理论热效率越提高。图7的虚线ε=10表示在将实际压缩比固定为10的状态下提高膨胀比时的理论热效率。如此可知，在将实际压缩比ε维持为低值的状态下提高膨胀比时的理论热效率的上升量与图7的实线所示那样实际压缩比也与膨胀比一起增大时的理论热效率的上升量没有大的差别。
如此，在将实际压缩比维持为低值时，不发生爆震，因此在将实际压缩比维持为低值的状态下提高膨胀比时，能够阻止爆震的发生并大幅地提高理论热效率。图8（B）示出使用可变压缩比机构A及可变气门正时机构B，将实际压缩比维持为低值并提高膨胀比时的一例。
参照图8（B），在该例子中，通过可变压缩比机构A使燃烧室容积从50ml减少至20ml。另一方面，通过可变气门正时机构B使进气门的关闭时期延迟至实际的活塞行程容积从500ml成为200ml为止。其结果是，在该例子中，实际压缩比成为（20ml+200ml）/20ml=11，膨胀比成为（20ml+500ml）/20ml=26。在图8（A）所示的通常的循环中，如前述那样实际压缩比大致为11而膨胀比为11，与这种情况相比可知，在图8（B）所示的情况下，仅膨胀比提高至26。这是称为超高膨胀比循环的理由。
通常而言，在内燃机中，发动机负载越低而热效率越差，因此为了提高发动机运转时的热效率，即为了提高燃油经济性，而需要提高发动机负载低时的热效率。另一方面，在图8（B）所示的超高膨胀比循环中，由于压缩行程时的实际的活塞行程容积减小而能吸入到燃烧室5内的吸入空气量减少，因此该超高膨胀比循环仅能在发动机负载比较低时采用。因此在本发明中，在发动机负载比较低时，成为图8（B）所示的超高膨胀比循环，在发动机高负载运转时，成为图8（A）所示的通常的循环。
接下来，参照图9，概略地说明运转控制整体。图9示出某发动机转速下的与发动机负载对应的吸入空气量、进气门关闭时期、机械压缩比、膨胀比、实际压缩比及节气门17的开度的各变化。需要说明的是，图9示出通过催化剂装置20内的三效催化剂以能使废气中的未燃HC、CO及NOX同时减少的方式，基于空燃比传感器21的输出信号将燃烧室5内的平均空燃比反馈控制成理论空燃比的情况。
此外，如前述那样在发动机高负载运转时执行图8（A）所示的通常的循环。因此，如图9所示，此时由于机械压缩比低而膨胀比低，在图9中如实线所示那样，进气门7的关闭时期比图5中的实线所示的情况提前。而且，此时吸入空气量多，此时节气门17的开度保持为全开，因此抽吸损失成为零。
另一方面，在图9中如实线所示，当发动机负载降低时，为了伴随于此减少吸入空气量而延迟进气门7的关闭时期。而且此时以实际压缩比保持为大致恒定的方式如图9所示那样随着发动机负载降低而增大机械压缩比，因此随着发动机负载降低而膨胀比也增大。需要说明的是，此时节气门17也保持为全开状态，因此与节气门17无关地，通过改变进气门7的关闭时期来控制向燃烧室5内供给的吸入空气量。
如此，在发动机负载从发动机高负载运转状态降低时，在实际压缩比大致恒定的基础上，随着吸入空气量减少而机械压缩比增大。即，与吸入空气量的减少成比例而活塞4达到压缩上死点时的燃烧室5的容积减少。因此，活塞4达到压缩上死点时的燃烧室5的容积与吸入空气量成比例地变化。需要说明的是，此时在图9所示的例子中，燃烧室5内的空燃比成为理论空燃比，因此活塞4达到压缩上死点时的燃烧室5的容积与燃料量成比例地变化。
当发动机负载进一步降低时，机械压缩比进一步增大，当发动机负载下降至稍微靠近低负载的中负载L1时，机械压缩比达到成为燃烧室5的结构上极限的极限机械压缩比（上限机械压缩比）。若机械压缩比达到极限机械压缩比，则在负载比机械压缩比达到极限机械压缩比时的发动机负载L1低的区域中，机械压缩比保持为极限机械压缩比。因此，在低负载侧的发动机中负载运转时及发动机低负载运转时，即，在发动机低负载运转侧，机械压缩比成为最大，膨胀比也成为最大。换言之，在发动机低负载运转侧为了得到最大的膨胀比而机械压缩比为最大。
另一方面，在图9所示的实施例中，当发动机负载下降至L1时，进气门7的关闭时期成为能控制向燃烧室5内供给的吸入空气量的极限关闭时期。若进气门7的关闭时期达到极限关闭时期，则在负载比进气门7的关闭时期达到极限关闭时期时的发动机负载L1低的区域中，进气门7的关闭时期保持为极限关闭时期。
若进气门7的关闭时期保持为极限关闭时期，则已经无法根据进气门7的关闭时期的变化来控制吸入空气量。在图9所示的实施例中，在负载比此时即进气门7的关闭时期达到了极限关闭时期时的发动机负载L1低的区域中，通过节气门17来控制向燃烧室5内供给的吸入空气量，发动机负载越降低，节气门17的开度越小。
另一方面，在图9中如虚线所示，虽然随着发动机负载降低而使进气门7的关闭时期提前，但与节气门17无关地都能够控制吸入空气量。因此，当以能将图9中实线所示的情况和虚线所示的情况均包含的方式表现时，在本发明的实施例中，随着发动机负载降低，进气门7的关闭时期向从进气下死点BDC分离的方向移动至能控制向燃烧室内供给的吸入空气量的极限关闭时期L1为止。这样的话，使进气门7的关闭时期在图9中如实线所示变化而能够控制吸入空气量，使其如虚线所示变化也能够控制吸入空气量。
如前述那样在图8（B）所示的超高膨胀比循环中，膨胀比为26。该膨胀比越高越优选，但从图7可知，相对于实用上可使用的下限实际压缩比ε=5，若膨胀比为20以上，则能够得到相当高的理论热效率。因此，在本实施例中，以膨胀比成为20以上的方式形成可变压缩比机构A。
然而，在火花点火式内燃机中，要求避免发生爆震。为此，希望实施点火正时控制，即：在实施点火以前，确认本次的点火正时与本次的燃烧的爆震极限点火正时（爆震开始发生时的点火正时）相比是否没有成为超前角侧，若本次的点火正时与本次的燃烧的爆震极限点火正时相比为超前角侧，则将点火正时设为滞后角，或基于本次的燃烧的爆震极限点火正时来设定本次的点火正时。
为了实施这种避免发生爆震的点火正时控制，需要获知本次的燃烧的爆震极限点火正时。在以燃烧空燃比为理论空燃比的一般的运转中，当进气门的关闭时期或机械压缩比等可变因子变化一个时，爆震极限点火正时也变化，为了通过适合试验对于全部的可变因子进行适合并进行映射化，而需要极大的工时，而且，成为非常大的多维映射。
另外，在本次的燃烧中预测是否发生爆震，必要时，可以进行即使将点火正时设为滞后角也能避免发生爆震的点火正时控制。在是否发生爆震的预测中，使用以气缸内的压力和温度为变量的计算出点火延迟时间τ的下式（1），有时采用考虑了点火延迟时间τ随着时间经过而变化的情况的下式（2）所示的Livengood-Wu积分。即，设在点火延迟时间τ的倒数的时间积分值（例如距进气门关闭时的时间积分值）成为1的时刻而在气缸内发生自点火，若在时间积分值成为1的时刻以前燃烧完成（气缸内的全部燃料燃烧），则预测为爆震不发生，若在时间积分值成为1的时刻而燃烧未完成，则预测为爆震要发生。
τ=A·P-n·exp（B/T）…（1）
∫dt/τ=1…（2）
在式（1）中，A、B、n是按照各内燃机确定的常数，P为缸内压力，T为缸内温度。在式（2）中，计算出距进气门关闭时的各时刻的点火延迟时间τ（k）的倒数而累计至成为1为止，在该累计值成为1以前通过燃烧是否完成而能够预测爆震的发生。
这种累计值的计算不仅需要极大的时间，而且尤其是难以准确地推定点火以后的各时刻的缸内压力及缸内温度，因此难以计算出点火以后的各时刻的准确的点火延迟时间τ（k）。由此，难以计算出准确的累计值来实现良好的点火正时控制。
本实施例的火花点火式内燃机使用电子控制单元30，按照图10所示的流程图来实施点火正时控制。
首先，在步骤101中，测定进气门关闭时的缸内压力P和缸内温度T。关于缸内压力P及缸内温度T，只要在气缸内设置压力传感器及温度传感器，并通过这些传感器在进气门关闭时进行测定即可。而且，可以设进气门关闭时的缸内压力P及缸内温度T与调压水箱12内的进气压力及进气温度相同，而在调压水箱12设置压力传感器及温度传感器，并通过这些传感器在进气门关闭时（或者可以例如进气门打开时那样在进气门关闭前）进行测定。而且，也可以将缸内压力P作为调压水箱12内的压力，对于节气门17的开度（及发动机转速）预先进行映射化。缸内温度T可以设为外气温度。
接着，在步骤102中，通过下式（3）计算出假定实施等容燃烧作为本次的燃烧时的刚燃烧之后的最高缸内温度Pmax。等容燃烧是指在压缩上死点，全部的燃料瞬间燃烧的理想性的燃烧。
Pmax=ρ·P·Ek…（3）
在此，E为实际压缩比，k为比热容比（例如上死点的比热容比），P·Ek表示绝热压缩时的压缩上死点的缸内压力（压缩端压力）。Ρ为爆发度，如图11所示，相对于填充效率来确定。
接着，在步骤103中，通过下式（4）计算出假定实施等容燃烧作为本次的燃烧时的刚燃烧之后的最高缸内温度Tmax。
Tmax=ρ·T·Ek-1…（4）
在此，T·Ek-1表示绝热压缩时的压缩上死点的缸内温度（压缩端温度）。这样的话，若将压缩端压力P·Ek与爆发度ρ相乘，则能够计算出刚进行等容燃烧之后的最高缸内压力Pmax，若将压缩端温度T·Ek-1与爆发度ρ相乘，则能够计算出刚进行等容燃烧之后的最高缸内温度Tmax。
另外，实际压缩比E如前述那样可以根据当前的上死点的燃烧室容积和距进气门关闭时的实际的行程容积来计算出。然而，严格来说，在进气门即将关闭之前，进气口的开口面积变小而气缸内的进气不能向进气口吹回，实质上压缩开始，因此优选将进气门即将关闭之前起的行程容积作为实际的行程容积。
接着，在步骤104中，通过下式（5）计算出相对于最高缸内压力Pmax及最高缸内温度Tmax的最短点火延迟时间τmin。
τmin=A·Pmax-n·exp（B/Tmax）·C…（5）
在此，A、B、n如前述那样是按照各内燃机而确定的常数。关于C如后所述。
如此计算出的实施等容燃烧时的相对于最高缸内压力Pmax及最高缸内温度Tmax的最短点火延迟时间τmin是包含吸入空气量、实际压缩比E等全部的可变因子在内的表示本次的燃烧的爆震的发生容易度的值，最短点火延迟时间τmin越短，爆震越容易发生。由此，最短点火延迟时间τmin越长，越能够使爆震极限点火正时ITA为超前角，相对于最短点火延迟时间τmin通过适合试验可以如图12所示那样设定爆震极限点火正时ITA。ITA是压缩上死点之前的曲轴角度，0度表示压缩上死点。
这样的话，在步骤105中，基于计算出的最短点火延迟时间τmin，使用图12的映射来确定爆震极限点火正时ITA。
接着，在步骤106中，判断在本次的燃烧时设定的最佳点火正时MBT（Minimum Spark Advance for Best Torque）与爆震极限点火正时ITA相比是否为超前角侧，在该判断为否定时，即使将点火正时设为MBT也不会发生爆震，在步骤108中，实施MBT的点火。
另一方面，在步骤106的判断为肯定时，即，设定的MBT与爆震极限点火正时相比为超前角侧，在MBT的点火中会发生爆震，因此在步骤107中，实施比爆震极限点火正时ITA稍靠滞后角侧的点火正时ITA’的点火。这样的话，能够进行不发生爆震的良好的点火正时控制。
然而，上式（5）中的C是为了控制机械压缩比而通过可变压缩比机构A越减小压缩上死点的燃烧室容积，越延长最短点火延迟时间τmin用的修正系数。压缩上死点的燃烧室容积越减小，膨胀行程的每单位时间的燃烧室容积变化越大，因此在膨胀行程中，气缸内压力及气缸内温度急剧下降而难以发生爆震。
由此，例如，设机械压缩比最低时（参照图3（A））的压缩上死点的燃烧室容积（压缩上死点的最大燃烧室容积）为Vmax，当前的压缩上死点的燃烧室容积为V时，可以设为修正系数C=d1·Vmax/V。d1是与这种燃烧室容积变化的影响程度对应的权重系数。而且，即使发动机转速高，由于膨胀行程的每单位时间的燃烧室容积变化大，因此在设空转转速为Nmin，当前的发动机转速为N时，也可以设为修正系数C=d2·（Vmax/V）·（N/Nmin）。d2是与这种燃烧室容积变化的影响程度对应的权重系数。
在步骤105中，在确定爆震极限点火正时ITA之前，若利用这种修正系数C来修正表示爆震的发生容易度的最短点火延迟时间τmin，则对于本次的燃烧，能够确定更适当的爆震极限点火正时ITA。
标号说明
A  可变压缩比机构
30 电子控制单元

Claims (2)

1.一种火花点火式内燃机，其特征在于，
使用通过气缸内压力和气缸内温度来计算出点火延迟时间的计算公式，计算出实现等容燃烧时相对于最高缸内压力及最高缸内温度的最短点火延迟时间，基于计算出的所述最短点火延迟时间来确定爆震极限点火正时。
2.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其特征在于，
在确定所述爆震极限点火正时之前，如果通过可变压缩比机构使得压缩上死点的燃烧室容积越小，则将所述最短点火延迟时间修正得越长。
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