CN104271924B - 内燃机的控制装置 - Google Patents

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Abstract

一种内燃机(1)的控制装置(100)，具备：可变动阀机构(10)，其能够在将进气阀(19)的最大提升量和打开正时保持为一定的状态下变更作用角；还原催化剂(9)，其在稀燃烧时吸附排气中的氮氧化物，在浓燃烧时还原所吸附的氮氧化物；以及控制部(4)，其根据内燃机(1)的负荷(TL、TH)来变更向浓燃烧切换时的进气阀(19)的关闭正时的提前量(ΔIVCL、ΔIVCH)。

Description

内燃机的控制装置
技术领域
本发明涉及内燃机的控制装置。
背景技术
已知有吸附内燃机的排气中所包含的氮氧化物(NOX)来净化排气的NOX吸藏还原催化剂装置。NOX吸藏还原催化剂装置在内燃机的空燃比稀薄的区域中运转的情况下(稀燃烧时)，吸附排气中所包含的NOX。但是，NOX吸藏还原催化剂装置在NOX的吸附量达到饱和状态时无法吸附排气中的NOX。在该情况下，NOX会与排气一起被排出到大气中。因此，进行如下操作：使内燃机暂时在燃料过剩的状态下(浓燃烧)运转，从而将在NOX吸藏还原催化剂装置中吸附的NOX还原为氮气N2，使NOX吸藏还原催化剂再生。
关于该NOX吸藏还原催化剂的再生，在专利文献1中公开了一种如下技术：在进行浓燃烧运转时，减小节气门的开度来减少导入到发动机内的吸入空气量，从而使空燃比浓。
另外，在内燃机的动阀装置中，已知有使凸轮向阀作用的期间变化来变更阀的作用角的可变动阀机构。在专利文献2中公开了一种如下的内燃机的可变动阀系统：通过利用驱动源使介于凸轮与阀之间的控制轴旋转，使相对于凸轮的旋转位置的阀的提升量变化，从而使阀的作用角变化。在专利文献3中公开了一种如下的可变动阀装置：使环状盘介于与驱动轴连结的套筒的凸缘部和凸轮轴的凸缘部之间，使环状盘的中心偏心来使其不等速旋转，从而变更阀的作用角。
现有技术文献
专利文献1：日本特开平10-184418号公报
专利文献2：日本特开2009-299655号公报
专利文献3：日本特开2006-336659号公报
发明内容
发明要解决的问题
为了满足内燃机的高输出、低燃耗的要求，降低实际压缩比是有效的。然而，在降低实际压缩比来运转的内燃机中，若在低负荷运转时进行再生NOX吸藏还原催化剂的浓燃烧，则会产生失火而引起碳化氢(HC)的增加。该HC的增加是由缸内温度的下降引起的，所以在浓燃烧条件下，为了使缸内温度上升而采用使实际压缩比上升的方法。在使实际压缩比上升的方法中，存在通过可变动阀机构使进气阀的关闭正时提前而使其接近下止点(BDC)的方法。作为可变动阀机构的例子，存在专利文献2、3的结构和/或其他的能够不变更阀的作用角而仅变更相位的机构。
例如，在如专利文献2的可变动阀系统那样通过变更提升量来变更阀的作用角的机构中，在缩小阀的作用角的情况下，如图1(a)所示，阀的提升量必然变小。因此，吸入空气量减少，所以缸内压力下降，实际压缩比的提高效果小。另外，伴随提升量的下降，内燃机的泵损失增加。
另外，在能够不变更阀的作用角而仅变更相位的机构中，如图1(b)所示，伴随阀的关闭正时的提前，阀的打开正时提前，所以会担心阀磨损(valve stamp)。因此，可提前的区域小。另外，为了使缸内成为浓的条件，会利用节气门来调整吸入空气量，所以泵损失增大而燃料经济性恶化。
在使用了专利文献3所示的机构的情况下，能够在将如图1(c)所示的阀的最大提升量保持为一定的状态下变更作用角。在该情况下，与上述2个机构相比，具有能够浓燃烧的运转区域变宽的优点。另外，内燃机根据负荷的大小使空燃比变化而运转。因此，在使NOX吸藏还原催化剂再生的情况下，在低负荷运转时和高负荷运转时，即使同样提前进气阀的关闭正时，也不一定能够得到与该运转条件相适合的浓燃烧。
因此，本发明的目的在于，提供一种在浓燃烧控制时使实际压缩比上升的内燃机中能够适当地向浓燃烧切换的内燃机的控制装置。
用于解决问题的手段
为了解决该问题的本发明的内燃机的控制装置，其特征在于，具备：可变动阀机构，其能够在将进气阀的最大提升量和打开正时保持为一定的状态下变更作用角；还原催化剂，其在稀燃烧时吸附排气中的氮氧化物，在浓燃烧时还原所吸附的氮氧化物；以及控制部，其根据内燃机的负荷来变更向浓燃烧切换时的所述进气阀的关闭正时的提前量。
根据上述结构，在从通常燃烧向浓燃烧切换时，根据负荷的大小来变更提前量，所以能够进行与负荷相应的合适的切换。此外，进气阀的打开正时是指闭阀状态的进气阀开始打开的时刻，关闭正时是指开阀状态的进气阀落座而堵住流路的时刻。
在上述内燃机的控制装置中，也可以是，内燃机的负荷越小，则所述控制部越增大所述提前量。另外，在上述内燃机的控制装置中，也可以是，所述控制部，在向浓燃烧切换时，在使所述进气阀的关闭正时提前之后增加燃料喷射量。另外，在上述内燃机的控制装置中，也可以是，所述可变动阀机构，除了能够变更所述进气阀的作用角之外，还能够变更所述进气阀的相位，在进气的流速成为最大的曲轴角度下，使所述进气阀的提升最大。进而，也可以是，上述内燃机的控制装置是每1个汽缸具备2个以上的排气口的内燃机的控制装置，在内燃机的低负荷运转时的进气行程中，打开位于缸内的涡流的上游侧的所述排气口。
发明效果
本发明能够提供一种在浓燃烧控制时使实际压缩比上升的内燃机中能够适当地向浓燃烧切换的内燃机的控制装置。
附图说明
图1是表示由可变动阀机构实现的阀的提升曲线的变化的图。(a)表示由通过变更提升量来变更阀的作用角的机构实现的提升曲线的变化，(b)表示由仅变更阀的相位的机构实现的提升曲线的变化，(c)表示由在将阀的最大提升量保持为一定的状态下变更作用角的机构实现的提升曲线的变化。
图2是在实施例1中说明的实施方式的内燃机的控制装置的图。
图3是内燃机所具备的可变动阀机构的整体结构的立体图。
图4是表示图3所示的可变动阀机构所具备的驱动凸轮轴周围的结构的图。
图5是图3的A-A线的剖视图。
图6是从图3中的箭头B方向观察到的可变动阀机构的图。
图7是表示可变动阀机构的引导部件的轨道面移位后的情况下的图。(a)表示基准状态时的轨道面的位置。(b)表示与基准状态相比引导部件向上方移动了时的轨道面的位置。(c)表示与基准状态相比引导部件向下方移动了时的轨道面的位置。
图8是表示实施方式中的第1进气阀的提升曲线的图。
图9是表示进气阀的关闭正时与实际压缩比的关系的图。
图10是表示在比较方式中减小了进气阀的提升量时的可变动阀机构的概要的图。(a)表示进气阀闭阀的状态，(b)表示进气阀开阀的状态。
图11是表示比较方式中增大了进气阀的提升量时的可变动阀机构50的概要的图。(a)表示进气阀闭阀的状态，(b)表示进气阀开阀的状态。
图12是表示比较方式中的变更了可变动阀机构的进气阀的提升量的情况下的提升曲线的图。
图13是表示从通常燃烧向浓燃烧切换时所执行的控制的流程图。
图14是用于算出实际压缩比的映射的例子。(a)是表示排气温度与实际压缩比的关系的例子，(b)是表示空燃比与实际压缩比的关系的例子。
图15是表示通过步骤S13的处理而变化的实际压缩比的图。
图16是表示空气量一定的情况下的燃料喷射量和实际压缩比与失火区域的关系的图。
图17是表示沿着图16的(1)、(2)的箭头变更时的实际压缩比与空气过剩率的关系的图。
图18是表示内燃机的转矩与进气阀的关闭正时的关系的图。
图19是表示实施方式和比较方式中的进气阀的最大提升量与转矩的关系的图。
图20是对实施方式的提升曲线和比较方式的提升曲线进行比较的图。
图21是表示1循环中的缸内压力与缸内容积的关系的图。
图22是表示实际压缩比与进气阀的关闭正时距BDC的角度的关系的图。
图23是表示进气阀的阀门正时的图。
图24是表示缸内温度与进气阀的关闭正时的关系的图。
图25是关于实施方式和比较方式示出了低负荷时的压缩端温度和HC产生量的图。(a)是表示内燃机的转矩与压缩端温度的关系的图。(b)是表示转矩与HC产生量的关系的图。
图26表示图25(a)中的E、F、G点处的提升曲线。
图27是关于实施方式和比较方式示出了高负荷时的压缩端温度和烟产生量的图。(a)是表示内燃机的转矩与压缩端温度的关系的图。(b)是表示转矩与烟产生量的关系的图。
图28表示图27(a)中的H、J、K点处的提升曲线。
图29是对浓燃烧时的实施方式和比较方式的可运转区域进行比较的图。(a)是使用转矩和转速表示可运转区域的图。(b)是使用进气阀的关闭正时和转矩表示可运转区域的图。
图30是在实施例2中说明的内燃机的控制装置的图。
图31是表示在实施例2中从通常燃烧向浓燃烧切换时所执行的控制的流程图。
图32是对实施例3中打开进气阀的正时进行说明的图。(a)表示活塞速度，(b)表示进气阀的提升量，(c)表示通过进气口的进气的流速。
图33是表示在实施例3中由于内燃机的转速上升而变化的进气的流速的图。
图34是表示在实施例3中根据内燃机的转速算出进气阀的提升量成为最大时的曲轴角度的映射的图。
图35是在实施例4中对低负荷的浓燃烧条件下的实施方式和比较方式的重叠时的提升量进行比较的图。
图36是表示在实施例4中对实施方式和比较方式中的转矩与重叠量的关系进行比较的图。(a)是关于重叠量进行比较的图，(b)是对进气阀的打开正时进行比较的图，(c)是对排气阀的关闭正时进行比较的图。
图37是表示在实施例5中从轴线方向观察内燃机的汽缸时的涡流的流动的图。
图38是在实施例5中表示进气阀和排气阀的1个提升曲线的图。
图39是在实施例5中在进气行程中打开排气阀的动作的执行区域的图。
图40是表示实施例6中的进气阀的提升曲线的图。
图41是表示实施例6的进气阀的打开正时与负荷的关系的图。
图42是通过VVT机构变更了进气阀的开阀期间的相位时的提升曲线的图。
图43是表示相对于内燃机的负荷设定进气阀的开阀期间的相位的映射的图。
图44是为了避免进气阀的跳动而构筑的映射的一例。
具体实施方式
以下，与附图一起，对用于实施本发明的方式进行详细说明。
(实施方式)
图2是在本实施方式中说明的实施方式的内燃机1的控制装置100的图。如图2所示，内燃机(发动机)1具备进气系统2、排气系统3、可变动阀机构10、以及ECU(ElectronicControl Unit：电子控制单元)4。在内燃机1串联配置有多个(在此为4个)汽缸5。此外，虽然在此将汽缸数设为4个，但汽缸数可以是任意的。在各汽缸5分别设置有向汽缸5内喷射燃料的燃料喷射阀6。在排气系统3设置有检测排气温度的排气温度传感器7和检测空燃比的A/F传感器8。作为排气温度传感器7，例如可以采用热电偶。另外，在排气系统3的排气温度传感器7、A/F传感器8的下游侧设置有还原催化剂9。在燃料进行稀燃烧的情况下，还原催化剂9吸附排气中所包含的NOX来净化排气。相反，在燃料进行浓燃烧的情况下，还原催化剂9将所吸附的NOX还原为氮气N2并向大气排出。还原催化剂9在NOX的吸附量达到饱和状态时无法吸附排气中的NOX，但通过浓燃烧，NOX吸附能力再生，NOX的吸附再次成为可能。
可变动阀机构10是驱动进气阀(在图2中未图示)的机构。可变动阀机构10具备能够在将进气阀的最大提升量保持为一定的状态下变更进气阀的作用角的功能。ECU4由以双向总线将CPU(Central Processing Unit：中央处理器)、RAM(Random Access Memory：随机存取存储器)、ROM(Read Only Memory：只读存储器)、输入输出端口连接而成的公知形式的数字计算机构成，与为了控制内燃机1而设置的各种传感器和/或工作装置交换信号来控制内燃机1。特别是，在本实施方式中，ECU4与可变动阀机构10、燃料喷射阀6电连接，对构成可变动阀机构10的机构的控制和来自燃料喷射阀6的燃料的喷射进行控制。另外，ECU4与排气温度传感器7、A/F传感器8电连接，取得各传感器所检测的排气温度和空燃比。
接着，一边参照图3～图7，一边对可变动阀机构10进行详细说明。图3是可变动阀机构10的整体结构的立体图。图4是表示图3所示的可变动阀机构10所具备的驱动凸轮轴12周围的结构的图。图5是图3的A-A线的剖视图。图6是从图3的箭头B方向观察到的可变动阀机构10的图。此外，在图6中，省略了后述引导部件36的图示。
如图3、4所示，可变动阀机构10具备驱动凸轮轴12。驱动凸轮轴12构成为经由正时带轮14和正时链(未图示)而与曲轴(未图示)连结，以曲轴的1/2的速度进行旋转。如图3、4所示，在驱动凸轮轴12与正时带轮14之间存在能够变更驱动凸轮轴12的相对于曲轴的旋转的、旋转相位的可变气门正时(VVT)机构16。VVT机构16例如可以设为通过液压的供给和排出来使划分蓄积有液压的室的叶片旋转、从而使驱动凸轮轴12相对于正时带轮旋转的机构。
如图3、4所示，在驱动凸轮轴12按各汽缸安装有凸轮片(cam piece)18。凸轮片18与驱动凸轮轴12同心，由驱动凸轮轴12支撑为能够自由旋转。在凸轮片18形成有2个用于驱动阀(未图示)的从动凸轮凸部18a。从动凸轮凸部18a具备与驱动凸轮轴12同轴的圆弧状的基圆部18a1和使基圆的一部分向径向外侧突出而成的鼻部18a2。在从动凸轮凸部18a的下方按进气阀19设置有摇臂21。在从动凸轮凸部18a的鼻部18a2与摇臂21抵接的正时，进气阀19被按压而开阀。
另外，在驱动凸轮轴12按汽缸安装有驱动臂20，驱动臂20具有向驱动凸轮轴12的径向外侧突出的驱动臂部20a。驱动臂20使用预定的固定部件(未图示)一体地固定于驱动凸轮轴12。进而，在凸轮片18上，在用于同一汽缸的靠近驱动臂20一方的从动凸轮凸部18a的附近一体形成有向驱动凸轮轴12的径向外侧突出的从动臂部18b。
如图5、6所示，驱动连杆24的一端以能够自由旋转的方式经由凸轮轴侧旋转轴22连结于驱动臂部20a。另外，从动连杆28的一端以能够自由旋转的方式经由凸轮凸部侧旋转轴26连结于从动臂部18b。
驱动连杆24的另一端和从动连杆28的另一端经由控制辊侧旋转轴30而连结。在控制辊侧旋转轴30上的驱动连杆24与从动连杆28之间存在控制辊32和连杆板34。这样，可变动阀机构10具备以驱动凸轮轴12的轴中心为共同的旋转中心的驱动臂部20a和从动臂部18b、以及通过驱动连杆24和从动连杆28而连结的连杆机构35。连杆机构35是4节连杆。另外，如图5所示，在本实施方式中，从动连杆28在与驱动连杆24之间存在控制辊32的状态下相对于驱动连杆24配置于驱动凸轮轴12的旋转方向C的前方侧。
如图6所示，连杆板34通过形成为环状的2个板部以成为同心的方式弯折而成形。并且，连杆板34被配置成驱动凸轮轴12贯通其内侧。进而，连杆板34以连杆板34的2个板部夹住控制辊32的状态配置在控制辊侧旋转轴30上。
如图5所示，在连杆板34的外周侧以覆盖连杆板34的方式配置有引导部件36的轨道面36a1。该轨道面36a1由圆周面构成。另外，控制辊32在与轨道面36a1接触的位置(接点P)由控制辊侧旋转轴30支撑为能够自由旋转。因此，控制辊32与驱动凸轮轴12的旋转联动地沿着轨道面36a1一边滚动一边移动。
进而，如图5所示，在连杆板34的板部之间，除了控制辊32之外，还在与轨道面36a1接触的位置经由保持用旋转轴40而以能够自由旋转的方式安装有2个保持辊38。通过该结构，连杆板34的驱动凸轮轴12的径向的位置由轨道面36a1规定。另外，安装于连杆板34的控制辊32在轨道面36a1上的位置被规定。因此，伴随驱动凸轮轴12的旋转，控制辊32在与轨道面36a1始终接触的状态下在轨道面36a1上一边滚动一边移动。并且，通过规定控制辊32的位置，能够特定经由驱动连杆24和从动连杆28而连结的从动凸轮凸部18a的旋转方向的相对位置。
另外，如图3所示，引导部件36按汽缸具备具有轨道面36a1的环状部36a。各汽缸的环状部36a通过经由架桥部36b架桥而一体连结。此外，引导部件36经由预定的支撑部件(未图示)支撑于汽缸头(未图示)。由此，引导部件36构成为能够在图5中的箭头D方向(与内燃机1的汽缸的轴线方向一致)上自由移动，在与箭头D正交的方向上被约束。
进而，如图3所示，可变动阀机构10具备致动器42。致动器42使引导部件36沿着图5中的箭头D方向在预定的移动范围内移动。更具体而言，致动器42在圆周面的轨道面36a1的中心点沿着驱动凸轮轴12的轴线的法线方向且沿着汽缸的轴线方向的状态下使引导部件36移动。此时，将从驱动凸轮轴12的轴向观察时轨道面36a1的中心点和驱动凸轮轴12的中心点一致的状态设为“基准状态”。致动器42在移动范围内将引导部件36的移动调整到任意的位置。致动器42基于ECU4的指令来使引导部件36移动。致动器42例如可以通过将马达和/或蜗轮组合来构成。
接着，对由引导部件36的移动引起的从动凸轮凸部18a的移动速度的变化和进气阀19的作用角的变化进行说明。图7是表示引导部件36的轨道面36a1移位后的情况的图。在图7(a)中示出基准状态时的轨道面36a1的位置。在图7(b)中示出与基准状态相比引导部件36向上方移动了时的轨道面36a1的位置。在图7(c)中示出与基准状态相比引导部件36向下方移动了时的轨道面36a1的位置。
当驱动凸轮轴12在驱动凸轮轴12的旋转方向上旋转时，驱动凸轮轴12的旋转力经由一体固定于驱动凸轮轴12的驱动臂部20a传递给驱动连杆24。传递至驱动连杆24的驱动凸轮轴12的旋转力经由控制辊侧旋转轴30和从动连杆28，传递给与从动臂部18b一体形成的从动凸轮凸部18a。这样，驱动凸轮轴12的旋转力经由连杆机构35传递给从动凸轮凸部18a。
结果，与驱动凸轮轴12的旋转同步地，连杆机构35的各要素和从动凸轮凸部18a与驱动凸轮轴12向同一方向旋转。此时，控制辊32在与轨道面36a1在接点P处始终接触的状态下在轨道面36a1上一边滚动一边移动，绕驱动凸轮轴12旋转。
如图7(a)所示，在基准状态下，驱动凸轮轴12的中心点和轨道面36a1的中心点一致。因此，在控制辊32伴随驱动凸轮轴12的旋转而在轨道面36a1上旋转1圈的期间，驱动凸轮轴12的旋转中心和控制辊32的旋转中心一致。即，在基准状态时，从动凸轮凸部18a以与驱动凸轮轴12相等的速度进行旋转。
图7(b)所示的状态表示轨道面36a1向上方(远离燃烧室的方向)移动后的状态。在该状态下，在轨道面36a1的大致下半部分的区间内，随着控制辊32向轨道面36a1的正下方位置P0靠近，驱动凸轮轴12的旋转中心与控制辊32的旋转中心的距离与上述基准状态时相比变窄。结果，与基准状态时相比，凸轮凸部侧旋转轴26向旋转方向前方移动。由此，从动臂部18b比驱动臂部20a更快地移动。即，在控制辊32通过轨道面36a1的下半圆时，从动凸轮凸部18a的移动速度变快。
相反，图7(c)所示的状态表示轨道面36a1向下方(靠近燃烧室的方向)移动后的状态。在该状态下，在轨道面36a1的大致下半部分的区间内，随着控制辊32向轨道面36a1的正下方位置P0靠近，驱动凸轮轴12的旋转中心与控制辊32的旋转中心的距离与上述基准状态时相比变宽。其结果，与基准状态时相比，凸轮凸部侧旋转轴26向旋转方向后方移动。由此，从动臂部18b比驱动臂部20a更慢地移动。即，在控制辊32通过轨道面36a1的下半圆时，从动凸轮凸部18a的移动速度变慢。这样，通过适当控制轨道面36a1的位置，能够变更旋转1圈期间的从动凸轮凸部18a(即，凸轮片18)的移动速度。
在此，对凸轮片18的旋转速度与进气阀19的提升的关系进行说明。图8是表示本实施方式中的进气阀19的提升曲线的图。图8中的实线表示进气阀19的大作用角时的提升曲线，虚线表示进气阀19的小作用角时的提升曲线。
可变动阀机构10，通过在凸轮片18旋转1圈的期间变更凸轮片18的旋转速度，能够变更进气阀19的作用角(从打开正时到关闭正时的间隔)。即，当在凸轮片18的鼻部18a2对进气阀19作用的期间加快凸轮片18的旋转速度时，进气阀19的作用角缩小。相反，当在鼻部18a2对进气阀19作用的期间减慢凸轮片18的旋转速度时，进气阀19的作用角扩大。在变更进气阀的作用角的期间，对进气阀19作用的凸轮片18的鼻部18a2的凸轮提升不变，所以进气阀19的最大提升量不变。即，如图8所示，可变动阀机构10能够在将进气阀19的最大提升量保持为一定的状态变更作用角。此外，打开正时是指闭阀状态的进气阀开始打开的曲轴角度，关闭正时是指开阀状态的进气阀落座而堵住流路的曲轴角度。
图9是表示进气阀的关闭正时(IVC)与实际压缩比的关系的图。如图9所示，在进气阀19的关闭正时处于下止点(BDC)时，实际压缩比成为最大值。因此，在进气阀19的关闭正时处于BDC以后时，越使关闭正时接近BDC，则实际压缩比越上升。即，越使关闭正时提前，则实际压缩比越上升。此外，可变动阀机构10也可通过VVT机构16来变更进气阀19的开阀期间的相位。开阀期间是指阀处于打开的期间，变更开阀期间的相位是指不变更打开正时与关闭正时的间隔而变更打开正时和关闭正时的相位。
(比较方式)
接着，对比较方式的可变动阀机构50进行说明。比较方式的可变动阀机构50是通过变更阀的提升量来变更阀的作用角的机构。上述比较方式的可变动阀机构50可以代替实施方式中说明的可变动阀机构10而搭载于内燃机1。图10、图11是表示比较方式的可变动阀机构50的概要的图。图10表示减小了进气阀68的提升量时的结构，图11表示增大了进气阀68的提升量时的结构。在图10、图11中，(a)均表示进气阀68闭阀的状态，(b)均表示进气阀68开阀的状态。
可变动阀机构50具备凸轮轴52、控制轴56以及摇臂66。凸轮轴52是经由正时带轮和正时链(均未图示)等与内燃机的曲轴(未图示)连结而旋转的轴。在凸轮轴52按汽缸设置有凸轮54。控制轴56是与凸轮轴52平行设置的轴，在控制轴56按汽缸设置有辊臂58和摇动臂62。在辊臂58的顶端设置有主辊60。凸轮轴52和控制轴56被配置成主辊60与凸轮54接触。辊臂58和摇动臂62以能够变更绕控制轴56的彼此的相对位置的方式设置于控制轴56。在控制轴56设置有使辊臂58相对于摇动臂62相对旋转的旋转单元(未图示)。另外，摇动臂62通过滑动面64而与摇臂66接触。摇臂66构成为从摇动臂62接受力而旋转，从而驱动进气阀68。
接着，对由可变动阀机构50实现的进气阀68的开阀动作进行说明。当凸轮轴52旋转时，伴随凸轮轴52的旋转，主辊60被按压而辊臂58旋转。通过辊臂58旋转，控制轴56和设置于控制轴56的摇动臂62旋转。通过摇动臂62旋转而向摇臂66作用，摇臂66旋转而进气阀68开阀。
接着，对可变动阀机构50变更进气阀68的提升量的情况下的动作进行说明。在变更进气阀68的提升量的情况下，可变动阀机构50使辊臂58旋转来变更辊臂58和摇动臂62所成的角度θ。在此，假设不变更进气阀68的打开正时。例如，当缩小辊臂58和摇动臂62所成的角度θ时，如图10所示，进气阀68的提升量减少。另外，在提升量减少的同时，进气阀68的关闭正时提前，进气阀68的作用角变小。相反，当扩大辊臂58和摇动臂62所成的角度θ时，如图11所示，进气阀68的提升量增大。另外，在提升量增大的同时，进气阀68的关闭正时延迟，进气阀68的作用角变大。如以上那样，比较方式的可变动阀机构50通过变更进气阀68的提升量来变更进气阀68的作用角。
图12是变更了可变动阀机构50的进气阀68的提升量的情况下的提升曲线的图。图12中的实线表示进气阀68的大提升、大作用角时的提升曲线，虚线表示进气阀68的小提升、小作用角时的提升曲线。如图12所示，在可变动阀机构50中，在使进气阀68为小作用角的情况下提升量也变小。
实施例1
(向浓燃烧切换时的控制)
接着，对本发明的实施例1进行说明。在本实施例1中，可变动阀机构10在将进气阀19的打开正时保持为一定的状态下变更作用角。另外，ECU4根据内燃机的负荷来变更向浓燃烧切换时的进气阀19的关闭正时的提前量。在此，对实施方式的内燃机1的控制装置100在内燃机1的燃烧状态从通常燃烧向浓燃烧切换时所执行的控制进行说明。图13是表示从通常燃烧向浓燃烧切换时所执行的控制的流程图。该控制由ECU4执行。以下，参照图13的流程图，对ECU4所执行的控制进行说明。
本控制在内燃机1的运转期间定期执行或者连续执行。ECU4在开始本控制时，参照内燃机1的加速器开度、转速等，提取运转条件(步骤S11)。接着，ECU4判断是否需要浓燃烧(步骤S12)。是否需要浓燃烧通过还原催化剂9中的NOX的吸附量来判断。NOX的吸附量例如可以通过根据基于运转时间和/或行驶距离设定的计数器来判断的方法、基于燃料切断的累计时间等来判断的方法、以及其他任意的方法来算出。ECU4在根据这样算出的NOX的吸附量而判断为NOX的吸附达到了饱和状态的情况下，判断为需要浓燃烧。
在步骤S12中判定为肯定时，ECU4接着使可变动阀机构10工作(步骤S13)。在此，可变动阀机构10所变更的进气阀19的作用角基于与所要求的当量比对应的实际压缩比来决定。可变动阀机构10变更进气阀19的关闭正时来实现上述作用角。所要求的当量比根据还原催化剂9的状况而变化，但在何种情况下都设为浓燃烧。因此，可变动阀机构10为了使取入到汽缸5内的空气量减少而进行缩小作用角的动作。在本实施例中，由于进气阀的打开正时(IVO)设为一定，所以当作用角确定时，进气阀的关闭正时(IVC)也被决定。ECU4使可变动阀机构10工作以使得实现所决定的IVC。此时，IVC与通常燃烧时相比提前。此外，当量比是将理论空燃比A/Fst除以实际空燃比A/F而求出的值。
接着，ECU4根据空燃比、排气温度来推定实际压缩比(步骤S14)。具体动作如下。ECU4从排气温度传感器7取得排气温度，从A/F传感器8取得空燃比。ECU4基于空燃比和排气温度，参照为了算出实际压缩比而预先构筑的模型式或映射来算出实际压缩比。在此，示出图14作为二维表现映射的例子。图14(a)是表示排气温度与实际压缩比的关系的例子，图14(b)是表示空燃比与实际压缩比的关系的例子。
排气温度的增加可视为与燃料喷射量的增加等价，所以当排气温度上升时，失火的可能性上升。为了避免失火而提高实际压缩比，因此，如图14(a)所示，构筑映射以使得当排气温度上升时使实际压缩比上升。另外，由于当空燃比增加时空气比率上升，所以如图14(b)所示，构筑映射以使得当空燃比上升时反而使实际压缩比下降。实际压缩比通过组合如图14(a)、(b)所示的关系来算出。此外，算出实际压缩比的映射例如也可以加入内燃机的转速、负荷、进气温度等排气温度和/或空燃比以外的要素而设为3维或4维以上的映射。
接着，ECU4判断在可变动阀机构10的工作前后实际压缩比是否发生了变化(步骤S15)。即，判断在步骤S14中推定出的实际压缩比是否变为了目标值。当在步骤S15中判定为肯定时，ECU4接着增加燃料喷射量(步骤S16)。在此，增加燃料的量，调整最适于还原催化剂9的再生的当量比，进行浓燃烧。另外，在步骤S15中判定为否定的情况下，ECU4返回步骤S13。在结束步骤S16的处理后，返回。
在步骤S12中判定为否定的情况下，ECU4使通常燃烧继续(步骤S17)。在处理结束后返回。
图15是表示由于步骤S13的处理而变化的实际压缩比的图。图16是表示空气量一定的情况下的燃料喷射量和实际压缩比与失火区域的关系的图。在图16中，假设从控制前的条件C0向判断为需要浓燃烧的情况下的目标的条件C1变更。图17是表示沿着图16的(1)、(2)的箭头变更时的实际压缩比与空气过剩率λ的关系的图。此外，空气过剩率λ由当量比的倒数表示。
在通常燃烧时，在燃料喷射量少的情况下失火。在浓燃烧时，在缸内温度低的条件下喷射燃料的情况下，由于燃料气化时的吸热作用，汽缸5内的温度下降而诱发失火。因此，在浓燃烧条件下，需要在增加燃料喷射量之前进行提高缸内温度的操作。根据上述控制，如图15所示，伴随在步骤S13中进行的作用角的缩小，实际压缩比上升。另外，如图16所示，通过(1)在“通过步骤S13的可变动阀装置的工作使实际压缩比上升”之后，(2)“增加步骤S16的燃料喷射量”，能够不失火地执行浓燃烧。与该处理的顺序相反，如果(1′)在“使步骤S16的燃料喷射量增加”之后，(2′)“通过步骤S13的可变动阀装置的工作使实际压缩比上升”的话，则会在(1′)的增加了燃料喷射量的时刻进入失火区域。因此，在上述控制中，为了避免失火，一定在步骤S13之后进行步骤S16的处理。
在此，对内燃机1的负荷与上述控制时变更的当量比的关系进行说明。内燃机1根据负荷变更空燃比来进行运转，所以当负荷不同时当量比也不同。例如，在通常燃烧时，在低负荷下，当量比为0.3左右，处于空气过剩的稀状态。与此相对，在高负荷下，燃料的比例增加，当量比例如为0.7左右。然而，在有NOX还原催化剂9的再生要求的情况下，与负荷的高低无关而要求将当量比切换为1以上。即，在低负荷的条件下，要求将当量比从0.3变更为1以上，而在高负荷的条件下，要求将当量比从0.7变更为1以上。因此，在低负荷的条件和高负荷的条件下，向缸内供给的吸入空气的减少量不同。因此，进气阀19的关闭正时也需要根据负荷来变更。
图18是表示内燃机1的转矩(负荷)与进气阀19的关闭正时(IVC)的关系的图。图18中的实线表示通常燃烧的情况，虚线表示浓燃烧的情况。如图18所示，通过ECU4的控制，内燃机1的负荷越小，则IVC的提前量越大。即，若将低负荷TL时的提前量ΔIVCL与高负荷TH时的提前量ΔIVCH相比，则低负荷TL时的提前量ΔIVCL比高负荷TH时的提前量ΔIVCH大。这是因为，如上所述，低负荷的情况与高负荷的情况相比，吸入空气的减少量较大。通过IVC的提前量变大，吸入空气量减少，所以低负荷的情况与高负荷的情况相比，IVC的提前量变大。这样，控制装置100通过根据内燃机1的负荷来变更进气阀的关闭正时的提前量，能够进行与内燃机1的负荷的大小相符合的切换控制。这样，控制装置100实现与内燃机1的运转条件相适合的控制。
(实施方式与比较方式的比较)
接着，一边与比较方式进行比较一边对实施方式的效果说明。首先，对实施方式和比较方式的阀提升的关系进行说明。图19是表示实施方式和比较方式中的进气阀的最大提升量与转矩的关系的图。图19中的实线表示实施方式，虚线表示比较方式。比较方式中，在变更作用角的情况下，也变更最大提升量，但由于根据转矩来变更作用角，所以进气阀的提升量也根据转矩而变化。另一方面，在实施方式中，与作用角无关，最大提升量保持一定。如图19所示，实施方式和比较方式的阀提升的关系被设定成：在输出点P处，比较方式的最大提升量与实施方式的最大提升量一致。
图20是对实施方式的提升曲线和比较方式的提升曲线进行比较的图。图20中的实线表示实施方式的扩大了作用角时的提升曲线，虚线表示缩小了作用角时的实施方式的提升曲线。点线表示作用角与实线的提升曲线一致时的比较方式的提升曲线，单点划线表示作用角与虚线的提升曲线一致时的比较方式的提升曲线。图21是表示1循环中的缸内压力与缸内容积的关系的图。图21表示作用角缩小时的例子，实线表示作用角缩小时的实施方式，虚线表示作用角缩小时的比较方式，点线表示不具备可变动阀机构10、50的内燃机的以往的阀门正时的例子。图22是表示实际压缩比与进气阀的关闭正时(IVC)的自BDC起的角度的关系的图。图22中的实线表示实施方式的例子，虚线表示比较方式的例子。
如图20所示，在比较方式中，在缩小了作用角的情况下，进气阀的提升量下降。因此，吸入空气量减少，泵损失增加。进而，由于吸入空气量减少，所以如图21所示，缸内最大压PMAX下降。另外，在比较方式中，在缩小了进气阀的作用角的情况下，吸入空气量急剧减少，所以在进行上述控制的情况下误差变大而变得难以控制。与此相对，如图20所示，在实施方式中，即使缩小作用角，最大提升量也不被变更。因此，在吸入空气量中不产生大的减少，所以能够抑制泵损失的增加。另外，由于吸入空气量不会大幅减少，所以如图21所示，缸内最大压PMAX也能够维持为高。进而，如图22所示，IVC越接近BDC，则实际压缩比越上升，但实施方式的上升量大于比较方式的上升量。
图23是表示进气阀的阀门正时的图。图23中，实线表示实施方式，虚线表示比较方式，点线表示不具备可变动阀机构10、50的内燃机的以往的阀门正时的例子。图24是表示缸内温度与进气阀的关闭正时的关系的图。图24中的实线表示实施方式的例子，虚线表示比较方式的例子。
如图23所示，图示的3个进气阀的打开正时(IVO)是相同正时。在浓燃烧中，由于减少吸入空气量，所以实际压缩比大的一方较好。因此，优选在实际压缩比变大的BDC附近关闭进气阀。实施方式的IVC稍早于BDC，比较方式的IVC稍迟于BDC。在不具备可变动阀机构的阀门正时中，IVC比BDC迟得多。如图24所示，在实施方式和比较方式中，通过使IVC提前，实际压缩比均上升，所以缸内温度上升。如图9所示，实际压缩比在BDC处成为最大，在IVC早于BDC的情况下，原理上来说，实际压缩比下降。但是，在IVC迟于BDC的情况下，通过产生进气的反冲(blow-back)，缸内的进气温度下降，而在IVC早于BDC的情况下，维持缸内的进气温度。因此，具有不容易失火的优点。虽然在比较方式中也能够在构造上将IVC设为BDC以前，但由于伴随作用角缩小的提升量下降，所以吸入空气量减少。其结果，产生容易失火等变得难以控制的问题和/或泵损失变大的问题。另一方面，若是如实施方式那样在作用角缩小时最大提升量不减少的结构，则不会产生吸入空气量的大的减少，所以能够将IVC设为BDC以前。这样，在实施方式中，由于能够将IVC设定为BDC以前，所以能够同时变更实际压缩比和吸入空气量。
此外，若是在通常燃烧中抑制失火的控制，则通过变更进气阀的开阀期间的相位，也能够使实际压缩比变化来抑制失火。然而，在浓燃烧时，由于也要求减少吸入空气量，所以仅靠变更进气阀的开阀期间的相位无法实现浓燃烧时的要求。在该情况下，缩小节气门来减少吸入空气量，但同时会引起泵损失的增加。在实施方式中，由于也能够调整吸入空气量，所以无需担心在此成为问题的泵损失的增加。
(浓燃烧时的可运转区域)
接着，一边与比较方式进行比较，一边对浓燃烧时的可运转区域进行说明。作为决定浓燃烧时的内燃机的可运转区域的标准(criteria)，可以举出失火时的温度、当量比、HC产生量、烟量、音量。例如，当缸内的压缩端的温度TCOMP过低时，失火而引起HC的增大。在低负荷时的运转区域中，为了防止内燃机1的失火，对HC产生量设定目标标准作为浓燃烧的可运转区域的阈值。HC产生量与汽缸5内的压缩端温度TCOMP密切相关，所以目标标准也可以设为汽缸5内的压缩端温度TCOMP。
图25是关于实施方式和比较方式示出了低负荷时的压缩端温度和HC产生量的图。图25(a)是表示内燃机1的转矩与压缩端温度的关系的图。图25(b)是表示转矩与HC产生量的关系的图。在图25(a)、(b)中，实线表示实施方式，虚线表示比较方式。图25(a)的E点是相当于在图25(b)中实施方式的HC产生量成为目标标准CRH时的转矩T1的点。图25(a)的F点是相当于在图25(b)中比较方式的HC产生量成为目标标准CRH时的转矩T2的点。图25(a)的G点是关于转矩条件与F点相等的实施方式的点。图26表示图25(a)中的E、F、G点处的提升曲线。
如图25(b)所示，在实施方式中以低于转矩T1的转矩运转的情况下，HC产生量超过目标标准CRH，所以将可运转区域设为转矩T1以上。同样，如图25(b)所示，在比较方式中以低于转矩T2的转矩运转的情况下，HC产生量超过目标标准CRH，所以将可运转区域设为转矩T2以上。如图25所示，转矩T1是比转矩T2小的值。如图26所示，若对转矩T2下的F点的比较方式的提升曲线和G点的实施方式的提升曲线进行比较，则G点的提升曲线的提升量比F点的提升曲线的提升量高，所以能够使IVC提前。在能够使IVC提前的实施方式中，能够使实际压缩比高于相同转矩条件的比较方式。结果，缸内的温度能够维持为高的状态，能够提高压缩端温度TCOMP。该结果也在图25(a)中反映出，在低负荷的区域(转矩为T0以下)中，在相同转矩条件下，实施方式的压缩端温度TCOMP高于比较方式。这样，在实施方式中，能够提高压缩端温度TCOMP，所以还能够降低转矩来运转。因此，实施方式的可运转区域能够扩大至转矩T1。
在内燃机的高负荷时的运转区域中，为了抑制内燃机1的烟的产生量，对烟产生量设定目标标准作为浓燃烧的可运转区域的阈值。烟产生量与汽缸5内的压缩端温度TCOMP密切相关，所以目标标准也可以设为汽缸5内的压缩端温度TCOMP。
图27是关于实施方式和比较方式示出了高负荷时的压缩端温度和烟产生量的图。图27(a)是表示内燃机1的转矩与压缩端温度的关系的图。图27(b)是表示转矩与烟产生量的关系的图。在图27(a)、(b)中，实线表示实施方式，虚线表示比较方式。图27(a)的H点是相当于在图27(b)中实施方式的烟产生量成为目标标准CRS时的转矩T4的点。图27(a)的J点是相当于在图27(b)中比较方式的烟产生量成为目标标准CRS时的转矩T3的点。图27(a)的K点是关于转矩条件与J点相等的实施方式的点。图28表示图27(a)中的H、J、K点处的提升曲线。
如图27(b)所示，在实施方式中以超过转矩T4的转矩运转的情况下，烟产生量超过目标标准CRS，所以将可运转区域设为转矩T4以下。同样，如图27(b)所示，在比较方式中以超过转矩T3的转矩运转的情况下，烟产生量超过目标标准CRS，所以将可运转区域设为转矩T3以下。如图27所示，转矩T4是比转矩T3大的值。如图28所示，若对转矩T3下的J点的比较方式的提升曲线和K点的实施方式的提升曲线进行比较，则K点的提升曲线的提升量比J点的提升曲线的提升量高，所以能够使IVC延迟。在能够使IVC延迟的实施方式中，能够使实际压缩比低于相同转矩条件的比较方式。因此，能够降低缸内的温度，能够降低压缩端温度TCOMP。该结果也在图27(a)中反映出，在高负荷的区域(转矩为T0以上)中，在相同转矩条件下，实施方式的压缩端温度TCOMP低于比较方式。这样，在实施方式中，能够降低压缩端温度TCOMP，所以还能够提高转矩来运转。因此，实施方式的可运转区域能够扩大至转矩T4。此外，在比较方式的情况下，伴随IVC的延迟，提升量扩大，所以吸入空气量增加，无法维持浓燃烧的条件。在实施方式的情况下，即使使IVC延迟，最大提升量也一定，所以吸入空气的增加量少，能够维持浓燃烧的条件。
将上述说明的实施方式的可运转区域扩大后的情况示于图29。图29是对浓燃烧时的实施方式和比较方式的可运转区域进行比较的图。图29(a)是使用转矩和转速来表示可运转区域的图。图29(b)是使用进气阀的关闭正时和转矩来表示可运转区域的图。在图29(a)、(b)中，实线表示实施方式，虚线表示比较方式。如图29所示，在实施方式中，与比较方式相比，能够扩大转矩的上端和下端。进而，关于IVC，能够向提前侧、延迟侧的双方扩大。在实施方式中，通过使IVC向提前侧扩大，能够提高实际压缩比，所以能够提高燃烧温度。另外，在实施方式中，通过使IVC向延迟侧扩大，内燃机的泵损失减少，燃料经济性提高。如以上说明那样，实施方式与比较方式相比，在浓燃烧时可运转区域扩大。
实施例2
(根据缸内压算出实际压缩比的控制)
接着，对本发明的实施例2进行说明。图30是本实施例2的内燃机201的控制装置200的图。内燃机201具有与实施例1的内燃机1大致同样的结构。内燃机201与实施例1的内燃机1相比，在排气系统3不具备排气温度传感器和A/F传感器，而是在各汽缸5具备缸内压传感器202。缸内压传感器202检测汽缸5内的缸内压力。缸内压传感器202和ECU4电连接，由缸内压传感器202检测到的缸内压力被取入ECU4。其他结构与实施例1的内燃机1是同样的，所以省略其详细说明，在图30中附上相同的编号。
在本实施例2中，与实施例1同样，当还原催化剂9的NOX的吸附量达到饱和状态时，通过进行浓燃烧来使NOX吸附能力再生。图31是表示在本实施例2中从通常燃烧向浓燃烧切换时所执行的控制的流程图。该控制由ECU4执行。图31的流程图除了代替步骤S14而执行步骤S24之外，与图13的流程图是同样的。在此，省略与图13的流程图同样的处理。
在本实施例2的控制中，ECU4在结束步骤S13的处理后，根据缸内压来推定实际压缩比(步骤S24)。具体动作如下。ECU4从缸内压传感器202取得汽缸5的压缩前后的缸内压力，基于取得的压缩前后的缸内压力来算出实际压缩比。实际压缩比通过将压缩前的缸内压力PA除以压缩后的缸内压力PB来算出。ECU4在结束步骤S24的处理后进入步骤S15的处理。
如以上那样，也可以根据缸内压力算出实际压缩比，并执行向浓燃烧切换时的控制。在如本实施例2那样根据缸内压力算出实际压缩比的情况下，能够更准确地算出实际压缩比。由此，能够使缸内成为浓的状态，直至即将到达失火临界之前。另外，在万一成为了失火的情况下，由于该检测容易，所以能够迅速进行恢复。
实施例3
(与进气流速相关的失火回避)
接着，对本发明的实施例3进行说明。本实施例3的内燃机的控制装置具有与实施例1的控制装置100同样的结构。以后，对同样的结构附上相同的附图标记来说明，省略对相同构成要素的详细说明。本实施例3的控制装置100是进一步对浓燃烧时的进气阀19的阀门正时的设定进行了限定的控制装置。
图32是对打开进气阀19的正时进行说明的图。图32(a)～(c)的横轴表示曲轴角度。图32(a)是表示活塞速度的图，图32(b)是表示进气阀19的提升量的图，图32(c)是表示通过内燃机1的进气口的进气的流速的图。图32(b)的实线表示提升量的最大值成为从上止点延迟了90°的角度(ATDC90℃A)的提升曲线，虚线表示在比ATDC90℃A靠BDC侧、吸入空气量与实线的提升曲线相等的提升曲线。在该虚线的提升曲线时，与实线的提升曲线时相比，作用角大，但泵损失小。图33是表示由于内燃机1的转速上升而变化的进气的流速的图。图33的横轴表示曲轴角度。图33的纵轴表示通过内燃机1的进气口的进气的流速。图33的实线表示低旋转时进气的流速，虚线表示高旋转时进气的流速。图34是表示根据内燃机1的转速算出进气阀19的提升量成为最大时的曲轴角度的映射的图。
在实施方式中，与比较方式的情况相比，具有能够抑制损失的优点。但是，在实施方式中，在浓燃烧时，由于泵损失低，所以燃烧温度容易下降。当燃烧温度下降时，变得容易失火。在本实施例3中，为了进一步避免失火，控制装置在泵损失成为最大的正时打开进气阀。以下，一边参照图32～34，一边进行具体说明。
如图32(a)所示，内燃机1的活塞的速度在从上止点延迟90°的角度(ATDC90℃A)处变得最快。另外，此时，在转速充分小的运转条件下，在活塞速度最快的条件下压力损失成为最大。另外，如图32(c)所示，ATDC90℃A也是从进气口流入的进气的流速成为最大的条件。在本实施例3中，控制装置100变更进气阀19的阀门正时，以使得在压力损失成为最大的正时(ATDC90℃A)进气阀19的提升量成为峰值(最大)。
在实际变更进气阀19的阀门正时的情况下，当突然缩小空气量时，空燃比急剧变浓而失火。因此，为了抑制该失火，在实际的浓燃烧运转时使缸内温度变化的情况下，尽可能在将空气量保持为一定的状态下控制进气阀19的阀门正时。作为向浓燃烧变更时的阀门正时的变更例，例如，将图32(b)所示的点线的提升曲线向实线的提升曲线变更。在该例子中，可变动阀机构10缩小作用角，并且通过VVT机构16来使开阀门正时的相位提前。
另外，随着内燃机1的转速逐渐上升，进气管内的惯性效果变大，如图33所示，取入到汽缸5内的进气的速度的峰值位置延迟。考虑到这一点，在实际的运转条件下，按照图34的映射进行控制，以使得进气阀19的提升量的最大值的相位延迟。由此，在进气的流速成为最大的正时，进气阀的提升量成为最大。结果，泵损失成为最大，所以能够抑制缸内温度的下降。由此，能够防止失火。此外，本实施例3的内燃机的控制装置的结构也可以设为与实施例2的控制装置200的结构同样。
实施例4
(阀门重叠时的控制)
接着，对实施例4进行说明。在实施例4中，对考虑了阀门重叠的控制进行说明。本实施例4的内燃机的控制装置具有与实施例1的控制装置100同样的结构。以后，对同样的结构附上相同的附图标记，省略对相同构成要素的详细说明。在本实施例4中，在排气侧也设置有变更排气阀的关闭正时(EVC)的可变动阀机构(未图示)。排气侧的可变动阀机构也可以是上述说明的可变动阀机构10、50和/或其他任意的形态。图35是对低负荷的浓燃烧条件下的实施方式和比较方式的重叠时的提升量进行比较的图。图35中的实线表示实施方式的进气阀19的提升曲线，虚线表示比较方式的进气阀68的提升曲线，点线表示排气阀的提升曲线。关于排气阀，在实施方式和比较方式中是同样的。在进气阀的提升量的最大值的设定的关系上，在实施方式中，与比较方式相比，在作用角缩小时进气阀19的提升量高。如图35所示，实施方式中，在最大提升量一定的状态下变更进气阀19的关闭正时，所以在低负荷时的浓燃烧条件下，重叠期间中的进气阀19的提升量ΔL1大于比较方式的提升量ΔL2。结果，吸入空气向进气口的反冲增加，内部EGR增加，所以缸内温度上升。另一方面，在高负荷下，认为烟产生量超过容许值。
图36是在实施方式和比较方式中对转矩(负荷)与重叠量的关系进行比较的图。图36(a)是关于重叠量进行比较的图。图36(b)是对进气阀19的打开正时(IVO)进行比较的图。图36(c)是对排气阀的关闭正时(EVC)进行比较的图。
首先，对图36(b)所示的进气阀19的打开正时进行比较，实施方式与比较方式相比，将进气阀19的打开正时设定得迟(延迟侧)。接着，对图36(c)所示的排气阀的关闭正时进行比较，在实施方式中，与比较方式相比，将关闭正时设定得早(提前侧)。结果，如图36(a)所示，在实施方式中，与比较方式相比，重叠量变小。结果，能够防止进气向进气口的反冲的增加，防止由内部EGR的增加引起的缸内温度的上升。此外，如图36(a)的OL1、OL2所示，重叠量的低负荷侧的容许值由在活塞头设置的凹部深度来决定。另外，在高负荷侧，内部EGR不会过度增加，所以能够抑制烟的增加。此外，本实施例4的内燃机的控制装置的结构也可以设为与实施例2的控制装置200的结构同样。
实施例5
(排气阀的2次打开)
接着，对实施例5进行说明。在实施例5中，对2次打开排气阀的动作进行说明。本实施例5的内燃机是每1个汽缸分别具有2个进气阀和排气阀的4阀的内燃机。在内燃机组入有在上述实施方式中说明的控制装置100。此外，其他结构与实施例1是同样的，所以在以后的说明中附上相同的附图标记，省略详细的说明。在内燃机1的缸内产生漩涡。漩涡可以通过利用进气口的结构的方法、利用进气阀的开阀门正时的控制的方法以及其他任意的方法来生成。进而，本实施例5的内燃机具备除了通常的排气行程之外排气阀也在进气行程中开阀的机构。该机构例如可以通过设置具有多个鼻部分的凸轮的方法和/或变更凸轮的旋转速度的方法等来实现。特别是，在实施方式中，与比较方式相比，提升量大，所以存在漩涡变强的倾向。因此，在实施方式中，与比较方式相比，为了减弱更低负荷时的漩涡的要求升高。
图37是表示在轴线方向上观察内燃机1的汽缸70时的涡流的流动的图。在图37中示出了进气口71a、71b和排气口72a、72b。图38是表示进气阀和排气口72b侧的排气阀的提升曲线的图。图38中的实线表示进气阀的提升曲线，虚线表示排气阀的提升曲线。图39是表示在进气行程中打开排气阀的动作的执行区域S的图。
如图37所示，在汽缸70内形成逆时针的漩涡。在低负荷时的浓燃烧条件下，相邻的排气口中，以图38所示的提升曲线来驱动位于涡流的上游侧的排气口72b的排气阀。由此，在进气行程中，排气口以与涡流相对的方式打开。结果，从排气口流入空气(EGR气体)，抵消涡流。这样，缸内的漩涡被抑制，所以冷却损失减少而缸内温度被保持，从而能够抑制失火。如图38所示，使进气行程中的排气阀的开阀门正时与从上止点延迟90°的角度(ATDC90℃A)一致。ATDC90℃A是活塞的速度变得最快的正时。即，排气阀的提升量成为最大的正时和活塞的速度成为最快的正时一致。由此，来自排气口的空气的流入量增加，在抵消漩涡方面能够发挥高效果。
另一方面，在内燃机的高负荷运转时，必须强化漩涡，所以不能进行上述图38所示的排气阀的驱动。如图39所示，在进气行程中打开排气阀的动作在抑制HC的产生的区域S中进行。在要求抑制烟的产生的转矩的区域中，不实施进气行程中的排气阀的开阀动作。
实施例6
(进气阀关闭正时一定的控制)
接着，对本发明的实施例6进行说明。本实施例6的内燃机的控制装置具有与实施例1的控制装置100大致同样的结构。但是，在本实施例6的内燃机中，可变动阀机构10的构造与实施例1的构造不同。图40是表示本实施例6中的进气阀的提升曲线的图。图40中的实线表示大作用角的提升曲线，虚线表示小作用角的提升曲线。如图40所示，本实施例6的可变动阀机构构成为一边将IVC保持为一定一边变更作用角。另外，设为一定的IVC，选择实际压缩比成为最大的条件。图41是表示本实施例6的进气阀的打开正时(IVO)与负荷(平均有效压力)的关系的图。图41中的实线表示通常燃烧时的状态，虚线表示浓燃烧时的状态。如图41所示，控制装置以负荷越大则越使IVO延迟的方式来缩小作用角。这是因为，在高负荷时，想要确保一定程度的吸入空气量。另外，在浓燃烧时，与通常燃烧时相比，控制装置使IVO延迟来缩小进气阀的作用角。
此外，在高负荷的情况下要求低压缩比，所以为了实现高负荷时的低压缩比，也可以通过VVT机构16来变更进气阀19的开阀期间的相位。以下，对进气阀19的开阀期间的相位的变更进行说明。图42是表示通过VVT机构16变更了进气阀19的开阀期间的相位时的提升曲线的图。图42中的实线表示小作用角的提升曲线。单点划线表示使实线的提升曲线的相位提前而得到的提升曲线，双点划线表示使实线的提升曲线的相位延迟而得到的提升曲线。点线表示大作用角的提升曲线。图43是表示相对于内燃机1的负荷(平均有效压力)来设定进气阀19的开阀期间的相位的映射的图。如图43所示，以内燃机1的负荷越上升则越使进气阀19的开阀期间的相位提前的方式进行变更。在本实施例6的结构中，在通常燃烧时，在使进气阀19的开阀期间的相位提前的情况下，汽缸5内的漩涡被强化，相反，在使相位延迟的情况下，漩涡减弱。因此，在负荷上升、要求强化漩涡时，使进气阀19的开阀期间的相位提前。相反，在负荷下降、减弱漩涡的情况下，使进气阀19的开阀期间的相位延迟。这样，通过调整漩涡，能够促进燃烧、抑制失火。
实施例7
(进气阀的跳动回避)
接着，对实施例7进行说明。在实施例7中，对进气阀19的跳动的回避进行说明。本实施例7的内燃机的控制装置具有与实施例1的控制装置100同样的结构。另外，本实施例7的内燃机的控制装置也可以设为实施例2的控制装置200。以后，对同样的结构附上相同的附图标记来说明，省略对相同构成要素的详细说明。在实施方式中，当使作用角过小时，进气阀19跳动。因此，设定作用角以避免进气阀19的跳动。图44是为了避免进气阀19的跳动而构筑的映射的一例。图44的纵轴表示进气阀19的作用角，横轴表示内燃机1的转速。在图44中的斜线的区域中，进气阀19跳动，所以设定进气阀19的作用角以使得不在该区域内动作。由此，能够抑制向浓燃烧切换时的失火，并且抑制气阀19的跳动。
上述实施例只不过是用于实施本发明的例子，本发明不限于此，对这些实施例进行各种变形包含在本发明的范围内，进而，在本发明的范围内能够提出其他的各种实施例，这从上述记载来看是显而易见的。
标号说明
1 内燃机
4 ECU
6 燃料喷射阀
9 还原催化剂
10 可变动阀机构
19 进气阀
100 控制装置

Claims (4)

1.一种内燃机的控制装置，其特征在于，具备：
可变动阀机构，其能够在将进气阀的最大提升量及打开正时保持为一定的状态下变更作用角；
还原催化剂，其在稀燃烧时吸附排气中的氮氧化物，在浓燃烧时还原所吸附的氮氧化物；以及
控制部，与所述内燃机的负荷大时相比，所述内燃机的负荷变得越小，越增大变更向浓燃烧切换时的所述进气阀的关闭正时的提前量。
2.根据权利要求1所述的内燃机的控制装置，其特征在于，
所述控制部，在向浓燃烧切换时，在使所述进气阀的关闭正时提前之后增加燃料喷射量。
3.根据权利要求1或2所述的内燃机的控制装置，其特征在于，
所述可变动阀机构，除了能够变更所述进气阀的作用角之外，还能够变更所述进气阀的相位，
在进气的流速成为最大的曲轴角度下，使所述进气阀的提升最大。
4.根据权利要求1或2所述的内燃机的控制装置，其特征在于，
所述控制装置是每1个汽缸具备2个以上的排气口的内燃机的控制装置，
在内燃机的低负荷运转时的进气行程中，打开位于缸内的涡流的上游侧的所述排气口。
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