JP2007309120A - 内燃機関の動弁制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】内燃機関の動弁制御装置に関し、ポンピングロスを増大させることなく内燃機関の運転状態に応じたスワール制御を行えるようにする。
【解決手段】要求スワール比が基準スワール比以下のときには、各吸気弁（ＩＮ１，ＩＮ２）の開弁時期を略同時期に設定しつつ、第１吸気弁（ＩＮ１）の閉弁時期を第２吸気弁（ＩＮ２）の閉弁時期よりも進角側に設定し、要求スワール比が大きいほど第１吸気弁（ＩＮ１）の第２吸気弁（ＩＮ２）に対する閉弁時期の進角量を大きく設定する。要求スワール比が基準スワール比を超えるときには、第２吸気弁（ＩＮ２）の開弁時期を第１吸気弁（ＩＮ１）の開弁時期よりも進角して排気弁（ＥＸ１，ＥＸ２）とオーバーラップさせ、要求スワール比が大きいほど第２吸気弁（ＩＮ２）と排気弁（ＥＸ１，ＥＸ２）とのオーバーラップ期間を大きく設定する。
【選択図】図４

Description

本発明は内燃機関の動弁制御装置に関し、詳しくは、吸気弁及び排気弁の開閉弁時期によって筒内のスワールを制御可能な動弁制御装置に関する。

従来、例えば、特許文献１に記載されているように、２つの吸気弁を有する内燃機関において、吸気弁間でリフト量に差をつけることで吸入空気流量に差を生じさせ、筒内にスワールを発生させる技術が知られている。スワールは筒内での燃料と空気との混合を促進することができ、燃焼状態の改善に効果がある。
特開２００４−１００５５５号公報

燃焼状態を改善するために必要なスワールの強さは内燃機関の運転状態によって決まる。具体的には、低負荷域よりも中負荷域のほうが強いスワールが要求される。スワールの強さは吸気弁間の吸入空気流量の差によって調整することができ、吸入空気流量の差は吸気弁間のリフト量の差によって調整することができる。片方の吸気弁のリフト量を小さくして閉弁状態に近付けるほど、吸入空気流量の差を大きくして強いスワールを発生させることができる。

しかしながら、吸気弁のリフト状態は、内燃機関のポンピングロスに大きく影響する。特にスロットリングを行わないディーゼル機関では、吸気弁のリフト状態がポンピングロスに与える影響が大きい。スワール制御のために片方の吸気弁のリフト量を小さくする場合には、リフト量を小さくするほどポンピングロスは増大していく傾向にある。このため、要求されるスワールの強さに応じて単純に片方の吸気弁のリフト量を小さくしていくと、ポンピングロスの増大によって逆に燃費を悪化させてしまうおそれがある。

本発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、ポンピングロスを増大させることなく内燃機関の運転状態に応じたスワール制御を行えるようにした内燃機関の動弁制御装置を提供することを目的とする。

第１の発明は、上記の目的を達成するため、開弁時期と閉弁時期とを独立して変化させることができ、且つ、開閉弁時期から定まる作用角にリフト量が連動して変化する吸気弁を気筒毎に複数有し、前記吸気弁間で開弁時期及び／又は閉弁時期を異ならせることで前記吸気弁間に吸入空気流量の差を生じさせることが可能な内燃機関の動弁制御装置において、
前記内燃機関が運転されている運転域から決まる要求スワール比に応じて吸入空気流量差を生じさせる時期を設定し、前記要求スワール比と前記の吸入空気流量差を生じさせる時期とに基づいて各吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を制御することを特徴としている。

第２の発明は、第１の発明において、
前記要求スワール比が所定の基準スワール比以下のときには、吸気行程後半に吸入空気流量差のピークを生じさせ、前記要求スワール比が前記基準スワール比を超えるときには、さらに、吸気上死点の付近にも吸入空気流量差のピークを生じさせることを特徴としている。

第３の発明は、第２の発明において、
前記基準スワール比は前記内燃機関の回転数が大きくなるほど小さい値に設定されることを特徴としている。

第４の発明は、第２又は第３の発明において、
前記要求スワール比が前記基準スワール比以下のときには、各吸気弁の開弁時期を略同時期に設定しつつ、一部の吸気弁の閉弁時期を他の吸気弁の閉弁時期よりも進角側に設定し、前記要求スワール比が大きいほど前記一部の吸気弁の前記他の吸気弁に対する閉弁時期の進角量を大きく設定することを特徴としている。

第５の発明は、第４の発明において、
前記吸気弁の閉弁時期には進角側に制限値が設定されていることを特徴としている。

第６の発明は、第４又は第５の発明において、
前記要求スワール比が前記基準スワール比を超えるときには、前記他の吸気弁の開弁時期を前記一部の吸気弁の開弁時期よりも進角して排気弁とオーバーラップさせ、前記要求スワール比が大きいほど前記他の吸気弁と前記排気弁とのオーバーラップ期間を大きく設定することを特徴としている。

第７の発明は、第６の発明において、
前記要求スワール比は前記内燃機関のトルクに応じて決まり、前記内燃機関の加速運転時には、前記基準スワール比は定常運転時に比較して小さい値に設定されることを特徴としている。

第８の発明は、第１乃至第７の何れか１つの発明において、
前記内燃機関は、過給機付きのディーゼル機関であることを特徴としている。

筒内にスワールを発生させるために吸気弁間に吸入空気流量差を生じさせるとき、吸気弁のリフト状態がポンピングロスに与える影響は吸入空気流量に差を生じさせる時期によって異なったものになる。第１の発明によれば、内燃機関が運転されている運転域から決まる要求スワール比に応じて吸入空気流量差を生じさせる時期も変化させるので、ポンピングロスを増大させることなく内燃機関の運転状態に応じたスワール制御を行うことが可能となる。

第２の発明によれば、要求されるスワールがある程度強くなるまでの間は、吸気行程後半に吸入空気流量差のピークを生じさせることで圧縮行程でのスワールの減衰を回避することができる。そして、要求されるスワールが強くなった場合には、吸気行程後半に加えて吸気上死点の付近にも吸入空気流量差のピークを生じさせることで、効率的にスワールを強化することができる。同時に、吸入空気流量差が拡大する時期を吸気行程の初期と後半とに分散させることで、ポンピングロスの増大を防止することもできる。

ポンピングロスは内燃機関の回転数の影響を受ける。つまり、内燃機関の回転数が大きくなれば吸入空気の流速も速くなって流量係数が低下し、その分、ポンピングロスが増加することになる。第３の発明によれば、内燃機関の回転数が大きくなるほど要求されるスワールが弱い段階から吸気上死点の付近にも吸入空気流量差のピークを生じさせるようにすることで、流量係数の低下を抑えてポンピングロスの増大を防止することができる。

第４の発明によれば、各吸気弁の開弁時期を略同時期に設定しつつ、一部の吸気弁の閉弁時期を他の吸気弁の閉弁時期よりも進角側に設定することで、吸気行程の後半にスワールを効率的に発生させることができ圧縮行程でのスワールの減衰を回避することができる。また、一部の吸気弁の他の吸気弁に対する閉弁時期の進角量によって吸気行程後半に生じる吸入空気流量差を調整することができ、筒内に発生させるスワールの強さを制御することができる。

第５の発明によれば、吸気弁の閉弁時期が制限値を超えて進角されることがないので、吸気弁の作用角及びリフト量が小さくなりすぎることによるポンピングロスの増大を防止することができる。

第６の発明によれば、他の吸気弁の開弁時期を一部の吸気弁の開弁時期よりも進角して排気弁とオーバーラップさせることで、吸気管から排気管への空気の吹き抜けを生じさせ、これにより吸気上死点の付近でスワールを効率的に発生させることができる。また、他の吸気弁と排気弁とのオーバーラップ期間によって吸気上死点付近に生じる吸入空気流量差を調整することができ、筒内に発生させるスワールの強さを制御することができる。このとき、開弁時期の進角に伴い他の吸気弁の作用角及びリフト量が拡大することによって、ポンピングロスの増大は防止される。

第７の発明によれば、内燃機関の加速運転時には定常運転時よりも低トルク条件から吸排気弁のオーバーラップが行われるので、吸気管から排気管への空気の吹き抜けによって筒内の残留ガスを減少させることができ、スワールの強化との相乗効果によって燃焼安定性をより向上させることができる。

第８の発明によれば、過給機付きのディーゼル機関に第１乃至第７の何れか１つの発明にかかる制御が適用されることで、各制御によって得られる上記の効果はより顕著なものとなる。

実施の形態１．
以下、図１乃至図５を参照して、本発明の実施の形態１について説明する。

本実施の形態では、本発明の動弁制御装置をディーゼル機関に適用する。図１は本実施の形態にかかるディーゼル機関の動弁系の概略構成を示す図である。この図では、通常はバンク毎に複数形成される気筒のうち、１つの気筒２とそれに係わる動弁系を代表して示している。

まず、本実施の形態にかかる動弁系の吸気側の構成について説明する。気筒２には、気筒２内に空気を供給するための吸気口１０１，１０２が二つ並んで形成されている。これら吸気口１０１，１０２には吸気通路１００が接続されている。吸気通路１００の形状、特に、各吸気口１０１，１０２に対応して二股に分岐している部分の形状によって、気筒２内でのスワールの旋回方向が決まる。図では簡略化して示しているが、吸気通路１００は、気筒２内に発生したスワールの旋回方向における上流に第１の吸気口１０１が位置し、下流に第２の吸気口１０２が位置するような形状に形成されている。第１の吸気口１０１は、第１吸気弁１１１によって開閉され、第２の吸気口１０２は、第２吸気弁１１２によって開閉される。図では、第１吸気弁１１１にＩＮ１と記し、第２吸気弁１１２にＩＮ２と記している。

第１吸気弁１１１は、カムシャフト１０に設けられたカム１３１によって駆動される。ただし、カム１３１から第１吸気弁１１１への運動の伝達は、可変動弁機構３０を介して行われる。可変動弁機構３０は、カム１３１から第１吸気弁１１１への運動の伝達特性を変化させることで、第１吸気弁１１１の作動特性を変化させることができる機構である。この可変動弁機構３０では、可変動弁機構３０を構成するコントロールシャフト３２の回転位置に連動して運動の伝達特性が変化するようになっている。コントロールシャフト３２の回転位置は、コントロールシャフト３２に連結されたアクチュエータ３４によって制御される。コントロールシャフト３２は同一のバンクに形成される全ての気筒の可変動弁機構３０間で共用されている。

第２吸気弁１１２は、カムシャフト１０に設けられたカム１３２によって駆動される。ただし、第１吸気弁１１１と同様、カム１３２から第２吸気弁１１２への運動の伝達は、可変動弁機構４０を介して行われる。可変動弁機構４０は、カム１３２から第２吸気弁１１２への運動の伝達特性を変化させることで、第２吸気弁１１２の作動特性を変化させることができる機構である。この可変動弁機構４０では、可変動弁機構４０を構成するコントロールシャフト４２の回転位置に連動して運動の伝達特性が変化するようになっている。コントロールシャフト４２の回転位置は、コントロールシャフト４２に連結されたアクチュエータ４４によって制御される。コントロールシャフト４２は同一のバンクに形成される全ての気筒の可変動弁機構４０間で共用されている。

第１吸気弁１１１に設けられる可変動弁機構３０は次のように構成することができる。カム１３１と第１吸気弁１１１との間に、カム１３１の動作と同期して揺動する揺動カムを備える。揺動カムは、コントロールシャフト３２の回転に伴って第１吸気弁１１１に対する基本の相対角度を変化させることができるように、自由度をもってエンジン本体に組み付けられる。このような構成において、コントロールシャフト３２が回動すると、揺動カムと第１吸気弁１１１の基準の相対角度が変化する。そして、この相対角度が変化すると、カム１３１の運動が揺動カムに伝達され始めた後、つまり、カム１３１の作用により揺動カムが揺動し始めた後、揺動カムが実際に第１吸気弁１１１を押し下げ始めるまでの期間に変化が生ずる。その結果、第１吸気弁１１１では、作用角、リフト量、バルブタイミングといった作動特性が変化することになる。第２吸気弁１１２に設けられる可変動弁機構４０も上記のような構成を採ることができる。ただし、上記の構成はあくまでも可変動弁機構３０，４０が採りうる構成の一例であり、その他の公知の構成を採ることも可能である。

上記の構成によれば、可変動弁機構３０，４０の操作によって各吸気弁１１１，１１２の作動特性を互いに独立して変更することができる。図２は、本実施の形態において採られている各吸気弁１１１，１１２の作動特性の設定をクランク角に対するリフト量の変化で示した図である。図中に実線で示すリフトカーブは、各吸気弁１１１，１１２の基本リフトカーブである。通常運転時には、各吸気弁１１１，１１２ともこの基本リフトカーブで運転されている。

第１吸気弁１１１が採るリフトカーブは、可変動弁機構３０の操作によって図中に破線で示すように変更することができる。本実施の形態では、基本リフトカーブにおける作用角が第１吸気弁１１１の最大作用角に設定されている。そして、リフトカーブの変化から分かるように、作用角の縮小に連動してリフト量も減少する。作用角の変化は第１吸気弁１１１の開閉時期の変化を意味するが、作用角と開閉時期との関係は可変動弁機構３０の構造によって決まる。本実施の形態では、第１吸気弁１１１の開き時期がリフト量及び作用角によらず常に一定となるように、つまり、基本リフトカーブの開き時期から変化しないように可変動弁機構３０が構成されている。なお、図では実現可能なリフトカーブを２例描いているが、可変動弁機構３０によれば第１吸気弁１１１の作動特性は連続的に変更可能であるので、リフトカーブも図中に矢印で示す方向に連続的に変化させることができる。

一方、第２吸気弁１１２が採るリフトカーブは、可変動弁機構４０の操作によって図中に二点鎖線で示すように変更することができる。本実施の形態では、基本リフトカーブにおける作用角が第２吸気弁１１２の最小作用角に設定されている。そして、リフトカーブの変化から分かるように、作用角の拡大に連動してリフト量も大きくなる。作用角の変化は第２吸気弁１１２の開閉時期の変化を意味するが、作用角と開閉時期との関係は可変動弁機構４０の構造によって決まる。本実施の形態では、第２吸気弁１１２の閉じ時期がリフト量及び作用角によらず常に一定となるように、つまり、基本リフトカーブの閉じ時期から変化しないように可変動弁機構４０が構成されている。なお、図では実現可能なリフトカーブを２例描いているが、可変動弁機構４０によれば第２吸気弁１１２の作動特性は連続的に変更可能であるので、リフトカーブも図中に矢印で示す方向に連続的に変化させることができる。

以上のような各吸気弁１１１，１１２の作動特性の設定により、第１吸気弁１１１の閉じ時期のみを進角することで、第１吸気弁１１１を第２吸気弁１１２よりも早閉じすることができる。また、第２吸気弁１１２の開き時期のみを進角することで、第２吸気弁１１２を第１吸気弁１１１よりも早開きすることができる。

カムシャフト１０は、クランクシャフト４からの回転運動の伝達を受けて回転する。クランクシャフト４の端部はスプロケット６が設けられ、カムシャフト１０の端部にもスプロケット１２が設けられている。これらスプロケット６，１２をチェーン８で接続することで、クランクシャフト４からカムシャフト１０へ回転運動が伝達される。

カムシャフト１０とスプロケット１２との間には、バルブタイミング可変機構１４が配置されている。バルブタイミング可変機構１４は、スプロケット１２に対するカムシャフト１０の位相角を変化させることで、吸気弁１１１，１１２のバルブタイミングを変化させる機構である。バルブタイミング可変機構１４の駆動方式は油圧駆動式でもよく電磁駆動式でもよい。前出の図２に示す各吸気弁１１１，１１２の作動特性は、バルブタイミング可変機構１４によるバルブタイミングを一定とした場合の作動特性である。

次に、本実施の形態にかかる動弁系の排気側の構成について説明する。気筒２には、気筒２内から燃焼ガスを排出するための排気口２０１，２０２が二つ並んで形成されている。これら排気口２０１，２０２には排気通路２００が接続されている。第１の排気口２０１は、第１排気弁２１１によって開閉され、第２の排気口２０２は、第２排気弁２１２によって開閉される。図では、第１排気弁２１１にＥＸ１と記し、第２排気弁２１２にＥＸ２と記している。

吸気側のカムシャフト１０と平行に、排気側にもカムシャフト２０が配置されている。このカムシャフト２０は同一のバンクに形成される全ての気筒間で共用されている。カムシャフト２０には２つのカム２３１，２３２が設けられている。一方のカム２３１の運動はバルブリフタ２２１から直接、第１排気弁２１１に伝達され、もう一方のカム２３２の運動はバルブリフタ２２２から直接、第２排気弁２１２に伝達される。各排気弁２１１，２１２は、カム２３１，２３２の回転運動に対して一定の作動特性で運動する。図示は省略するが、両排気弁２１１，２１２は同一のリフトカーブを描いて動作するようになっている。

カムシャフト２０は、クランクシャフト４からの回転運動の伝達を受けて回転する。カムシャフト２０の端部にはスプロケット２２が設けられ、前述のチェーン８はこのスプロケット２２にも巻き掛けられている。これにより、クランクシャフト４の回転運動はチェーン８を介してカムシャフト２０に伝達される。

カムシャフト２０とスプロケット２２との間には、バルブタイミング可変機構２４が配置されている。バルブタイミング可変機構２４は、スプロケット２２に対するカムシャフト２０の位相角を変化させることで、排気弁２１１，２１２のバルブタイミングを変化させる機構である。バルブタイミング可変機構２４の駆動方式は油圧駆動式でもよく電磁駆動式でもよい。バルブタイミング可変機構２４によれば、両排気弁２１１，２１２の閉じ時期を同時に進角したり、或いは、同時に遅角したりすることができる。各排気弁２１１，２１２の作用角は一定であるので、閉じ時期が変化した分だけ各排気弁２１１，２１２の開き時期も変化する。

また、図では省略しているが、本実施の形態にかかるディーゼル機関は過給機を備えている。過給機は、吸気通路１００に配置されたコンプレッサと、排気通路２００に配置されてコンプレッサと一体回転するタービンとからなる。吸気通路１００から気筒２内へは過給機によって過給された空気が供給されるようになっている。

また、図では省略しているが、本実施の形態にかかるディーゼル機関はＥＧＲ装置も備えている。ＥＧＲ装置は、吸気通路１００と排気通路２００とを接続して排気通路２００から吸気通路１００へ排気ガスを還流させるＥＧＲ通路と、ＥＧＲ通路を通って還流される排気ガス（ＥＧＲガス）の流量を制御するＥＧＲ弁とを含む。ディーゼル機関の定常運転時には、常時、ＥＧＲガスの供給が行われている。

本実施形態にかかるディーゼル機関は、その制御装置としてＥＣＵ（Electronic Control Unit）５０を備えている。ＥＣＵ５０は、ディーゼル機関の動作を総合的に制御する装置であり、本発明にかかる動弁制御装置としても機能する。ＥＣＵ５０の出力部には可変動弁機構３０，４０のアクチュエータ３４，４４やバルブタイミング可変機構１４，２４が接続されている。また、ＥＣＵ５０の入力部には、図示しないエンジン回転数センサやエアフローメータが接続され、これらセンサからの信号が入力されている。エアフローメータの信号はディーゼル機関のトルクの計算に使用される。ＥＣＵ５０は、各センサからの信号に基づき、所定の制御プログラムにしたがって各機器を動作させるようになっている。

ＥＣＵ５０が動弁制御装置として機能する場合、ＥＣＵ５０は予め用意されている制御マップにしたがって吸気弁１１１，１１２及び排気弁２１１，２１２を動作させ、気筒２内に発生するスワールの強さを制御する。制御マップには、エンジン回転数（毎分当たりエンジン回転数）とトルクとから決まるディーゼル機関の運転域に応じて要求スワール比が設定されている。ＥＣＵ５０は制御マップから決まる要求スワール比に応じて吸気弁１１１，１１２及び排気弁２１１，２１２を動作させる。以下では、ＥＣＵ５０により実施されるスワール制御の内容について説明する。

図３及び図４は、スワール制御時の各吸気弁１１１，１１２及び各排気弁２１１，２１２の動作を示す動作図である。図３及び図４において実線で示すリフトカーブは、スワール制御時の各弁１１１，１１２，２１１，２１２の動作を示すリフトカーブである。このうち、ＩＮ１と付記されたリフトカーブは第１吸気弁１１１の動作を示すリフトカーブであり、ＩＮ２と付記されたリフトカーブは第２吸気弁１１２の動作を示すリフトカーブであり、ＥＸ１，ＥＸ２と付記されたリフトカーブは排気弁２１１，２１２の動作を示すリフトカーブである。また、二点鎖線で示すリフトカーブは通常運転時の各吸気弁１１１，１１２の動作を示すリフトカーブ（基本リフトカーブ）である。通常運転時には、各吸気弁１１１，１１２の開弁期間と各排気弁２１１，２１２の開弁期間との間に極僅かなオーバーラップが生じるように、各弁１１１，１１２，２１１，２１２の作動特性が設定されている。

ＥＣＵ５０は、要求スワール比が所定の基準スワール比よりも小さい間は、図３の動作図に示すように各吸気弁１１１，１１２及び各排気弁２１１，２１２を動作させる。そして、要求スワール比が基準スワール比を超えたら、図４の動作図に示すように各吸気弁１１１，１１２及び各排気弁２１１，２１２を動作させる。まず、要求スワール比が基準スワール比よりも小さいときのスワール制御について図３を参照して説明する。

要求スワール比が基準スワール比よりも小さいときには、可変動弁機構３０によって第１吸気弁１１１の作動特性が変更され、その作用角が縮小される。第２吸気弁１１２に関しては作動特性の変更は行われず基本リフトカーブが維持される。前出の図２に示すように、第１吸気弁１１１の作用角が縮小すると、それに伴ってリフト量も減少し、且つ、閉じ時期が早められる。第１吸気弁１１１のリフト量の減少に伴い、第１吸気口１０１から気筒２内へ吸入される空気の流量は、第２吸気口１０２から気筒２内へ吸入される空気の流量よりも相対的に少なくなる。さらに、第１吸気弁１１１が第２吸気弁１１２よりも早閉じされることで、吸気行程の後半では第２吸気口１０２からのみ気筒２内へ空気が吸入されることになる。

このように２つの吸気口１０１，１０２間で吸入空気流量に差が設けられることで、気筒２内に発生するスワールは強化される。そして、図３に示す動作によれば、吸入空気流量差のピークは第１吸気弁１１１が閉じる吸気行程の後半に生じるので、吸気行程後半に特に強いスワールを発生させることができる。これにより、圧縮行程でのスワールの減衰を回避することができ、燃料噴射から燃焼にかけてそのまま強いスワールを維持することが可能になる。つまり、スワールによる燃焼状態の改善効果を最大限に発揮させることができる。

また、図３に示す動作によれば、気筒２内に発生するスワールの強さは、第１吸気弁１１１の作用角によって制御することができる。すなわち、作用角を小さして第１吸気弁１１１を早閉じするほどスワール比を大きくすることができ、逆に作用角を大きくして第１吸気弁１１１の閉じ時期を第２吸気弁１１２の閉じ時期に近付けることでスワール比を小さくすることができる。

ところで、スワールの強化のために第１吸気弁１１１の作用角を小さくしていくと、リフト量の減少に伴って流量係数も減少していき、ポンピングロスが次第に増大していく。ポンピングロスの増大は燃費の悪化につながるため、作用角をあまりに小さくすることは好ましくない。このため、第１吸気弁１１１の閉じ時期には進角側に制限値が設定されており、この制限値を超えて閉じ時期を進角することはできなくなっている。前述の基準スワール比は、第１吸気弁１１１の閉じ時期が制限値まで進角されたときに得られるスワール比に対応している。以下、要求スワール比が基準スワール比を超えるときのスワール制御について図４を参照して説明する。

要求スワール比が基準スワール比を超えるときには、可変動弁機構４０によって第２吸気弁１１２の作動特性が変更され、その作用角が拡大される。第１吸気弁１１１に関しては作動特性の変更は行われず、その閉じ時期は前述の制限値に維持される。前出の図２に示すように、第２吸気弁１１２の作用角が拡大すると、それに伴ってリフト量も増大し、且つ、開き時期が早められる。開き時期の進角により、第２吸気弁１１２の開弁期間は排気弁２１１，２１２の開弁期間と大きくオーバーラップするようになる。また、吸気上死点付近での第２吸気弁１１２のリフト量も増大することになる。一方、第１吸気弁１１１の開き時期には変化はなく、第１吸気弁１１１の開弁期間と排気弁２１１，２１２の開弁期間とのオーバーラップは僅かに維持されている。

本実施の形態のような過給機付きのディーゼル機関では、吸気通路１００の圧力のほうが排気通路２００の圧力よりも高いため、オーバーラップ期間を設けると吸気通路１００側から排気通路２００側への空気の吹き抜けが発生する。そして、そのとき気筒２内に吸入される空気の流量は、吸気上死点（ＴＤＣ）の付近での吸気弁のリフト量が大きいほど大きくなる。図４に示す動作によれば、オーバーラップ期間が拡大されるのは第２吸気弁１１２のみであるので、空気は第２吸気口１０２からのみ気筒２内に流入して排気口２０１，２０２へ吹き抜けるようになる。そして、オーバーラップ期間の拡大と連動して吸気上死点付近での第２吸気弁１１２のリフト量も増大することから、その相乗作用によって第２吸気口１０２から吸入される空気の流量は飛躍的に増大する。その結果、２つの吸気口１０１，１０２間で吸入空気流量に大きな差が生じ、気筒２内には強いスワールが発生する。このように吸気行程後半だけでなく吸気上死点の付近でもスワールを発生させることで、効率的にスワールを強化することが可能になる。同時に、吸入空気流量差が拡大する時期を吸気行程の初期と後半とに分散させることで、ポンピングロスの増大を防止することもできる。

また、図４に示す動作によれば、気筒２内に発生するスワールの強さは、第２吸気弁１１２の作用角によって制御することができる。すなわち、作用角を大きくすれば、オーバーラップ期間が大きくなって吸気上死点付近でのリフト量も増大することから、スワール比を大きくすることができる。逆に作用角を小さくすれば、オーバーラップ期間が小さくなって吸気上死点付近でのリフト量も減少することから、スワール比を小さくすることができる。

図５は、本実施の形態にかかるスワール制御が実施されるときのスワール比と流量係数との関係を示す図である。図中に実線で示す曲線は、本実施の形態にかかるスワール制御によりスワール比を大きくしていったときの流量係数の変化を示す曲線である。図中に二点鎖線で示す曲線は比較例であり、片方の吸気弁の早開きによるオーバーラップの拡大のみでスワール比を大きくしていったときの流量係数の変化を示す曲線である。図中に破線で示す曲線も比較例であり、片方の吸気弁の早閉じのみでスワール比を大きくしていったときの流量係数の変化を示す曲線である。

オーバーラップの拡大のみでスワール比を大きくする場合は、スワール比が比較的小さい段階で流量係数が大きく低下してしまう。スワール比がある程度大きくなった以降は流量係数の低下は小さい。これに対し、片方の吸気弁の早閉じのみでスワール比を大きくする場合は、スワール比が比較的小さい段階での流量係数の低下はオーバーラップの拡大による場合よりも小さいものの、スワール比がある程度大きくなっても流量係数の低下はそれほど緩やかにはならない。

本実施の形態にかかるスワール制御は、各比較例の長所のみを採ったものであり、スワール比が比較的小さい段階では第１吸気弁１１１の早閉じ（図３に示す動作）によってスワール比を調整し、スワール比がある程度大きくなった以降は第２吸気弁１１２の早開きによるオーバーラップの拡大（図４に示す動作）によってスワール比を調整するようにしている。これによれば、流量係数の低下を最小限に止めながらスワール比を大きくしていくことができる。つまり、広範囲のスワール比にわたってポンピングロスを増大させることなくスワール制御を行うことができる。

なお、第２吸気弁１１２と排気弁２１１，２１２とのオーバーラップ期間を拡大する手段として、図６の動作図に示すように、第２吸気弁１１２の開き時期の進角に加えて排気弁２１１，２１２の閉じ時期を遅角させてもよい。図６に示す各弁１１１，１１２，２１１，２１２の動作は図４に示す動作の変形例であり、本実施の形態にかかるスワール制御では図４に示す動作に代えて図６に示す動作を採ることもできる。

図６に示す動作によれば、バルブタイミング可変機構２４によって排気弁２１１，２１２のバルブタイミングが変更され、その閉じ時期が遅角される。その結果、第２吸気弁１１２の開弁期間と排気弁２１１，２１２の開弁期間とのオーバーラップ期間はさらに拡大する。これによれば、第２吸気口１０２から排気口２０１，２０２へ吹き抜ける空気の流量を増大させ、吸気上死点の付近で発生させるスワールをより強化することができる。

実施の形態２．
次に、図７を参照して、本発明の実施の形態２について説明する。

本実施の形態では、実施の形態１と同様、図１に示す構成のディーゼル機関に本発明の動弁制御装置が適用され、ＥＣＵ５０が動弁制御装置として機能する。本実施の形態においてＥＣＵ５０により実施されるスワール制御は、スワール比の調整方法の切り替え基準となる基準スワール比の設定に特徴がある。

図７に示すマップは、本実施の形態において基準スワール比の設定に使用されるマップである。このマップでは、エンジン回転数とトルクとから決まるディーゼル機関の運転域に応じて要求スワール比が設定されている。要求スワール比は、高回転低トルク側から低回転高トルク側に向けて次第に大きくなるように設定されている。マップ中に示す等スワール線は要求スワール比が等しい運転域を結んだ線である。

本実施の形態では、基準スワール比はエンジン回転数毎に設定されている。マップ中に示す基準スワール線は各エンジン回転数において基準スワール比に一致する等スワール線上の点を結んだ線である。マップに示すように、基準スワール線は等スワール線に平行ではなく、エンジン回転数毎に交差する等スワール線が異なっている。具体的には、エンジン回転数が大きくなるほど、要求スワール比の小さい等スワール線と交差するようになっている。これは、エンジン回転数が大きくなるほど、基準スワール比は小さい値に設定されることを意味している。

実施の形態１でも述べたように、要求スワール比が基準スワール比よりも小さいときには、スワール比の調整方法として第１吸気弁１１１の早閉じ（図３に示す動作）が選択される。そして、要求スワール比が基準スワール比を超えたら、スワール比の調整方法として第２吸気弁１１２の早開きによるオーバーラップの拡大（図４に示す動作）が選択される。図７に示すマップにしたがって基準スワール比を設定すれば、エンジン回転数が大きくなるほど、要求スワール比が小さい段階でスワール比の調整方法の切り替えが行われるようになる。

第１吸気弁１１１の早閉じによって作用角を縮小していくと流量係数が次第に低下していくが、作用角の変化に対する流量係数の低下度はエンジン回転数の影響を受ける。つまり、エンジン回転数が大きくなれば吸入空気の流速も速くなり、その分、流量係数が大きく低下することになる。流量係数の低下はポンピングロスを増加させ、ディーゼル機関の燃費を悪化させてしまう。この点に関し、本実施の形態にかかるスワール制御によれば、エンジン回転数が大きくなるほど、要求スワール比が小さい段階でオーバーラップの拡大によるスワール比の調整に切り替えられるので、流量係数の低下を抑えてポンピングロスの増大を防止することができる。

実施の形態３．
次に、図８を参照して、本発明の実施の形態３について説明する。

本実施の形態では、実施の形態１と同様、図１に示す構成のディーゼル機関に本発明の動弁制御装置が適用され、ＥＣＵ５０が動弁制御装置として機能する。本実施の形態においてＥＣＵ５０により実施されるスワール制御は、スワール比の調整方法の切り替え基準となる基準スワール比の設定に特徴がある。

本実施の形態では、２つの基準スワール比が設定されている。第１の基準スワール比は、第１吸気弁１１１の早閉じ（図３に示す動作）の停止を判定するための基準スワール比である。第２の基準スワール比は、第２吸気弁１１２の早開きによるオーバーラップの拡大（図４に示す動作）の開始を判定するための基準スワール比である。第１の基準スワール比よりも要求スワール比が小さいときには、スワール比の調整方法として第１吸気弁１１１の早閉じが選択され、第２の基準スワール比を要求スワール比が超えたら、スワール比の調整方法として第２吸気弁１１２の早開きが選択される。

第２の基準スワール比は、ディーゼル機関の定常運転時と加速運転時とでは異なる値に設定される。ディーゼル機関の定常運転時には、第２の基準スワール比は第１の基準スワール比に等しい値に設定される。しかし、ディーゼル機関の加速運転時には、第２の基準スワール比は第１の基準スワール比よりも小さい値に設定される。ディーゼル機関が加速運転か定常運転かは、エンジン回転数の変化率から判断することができる。

図８は、本実施の形態にかかるスワール制御によって実現されるディーゼル機関のトルクと第１吸気弁１１１の作用角との関係、及び、ディーゼル機関のトルクと第２吸気弁１１２のオーバーラップ期間との関係を示すグラフである。前出の図７に示すように、要求スワール比はトルクが高いほど大きくなる。したがって、上記のように第２の基準スワール比を設定することで、図８に示すように、ディーゼル機関の加速運転時には定常運転時よりも低トルク条件から第２吸気弁１１２の早開きによるオーバーラップの拡大が開始されることになる。

ディーゼル機関では、その定常運転時、ＥＧＲ装置によって吸気通路１００内にＥＧＲガスが供給されている。ＥＧＲ装置によるＥＧＲガスの供給はトルクが必要となる加速運転時には停止される。しかし、ＥＧＲ弁の切り遅れやＥＧＲ弁から気筒２までのガスの輸送遅れによって、加速開始から暫くの間は気筒２内へのＥＧＲガスの供給が続く。このため、加速の初期には、気筒２内の新気が不足する状態となりやすい。この点に関し、本実施の形態にかかるスワール制御によれば、加速運転時には定常運転時よりも低トルク条件から第２吸気弁１１２の早開きが開始されるので、吸気通路１００から排気通路２００への空気の吹き抜けによって気筒２内の残留ガスを減少させることができ、気筒２内の新気の不足を解消することができる。また、第２吸気弁１１２の早開きによってスワールも強化されるので、新気の確保とスワールの強化との相乗効果によって燃焼安定性をさらに向上させることができる。

その他．
以上、本発明の実施の形態について説明したが、本発明は上記実施の形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々変形して実施することができる。例えば、次のように変形して実施することもできる。

実施の形態２にかかる基準スワール比の設定方法は、実施の形態３にかかる基準スワール比の設定方法と組み合わせることができる。具体的には、実施の形態２において、ディーゼル機関の加速運転時には、基準スワール比を定常運転時に比較して小さい値に設定してもよい。或いは、実施の形態３において、第１の基準スワール比及び第２の基準スワール比をエンジン回転数が大きくなるほど小さい値に設定してもよい。

また、本発明にかかる動弁制御装置は、過給機付きのディーゼル機関だけでなく、自然吸気のディーゼル機関にも適用可能である。本発明にかかる動弁制御装置をガソリン機関に適用することも可能である。

本発明の実施の形態１にかかるディーゼル機関の動弁系の概略構成を示す図である。 本発明の実施の形態１にかかる吸気弁の作動特性を示す図である。 要求スワール比が基準スワール比より小さいときの吸気弁及び排気弁の動作を示す動作図である。 要求スワール比が基準スワール比を超えるときの吸気弁及び排気弁の動作を示す動作図である。 本発明の実施の形態１にかかるスワール制御が実施されるときのスワール比と流量係数との関係を示す図である。 要求スワール比が基準スワール比を超えるときの吸気弁及び排気弁の動作の変形例を示す動作図である。 本発明の実施の形態２にかかるスワール制御において基準スワール比の設定に使用されるマップを示す図である。 本発明の実施の形態３にかかるスワール制御によって実現されるトルクと第吸気弁の作用角との関係、及び、トルクと第２吸気弁のオーバーラップ期間との関係を示すグラフである。

符号の説明

２ 気筒
４ クランクシャフト
６，１２，２２ スプロケット
８ チェーン
１０ 吸気側カムシャフト
２０ 排気側カムシャフト
２４ バルブタイミング可変機構
３０，４０ 可変動弁機構
３２，４２ コントロールシャフト
３４，４４ アクチュエータ
５０ ＥＣＵ
１００ 吸気通路
１０１，１０２ 吸気口
１１１ 第１吸気弁（ＩＮ１）
１１２ 第２吸気弁（ＩＮ２）
１３１，１３２ 吸気側カム
２００ 排気通路
２０１，２０２ 排気口
２１１ 第１排気弁（ＥＸ１）
２１２ 第２排気弁（ＥＸ２）
２２１，２２２ バルブリフタ
２３１，２３２ 排気側カム

Claims (8)

1. 開弁時期と閉弁時期とを独立して変化させることができ、且つ、開閉弁時期から定まる作用角にリフト量が連動して変化する吸気弁を気筒毎に複数有し、前記吸気弁間で開弁時期及び／又は閉弁時期を異ならせることで前記吸気弁間に吸入空気流量の差を生じさせることが可能な内燃機関の動弁制御装置において、
   前記内燃機関が運転されている運転域から決まる要求スワール比に応じて吸入空気流量差を生じさせる時期を設定し、前記要求スワール比と前記の吸入空気流量差を生じさせる時期とに基づいて各吸気弁の開弁時期及び閉弁時期を制御することを特徴とする内燃機関の動弁制御装置。
2. 前記要求スワール比が所定の基準スワール比以下のときには、吸気行程後半に吸入空気流量差のピークを生じさせ、前記要求スワール比が前記基準スワール比を超えるときには、さらに、吸気上死点の付近にも吸入空気流量差のピークを生じさせることを特徴とする請求項１記載の内燃機関の動弁制御装置。
3. 前記基準スワール比は前記内燃機関の回転数が大きくなるほど小さい値に設定されることを特徴とする請求項２記載の内燃機関の動弁制御装置。
4. 前記要求スワール比が前記基準スワール比以下のときには、各吸気弁の開弁時期を略同時期に設定しつつ、一部の吸気弁の閉弁時期を他の吸気弁の閉弁時期よりも進角側に設定し、前記要求スワール比が大きいほど前記一部の吸気弁の前記他の吸気弁に対する閉弁時期の進角量を大きく設定することを特徴とする請求項２又は３記載の内燃機関の動弁制御装置。
5. 前記吸気弁の閉弁時期には進角側に制限値が設定されていることを特徴とする請求項４記載の内燃機関の動弁制御装置。
6. 前記要求スワール比が前記基準スワール比を超えるときには、前記他の吸気弁の開弁時期を前記一部の吸気弁の開弁時期よりも進角して排気弁とオーバーラップさせ、前記要求スワール比が大きいほど前記他の吸気弁と前記排気弁とのオーバーラップ期間を大きく設定することを特徴とする請求項４又は５記載の内燃機関の動弁制御装置。
7. 前記要求スワール比は前記内燃機関のトルクに応じて決まり、前記内燃機関の加速運転時には、前記基準スワール比は定常運転時に比較して小さい値に設定されることを特徴とする請求項６記載の内燃機関の動弁制御装置。
8. 前記内燃機関は、過給機付きのディーゼル機関であることを特徴とする請求項１乃至７の何れか１項に記載の内燃機関の動弁制御装置。

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