JP2004332655A - Ignition timing control device for internal combustion engine - Google Patents
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Abstract
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に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(点火後に筒内充填混合気が実際の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を検出する運転状態検出手段(51)と、前記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、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(54,55,56)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】
本発明によれば、燃焼期間にかかわらず一定になる基準値を算出し、その基準値に対する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を戻した時期を点火時期とするようにした。したがって、燃焼期間にかかわらず、最適な点火時期を高い精度で算出することが可能である。
【0014】
【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。
【0015】
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。
【0016】
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。
【0017】
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。
【0018】
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O2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。
【0019】
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。
【0020】
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。
【0021】
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。
【0022】
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。
【0023】
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。したがって、その関数を利用すれば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他方も求まるのである。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。
【0024】
(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。
【0025】
【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。
【0026】
【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。
【0027】
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。
【0028】
【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。
【0029】
【数4】
この熱発生率dX/dθをさらにθで微分した値(d2X/dθ2)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。
【0030】
d2X/dθ2=0
【0031】
【数5】
【0032】
【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。
【0033】
また、(3)式をクランク角θについて解けば以下になる。
【0034】
【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。
【0035】
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、この質量燃焼割合を基準燃焼割合とすることで、より適切な時期で点火を行うものである。
【0036】
以下では、具体的な点火時期制御装置について説明する。
【0037】
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。
【0038】
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。
【0039】
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。
【0040】
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。
【0041】
図3は、制御対象エンジンにおいて、MBT点火時期としたときに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。
【0042】
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。
【0043】
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。
【0044】
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。
【0045】
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。
【0046】
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。
【0047】
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。
【0048】
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。
【0049】
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[%]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。
【0050】
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。
【0051】
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[m2]を算出する。なお、熱発生率最大時火炎表面積AFMXHR[m2]は以下の式で表される。
【0052】
【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。
【0053】
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。
【0054】
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。
【0055】
【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。
【0056】
【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/m3]を算出する。なお熱発生率最大時筒内ガス密度ROMXHR[kg/m3]は以下の式で表される。
【0057】
【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。
【0058】
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。
【0059】
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。
【0060】
続いて、熱発生率最大時火炎表面積AFMXHR[m2]、熱発生率最大時筒内ガス密度ROMXHR[kg/m3]、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。
【0061】
したがって、ρにROMXHR(熱発生率最大時筒内ガス密度)[kg/m3]を、AにAFMXHR(熱発生率最大時火炎表面積)[m2]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。
【0062】
【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。
【0063】
以上より熱発生率最大値HRMX[%/degCA]は以下で表される。
【0064】
【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。
【0065】
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。
【0066】
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。
【0067】
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。
【0068】
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。
【0069】
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。
【0070】
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。
【0071】
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。
【0072】
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。
【0073】
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。
【0074】
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することを突き止め、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。
【0075】
具体的には図2及び図8(B)(C)を参照して説明する。
【0076】
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。
【0077】
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。
【0078】
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。
【0079】
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。
【0080】
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、その基準値に対する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、最適な点火時期を高い精度で算出することができるようになったのである。
【0081】
(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。
【0082】
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。
【0083】
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。
【0084】
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。
【0085】
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。
【0086】
(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。
【0087】
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。
【0088】
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。
【0089】
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。
【0090】
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。
【0091】
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。
【0092】
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。
【0093】
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。
【0094】
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。
【0095】
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。
【0096】
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。
【0097】
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。
【0098】
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。
【0099】
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。
【0100】
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、MBT点火時期としたときに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5,7,10degATD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
52 基準燃焼割合算出部
53 基準燃焼割合到達クランク角算出部
54 実燃焼期間算出部
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 a huge preliminary experiment is required to create the map.
[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
[0005]
[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 in which the air-fuel mixture is actually burning after ignition, and does not include a dead combustion period (a period after the ignition until the in-cylinder charged air-fuel mixture actually starts 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 an operation state detection means (51) for detecting an operation state of an internal combustion engine, a reference combustion rate calculation means (52) for calculating a predetermined reference combustion rate based on the operation state, A reference crank angle calculating means (53) for calculating a crank angle at which the vehicle reaches the target crank angle as a reference crank angle; and a combustion period calculating means (54, 55) for calculating a combustion period from the time when ignition is performed until the reference crank angle is reached. , 56), and an ignition timing calculating means (57) that sets a timing obtained by advancing the combustion period from the reference crank angle as an ignition timing.
[0013]
[Action / Effect]
According to the present invention, a reference value that is constant regardless of the combustion period is calculated, a reference crank angle with respect to the reference value is calculated, and a timing at which the combustion period until the reference crank angle is returned is defined as an ignition timing. I did it. Therefore, it is possible to calculate the optimum ignition timing with high accuracy regardless of the combustion period.
[0014]
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.
[0015]
After the air is stored in the
[0016]
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
[0017]
When a spark is blown by the
[0018]
The
[0019]
An upstream of the
[0020]
A cam sprocket and a crank sprocket are respectively attached to the front portions of the
[0021]
An intake air temperature signal from the intake
[0022]
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.
[0023]
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. Therefore, if one of the mass combustion ratio and the crank angle is determined using the function, the other is also determined. 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.
[0024]
(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.
[0025]
(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.
[0026]
(Equation 2)
Using this equation (2), the heat release rate dX / dθ can be determined from the combustion velocity v.
[0027]
The mass combustion ratio X [%] can be expressed as a function of the crank angle θ (where θS ≦ θ ≦ θS + θB) [deg] as follows.
[0028]
[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:
[0029]
(Equation 4)
This heat release rate dX / dθ is further differentiated by θ (d 2 X / dθ 2 ) Is 0, and the maximum value of dX / dθ is determined by substituting θ = θM into equation (4). That is, it becomes as follows.
[0030]
d 2 X / dθ 2 = 0
[0031]
(Equation 5)
[0032]
(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.
[0033]
Further, the following equation is obtained by solving the equation (3) for the crank angle θ.
[0034]
(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.
[0035]
In the present invention, the existence of a constant mass combustion ratio irrespective of the combustion period is ascertained by experiments, and ignition is performed at a more appropriate timing by using this mass combustion ratio as a reference combustion ratio.
[0036]
Hereinafter, a specific ignition timing control device will be described.
[0037]
FIG. 2 is a block diagram showing a first embodiment of the ignition timing control device according to the present invention.
[0038]
The engine controller (ignition control device) 50 includes an engine operating
[0039]
The engine operating
[0040]
The reference combustion
[0041]
FIG. 3 is a diagram showing the mass combustion ratio (m / M) when the actual combustion period changes when the MBT ignition timing is set 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.
[0042]
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.
[0043]
Based on such preliminary experiments, the reference combustion
[0044]
The reference combustion ratio reaching crank
[0045]
The reference combustion ratio reaching crank
[0046]
The reference combustion ratio reaching crank
[0047]
The actual combustion
[0048]
The actual combustion
[0049]
The actual combustion
[0050]
Further, the actual combustion
[0051]
Then, the flame surface
[0052]
(Equation 8)
Further, the actual combustion
[0053]
Further, the actual combustion
[0054]
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.
[0055]
(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.
[0056]
(Equation 10)
Then, in the gas
[0057]
(Equation 11)
The actual combustion
[0058]
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.
[0059]
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.
[0060]
Subsequently, the flame surface area AFMXHR [m 2 ], Maximum in-cylinder gas density ROMXHR [kg / m 3 ] The heat is generated based on the intake air mass QA [kg] per one cylinder stroke, the air-fuel ratio ABYF [-], the combustion speed SFMXHR [m / s] at the maximum heat generation rate, and the engine speed NE [rpm]. The maximum heat release rate calculation unit 548 calculates the maximum heat release rate HRMX [% / degCA]. Here, the heat release rate is represented by the above equation (2).
[0061]
Therefore, ROMXHR (in-cylinder gas density at the maximum heat release rate) [kg / m 3 ] To AFMXHR (flame surface area at maximum heat release rate) [m 2 ], And the burning speed SFMXHR [m / s] at the maximum heat release rate is substituted for v. M is represented by the following.
[0062]
(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].
[0063]
From the above, the maximum heat release rate HRMX [% / degCA] is expressed as follows.
[0064]
(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].
[0065]
The reference actual combustion
[0066]
The reference actual combustion
[0067]
The reference actual combustion
[0068]
The dead combustion
[0069]
The dead combustion
[0070]
Basic ignition timing
[0071]
MBTCAL [degBTDC] = DCARLMB [degCA]-CATGMB [degATDC] + IGNDEAD [degCA]
The advance / retard
[0072]
The
[0073]
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.
[0074]
Therefore, the present inventor has found that there is a mass combustion ratio that is constant regardless of the combustion period, and uses that property to set the mass combustion ratio as a reference value (reference combustion ratio). The ignition timing is determined based on the crank angle at which the ignition timing is reached.
[0075]
This will be specifically described with reference to FIGS. 2 and 8B and 8C.
[0076]
As step 1, the reference combustion ratio is calculated by the reference combustion
[0077]
In
[0078]
In
[0079]
In
[0080]
In this manner, the reference value that is constant irrespective of the combustion period is calculated, the reference crank angle with respect to the reference value is calculated, and the timing of advancing the combustion period up to the reference crank angle is defined as the ignition timing. Therefore, the optimum ignition timing can be calculated with high accuracy regardless of the combustion period.
[0081]
(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.
[0082]
In the ignition timing control device of this embodiment, the reference actual combustion
[0083]
The reference actual combustion
[0084]
The reference actual combustion
[0085]
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.
[0086]
(Third embodiment)
FIG. 11 is a block diagram showing a third embodiment of the ignition timing control device according to the present invention.
[0087]
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.
[0088]
The engine controller (ignition control device) 60 includes an engine operating
[0089]
The reference crank
[0090]
The reference crank
[0091]
The maximum heat generation rate crank
[0092]
Then, based on the maximum heat release rate crank angle CAMXHR [degATDC], the actual
[0093]
The reference crank angle reaching combustion
[0094]
The combustion ratio at arrival at reference crank
[0095]
Then, the reference actual combustion period DCARLMB [degCA] is calculated by the reference actual
[0096]
The reference actual combustion
[0097]
Then, the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC] is calculated by the basic ignition timing
[0098]
MBTCAL [degBTDC] = DCARLMB [degCA]-CATGMB [degATDC] + IGNDEAD [degCA]
Then, the ignition timing is calculated by the ignition timing
[0099]
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.
[0100]
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 (m / M) when an actual combustion period changes when an MBT ignition timing is set in a controlled engine, for crank angles of 5, 7, and 10 deg ATD.
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]
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 operation state detection unit
52 Reference combustion ratio calculation unit
53 Reference combustion ratio reaching crank angle calculation unit
54 Actual combustion period calculator
55 Reference actual combustion period calculation unit
56 Burning dead time calculator
57 Basic ignition timing calculator
58 Advance / retardation limit calculator
59 Ignition timing calculator
Claims (6)
前記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と、
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と、
を備える内燃機関の点火時期制御装置。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 period calculation means for calculating a combustion period from when ignition is performed until the reference crank angle is reached,
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:
ことを特徴とする請求項1に記載の内燃機関の点火時期制御装置。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:
ことを特徴とする請求項1に記載の内燃機関の点火時期制御装置。The reference combustion ratio calculation means calculates a reference combustion ratio based on an engine speed.
The ignition timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein:
前記運転状態に基づいて所定の基準クランク角を算出する基準クランク角算出手段と、
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と、
を備える内燃機関の点火時期制御装置。Operating state detecting means for detecting an operating state of the internal combustion engine,
Reference crank angle calculation means for calculating a predetermined reference crank angle based on the operating state,
Combustion period calculation means for calculating a combustion period from when ignition is performed until the reference crank angle is reached,
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:
ことを特徴とする請求項4に記載の内燃機関の点火時期制御装置。The reference crank angle calculation means calculates a reference crank angle based on the engine speed,
The ignition timing control device for an internal combustion engine according to claim 4, wherein:
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