JP2010014079A - 内燃機関の制御装置 - Google Patents
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Abstract
【課題】 中速回転領域から高速回転領域に移行する中間の回転領域における、エンジン出力トルクカーブの落ち込みを抑制することを課題とする。
【解決手段】 エンジン回転数(Ne)が中速回転領域(第5切替回転数d)から高速回転領域(第6切替回転数e)に移行する中間の回転領域の場合、吸気制御弁のバルブ開度を、エンジン回転数の変化に対応して連続的に可変することにより、エンジン回転数の変化に対応して、より多くの吸入空気がエンジンの各気筒毎の燃焼室に吸い込まれるように、つまり体積効率が高まるように、吸気通路断面積が設定される。したがって、エンジン回転数(Ne)が中速回転領域から高速回転領域に移行する中間の回転領域の場合において、高い慣性過給効果が得られるので、エンジンの体積効率およびエンジン出力トルクカーブの落ち込みを防止することが可能となる。
【選択図】 図5
【解決手段】 エンジン回転数(Ne)が中速回転領域(第5切替回転数d)から高速回転領域(第6切替回転数e)に移行する中間の回転領域の場合、吸気制御弁のバルブ開度を、エンジン回転数の変化に対応して連続的に可変することにより、エンジン回転数の変化に対応して、より多くの吸入空気がエンジンの各気筒毎の燃焼室に吸い込まれるように、つまり体積効率が高まるように、吸気通路断面積が設定される。したがって、エンジン回転数(Ne)が中速回転領域から高速回転領域に移行する中間の回転領域の場合において、高い慣性過給効果が得られるので、エンジンの体積効率およびエンジン出力トルクカーブの落ち込みを防止することが可能となる。
【選択図】 図5
Description
本発明は、サージタンクから2つの第1、第2吸気通路の合流部または燃焼室までの吸気通路長を変更する吸気通路制御弁(吸気制御弁)のバルブ開度を内燃機関の回転速度の変化に対応して連続的または段階的に可変制御する内燃機関の制御装置に関するものである。
[従来の技術]
従来より、図8に示したように、サージタンク100から2つの第1、第2吸気通路101、102の合流部103までの吸気通路長を、内燃機関の回転速度(エンジン回転数)の変化に対応して変更することにより、慣性効果等の動的効果、つまり慣性過給効果を有効に利用して、内燃機関の燃焼室への吸入効率、つまり内燃機関の体積効率を高めることで、内燃機関の出力の向上を図るようにした内燃機関の可変吸気装置が公知である(例えば、特許文献1参照)。
この可変吸気装置は、内燃機関の燃焼室とサージタンク100とを連通し、互いに吸気通路長の異なる2つの第1、第2吸気通路101、102を有する吸気分岐管と、サージタンク100から2つの第1、第2吸気通路101、102の合流部103までの吸気通路長を変更する吸気通路長可変弁(吸気制御弁)と、この吸気制御弁の弁体であるバルブ104を駆動するアクチュエータとを備えている。
従来より、図8に示したように、サージタンク100から2つの第1、第2吸気通路101、102の合流部103までの吸気通路長を、内燃機関の回転速度(エンジン回転数)の変化に対応して変更することにより、慣性効果等の動的効果、つまり慣性過給効果を有効に利用して、内燃機関の燃焼室への吸入効率、つまり内燃機関の体積効率を高めることで、内燃機関の出力の向上を図るようにした内燃機関の可変吸気装置が公知である(例えば、特許文献1参照)。
この可変吸気装置は、内燃機関の燃焼室とサージタンク100とを連通し、互いに吸気通路長の異なる2つの第1、第2吸気通路101、102を有する吸気分岐管と、サージタンク100から2つの第1、第2吸気通路101、102の合流部103までの吸気通路長を変更する吸気通路長可変弁(吸気制御弁)と、この吸気制御弁の弁体であるバルブ104を駆動するアクチュエータとを備えている。
なお、2つの第1、第2吸気通路101、102は、サージタンク100で分岐し、内燃機関の吸気ポートよりも上流側で合流している。また、第1吸気通路101は、サージタンク100から2つの第1、第2吸気通路101、102の合流部103までの吸気通路長が、第2吸気通路102よりも長くなっている。また、第2吸気通路102は、サージタンク100から2つの第1、第2吸気通路101、102の合流部103までの吸気通路長が、第1吸気通路101よりも短くなっている。
そして、吸気制御弁のバルブ104は、インテークマニホールド105に対して相対回転して第2吸気通路102を開閉するバタフライ型バルブであって、第2吸気通路102内において2つの第1、第2吸気通路101、102の合流部103よりも上流側に設置されている。
そして、吸気制御弁のバルブ104は、インテークマニホールド105に対して相対回転して第2吸気通路102を開閉するバタフライ型バルブであって、第2吸気通路102内において2つの第1、第2吸気通路101、102の合流部103よりも上流側に設置されている。
ここで、内燃機関の低速領域では、吸気制御弁のバルブ開度を、第2吸気通路102を全閉(閉鎖)する全閉開度(I)に設定している。また、内燃機関の高速・高負荷領域では、吸気制御弁のバルブ開度を、第2吸気通路102を半開きにする中間開度(II)に設定している。また、内燃機関の高速・低負荷領域では、吸気制御弁のバルブ開度を、第2吸気通路102を全開(開放)する全開開度(III)に設定している。
これによって、特許文献1に記載の可変吸気装置は、吸気制御弁のバルブ開度を内燃機関の運転状態(エンジン回転数、エンジン負荷)に対応して3つの制御位置に制御することができるので、内燃機関の低速領域、内燃機関の高速・高負荷領域、内燃機関の高速・低負荷領域それぞれの運転領域に対して有効な慣性過給効果を得ることができる。
これによって、特許文献1に記載の可変吸気装置は、吸気制御弁のバルブ開度を内燃機関の運転状態(エンジン回転数、エンジン負荷)に対応して3つの制御位置に制御することができるので、内燃機関の低速領域、内燃機関の高速・高負荷領域、内燃機関の高速・低負荷領域それぞれの運転領域に対して有効な慣性過給効果を得ることができる。
また、従来より、図9のグラフに示したように、切替回転数を境にして、切替回転数よりも低回転数域(低速回転領域)と切替回転数よりも高回転数域(高速回転領域)との間で、サージタンクから2つの第1、第2吸気通路の合流部までの吸気通路長の切り替えを行う可変吸気装置(内燃機関の可変吸気装置)も提案されている。
このような可変吸気装置は、図8に示したバルブ104を全閉開度に設定し、第2吸気通路102を閉鎖したバルブ全閉時におけるエンジン回転数の変化に対する吸入空気の体積効率が、エンジン回転数に対する体積効率曲線(A)のように推移する(図9のグラフ参照)。
バルブ全閉時における体積効率曲線(A)は、内燃機関の最低回転速度(アイドル回転速度)からエンジン回転数が上昇するに従って先ず第1中間値に達する。そして、第1中間値を過ぎたところから、エンジン回転数が上昇するに従って体積効率が一旦低下し、その後にエンジン回転数の上昇に従って体積効率が次第に上昇し、エンジン回転数が第2中間値を越えたところで第1中間値よりも体積効率が高くなる。そして、エンジン回転数の上昇に従って体積効率が更に高くなっていき、体積効率のピーク値(最大値)に達し、その後に体積効率はエンジン回転数の上昇に従って低下していく。
ここで、図9のグラフに示した「a」は、バルブ全閉時における体積効率曲線(A)のピーク値のときのエンジン回転数(低速用エンジン回転数)である。
このような可変吸気装置は、図8に示したバルブ104を全閉開度に設定し、第2吸気通路102を閉鎖したバルブ全閉時におけるエンジン回転数の変化に対する吸入空気の体積効率が、エンジン回転数に対する体積効率曲線(A)のように推移する(図9のグラフ参照)。
バルブ全閉時における体積効率曲線(A)は、内燃機関の最低回転速度(アイドル回転速度)からエンジン回転数が上昇するに従って先ず第1中間値に達する。そして、第1中間値を過ぎたところから、エンジン回転数が上昇するに従って体積効率が一旦低下し、その後にエンジン回転数の上昇に従って体積効率が次第に上昇し、エンジン回転数が第2中間値を越えたところで第1中間値よりも体積効率が高くなる。そして、エンジン回転数の上昇に従って体積効率が更に高くなっていき、体積効率のピーク値(最大値)に達し、その後に体積効率はエンジン回転数の上昇に従って低下していく。
ここで、図9のグラフに示した「a」は、バルブ全閉時における体積効率曲線(A)のピーク値のときのエンジン回転数(低速用エンジン回転数)である。
また、図8に示したバルブ104を全開開度に設定し、第2吸気通路102を開放したバルブ全開時におけるエンジン回転数の変化に対する吸入空気の体積効率は、エンジン回転数に対する体積効率曲線(B)のように推移する(図9のグラフ参照)。
バルブ全開時における体積効率曲線(B)は、上記の体積効率曲線(A)と同様に、内燃機関の最低回転速度(アイドル回転速度)からエンジン回転数が上昇するに従って先ず第1中間値に達する。そして、第1中間値を過ぎたところから、エンジン回転数が上昇するに従って体積効率が一旦低下し、その後にエンジン回転数の上昇に従って体積効率が次第に上昇し、エンジン回転数が第2中間値を越えたところで第1中間値よりも体積効率が高くなる。そして、エンジン回転数の上昇に従って体積効率が更に高くなっていき、体積効率のピーク値(最大値)に達し、その後に体積効率はエンジン回転数の上昇に従って低下していく。
ここで、図9のグラフに示した「b」は、バルブ全開時における体積効率曲線(B)のピーク値のときのエンジン回転数(高速用エンジン回転数)である。
バルブ全開時における体積効率曲線(B)は、上記の体積効率曲線(A)と同様に、内燃機関の最低回転速度(アイドル回転速度)からエンジン回転数が上昇するに従って先ず第1中間値に達する。そして、第1中間値を過ぎたところから、エンジン回転数が上昇するに従って体積効率が一旦低下し、その後にエンジン回転数の上昇に従って体積効率が次第に上昇し、エンジン回転数が第2中間値を越えたところで第1中間値よりも体積効率が高くなる。そして、エンジン回転数の上昇に従って体積効率が更に高くなっていき、体積効率のピーク値(最大値)に達し、その後に体積効率はエンジン回転数の上昇に従って低下していく。
ここで、図9のグラフに示した「b」は、バルブ全開時における体積効率曲線(B)のピーク値のときのエンジン回転数(高速用エンジン回転数)である。
[従来の技術の不具合]
ところが、従来の内燃機関の可変吸気装置においては、切替回転数を境にして、切替回転数よりも低速側の運転領域(低回転数域、内燃機関の低速領域)と切替回転数よりも高速側の運転領域(高回転数域、内燃機関の高速・高負荷領域、内燃機関の高速・低負荷領域)との間で、サージタンク100のサージタンク室106から2つの第1、第2吸気通路101、102の合流部103までの吸気通路長の切り替えを行っている。
したがって、切替回転数よりも低速側の運転領域から、切替回転数よりも高速側の運転領域へ移行する中間の運転領域においては、エンジン回転数の変化に対する吸気制御弁のバルブ開度制御が行われていないので、エンジン回転数に対するトルク線図上のバルブ全閉時におけるエンジン出力トルクカーブとバルブ全開時におけるエンジン出力トルクカーブとのマッチング点(切替回転数)においてエンジン出力トルクカーブが大きく落ち込むという問題が生じている。
特開2005−325824号公報
ところが、従来の内燃機関の可変吸気装置においては、切替回転数を境にして、切替回転数よりも低速側の運転領域(低回転数域、内燃機関の低速領域)と切替回転数よりも高速側の運転領域(高回転数域、内燃機関の高速・高負荷領域、内燃機関の高速・低負荷領域)との間で、サージタンク100のサージタンク室106から2つの第1、第2吸気通路101、102の合流部103までの吸気通路長の切り替えを行っている。
したがって、切替回転数よりも低速側の運転領域から、切替回転数よりも高速側の運転領域へ移行する中間の運転領域においては、エンジン回転数の変化に対する吸気制御弁のバルブ開度制御が行われていないので、エンジン回転数に対するトルク線図上のバルブ全閉時におけるエンジン出力トルクカーブとバルブ全開時におけるエンジン出力トルクカーブとのマッチング点(切替回転数)においてエンジン出力トルクカーブが大きく落ち込むという問題が生じている。
本発明の目的は、低速側の回転領域から高速側の回転領域に移行する中間の回転領域における、内燃機関の出力の落ち込みを抑制することのできる内燃機関の制御装置を提供することにある。また、低速回転領域から高速回転領域までの全運転領域に渡って、内燃機関の出力の落ち込みを抑制することのできる内燃機関の制御装置を提供することにある。
請求項1に記載の発明によれば、サージタンクから2つの第1、第2吸気通路の合流部または内燃機関の燃焼室までの吸気通路長を変更する吸気制御弁のバルブ開度を、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度の変化に対応して連続的または段階的に可変するように、吸気制御弁のバルブを駆動するアクチュエータを制御することにより、低速回転領域から高速回転領域までの全運転領域に渡って、内燃機関の燃焼室に吸入空気がより多く吸い込まれるように、すなわち、内燃機関の燃焼室への吸入効率、つまり内燃機関の体積効率または充填効率が高まるように、吸気通路長および吸気通路断面積のうち少なくとも吸気通路断面積が設定される。
これによって、低速回転領域から高速回転領域までの全運転領域に渡って、高い慣性過給効果が得られるので、この慣性過給効果を有効に利用して、内燃機関の体積効率または充填効率を高めることができる。これにより、低速側の回転領域から高速側の回転領域に移行する中間の回転領域における、内燃機関の体積効率または充填効率および内燃機関の出力(エンジン出力トルクカーブ)の落ち込みを抑制することが可能となる。
したがって、低速回転領域から高速回転領域までの全運転領域に渡って、落ち込みの少ない内燃機関の出力(エンジン出力トルクカーブ)を得ることができる。
これによって、低速回転領域から高速回転領域までの全運転領域に渡って、高い慣性過給効果が得られるので、この慣性過給効果を有効に利用して、内燃機関の体積効率または充填効率を高めることができる。これにより、低速側の回転領域から高速側の回転領域に移行する中間の回転領域における、内燃機関の体積効率または充填効率および内燃機関の出力(エンジン出力トルクカーブ)の落ち込みを抑制することが可能となる。
したがって、低速回転領域から高速回転領域までの全運転領域に渡って、落ち込みの少ない内燃機関の出力(エンジン出力トルクカーブ)を得ることができる。
請求項2に記載の発明によれば、吸気制御弁のバルブ開度を、内燃機関の回転速度の変化に対応して設定される目標バルブ開度となるように、アクチュエータを制御することにより、低速回転領域から高速回転領域までの全運転領域に渡って、高い慣性過給効果を得ることが可能となる。
請求項3に記載の発明によれば、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度の変化に対応して目標バルブ開度が連続的または段階的に変更される。
請求項4に記載の発明によれば、内燃機関の回転速度が低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域のとき、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度の上昇に伴って、バルブ全閉開度からバルブ全開開度に向けて、目標バルブ開度が(連続的または段階的に)変更される。この場合には、内燃機関の回転速度が低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域における、内燃機関の体積効率または充填効率および内燃機関の出力(エンジン出力トルクカーブ)の落ち込みを抑制することが可能となる。
請求項3に記載の発明によれば、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度の変化に対応して目標バルブ開度が連続的または段階的に変更される。
請求項4に記載の発明によれば、内燃機関の回転速度が低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域のとき、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度の上昇に伴って、バルブ全閉開度からバルブ全開開度に向けて、目標バルブ開度が(連続的または段階的に)変更される。この場合には、内燃機関の回転速度が低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域における、内燃機関の体積効率または充填効率および内燃機関の出力(エンジン出力トルクカーブ)の落ち込みを抑制することが可能となる。
請求項5に記載の発明によれば、吸気制御弁のバルブ全閉時における内燃機関の回転速度に対する吸入空気の体積効率が所定値(例えば所定の中間値、ピーク値またはその近傍)のときの内燃機関の回転速度を第1切替回転速度とし、また、吸気制御弁のバルブ全開時における内燃機関の回転速度に対する吸入空気の体積効率が所定値(例えば所定の中間値、ピーク値またはその近傍)のときの内燃機関の回転速度を第2切替回転速度としている。
そして、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度が、第1切替回転速度と第2切替回転速度との間にあるとき、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度の上昇に伴って、バルブ全閉開度からバルブ全開開度に向けて、目標バルブ開度が(連続的または段階的に)変更される。この場合には、内燃機関の回転速度が低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域における、内燃機関の体積効率または充填効率および内燃機関の出力(エンジン出力トルクカーブ)の落ち込みを抑制することが可能となる。
そして、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度が、第1切替回転速度と第2切替回転速度との間にあるとき、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度の上昇に伴って、バルブ全閉開度からバルブ全開開度に向けて、目標バルブ開度が(連続的または段階的に)変更される。この場合には、内燃機関の回転速度が低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域における、内燃機関の体積効率または充填効率および内燃機関の出力(エンジン出力トルクカーブ)の落ち込みを抑制することが可能となる。
請求項6に記載の発明によれば、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度が上昇する程、内燃機関の回転速度の変化に対するバルブ開度変化率が大きくなるように、目標バルブ開度が設定される。これにより、内燃機関の回転速度の変化に吸気制御弁のバルブ開度、つまり内燃機関の体積効率または充填効率および内燃機関の出力を合わせ込むことが可能となるので、内燃機関の回転速度の変化に適合した慣性過給効果を得ることができる。
請求項7に記載の発明によれば、内燃機関の回転速度が低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域のとき、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度の上昇に伴って、バルブ全開開度からバルブ全閉開度に向けて、目標バルブ開度が(連続的または段階的に)変更される。この場合には、内燃機関の回転速度が低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域における、内燃機関の体積効率または充填効率および内燃機関の出力(エンジン出力トルクカーブ)の落ち込みを抑制することが可能となる。
請求項7に記載の発明によれば、内燃機関の回転速度が低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域のとき、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度の上昇に伴って、バルブ全開開度からバルブ全閉開度に向けて、目標バルブ開度が(連続的または段階的に)変更される。この場合には、内燃機関の回転速度が低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域における、内燃機関の体積効率または充填効率および内燃機関の出力(エンジン出力トルクカーブ)の落ち込みを抑制することが可能となる。
請求項8に記載の発明によれば、吸気制御弁のバルブ全開時における内燃機関の回転速度に対する吸入空気の体積効率が所定値(例えば所定の中間値、ピーク値またはその近傍)のときの内燃機関の回転速度を第3切替回転速度とし、また、吸気制御弁のバルブ全閉時における内燃機関の回転速度に対する吸入空気の体積効率が所定値(例えば所定の中間値、ピーク値またはその近傍)のときの内燃機関の回転速度を第4切替回転速度としている。
そして、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度が、第3切替回転速度と第4切替回転速度との間にあるとき、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度の上昇に伴って、バルブ全開開度からバルブ全閉開度に向けて、目標バルブ開度が(連続的または段階的に)変更される。この場合には、内燃機関の回転速度が低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域における、内燃機関の体積効率または充填効率および内燃機関の出力(エンジン出力トルクカーブ)の落ち込みを抑制することが可能となる。
そして、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度が、第3切替回転速度と第4切替回転速度との間にあるとき、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度の上昇に伴って、バルブ全開開度からバルブ全閉開度に向けて、目標バルブ開度が(連続的または段階的に)変更される。この場合には、内燃機関の回転速度が低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域における、内燃機関の体積効率または充填効率および内燃機関の出力(エンジン出力トルクカーブ)の落ち込みを抑制することが可能となる。
請求項9に記載の発明によれば、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度が上昇する程、内燃機関の回転速度の変化に対するバルブ開度変化率が小さくなるように、目標バルブ開度が設定される。これにより、内燃機関の回転速度の変化に吸気制御弁のバルブ開度、つまり内燃機関の体積効率または充填効率および内燃機関の出力を合わせ込むことが可能となるので、内燃機関の回転速度の変化に適合した慣性過給効果を得ることができる。
請求項10に記載の発明によれば、2つの第1、第2吸気通路は、サージタンクで分岐し、内燃機関の燃焼室よりも上流側で合流するように構成されている。
請求項11に記載の発明によれば、第1吸気通路は、サージタンクから2つの第1、第2吸気通路の合流部までの吸気通路長が、第2吸気通路と比べて長くなっている。また、第2吸気通路は、サージタンクから2つの第1、第2吸気通路の合流部までの吸気通路長が、第1吸気通路と比べて短くなっている。
請求項12に記載の発明によれば、吸気制御弁のバルブは、ダクトに対して相対回転して第2吸気通路を開閉する回転型のプレート状バルブ(バタフライ型バルブ)であって、第2吸気通路内において2つの第1、第2吸気通路の合流部よりも上流側に設置されている。
請求項10に記載の発明によれば、2つの第1、第2吸気通路は、サージタンクで分岐し、内燃機関の燃焼室よりも上流側で合流するように構成されている。
請求項11に記載の発明によれば、第1吸気通路は、サージタンクから2つの第1、第2吸気通路の合流部までの吸気通路長が、第2吸気通路と比べて長くなっている。また、第2吸気通路は、サージタンクから2つの第1、第2吸気通路の合流部までの吸気通路長が、第1吸気通路と比べて短くなっている。
請求項12に記載の発明によれば、吸気制御弁のバルブは、ダクトに対して相対回転して第2吸気通路を開閉する回転型のプレート状バルブ(バタフライ型バルブ)であって、第2吸気通路内において2つの第1、第2吸気通路の合流部よりも上流側に設置されている。
請求項13に記載の発明によれば、内燃機関の回転速度が低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域の場合、吸気制御弁のバルブ開度を、回転速度検出手段により検出される内燃機関の回転速度の変化に対応して連続的または段階的に可変することにより、内燃機関の回転速度の変化に対応して、より多くの吸入空気が内燃機関の燃焼室に吸い込まれるように、すなわち、内燃機関の燃焼室への吸入効率、つまり内燃機関の体積効率または充填効率が高まるように、吸気通路長および吸気通路断面積のうち少なくとも吸気通路断面積が設定される。したがって、低中速回転領域から中高速回転領域へ移行する中間の回転領域において、高い慣性過給効果が得られる。
本発明を実施するための最良の形態は、低速側の回転領域から高速側の回転領域に移行する中間の回転領域における、内燃機関の出力(エンジン出力トルクカーブ)の落ち込みを抑制するという目的を、サージタンクから2つの第1、第2吸気通路の合流部または燃焼室までの吸気通路断面積を内燃機関の回転速度(エンジン回転数)の変化に対応して連続的または段階的に変更することで実現した。
[実施例1の構成]
図1ないし図5は本発明の実施例1を示したもので、図1は内燃機関の吸気制御装置を示した図で、図2はインテークマニホールドを示した図である。
図1ないし図5は本発明の実施例1を示したもので、図1は内燃機関の吸気制御装置を示した図で、図2はインテークマニホールドを示した図である。
本実施例の内燃機関の制御装置(エンジン制御システム)は、複数の気筒を有する内燃機関(直列4気筒エンジン:以下エンジンと言う)の各気筒毎の燃焼室に供給される吸入空気を制御する内燃機関の吸気制御装置として使用されるものである。
内燃機関の吸気制御装置は、エアクリーナ(内燃機関のエアクリーナ)、電子スロットル装置(内燃機関のスロットル装置)、可変吸気装置(内燃機関の可変吸気装置)等を備えている。
エンジンは、エアクリーナで濾過された清浄な吸入空気とインジェクタより噴射された燃料との混合気を、各気筒毎の燃焼室内で燃焼させて得られる熱エネルギーによりエンジン出力トルクを得る4気筒ガソリンエンジンである。
内燃機関の吸気制御装置は、エアクリーナ(内燃機関のエアクリーナ)、電子スロットル装置(内燃機関のスロットル装置)、可変吸気装置(内燃機関の可変吸気装置)等を備えている。
エンジンは、エアクリーナで濾過された清浄な吸入空気とインジェクタより噴射された燃料との混合気を、各気筒毎の燃焼室内で燃焼させて得られる熱エネルギーによりエンジン出力トルクを得る4気筒ガソリンエンジンである。
ここで、エンジンには、エンジンの各気筒毎の燃焼室に吸入空気を導入するための吸気ダクト(インテークダクト、吸気管)と、エンジンの各気筒毎の燃焼室より流出する排気ガスを排気浄化装置を経由して外部に排出するための排気ダクト(エキゾーストダクト、排気管)とが接続されている。また、吸気ダクトは、エアクリーナケース1、スロットルボディ2およびインテークマニホールド3等によって構成されて、エンジンのエンジン本体4に接続されている。吸気ダクトの内部には、エアクリーナで濾過された清浄な外気(新気、クリーンエア)を、電子スロットル装置のスロットルボディ2、インテークマニホールド3を経由して、エンジンの各気筒の燃焼室に導入するための吸気通路(内燃機関の吸気通路)が形成されている。
また、排気ダクトは、エンジン本体4に接続するエキゾーストマニホールド5等によって構成されている。排気ダクトの内部には、エンジンの各気筒毎の燃焼室より流出した排気ガスを、エキゾーストマニホールド5、排気浄化装置を経由して、外部に排出するための排気通路(内燃機関の排気通路)が形成されている。
本実施例のエアクリーナは、吸気ダクトの最上流部に設置されている。このエアクリーナは、外気中に含まれる不純物(塵や埃、砂等のダスト)を捕捉して取り除く濾過エレメント(フィルタエレメント)8をエアクリーナケース1の内部に収容している。
本実施例のエアクリーナは、吸気ダクトの最上流部に設置されている。このエアクリーナは、外気中に含まれる不純物(塵や埃、砂等のダスト)を捕捉して取り除く濾過エレメント(フィルタエレメント)8をエアクリーナケース1の内部に収容している。
エンジンのエンジン本体4は、複数の気筒(第1〜第4気筒#1〜#4)を有し、第1〜第4気筒が気筒配列方向(図1において図示左右方向)に直列に配置されたシリンダブロックと、複数の吸気ポートおよび複数の排気ポートを有するシリンダヘッドとを備えている。
エンジンの各気筒毎に独立して接続される複数の吸気ポート(インテークポート)は、ポペット型の吸気バルブ(インテークバルブ)によって開閉される。また、エンジンの各気筒毎に独立して接続される複数の排気ポート(エキゾーストポート)は、ポペット型の排気バルブ(エキゾーストバルブ)によって開閉される。
エンジンの各気筒毎に独立して接続される複数の吸気ポート(インテークポート)は、ポペット型の吸気バルブ(インテークバルブ)によって開閉される。また、エンジンの各気筒毎に独立して接続される複数の排気ポート(エキゾーストポート)は、ポペット型の排気バルブ(エキゾーストバルブ)によって開閉される。
エンジン本体4のシリンダヘッドには、先端部が各気筒毎の燃焼室内に露出するようにスパークプラグが取り付けられている。そして、シリンダヘッドには、吸気ポート内に最適なタイミングで燃料を噴射するインジェクタ(電磁式燃料噴射弁)が取り付けられている。
また、エンジン本体4のシリンダブロックの内部には、気筒配列方向に複数の燃焼室(第1〜第4燃焼室)が形成されている。また、シリンダブロックの内部に形成されるシリンダボア内には、連接棒を介してクランクシャフトに連結されたピストンが、シリンダボアの中心軸線方向に摺動自在に支持されている。
また、エンジン本体4のシリンダブロックの内部には、気筒配列方向に複数の燃焼室(第1〜第4燃焼室)が形成されている。また、シリンダブロックの内部に形成されるシリンダボア内には、連接棒を介してクランクシャフトに連結されたピストンが、シリンダボアの中心軸線方向に摺動自在に支持されている。
本実施例の電子スロットル装置は、スロットルバルブ11のバルブ開度に相当するスロットル開度に応じて、エンジンの各気筒毎の燃焼室に吸い込まれる吸入空気の流量(吸入空気量)を可変制御するシステムである。
電子スロットル装置は、エンジンの吸気ダクトの途中に設置されたスロットルボディ2、吸気ダクトの内部(吸気通路)を流れる吸入空気量を可変するバタフライ型のスロットルバルブ11、このスロットルバルブ11を支持固定するシャフト(回転軸)12、およびスロットルバルブ11を閉弁作動方向(または開弁作動方向)に付勢するリターンスプリング(またはデフォルトスプリング)等によって構成されている。
電子スロットル装置は、エンジンの吸気ダクトの途中に設置されたスロットルボディ2、吸気ダクトの内部(吸気通路)を流れる吸入空気量を可変するバタフライ型のスロットルバルブ11、このスロットルバルブ11を支持固定するシャフト(回転軸)12、およびスロットルバルブ11を閉弁作動方向(または開弁作動方向)に付勢するリターンスプリング(またはデフォルトスプリング)等によって構成されている。
また、スロットルボディ2には、シャフト12を介して、スロットルバルブ11を開弁作動方向(または閉弁作動方向)に駆動するアクチュエータ13が搭載されている。このアクチュエータ13は、電力の供給を受けると駆動力を発生する電動モータ、およびこの電動モータの駆動力をスロットルバルブ11のシャフト12に伝達する動力伝達機構(例えば歯車減速機構)等を有している。
ここで、スロットルバルブ11のシャフト12を駆動する電動モータは、エンジン制御ユニット(エンジン制御装置:以下ECUと言う)10によって電子制御されるモータ駆動回路を介して、自動車等の車両に搭載されたバッテリに電気的に接続されている。
ここで、スロットルバルブ11のシャフト12を駆動する電動モータは、エンジン制御ユニット(エンジン制御装置:以下ECUと言う)10によって電子制御されるモータ駆動回路を介して、自動車等の車両に搭載されたバッテリに電気的に接続されている。
本実施例のインテークマニホールド3は、複数のパーツよりなり、吸入空気の圧力脈動を低減するサージタンク6と、このサージタンク6の複数の出口にそれぞれ接続する複数の吸気分岐管7とを備えたサージタンク一体型インテークマニホールドである。なお、複数のパーツは、全て合成樹脂材料によって形成されている。
サージタンク6は、エンジンの各気筒毎の燃焼室および吸気ポートに接続する各吸気分岐管7に吸入空気を分配するサージタンク部を有している。このサージタンク部の入口部は、吸気導入管(インテークダクト14)を介して、電子スロットル装置のスロットルボディ2に接続されている。また、サージタンク部は、インテークダクト14の内部(吸気導入流路)の流路断面積よりも流路断面積が拡大するサージタンク室15を構成している。サージタンク部は、電子スロットル装置のスロットルボディ2からインテークダクト14を経てサージタンク室15内に吸入空気を導入するための吸気導入口16を有している。この吸気導入口16は、サージタンク室15の壁面(吸気流方向の上流側壁面)で開口している。
サージタンク6は、エンジンの各気筒毎の燃焼室および吸気ポートに接続する各吸気分岐管7に吸入空気を分配するサージタンク部を有している。このサージタンク部の入口部は、吸気導入管(インテークダクト14)を介して、電子スロットル装置のスロットルボディ2に接続されている。また、サージタンク部は、インテークダクト14の内部(吸気導入流路)の流路断面積よりも流路断面積が拡大するサージタンク室15を構成している。サージタンク部は、電子スロットル装置のスロットルボディ2からインテークダクト14を経てサージタンク室15内に吸入空気を導入するための吸気導入口16を有している。この吸気導入口16は、サージタンク室15の壁面(吸気流方向の上流側壁面)で開口している。
複数の吸気分岐管7は、エンジンの各気筒毎の燃焼室および吸気ポートに独立して接続されて、サージタンク室15より分岐している。これらの吸気分岐管7の内部には、エンジンの各気筒毎の燃焼室および吸気ポートとサージタンク6のサージタンク室15とを連通する独立吸気通路がそれぞれ形成されている。
各独立吸気通路は、互いに吸気通路長が異なる2つの第1、第2分岐吸気通路21、22、およびこれらの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23とエンジンの燃焼室および吸気ポートとを連通する共通吸気通路24を含んで構成されている。
各吸気分岐管7は、サージタンク室15の壁面(吸気流方向の下流側壁面)で開口する2つの第1、第2ポート開口部(第1、第2分岐部:以下第1、第2入口ポートと言う)17、18を有している。なお、インテークマニホールド3には、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22を区画する隔壁部19が形成されている。
2つの第1、第2分岐吸気通路21、22は、サージタンク6のサージタンク室15の壁面で分岐し、エンジンの各気筒毎の燃焼室および吸気ポートよりも吸気流方向の上流側で合流している。なお、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22が、各吸気分岐管7の内部で分岐していても構わない。つまり複数の吸気分岐管7の分岐部(サージタンク6のサージタンク室15の壁面近傍)よりも吸気流方向の下流側で分岐していても構わない。
各独立吸気通路は、互いに吸気通路長が異なる2つの第1、第2分岐吸気通路21、22、およびこれらの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23とエンジンの燃焼室および吸気ポートとを連通する共通吸気通路24を含んで構成されている。
各吸気分岐管7は、サージタンク室15の壁面(吸気流方向の下流側壁面)で開口する2つの第1、第2ポート開口部(第1、第2分岐部:以下第1、第2入口ポートと言う)17、18を有している。なお、インテークマニホールド3には、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22を区画する隔壁部19が形成されている。
2つの第1、第2分岐吸気通路21、22は、サージタンク6のサージタンク室15の壁面で分岐し、エンジンの各気筒毎の燃焼室および吸気ポートよりも吸気流方向の上流側で合流している。なお、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22が、各吸気分岐管7の内部で分岐していても構わない。つまり複数の吸気分岐管7の分岐部(サージタンク6のサージタンク室15の壁面近傍)よりも吸気流方向の下流側で分岐していても構わない。
各第1分岐吸気通路21は、第1入口ポート17から直管部、曲管部、直管部、曲管部を経て、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部(共通吸気通路24の入口ポート)23に吸入空気を導入する吸気導入流路である。なお、各第1分岐吸気通路21が、第1入口ポート17から合流部23に向けて円弧状に湾曲して延びる曲管部のみで構成されていても構わない。また、各第1分岐吸気通路21が複数(少なくとも2つ以上)の曲管部で構成されている場合に、隣り合う2つの曲管部間に、吸入空気流方向の上流側の曲管部の出口から吸入空気流方向の下流側の曲管部の入口に向けて真っ直ぐに延びる直管部を設けても良い。
各第1分岐吸気通路21は、サージタンク6のサージタンク室15の壁面で開口した第1入口ポート17から合流部23までの吸気通路長が、各第2分岐吸気通路22の吸気通路長よりも長くなっている。
各第1分岐吸気通路21は、サージタンク6のサージタンク室15の壁面で開口した第1入口ポート17から合流部23までの吸気通路長が、各第2分岐吸気通路22の吸気通路長よりも長くなっている。
各第2分岐吸気通路22は、第2入口ポート18から直管部、曲管部、直管部、曲管部を経て、合流部23に吸入空気を導入する吸気導入流路である。なお、各第2分岐吸気通路22が、第2入口ポート18から合流部23に向けて円弧状に湾曲して延びる曲管部のみで構成されていても構わない。また、各第2分岐吸気通路22が複数(少なくとも2つ以上)の曲管部で構成されている場合に、隣り合う2つの曲管部間に、吸入空気流方向の上流側の曲管部の出口から吸入空気流方向の下流側の曲管部の入口に向けて真っ直ぐに延びる直管部を設けても良い。
各第2分岐吸気通路22は、サージタンク6のサージタンク室15の壁面で開口した第2入口ポート18から合流部23までの吸気通路長が、各第1分岐吸気通路21の吸気通路長よりも短くなっている。
各第2分岐吸気通路22は、サージタンク6のサージタンク室15の壁面で開口した第2入口ポート18から合流部23までの吸気通路長が、各第1分岐吸気通路21の吸気通路長よりも短くなっている。
各共通吸気通路24は、合流部23自体が直管部を構成し、合流部23から曲管部、直管部、曲管部、直管部を経て、エンジンの各吸気ポートに吸入空気を導入する吸気導入流路であって、エンジンの各吸気ポートのポート開口部に気密的に接続する1つのポート開口部(出口ポート)25を有している。また、各共通吸気通路24が複数(少なくとも2つ以上)の曲管部で構成されている場合に、隣り合う2つの曲管部間に、吸入空気流方向の上流側の曲管部の出口から吸入空気流方向の下流側の曲管部の入口に向けて真っ直ぐに延びる直管部を設けても良い。
なお、共通吸気通路24を設けずに、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23が、エンジンの各吸気ポート内に設けられていても構わない。この場合には、サージタンク6から吸気ポートまたは燃焼室までの吸気通路長が異なる2つの第1、第2分岐吸気通路21、22となる。
なお、共通吸気通路24を設けずに、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23が、エンジンの各吸気ポート内に設けられていても構わない。この場合には、サージタンク6から吸気ポートまたは燃焼室までの吸気通路長が異なる2つの第1、第2分岐吸気通路21、22となる。
本実施例の可変吸気装置は、エンジンの運転状況(運転状態)に対応して、サージタンク6のサージタンク室15の壁面で開口した第1、第2入口ポート17、18から合流部23までの吸気通路長を変更し、エンジンの吸気通路内に発生する吸気脈動効果および慣性過給効果を有効利用して、エンジン出力トルクの向上を図るようにした可変吸気システム(内燃機関の可変吸気システム)である。
ここで、慣性過給効果とは、エンジンの各気筒毎の燃焼室に吸い込まれる吸入空気の脈動によって発生する慣性力を利用して、より多くの吸入空気をエンジンの各気筒毎の燃焼室に吸入する過給効果のことである。
ここで、慣性過給効果とは、エンジンの各気筒毎の燃焼室に吸い込まれる吸入空気の脈動によって発生する慣性力を利用して、より多くの吸入空気をエンジンの各気筒毎の燃焼室に吸入する過給効果のことである。
可変吸気装置は、内部に2つの第1、第2分岐吸気通路21、22が形成されたインテークマニホールド(ダクト)3と、サージタンク6のサージタンク室15の壁面で開口した第1、第2入口ポート17、18から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23までの吸気通路長および吸気通路断面積を変更する吸気通路長可変弁(吸気通路断面積可変弁、吸気制御弁)と、この吸気制御弁の弁体であるバルブ31を閉弁作動方向(または開弁作動方向)に付勢するリターンスプリングと、吸気制御弁のバルブ31を開弁作動方向(または閉弁作動方向)に駆動するアクチュエータ33と、バルブ31の実際の開度(バルブ角度:以下実バルブ開度と言う)が、エンジン回転速度(以下エンジン回転数と言う:Ne)に対応した目標バルブ角度(以下目標バルブ開度と言う:θt)となるように、アクチュエータ33を制御するECU10とを備えている。
インテークマニホールド3のサージタンク6の内部には、サージタンク室15が形成されている。また、サージタンク室15で分岐する各吸気分岐管7の内部には、上述したように、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22および1つの共通吸気通路24がそれぞれ形成されている。
吸気制御弁は、各第2分岐吸気通路22を開閉する複数のバルブ31、およびこのバルブ31を支持固定する1つのシャフト32等を有している。
複数のバルブ31は、インテークマニホールド3の各吸気分岐管7に対して相対回転して第2分岐吸気通路22を開閉することで、第2分岐吸気通路22の吸気通路断面積(サージタンク6のサージタンク室15から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23までの吸気通路断面積)を連続的または段階的に変更する回転型のプレート(平板状)状バルブ(バタフライ型バルブ)である。これらのバルブ31は、各吸気分岐管7の内部(各第2分岐吸気通路22)において、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23よりも吸気流方向の上流側に設置されている。
吸気制御弁は、各第2分岐吸気通路22を開閉する複数のバルブ31、およびこのバルブ31を支持固定する1つのシャフト32等を有している。
複数のバルブ31は、インテークマニホールド3の各吸気分岐管7に対して相対回転して第2分岐吸気通路22を開閉することで、第2分岐吸気通路22の吸気通路断面積(サージタンク6のサージタンク室15から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23までの吸気通路断面積)を連続的または段階的に変更する回転型のプレート(平板状)状バルブ(バタフライ型バルブ)である。これらのバルブ31は、各吸気分岐管7の内部(各第2分岐吸気通路22)において、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23よりも吸気流方向の上流側に設置されている。
複数のバルブ31は、第2分岐吸気通路22を閉鎖する全閉開度から、第2分岐吸気通路22を開放する全開開度に至るまでの作動可能範囲(バルブ31の作動可能範囲)に渡ってバルブ開度(回転角度)が変更される。
シャフト32は、複数のバルブ31を串刺し状態で結合する回転軸であって、インテークマニホールド3に形成された回転軸方向の貫通孔を貫通してインテークマニホールド3に組み込まれ、インテークマニホールド3の軸受け部(例えば円筒状のベアリング等)に回転自在に軸支されている。
アクチュエータ33は、インテークマニホールド3の外壁部に搭載されている。このアクチュエータ33は、電力の供給を受けるとバルブ31のシャフト32を駆動する駆動力を発生する電動モータ、およびこの電動モータの駆動力をバルブ31のシャフト32に伝達する動力伝達機構(例えば歯車減速機構)等を有している。
ここで、複数のバルブ31を駆動する1つの電動モータは、ECU10によって電子制御されるモータ駆動回路を介して、自動車等の車両に搭載されたバッテリに電気的に接続されている。
シャフト32は、複数のバルブ31を串刺し状態で結合する回転軸であって、インテークマニホールド3に形成された回転軸方向の貫通孔を貫通してインテークマニホールド3に組み込まれ、インテークマニホールド3の軸受け部(例えば円筒状のベアリング等)に回転自在に軸支されている。
アクチュエータ33は、インテークマニホールド3の外壁部に搭載されている。このアクチュエータ33は、電力の供給を受けるとバルブ31のシャフト32を駆動する駆動力を発生する電動モータ、およびこの電動モータの駆動力をバルブ31のシャフト32に伝達する動力伝達機構(例えば歯車減速機構)等を有している。
ここで、複数のバルブ31を駆動する1つの電動モータは、ECU10によって電子制御されるモータ駆動回路を介して、自動車等の車両に搭載されたバッテリに電気的に接続されている。
ECU10には、複数のモータ駆動回路、A/D変換回路、入出力回路(I/Oポート)およびマイクロコンピュータが設けられている。また、ECU10は、イグニッションスイッチがオン(IG・ON)されると、マイクロコンピュータのメモリに格納された制御プログラムまたは制御ロジックに基づいて、電子スロットル装置の電動モータおよび可変吸気装置の電動モータを電子制御する。また、ECU10は、イグニッションスイッチがオフ(IG・OFF)されると、マイクロコンピュータのメモリに格納された制御プログラムまたは制御ロジックに基づく各エンジン制御が強制的に終了するように構成されている。
また、ECU10は、エンジンのクランクシャフトの回転角度を検出するクランク角度センサ41、アクセルペダルの踏み込み量(アクセル開度)を検出するアクセル開度センサ、スロットルバルブ11のバルブ開度(スロットル開度)を検出するスロットル開度センサ、可変吸気装置の実バルブ開度を検出するバルブ開度センサ、エンジンの各気筒の燃焼室に吸い込まれる吸入空気の温度(吸気温)を検出する吸気温センサ、エンジンの各気筒の燃焼室に吸い込まれる吸入空気の圧力(吸気圧)を検出する吸気圧センサ、エンジンを冷却する冷却水の温度(冷却水温)を検出する冷却水温センサ、エンジンの各気筒の燃焼室に吸い込まれる吸入空気の流量(吸入空気量)を検出するエアフローメータ等の各種センサからのセンサ信号が、A/D変換回路によってA/D変換された後にI/Oポートを経てマイクロコンピュータに入力されるように構成されている。
なお、これらのクランク角度センサ41、アクセル開度センサ、スロットル開度センサ、バルブ開度センサ、吸気温センサ、吸気圧センサ、冷却水温センサ、エアフローメータ等によって、エンジンの運転状況(運転状態)を検出する運転状態検出手段が構成される。
なお、これらのクランク角度センサ41、アクセル開度センサ、スロットル開度センサ、バルブ開度センサ、吸気温センサ、吸気圧センサ、冷却水温センサ、エアフローメータ等によって、エンジンの運転状況(運転状態)を検出する運転状態検出手段が構成される。
そして、各種センサからのセンサ信号は、マイクロコンピュータのメモリに格納された制御プログラムまたは制御ロジックの制御周期毎に繰り返し読み込まれる。
ここで、クランク角度センサ41は、エンジンのクランクシャフトの回転角度を電気信号に変換するピックアップコイルよりなり、例えば30°CA(クランク角度)毎にNEパルス信号が出力される。
また、バルブ開度センサは、吸気制御弁のシャフト32の回転軸方向の一端部に固定された磁石(以下マグネットと言う)と、このマグネットより放出される磁束を検出する非接触式の磁気検出素子を有するホールICと、マグネットより出た磁束をホールICに集中させるための分割型ヨークとを備え、吸気制御弁のシャフト32、特にマグネットの回転角度に対するホールICの出力変化特性を利用して吸気制御弁のバルブ開度を検出する非接触式の回転角度検出装置である。すなわち、バルブ開度センサは、一対の分割型ヨーク(磁性体)の対向部間に形成される磁束検出ギャップ、つまりホールICを通過する磁束密度の変化に基づいて吸気制御弁のバルブ開度を検出する。
ここで、クランク角度センサ41は、エンジンのクランクシャフトの回転角度を電気信号に変換するピックアップコイルよりなり、例えば30°CA(クランク角度)毎にNEパルス信号が出力される。
また、バルブ開度センサは、吸気制御弁のシャフト32の回転軸方向の一端部に固定された磁石(以下マグネットと言う)と、このマグネットより放出される磁束を検出する非接触式の磁気検出素子を有するホールICと、マグネットより出た磁束をホールICに集中させるための分割型ヨークとを備え、吸気制御弁のシャフト32、特にマグネットの回転角度に対するホールICの出力変化特性を利用して吸気制御弁のバルブ開度を検出する非接触式の回転角度検出装置である。すなわち、バルブ開度センサは、一対の分割型ヨーク(磁性体)の対向部間に形成される磁束検出ギャップ、つまりホールICを通過する磁束密度の変化に基づいて吸気制御弁のバルブ開度を検出する。
ここで、ホールICは、磁束検出ギャップを通過する磁束密度(ホールICを鎖交する磁束密度)に応じた出力が変化する非接触式の磁気検出素子を構成するホール素子と、このホール素子の出力を増幅する増幅回路とを一体化したIC(集積回路)であって、磁束検出ギャップを通過する磁束密度に対応した出力信号(電圧信号)を出力する。
そして、バルブ開度センサからの出力信号は、所定のサンプリング周期毎に繰り返しA/D変換回路を介してマイクロコンピュータに取り込まれる。
マイクロコンピュータは、制御処理や演算処理を行うCPU、制御プログラムまたは制御ロジックや各種データを保存する記憶装置(RAM、ROM等のメモリ)、電源回路、タイマー等の機能を含んで構成される周知の構造を備えている。
また、マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41より出力されたNEパルス信号の間隔時間を計測することによってエンジン回転数(Ne)を検出(算出)するための回転速度検出手段として機能する。
そして、バルブ開度センサからの出力信号は、所定のサンプリング周期毎に繰り返しA/D変換回路を介してマイクロコンピュータに取り込まれる。
マイクロコンピュータは、制御処理や演算処理を行うCPU、制御プログラムまたは制御ロジックや各種データを保存する記憶装置(RAM、ROM等のメモリ)、電源回路、タイマー等の機能を含んで構成される周知の構造を備えている。
また、マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41より出力されたNEパルス信号の間隔時間を計測することによってエンジン回転数(Ne)を検出(算出)するための回転速度検出手段として機能する。
また、マイクロコンピュータは、モータ駆動回路を介して、可変吸気装置の電動モータを駆動制御するモータ制御装置であって、所定のサンプリングタイミング毎にA/D変換回路より取り込んだクランク角度センサ41のNEパルス信号に基づいてエンジン回転数(Ne)を検出(算出)する回転速度検出手段と、この回転速度検出手段で検出(算出)したエンジン回転数(Ne)に基づいて目標バルブ開度(バルブ31の目標開度:θt)を算出(設定)する目標バルブ開度演算手段(バルブ開度設定手段)と、所定のサンプリングタイミング毎にA/D変換回路より取り込んだバルブ開度センサの出力信号から実バルブ開度(バルブ31の現在の開度)を検出(算出)するバルブ開度演算手段と、実バルブ開度と目標バルブ開度(θt)とが略一致するように、可変吸気装置の電動モータへの供給電力を可変制御するフィードバック制御手段(モータ駆動手段)とを備えている。
そして、マイクロコンピュータは、バルブ全閉時におけるエンジン回転数(Ne)の変化に対する吸入空気の体積効率値(体積効率)が、所定値(所定の第1中間値:例えば1800rpm程度)のときの回転速度(エンジン回転数)を第1切替回転速度(第1切替回転数a)としてメモリに格納している。
ここで、第1切替回転数aとは、第2切替回転数bよりも、所定の回転速度差(600rpm)分だけ低速側のエンジン回転数のことである。
また、第1切替回転数aとは、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5参照)上の、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)と、バルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)との第1マッチング点(Ne1)よりも低速側のエンジン回転数のことである。
ここで、第1切替回転数aとは、第2切替回転数bよりも、所定の回転速度差(600rpm)分だけ低速側のエンジン回転数のことである。
また、第1切替回転数aとは、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5参照)上の、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)と、バルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)との第1マッチング点(Ne1)よりも低速側のエンジン回転数のことである。
そして、マイクロコンピュータは、バルブ全開時におけるエンジン回転数(Ne)の変化に対する体積効率が、所定値(所定の第2中間値:例えば2400rpm程度)のときのエンジン回転数を第2切替回転速度(第2切替回転数b)としてメモリに格納している。
ここで、第2切替回転数bとは、第1切替回転数aよりも、所定の回転速度差(600rpm)分だけ高速側のエンジン回転数のことである。
また、第2切替回転数bとは、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5参照)上の、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)と、バルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)との第1マッチング点(Ne1)よりも高速側のエンジン回転数のことである。
ここで、第2切替回転数bとは、第1切替回転数aよりも、所定の回転速度差(600rpm)分だけ高速側のエンジン回転数のことである。
また、第2切替回転数bとは、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5参照)上の、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)と、バルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)との第1マッチング点(Ne1)よりも高速側のエンジン回転数のことである。
そして、マイクロコンピュータは、バルブ全開時におけるエンジン回転数(Ne)の変化に対する体積効率が、所定値(所定の第3中間値:例えば2400rpm程度)のときのエンジン回転数を第3切替回転速度(第3切替回転数b)としてメモリに格納している。
ここで、第3切替回転数bとは、第4切替回転数cよりも、所定の回転速度差(200rpm)分だけ低速側のエンジン回転数のことである。なお、本実施例では、第2切替回転数bと第3切替回転数bとが同じエンジン回転数であるが、第3切替回転数bを、第2切替回転数bよりも、所定の回転速度差分だけ高速側のエンジン回転数としても良い。つまり、第2切替回転数bと第3切替回転数bとが異なるエンジン回転数であっても良い。 また、第3切替回転数bとは、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5参照)上の、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)と、バルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)との第2マッチング点(Ne2)よりも低速側のエンジン回転数のことである。
ここで、第3切替回転数bとは、第4切替回転数cよりも、所定の回転速度差(200rpm)分だけ低速側のエンジン回転数のことである。なお、本実施例では、第2切替回転数bと第3切替回転数bとが同じエンジン回転数であるが、第3切替回転数bを、第2切替回転数bよりも、所定の回転速度差分だけ高速側のエンジン回転数としても良い。つまり、第2切替回転数bと第3切替回転数bとが異なるエンジン回転数であっても良い。 また、第3切替回転数bとは、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5参照)上の、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)と、バルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)との第2マッチング点(Ne2)よりも低速側のエンジン回転数のことである。
また、マイクロコンピュータは、バルブ全閉時におけるエンジン回転数(Ne)の変化に対する体積効率が、所定値(所定の第4中間値:例えば2600rpm程度)のときのエンジン回転数を第4切替回転速度(第4切替回転数c)としてメモリに格納している。 ここで、第4切替回転数cとは、第3切替回転数bよりも、所定の回転速度差(200rpm)分だけ高速側のエンジン回転数のことである。
また、第4切替回転数cとは、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5参照)上の、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)と、バルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)との第2マッチング点(Ne2)よりも高速側のエンジン回転数のことである。
また、第4切替回転数cとは、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5参照)上の、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)と、バルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)との第2マッチング点(Ne2)よりも高速側のエンジン回転数のことである。
また、マイクロコンピュータは、バルブ全閉時におけるエンジン回転数(Ne)の変化に対する体積効率が、所定値(第1ピーク値(最大値):例えば4000rpm程度)のときのエンジン回転数を第1切替回転速度(第5切替回転数d)としてメモリに格納している。
ここで、第5切替回転数dとは、第6切替回転数eよりも、所定の回転速度差(1400rpm)分だけ低速側のエンジン回転数のことである。
また、第5切替回転数dとは、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5参照)上の、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)と、バルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)との第3マッチング点(Ne3)よりも低速側のエンジン回転数のことである。
ここで、第5切替回転数dとは、第6切替回転数eよりも、所定の回転速度差(1400rpm)分だけ低速側のエンジン回転数のことである。
また、第5切替回転数dとは、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5参照)上の、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)と、バルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)との第3マッチング点(Ne3)よりも低速側のエンジン回転数のことである。
また、マイクロコンピュータは、バルブ全開時におけるエンジン回転数(Ne)の変化に対する体積効率が、所定値(第2ピーク値(最大値):例えば5400rpm程度)のときのエンジン回転数を第2切替回転速度(第6切替回転数e)としてメモリに格納している。
ここで、第6切替回転数eとは、第5切替回転数dよりも、所定の回転速度差(1400rpm)分だけ高速側のエンジン回転数のことである。
また、第6切替回転数eとは、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5参照)上の、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)と、バルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)との第3マッチング点(Ne3)よりも高速側のエンジン回転数のことである。
ここで、第6切替回転数eとは、第5切替回転数dよりも、所定の回転速度差(1400rpm)分だけ高速側のエンジン回転数のことである。
また、第6切替回転数eとは、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5参照)上の、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)と、バルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)との第3マッチング点(Ne3)よりも高速側のエンジン回転数のことである。
[実施例1の制御方法]
次に、本実施例の内燃機関の吸気制御装置の制御方法を図1ないし図5に基づいて簡単に説明する。ここで、図3はECU(マイクロコンピュータ)によるバルブ開度制御を示したフローチャートで、図4はエンジン回転数に対するバルブ開度特性を示した特性図で、図5はエンジン回転数の変化に対する吸入空気の体積効率の推移を示したグラフである。なお、図3の制御ルーチンは、所定の制御周期毎に繰り返し実行される。
次に、本実施例の内燃機関の吸気制御装置の制御方法を図1ないし図5に基づいて簡単に説明する。ここで、図3はECU(マイクロコンピュータ)によるバルブ開度制御を示したフローチャートで、図4はエンジン回転数に対するバルブ開度特性を示した特性図で、図5はエンジン回転数の変化に対する吸入空気の体積効率の推移を示したグラフである。なお、図3の制御ルーチンは、所定の制御周期毎に繰り返し実行される。
図3の制御ルーチンが起動するタイミングになると、先ず、イグニッションスイッチがオン(IG・ON)されているか否かを判定する(ステップS1)。この判定結果がNOの場合には、図3の制御ルーチンを終了する。
また、ステップS1の判定結果がYESの場合、つまりイグニッションスイッチがオン(IG・ON)されている場合には、各種センサより出力される出力信号に基づいてエンジンの運転状況(運転状態)を検出(算出)する。特に、クランク角度センサ41より出力されたNEパルス信号の間隔時間を計測することによってエンジン回転数(Ne)を算出する(回転速度検出手段:ステップS2)。
また、ステップS1の判定結果がYESの場合、つまりイグニッションスイッチがオン(IG・ON)されている場合には、各種センサより出力される出力信号に基づいてエンジンの運転状況(運転状態)を検出(算出)する。特に、クランク角度センサ41より出力されたNEパルス信号の間隔時間を計測することによってエンジン回転数(Ne)を算出する(回転速度検出手段:ステップS2)。
次に、エンジンの運転状況、特にエンジン回転数(Ne)に基づいて、可変吸気装置の目標バルブ開度(θt)を算出する。具体的には、エンジン回転数(Ne)と目標バルブ開度(θt)との関係を予め実験等により求めて作成した目標バルブ開度マップ(図4参照)、あるいはエンジン回転数(Ne)と吸入空気の体積効率(理論上または実際の空気体積効率)との関係を予め実験等により求めて作成した体積効率マップ(図5参照)または演算式{θt=F(Ne)}を用いて目標バルブ開度(θt)を算出する(ステップS3)。
次に、バルブ開度センサより出力された出力信号(検出信号)に基づいて、吸気制御弁の実バルブ開度を算出する(バルブ開度検出手段:ステップS4)。
次に、実バルブ開度と目標バルブ開度(θt)との偏差に基づいて、吸気制御弁のバルブ31を開弁作動方向または閉弁作動方向に動作させるバルブ駆動信号を設定(算出)する(ステップS5)。
次に、算出されたバルブ駆動信号(供給電力)をモータ駆動回路を介してアクチュエータ33の電動モータに供給(出力)する(ステップS6)。その後に、図3の制御ルーチンを終了する。
次に、バルブ開度センサより出力された出力信号(検出信号)に基づいて、吸気制御弁の実バルブ開度を算出する(バルブ開度検出手段:ステップS4)。
次に、実バルブ開度と目標バルブ開度(θt)との偏差に基づいて、吸気制御弁のバルブ31を開弁作動方向または閉弁作動方向に動作させるバルブ駆動信号を設定(算出)する(ステップS5)。
次に、算出されたバルブ駆動信号(供給電力)をモータ駆動回路を介してアクチュエータ33の電動モータに供給(出力)する(ステップS6)。その後に、図3の制御ルーチンを終了する。
次に、本実施例のECU10に内蔵されたマイクロコンピュータによるバルブ開度制御の詳細を図4および図5に基づいて説明する。
マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41のNEパルス信号に基づいて測定されたエンジン回転数(Ne)が、第1切替回転数aよりも低回転数域(低速回転領域)の場合には、可変制御弁の目標バルブ開度(θt)を全閉開度に設定するように、電動モータへの供給電力を可変制御する。例えば電動モータへの電力供給を停止する。
また、マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41のNEパルス信号に基づいて測定されたエンジン回転数(Ne)が、第1切替回転数aから第2切替回転数bへ移行する中間の回転数域(回転領域)の場合、すなわち、エンジン回転数(Ne)が第1切替回転数aと第2切替回転数bとの間にある場合には、バルブ全閉開度からバルブ全開開度に向けてエンジン回転数に対応して目標バルブ開度(θt)を連続可変する。つまり、エンジン回転数の上昇に伴ってバルブ31を徐々に開くように、電動モータへの供給電力を可変制御する。これにより、吸気制御弁のバルブ31は、エンジン回転数に応じ、リニアに所定の中間開度(全閉開度と全開開度との中間の開度)に制御される。
マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41のNEパルス信号に基づいて測定されたエンジン回転数(Ne)が、第1切替回転数aよりも低回転数域(低速回転領域)の場合には、可変制御弁の目標バルブ開度(θt)を全閉開度に設定するように、電動モータへの供給電力を可変制御する。例えば電動モータへの電力供給を停止する。
また、マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41のNEパルス信号に基づいて測定されたエンジン回転数(Ne)が、第1切替回転数aから第2切替回転数bへ移行する中間の回転数域(回転領域)の場合、すなわち、エンジン回転数(Ne)が第1切替回転数aと第2切替回転数bとの間にある場合には、バルブ全閉開度からバルブ全開開度に向けてエンジン回転数に対応して目標バルブ開度(θt)を連続可変する。つまり、エンジン回転数の上昇に伴ってバルブ31を徐々に開くように、電動モータへの供給電力を可変制御する。これにより、吸気制御弁のバルブ31は、エンジン回転数に応じ、リニアに所定の中間開度(全閉開度と全開開度との中間の開度)に制御される。
ここで、エンジン回転数(Ne)が第1切替回転数aから第2切替回転数bへ移行する中間の回転数域の場合には、エンジン回転数(Ne)が上昇する程、エンジン回転数(Ne)の変化に対する吸気制御弁のバルブ開度変化率が大きくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。すなわち、エンジン回転数(Ne)が第1切替回転数aと第2切替回転数bとの間にある場合には、吸気制御弁の実バルブ開度がバルブ全開開度に近い程、エンジン回転数の変化に対する目標バルブ開度特性(曲線)の勾配(傾き)が大きくなる。
また、エンジン回転数(Ne)が第2切替回転数bから第1切替回転数aへ移行する中間の回転数域の場合には、エンジン回転数(Ne)が低下する程、エンジン回転数(Ne)の変化に対する吸気制御弁のバルブ開度変化率が小さくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。すなわち、エンジン回転数(Ne)が第1切替回転数aと第2切替回転数bとの間にある場合には、吸気制御弁の実バルブ開度がバルブ全閉開度に近い程、エンジン回転数の変化に対する目標バルブ開度特性(曲線)の勾配(傾き)が小さくなる。
また、エンジン回転数(Ne)が第2切替回転数bから第1切替回転数aへ移行する中間の回転数域の場合には、エンジン回転数(Ne)が低下する程、エンジン回転数(Ne)の変化に対する吸気制御弁のバルブ開度変化率が小さくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。すなわち、エンジン回転数(Ne)が第1切替回転数aと第2切替回転数bとの間にある場合には、吸気制御弁の実バルブ開度がバルブ全閉開度に近い程、エンジン回転数の変化に対する目標バルブ開度特性(曲線)の勾配(傾き)が小さくなる。
マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41のNEパルス信号に基づいて測定されたエンジン回転数(Ne)が、第2切替回転数(または第3切替回転数)bの場合には、可変制御弁の目標バルブ開度(θt)を全開開度に設定するように、電動モータへの供給電力を可変制御する。例えば電動モータへの供給電力を所定値以上に維持する。
また、マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41のNEパルス信号に基づいて測定されたエンジン回転数(Ne)が、第3切替回転数bから第4切替回転数cへ移行する中間の回転数域の場合、すなわち、エンジン回転数(Ne)が第3切替回転数bと第4切替回転数cとの間にある場合には、バルブ全開開度からバルブ全閉開度に向けてエンジン回転数に対応して目標バルブ開度(θt)を連続可変する。つまり、エンジン回転数の上昇に伴ってバルブ31を徐々に閉じるように、電動モータへの供給電力を可変制御する。これにより、吸気制御弁のバルブ31は、エンジン回転数に応じ、リニアに所定の中間開度に制御される。
また、マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41のNEパルス信号に基づいて測定されたエンジン回転数(Ne)が、第3切替回転数bから第4切替回転数cへ移行する中間の回転数域の場合、すなわち、エンジン回転数(Ne)が第3切替回転数bと第4切替回転数cとの間にある場合には、バルブ全開開度からバルブ全閉開度に向けてエンジン回転数に対応して目標バルブ開度(θt)を連続可変する。つまり、エンジン回転数の上昇に伴ってバルブ31を徐々に閉じるように、電動モータへの供給電力を可変制御する。これにより、吸気制御弁のバルブ31は、エンジン回転数に応じ、リニアに所定の中間開度に制御される。
ここで、エンジン回転数(Ne)が第3切替回転数bから第4切替回転数cへ移行する中間の回転数域の場合には、エンジン回転数(Ne)が上昇する程、エンジン回転数(Ne)の変化に対する吸気制御弁のバルブ開度変化率が小さくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。すなわち、エンジン回転数(Ne)が第3切替回転数bと第4切替回転数cとの間にある場合には、吸気制御弁の実バルブ開度がバルブ全閉開度に近い程、エンジン回転数の変化に対する目標バルブ開度特性(曲線)の勾配(傾き)が小さくなる。
また、エンジン回転数(Ne)が第4切替回転数cから第3切替回転数bへ移行する中間の回転数域の場合には、エンジン回転数(Ne)が低下する程、エンジン回転数(Ne)の変化に対する吸気制御弁のバルブ開度変化率が大きくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。すなわち、エンジン回転数(Ne)が第3切替回転数bと第4切替回転数cとの間にある場合には、吸気制御弁の実バルブ開度がバルブ全開開度に近い程、エンジン回転数の変化に対する目標バルブ開度特性(曲線)の勾配(傾き)が大きくなる。
また、エンジン回転数(Ne)が第4切替回転数cから第3切替回転数bへ移行する中間の回転数域の場合には、エンジン回転数(Ne)が低下する程、エンジン回転数(Ne)の変化に対する吸気制御弁のバルブ開度変化率が大きくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。すなわち、エンジン回転数(Ne)が第3切替回転数bと第4切替回転数cとの間にある場合には、吸気制御弁の実バルブ開度がバルブ全開開度に近い程、エンジン回転数の変化に対する目標バルブ開度特性(曲線)の勾配(傾き)が大きくなる。
マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41のNEパルス信号に基づいて測定されたエンジン回転数(Ne)が、第4切替回転数cよりも高回転数域(高速回転領域)で、且つ第5切替回転数dよりも低回転数域(低速回転領域)の場合、つまり第4切替回転数cと第5切替回転数dとの間の中速回転領域の場合には、可変制御弁の目標バルブ開度(θt)を全閉開度に設定するように、電動モータへの供給電力を可変制御する。例えば電動モータへの電力供給を停止する。
また、マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41のNEパルス信号に基づいて測定されたエンジン回転数(Ne)が、第5切替回転数dから第6切替回転数eへ移行する中間の回転数域(回転領域)の場合、すなわち、エンジン回転数(Ne)が第5切替回転数dと第6切替回転数eとの間にある場合には、バルブ全閉開度からバルブ全開開度に向けてエンジン回転数に対応して目標バルブ開度(θt)を連続可変する。つまり、エンジン回転数の上昇に伴ってバルブ31を徐々に開くように、電動モータへの供給電力を可変制御する。これにより、吸気制御弁のバルブ31は、エンジン回転数に応じ、リニアに所定の中間開度に制御される。
また、マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41のNEパルス信号に基づいて測定されたエンジン回転数(Ne)が、第5切替回転数dから第6切替回転数eへ移行する中間の回転数域(回転領域)の場合、すなわち、エンジン回転数(Ne)が第5切替回転数dと第6切替回転数eとの間にある場合には、バルブ全閉開度からバルブ全開開度に向けてエンジン回転数に対応して目標バルブ開度(θt)を連続可変する。つまり、エンジン回転数の上昇に伴ってバルブ31を徐々に開くように、電動モータへの供給電力を可変制御する。これにより、吸気制御弁のバルブ31は、エンジン回転数に応じ、リニアに所定の中間開度に制御される。
ここで、エンジン回転数(Ne)が第5切替回転数dから第6切替回転数eへ移行する中間の回転数域の場合には、エンジン回転数(Ne)が上昇する程、エンジン回転数(Ne)の変化に対する吸気制御弁のバルブ開度変化率が大きくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。すなわち、エンジン回転数(Ne)が第5切替回転数dと第6切替回転数eとの間にある場合には、吸気制御弁の実バルブ開度がバルブ全開開度に近い程、エンジン回転数の変化に対する目標バルブ開度特性(曲線)の勾配(傾き)が大きくなる。
また、エンジン回転数(Ne)が第6切替回転数eから第5切替回転数dへ移行する中間の回転数域の場合には、エンジン回転数(Ne)が低下する程、エンジン回転数(Ne)の変化に対する吸気制御弁のバルブ開度変化率が小さくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。すなわち、エンジン回転数(Ne)が第5切替回転数dと第6切替回転数eとの間にある場合には、吸気制御弁の実バルブ開度がバルブ全閉開度に近い程、エンジン回転数の変化に対する目標バルブ開度特性(曲線)の勾配(傾き)が小さくなる。
マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41のNEパルス信号に基づいて測定されたエンジン回転数(Ne)が、第6切替回転数eよりも高回転数域(高速回転領域)の場合には、可変制御弁の目標バルブ開度(θt)を全開開度に設定するように、電動モータへの供給電力を可変制御する。例えば電動モータへの供給電力を所定値以上に維持する。
また、エンジン回転数(Ne)が第6切替回転数eから第5切替回転数dへ移行する中間の回転数域の場合には、エンジン回転数(Ne)が低下する程、エンジン回転数(Ne)の変化に対する吸気制御弁のバルブ開度変化率が小さくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。すなわち、エンジン回転数(Ne)が第5切替回転数dと第6切替回転数eとの間にある場合には、吸気制御弁の実バルブ開度がバルブ全閉開度に近い程、エンジン回転数の変化に対する目標バルブ開度特性(曲線)の勾配(傾き)が小さくなる。
マイクロコンピュータは、クランク角度センサ41のNEパルス信号に基づいて測定されたエンジン回転数(Ne)が、第6切替回転数eよりも高回転数域(高速回転領域)の場合には、可変制御弁の目標バルブ開度(θt)を全開開度に設定するように、電動モータへの供給電力を可変制御する。例えば電動モータへの供給電力を所定値以上に維持する。
[実施例1の作用]
次に、本実施例の内燃機関の可変吸気装置の作用を図1ないし図5に基づいて簡単に説明する。
次に、本実施例の内燃機関の可変吸気装置の作用を図1ないし図5に基づいて簡単に説明する。
イグニッションスイッチがオン(IG・ON)されると、スロットルバルブ11のスロットル開度に応じて、エアクリーナの外気導入口から外気を吸入し、エンジンが運転を開始する。
このとき、エンジンの特定気筒が排気行程から、吸気バルブが開弁し、ピストンが下降する吸気行程に移行すると、ピストンの下降に伴って当該気筒の燃焼室内の負圧(大気圧よりも低い圧力)が大きくなり、開弁している吸気ポートから燃焼室内に混合気が吸い込まれる。また、エンジンは、吸気バルブの開閉作動およびピストンの昇降運動を実施することで、吸気行程、圧縮行程、膨張(燃焼)行程、排気行程の4つの行程(ストローク)を順次繰り返すため、吸気ダクト内の全体に吸入空気の振動、つまり吸気脈動が発生する。
このとき、エンジンの特定気筒が排気行程から、吸気バルブが開弁し、ピストンが下降する吸気行程に移行すると、ピストンの下降に伴って当該気筒の燃焼室内の負圧(大気圧よりも低い圧力)が大きくなり、開弁している吸気ポートから燃焼室内に混合気が吸い込まれる。また、エンジンは、吸気バルブの開閉作動およびピストンの昇降運動を実施することで、吸気行程、圧縮行程、膨張(燃焼)行程、排気行程の4つの行程(ストローク)を順次繰り返すため、吸気ダクト内の全体に吸入空気の振動、つまり吸気脈動が発生する。
そして、吸入空気の圧力波(脈動波)のうち正圧波を適切なタイミングで燃焼室内に導入することで吸入効率、つまり燃焼室内への吸入空気の体積効率を高めることができる。 そこで、本実施例の可変吸気装置においては、吸入空気の圧力波を燃焼室内に導入するタイミングを、サージタンク6のサージタンク室15から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23までの吸気通路断面積をエンジンの運転状況(特にエンジン回転数)の変化に対応して変更することにより調整している。
例えばエンジンの運転状況(特にエンジン回転数)の変化に対応して、吸気制御弁のバルブ開度を連続的(リニア)に可変することで、エンジンの低速回転領域(低回転数域)から中速回転領域(中回転数域)を経て高速回転領域(高回転数域)までの全回転領域(全運転領域)に渡って、吸入空気の動的効果、つまり慣性効果や脈動効果を有効に利用することができる。これにより、エンジンの各気筒毎の燃焼室に吸い込まれる吸入効率、つまり体積効率を高めることができるので、エンジン出力、特にエンジン出力トルクを向上できる。
例えばエンジンの運転状況(特にエンジン回転数)の変化に対応して、吸気制御弁のバルブ開度を連続的(リニア)に可変することで、エンジンの低速回転領域(低回転数域)から中速回転領域(中回転数域)を経て高速回転領域(高回転数域)までの全回転領域(全運転領域)に渡って、吸入空気の動的効果、つまり慣性効果や脈動効果を有効に利用することができる。これにより、エンジンの各気筒毎の燃焼室に吸い込まれる吸入効率、つまり体積効率を高めることができるので、エンジン出力、特にエンジン出力トルクを向上できる。
ここで、本実施例の内燃機関の可変吸気装置においては、図4および図5に示したように、エンジン回転数(Ne)が第1切替回転数aよりも低回転数域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が第4切替回転数cよりも高回転数域で、且つ第5切替回転数dよりも低回転数域の場合、吸気制御弁の目標バルブ開度{θt=F(Ne)}を全閉開度に設定する。
このような吸気制御弁のバルブ全閉時には、吸気バルブが開弁した当該気筒において、電子スロットル装置からインテークダクト14および吸気導入口16を経てサージタンク室15内に導入された吸入空気が、サージタンク6のサージタンク室15の壁面で開口した第1入口ポート17から第1分岐吸気通路21のみに流入する。そして、第1分岐吸気通路21に流入した吸入空気は、吸気バルブが開弁している吸気ポートに連通する共通吸気通路24から燃焼室内に導入される。
このとき、サージタンク6のサージタンク室15から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23までの吸気通路長は、比較的に長い通路長となる。
このような吸気制御弁のバルブ全閉時には、吸気バルブが開弁した当該気筒において、電子スロットル装置からインテークダクト14および吸気導入口16を経てサージタンク室15内に導入された吸入空気が、サージタンク6のサージタンク室15の壁面で開口した第1入口ポート17から第1分岐吸気通路21のみに流入する。そして、第1分岐吸気通路21に流入した吸入空気は、吸気バルブが開弁している吸気ポートに連通する共通吸気通路24から燃焼室内に導入される。
このとき、サージタンク6のサージタンク室15から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23までの吸気通路長は、比較的に長い通路長となる。
また、本実施例の内燃機関の可変吸気装置においては、図4および図5に示したように、エンジン回転数(Ne)が第2切替回転数(または第3切替回転数)bの場合、あるいは第6切替回転数eよりも高回転数域の場合、吸気制御弁の目標バルブ開度{θt=F(Ne)}を全開開度に設定する。
このような吸気制御弁のバルブ全開時には、吸気バルブが開弁した当該気筒において、電子スロットル装置からインテークダクト14および吸気導入口16を経てサージタンク室15内に導入された吸入空気が、サージタンク6のサージタンク室15の壁面で分岐した2つの第1、第2入口ポート17、18から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の両方に流入する。そして、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の両方に流入した吸入空気は、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22を通過して合流部23で合流し、吸気バルブが開弁している吸気ポートに連通する共通吸気通路24から燃焼室内に導入される。なお、本実施例の可変吸気装置では、第1分岐吸気通路21よりも第2分岐吸気通路22の方が吸気通路長が短く、第2分岐吸気通路22を通過する吸入空気の圧力損失(通風抵抗)の方が第1分岐吸気通路21を通過する吸入空気の圧力損失(通風抵抗)よりも小さいため、サージタンク室15内に導入される吸入空気は、第1分岐吸気通路21よりも第2分岐吸気通路22の方に流れ込み易い。
このとき、サージタンク6のサージタンク室15から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23までの吸気通路長は、比較的に短い通路長となる。また、サージタンク6のサージタンク室15から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23までの吸気通路断面積は、第1分岐吸気通路21のみが開放されている場合と比べて広い断面積となる。
このような吸気制御弁のバルブ全開時には、吸気バルブが開弁した当該気筒において、電子スロットル装置からインテークダクト14および吸気導入口16を経てサージタンク室15内に導入された吸入空気が、サージタンク6のサージタンク室15の壁面で分岐した2つの第1、第2入口ポート17、18から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の両方に流入する。そして、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の両方に流入した吸入空気は、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22を通過して合流部23で合流し、吸気バルブが開弁している吸気ポートに連通する共通吸気通路24から燃焼室内に導入される。なお、本実施例の可変吸気装置では、第1分岐吸気通路21よりも第2分岐吸気通路22の方が吸気通路長が短く、第2分岐吸気通路22を通過する吸入空気の圧力損失(通風抵抗)の方が第1分岐吸気通路21を通過する吸入空気の圧力損失(通風抵抗)よりも小さいため、サージタンク室15内に導入される吸入空気は、第1分岐吸気通路21よりも第2分岐吸気通路22の方に流れ込み易い。
このとき、サージタンク6のサージタンク室15から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23までの吸気通路長は、比較的に短い通路長となる。また、サージタンク6のサージタンク室15から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23までの吸気通路断面積は、第1分岐吸気通路21のみが開放されている場合と比べて広い断面積となる。
また、本実施例の内燃機関の可変吸気装置においては、図4および図5に示したように、エンジン回転数(Ne)が低速回転領域(第1切替回転数a)から中速回転領域(第2切替回転数b)に移行する中間の回転領域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が中速回転領域(第5切替回転数d)から高速回転領域(第6切替回転数e)に移行する中間の回転領域の場合、吸気制御弁の目標バルブ開度{θt=F(Ne)}を連続的(リニア)に可変する所定の中間開度に設定する。つまり、エンジン回転数(Ne)の上昇に伴って徐々にバルブ31を開く。また、エンジン回転数(Ne)の下降に伴って徐々にバルブ31を閉じる。
また、本実施例の内燃機関の可変吸気装置においては、図4および図5に示したように、エンジン回転数(Ne)が第1中速回転領域(第3切替回転数b)から第2中速回転領域(第4切替回転数c)に移行する中間の回転領域の場合、吸気制御弁の目標バルブ開度{θt=F(Ne)}を連続的(リニア)に可変する所定の中間開度に設定する。つまり、エンジン回転数(Ne)の上昇に伴って徐々にバルブ31を閉じる。また、エンジン回転数(Ne)の下降に伴って徐々にバルブ31を開く。
また、本実施例の内燃機関の可変吸気装置においては、図4および図5に示したように、エンジン回転数(Ne)が第1中速回転領域(第3切替回転数b)から第2中速回転領域(第4切替回転数c)に移行する中間の回転領域の場合、吸気制御弁の目標バルブ開度{θt=F(Ne)}を連続的(リニア)に可変する所定の中間開度に設定する。つまり、エンジン回転数(Ne)の上昇に伴って徐々にバルブ31を閉じる。また、エンジン回転数(Ne)の下降に伴って徐々にバルブ31を開く。
このような吸気制御弁のバルブ中間開度の時には、吸気バルブが開弁した当該気筒において、電子スロットル装置からインテークダクト14および吸気導入口16を経てサージタンク室15内に導入された吸入空気が、サージタンク6のサージタンク室15の壁面で分岐した2つの第1、第2入口ポート17、18から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の両方に流入する。そして、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の両方に流入した吸入空気は、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22を通過して合流部23で合流し、吸気バルブが開弁している吸気ポートに連通する共通吸気通路24から燃焼室内に導入される。
なお、バルブ中間開度の時には、吸気制御弁のバルブ31の開度に応じて、サージタンク6のサージタンク室15から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23までの吸気通路断面積が連続的に変更される。
なお、バルブ中間開度の時には、吸気制御弁のバルブ31の開度に応じて、サージタンク6のサージタンク室15から2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23までの吸気通路断面積が連続的に変更される。
[実施例1の効果]
先ず、エンジン回転数(Ne)が第1切替回転数aよりも低回転数域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が第4切替回転数cよりも高回転数域で、且つ第5切替回転数dよりも低回転数域の場合、吸気制御弁のバルブ31を全閉して第2分岐吸気通路22を閉鎖することにより、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22のうちの第1分岐吸気通路21のみを通って、エンジンの各気筒毎の燃焼室に吸入空気が導入される。
このような吸気制御弁のバルブ全閉時には、エンジンの各気筒毎の燃焼室に吸入空気がより多く吸い込まれるように、つまり体積効率が高まるように、吸気通路長および吸気通路断面積が設定される。
したがって、エンジン回転数(Ne)が第1切替回転数aよりも低回転数域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が第4切替回転数cよりも高回転数域で、且つ第5切替回転数dよりも低回転数域の場合において、高い慣性過給効果が得られる。
先ず、エンジン回転数(Ne)が第1切替回転数aよりも低回転数域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が第4切替回転数cよりも高回転数域で、且つ第5切替回転数dよりも低回転数域の場合、吸気制御弁のバルブ31を全閉して第2分岐吸気通路22を閉鎖することにより、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22のうちの第1分岐吸気通路21のみを通って、エンジンの各気筒毎の燃焼室に吸入空気が導入される。
このような吸気制御弁のバルブ全閉時には、エンジンの各気筒毎の燃焼室に吸入空気がより多く吸い込まれるように、つまり体積効率が高まるように、吸気通路長および吸気通路断面積が設定される。
したがって、エンジン回転数(Ne)が第1切替回転数aよりも低回転数域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が第4切替回転数cよりも高回転数域で、且つ第5切替回転数dよりも低回転数域の場合において、高い慣性過給効果が得られる。
また、エンジン回転数(Ne)が第2切替回転数(または第3切替回転数)bの場合、あるいは第6切替回転数eよりも高回転数域の場合、吸気制御弁のバルブ31を全開して第2分岐吸気通路22を開放することにより、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の両方の吸気通路を通って、エンジンの各気筒毎の燃焼室に吸入空気が導入される。
このような吸気制御弁のバルブ全開時には、エンジンの各気筒毎の燃焼室に吸入空気がより多く吸い込まれるように、つまり体積効率が高まるように、吸気通路長および吸気通路断面積が設定される。
したがって、エンジン回転数(Ne)が第2切替回転数(または第3切替回転数)bの場合、あるいは第6切替回転数eよりも高回転数域の場合において、高い慣性過給効果が得られる。
このような吸気制御弁のバルブ全開時には、エンジンの各気筒毎の燃焼室に吸入空気がより多く吸い込まれるように、つまり体積効率が高まるように、吸気通路長および吸気通路断面積が設定される。
したがって、エンジン回転数(Ne)が第2切替回転数(または第3切替回転数)bの場合、あるいは第6切替回転数eよりも高回転数域の場合において、高い慣性過給効果が得られる。
また、エンジン回転数(Ne)が低速回転領域(第1切替回転数a)から中速回転領域(第2切替回転数b)に移行する中間の回転領域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が第1中速回転領域(第3切替回転数b)から第2中速回転領域(第4切替回転数c)に移行する中間の回転領域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が中速回転領域(第5切替回転数d)から高速回転領域(第6切替回転数e)に移行する中間の回転領域の場合、吸気制御弁のバルブ開度(実バルブ開度、目標バルブ開度)を、エンジン回転数の変化に対応して連続的に可変することにより、エンジン回転数の変化に対応して、より多くの吸入空気がエンジンの各気筒毎の燃焼室に吸い込まれるように、つまり体積効率が高まるように、吸気通路長および吸気通路断面積が設定される。
したがって、エンジン回転数(Ne)が低速回転領域(第1切替回転数a)から中速回転領域(第2切替回転数b)に移行する中間の回転領域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が第1中速回転領域(第3切替回転数b)から第2中速回転領域(第4切替回転数c)に移行する中間の回転領域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が中速回転領域(第5切替回転数d)から高速回転領域(第6切替回転数e)に移行する中間の回転領域の場合において、高い慣性過給効果が得られる(図5に示した斜線部分が従来技術の体積効率(図9)に対する体積効率上昇分(効果)となる)。
したがって、エンジン回転数(Ne)が低速回転領域(第1切替回転数a)から中速回転領域(第2切替回転数b)に移行する中間の回転領域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が第1中速回転領域(第3切替回転数b)から第2中速回転領域(第4切替回転数c)に移行する中間の回転領域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が中速回転領域(第5切替回転数d)から高速回転領域(第6切替回転数e)に移行する中間の回転領域の場合において、高い慣性過給効果が得られる(図5に示した斜線部分が従来技術の体積効率(図9)に対する体積効率上昇分(効果)となる)。
以上のように、本実施例の内燃機関の吸気制御装置、特に可変吸気装置においては、低速回転領域(低回転数域)から高速回転領域(高回転数域)までの全運転領域(全回転領域)に渡って、高い慣性過給効果が得られるので、この慣性過給効果を有効に利用して、エンジンの体積効率を高めることができる。これにより、低中速回転領域から中高速回転領域に移行する中間の回転領域における、エンジンの体積効率およびエンジン出力(エンジン出力トルクカーブ)の落ち込みを防止することが可能となる。したがって、低速回転領域(低回転数域)から高速回転領域(高回転数域)までの全運転領域(全回転領域)に渡って、落ち込みの少ないエンジン出力トルクカーブを得ることができる。
また、エンジン回転数(Ne)が低速回転領域(第1切替回転数a)から中速回転領域(第2切替回転数b)に移行する中間の回転領域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が中速回転領域(第5切替回転数d)から高速回転領域(第6切替回転数e)に移行する中間の回転領域の場合には、エンジン回転数が上昇する程、エンジン回転数の変化に対するバルブ開度変化率が大きくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。これにより、エンジン回転数の変化に吸気制御弁のバルブ開度、つまりエンジンの体積効率およびエンジン出力(特にエンジン出力トルク)を合わせ込むことが可能となるので、エンジン回転数の変化に適合した慣性過給効果を得ることができる。
また、エンジン回転数(Ne)が第1中速回転領域(第3切替回転数b)から第2中速回転領域(第4切替回転数c)に移行する中間の回転領域の場合には、エンジン回転数が上昇する程、エンジン回転数の変化に対するバルブ開度変化率が小さくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。これにより、エンジン回転数の変化に吸気制御弁のバルブ開度、つまりエンジンの体積効率およびエンジン出力(特にエンジン出力トルク)を合わせ込むことが可能となるので、エンジン回転数の変化に適合した慣性過給効果を得ることができる。
また、エンジン回転数(Ne)が第1中速回転領域(第3切替回転数b)から第2中速回転領域(第4切替回転数c)に移行する中間の回転領域の場合には、エンジン回転数が上昇する程、エンジン回転数の変化に対するバルブ開度変化率が小さくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。これにより、エンジン回転数の変化に吸気制御弁のバルブ開度、つまりエンジンの体積効率およびエンジン出力(特にエンジン出力トルク)を合わせ込むことが可能となるので、エンジン回転数の変化に適合した慣性過給効果を得ることができる。
図6および図7は本発明の実施例2を示したもので、図6はエンジン回転数に対するバルブ開度特性を示した特性図で、図7はエンジン回転数の変化に対する吸入空気の体積効率の推移を示したグラフである。
本実施例の内燃機関の吸気制御装置、特に可変吸気装置においては、エンジン回転数(Ne)が第1切替回転数aよりも低回転数域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が第4切替回転数cよりも高回転数域で、且つ第5切替回転数dよりも低回転数域の場合、吸気制御弁の目標バルブ開度(θt)を全閉開度に設定することにより、実施例1と同様に、高い慣性過給効果が得られるので、エンジンの体積効率を高めることができる。
また、エンジン回転数(Ne)が第2切替回転数(または第3切替回転数)bの場合、あるいは第6切替回転数eよりも高回転数域の場合、吸気制御弁の目標バルブ開度(θt)を全開開度に設定することにより、実施例1と同様に、高い慣性過給効果が得られるので、エンジンの体積効率を高めることができる。
また、エンジン回転数(Ne)が第2切替回転数(または第3切替回転数)bの場合、あるいは第6切替回転数eよりも高回転数域の場合、吸気制御弁の目標バルブ開度(θt)を全開開度に設定することにより、実施例1と同様に、高い慣性過給効果が得られるので、エンジンの体積効率を高めることができる。
また、エンジン回転数(Ne)が低速回転領域(第1切替回転数a)から中速回転領域(第2切替回転数b)に移行する中間の回転領域の場合、吸気制御弁の目標バルブ開度(θt)を、エンジン回転数の変化に対応して段階的に可変している。具体的には、エンジン回転数の上昇に伴って、吸気制御弁のバルブ開度が少なくとも4段階以上(5段階または6段階)に変化するように、吸気制御弁の目標バルブ開度(θt)を設定している。したがって、エンジン回転数(Ne)が低速回転領域(第1切替回転数a)から中速回転領域(第2切替回転数b)に移行する中間の回転領域の場合において、高い慣性過給効果が得られる。
また、エンジン回転数(Ne)が低速回転領域(第1切替回転数a)から中速回転領域(第2切替回転数b)に移行する中間の回転領域の場合には、エンジン回転数が上昇する程、エンジン回転数の変化に対するバルブ開度変化率が大きくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。これにより、実施例1と同様に、エンジン回転数の変化に適合した慣性過給効果を得ることができる。
また、エンジン回転数(Ne)が低速回転領域(第1切替回転数a)から中速回転領域(第2切替回転数b)に移行する中間の回転領域の場合には、エンジン回転数が上昇する程、エンジン回転数の変化に対するバルブ開度変化率が大きくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。これにより、実施例1と同様に、エンジン回転数の変化に適合した慣性過給効果を得ることができる。
また、エンジン回転数(Ne)が第1中速回転領域(第3切替回転数b)から第2中速回転領域(第4切替回転数c)に移行する中間の回転領域の場合、吸気制御弁の目標バルブ開度(θt)を、エンジン回転数の変化に対応して段階的に可変している。具体的には、エンジン回転数の上昇に伴って、吸気制御弁のバルブ開度が少なくとも2段階以上(3段階または4段階)に変化するように、吸気制御弁の目標バルブ開度(θt)を設定している。したがって、エンジン回転数(Ne)が第1中速回転領域(第3切替回転数b)から第2中速回転領域(第4切替回転数c)に移行する中間の回転領域の場合において、高い慣性過給効果が得られる。
また、エンジン回転数(Ne)が第1中速回転領域(第3切替回転数b)から第2中速回転領域(第4切替回転数c)に移行する中間の回転領域の場合には、エンジン回転数が上昇する程、エンジン回転数の変化に対するバルブ開度変化率が小さくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。これにより、実施例1と同様に、エンジン回転数の変化に適合した慣性過給効果を得ることができる。
また、エンジン回転数(Ne)が第1中速回転領域(第3切替回転数b)から第2中速回転領域(第4切替回転数c)に移行する中間の回転領域の場合には、エンジン回転数が上昇する程、エンジン回転数の変化に対するバルブ開度変化率が小さくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。これにより、実施例1と同様に、エンジン回転数の変化に適合した慣性過給効果を得ることができる。
また、エンジン回転数(Ne)が中速回転領域(第5切替回転数d)から高速回転領域(第6切替回転数e)に移行する中間の回転領域の場合、吸気制御弁の目標バルブ開度(θt)を、エンジン回転数の変化に対応して段階的に可変している。具体的には、エンジン回転数の上昇に伴って、吸気制御弁のバルブ開度が少なくとも4段階以上(5段階または6段階)に変化するように、吸気制御弁の目標バルブ開度(θt)を設定している。したがって、エンジン回転数(Ne)が中速回転領域(第5切替回転数d)から高速回転領域(第6切替回転数e)に移行する中間の回転領域の場合において、高い慣性過給効果が得られる(図7に示した斜線部分が従来技術の体積効率(図9)に対する体積効率上昇分(効果)となる:但し、5段階の場合を示す)。
また、エンジン回転数(Ne)が中速回転領域(第5切替回転数d)から高速回転領域(第6切替回転数e)に移行する中間の回転領域の場合には、エンジン回転数が上昇する程、エンジン回転数の変化に対するバルブ開度変化率が大きくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。これにより、実施例1と同様に、エンジン回転数の変化に適合した慣性過給効果を得ることができる。
また、エンジン回転数(Ne)が中速回転領域(第5切替回転数d)から高速回転領域(第6切替回転数e)に移行する中間の回転領域の場合には、エンジン回転数が上昇する程、エンジン回転数の変化に対するバルブ開度変化率が大きくなるように、目標バルブ開度(θt)が設定される。これにより、実施例1と同様に、エンジン回転数の変化に適合した慣性過給効果を得ることができる。
以上のように、本実施例の内燃機関の吸気制御装置、特に可変吸気装置においては、実施例1と同様に、低速回転領域(低回転数域)から高速回転領域(高回転数域)までの全運転領域(全回転領域)に渡って、高い慣性過給効果が得られるので、この慣性過給効果を有効に利用して、エンジンの体積効率を高めることができる。これにより、低中速回転領域から中高速回転領域に移行する中間の回転領域における、エンジンの体積効率およびエンジン出力(エンジン出力トルクカーブ)の落ち込みを抑制することが可能となる。したがって、低速回転領域(低回転数域)から高速回転領域(高回転数域)までの全運転領域(全回転領域)に渡って、落ち込みの少ないエンジン出力トルクカーブを得ることができる。
また、本実施例の可変吸気装置は、実施例1よりも簡素なバルブ開度制御で良いため、ソフト、ハードともに低コスト化を図ることができる。
また、本実施例の可変吸気装置は、実施例1よりも簡素なバルブ開度制御で良いため、ソフト、ハードともに低コスト化を図ることができる。
[変形例]
本実施例では、内燃機関(エンジン)の燃焼室に吸い込まれる吸入空気の吸気効率として体積効率を採用しているが、吸入空気の充填効率を用いても良い。また、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5または図7参照)上に示した、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)、およびバルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)を利用して、吸気通路断面積を変更する切替回転数(切替回転速度)を決定しているが、エンジン回転数に対する吸入空気の充填効率線図またはトルク線図上に示した、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する充填効率曲線またはトルク曲線、およびバルブ全開時におけるエンジン回転数に対する充填効率曲線またはトルク曲線を利用して、吸気通路断面積を変更する切替回転数(切替回転速度)を決定しても良い。
本実施例では、内燃機関(エンジン)の燃焼室に吸い込まれる吸入空気の吸気効率として体積効率を採用しているが、吸入空気の充填効率を用いても良い。また、エンジン回転数に対する吸入空気の体積効率線図(図5または図7参照)上に示した、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(A)、およびバルブ全開時におけるエンジン回転数に対する体積効率曲線(B)を利用して、吸気通路断面積を変更する切替回転数(切替回転速度)を決定しているが、エンジン回転数に対する吸入空気の充填効率線図またはトルク線図上に示した、バルブ全閉時におけるエンジン回転数に対する充填効率曲線またはトルク曲線、およびバルブ全開時におけるエンジン回転数に対する充填効率曲線またはトルク曲線を利用して、吸気通路断面積を変更する切替回転数(切替回転速度)を決定しても良い。
本実施例では、吸気通路断面積可変弁(吸気通路制御弁、吸気制御弁)の弁体であるバルブ(吸気通路長切替バルブ)31を駆動するアクチュエータを、電動モータと動力伝達機構(例えば歯車減速機構等)とを含んで構成される電動式アクチュエータ33によって構成したが、吸気制御弁の弁体であるバルブ31を駆動するアクチュエータを、負圧制御弁および電動式バキュームポンプを備えた負圧作動式アクチュエータや、電磁式アクチュエータによって構成しても良い。
本実施例では、第2分岐吸気通路22内において、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23よりも吸気流方向の上流側に平板状バルブ31を設置しているが、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23に平板状バルブ31を設置し、平板状バルブ31によって2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の吸気通路断面積を変更するようにしても良い。
本実施例では、第2分岐吸気通路22内において、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23よりも吸気流方向の上流側に平板状バルブ31を設置しているが、2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の合流部23に平板状バルブ31を設置し、平板状バルブ31によって2つの第1、第2分岐吸気通路21、22の吸気通路断面積を変更するようにしても良い。
本実施例では、エンジン回転数(Ne)が低速回転領域(第1切替回転数a)から中速回転領域(第2切替回転数b)に移行する中間の回転領域の場合、エンジン回転数(Ne)が第1中速回転領域(第3切替回転数b)から第2中速回転領域(第4切替回転数c)に移行する中間の回転領域の場合、エンジン回転数(Ne)が中速回転領域(第5切替回転数d)から高速回転領域(第6切替回転数e)に移行する中間の回転領域の場合、吸気制御弁のバルブ開度を、エンジン回転数の変化に対応して連続的または段階的に可変しているが、エンジン回転数(Ne)が低速回転領域(第1切替回転数a)から中速回転領域(第2切替回転数b)に移行する中間の回転領域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が第1中速回転領域(第3切替回転数b)から第2中速回転領域(第4切替回転数c)に移行する中間の回転領域の場合、あるいはエンジン回転数(Ne)が中速回転領域(第5切替回転数d)から高速回転領域(第6切替回転数e)に移行する中間の回転領域の場合のうちのいずれか1つまたは2つの、吸気制御弁のバルブ開度を、エンジン回転数の変化に対応して連続的または段階的に可変しても良い。
3 インテークマニホールド
4 エンジン本体
6 インテークマニホールドのサージタンク
7 インテークマニホールドの吸気分岐管
10 ECU(制御ユニット、回転速度検出手段)
15 サージタンク室
17 第1分岐吸気通路の第1入口ポート
18 第2分岐吸気通路の第2入口ポート
21 第1分岐吸気通路(第1吸気通路)
22 第2分岐吸気通路(第2吸気通路)
23 2つの第1、第2分岐吸気通路(第1、第2吸気通路)の合流部
31 吸気通路断面積可変弁(吸気制御弁)のバルブ(プレート状バルブ、平板状バルブ)
32 バルブのシャフト
33 アクチュエータ(電動モータを有する電動式アクチュエータ)
41 クランク角度センサ(回転速度検出手段)
4 エンジン本体
6 インテークマニホールドのサージタンク
7 インテークマニホールドの吸気分岐管
10 ECU(制御ユニット、回転速度検出手段)
15 サージタンク室
17 第1分岐吸気通路の第1入口ポート
18 第2分岐吸気通路の第2入口ポート
21 第1分岐吸気通路(第1吸気通路)
22 第2分岐吸気通路(第2吸気通路)
23 2つの第1、第2分岐吸気通路(第1、第2吸気通路)の合流部
31 吸気通路断面積可変弁(吸気制御弁)のバルブ(プレート状バルブ、平板状バルブ)
32 バルブのシャフト
33 アクチュエータ(電動モータを有する電動式アクチュエータ)
41 クランク角度センサ(回転速度検出手段)
Claims (13)
- (a)内燃機関の燃焼室とサージタンクとを連通し、互いに吸気通路長が異なる2つの第1、第2吸気通路を有するダクトと、
(b)前記サージタンクから前記2つの第1、第2吸気通路の合流部または前記内燃機関の燃焼室までの吸気通路長を変更する吸気制御弁と、
(c)この吸気制御弁のバルブを駆動するアクチュエータと、
(d)前記内燃機関の回転速度を検出する回転速度検出手段を有し、
前記吸気制御弁のバルブ開度を、前記回転速度検出手段により検出される前記内燃機関の回転速度の変化に対応して連続的または段階的に可変するように、前記アクチュエータを制御する制御ユニットと
を備えた内燃機関の制御装置。 - 請求項1に記載の内燃機関の制御装置において、
前記制御ユニットは、
前記吸気制御弁のバルブ開度を、前記回転速度検出手段により検出される前記内燃機関の回転速度の変化に対応して設定される目標バルブ開度となるように、前記アクチュエータを制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。 - 請求項2に記載の内燃機関の制御装置において、
前記制御ユニットは、
前記目標バルブ開度を、前記回転速度検出手段により検出される前記内燃機関の回転速度の変化に対応して連続的または段階的に変更することを特徴とする内燃機関の制御装置。 - 請求項2または請求項3に記載の内燃機関の制御装置において、
前記制御ユニットは、
前記内燃機関の回転速度が低中速回転領域から、この低中速回転領域よりも高速側の中高速回転領域へ移行する中間の回転領域のとき、
前記回転速度検出手段により検出される前記内燃機関の回転速度の上昇に伴って、前記吸気制御弁のバルブを全閉するバルブ全閉開度から、前記吸気制御弁のバルブを全開するバルブ全開開度に向けて、前記目標バルブ開度を変更することを特徴とする内燃機関の制御装置。 - 請求項4に記載の内燃機関の制御装置において、
前記制御ユニットは、
前記吸気制御弁のバルブ全閉時における前記内燃機関の回転速度に対する吸入空気の体積効率が所定値のときの前記内燃機関の回転速度を第1切替回転速度とし、
前記吸気制御弁のバルブ全開時における前記内燃機関の回転速度に対する吸入空気の体積効率が所定値のときの前記内燃機関の回転速度を第2切替回転速度とし、
前記中間の回転領域のときとは、前記回転速度検出手段により検出される前記内燃機関の回転速度が、前記第1切替回転速度と前記第2切替回転速度との間にあるときのことであることを特徴とする内燃機関の制御装置。 - 請求項4または請求項5に記載の内燃機関の制御装置において、
前記制御ユニットは、
前記回転速度検出手段により検出される前記内燃機関の回転速度が上昇する程、前記内燃機関の回転速度の変化に対する前記吸気制御弁のバルブ開度変化率が大きくなるように、前記目標バルブ開度を設定することを特徴とする内燃機関の制御装置。 - 請求項2または請求項3に記載の内燃機関の制御装置において、
前記制御ユニットは、
前記内燃機関の回転速度が低中速回転領域から、この低中速回転領域よりも高速側の中高速回転領域へ移行する中間の回転領域のとき、
前記回転速度検出手段により検出される前記内燃機関の回転速度の上昇に伴って、前記吸気制御弁のバルブを全開するバルブ全開開度から、前記吸気制御弁のバルブを全閉するバルブ全閉開度に向けて、前記目標バルブ開度を変更することを特徴とする内燃機関の制御装置。 - 請求項7に記載の内燃機関の制御装置において、
前記制御ユニットは、
前記吸気制御弁のバルブ全開時における前記内燃機関の回転速度に対する吸入空気の体積効率が所定値のときの前記内燃機関の回転速度を第3切替回転速度とし、
前記吸気制御弁のバルブ全閉時における前記内燃機関の回転速度に対する吸入空気の体積効率が所定値のときの前記内燃機関の回転速度を第4切替回転速度とし、
前記中間の回転領域のときとは、前記回転速度検出手段により検出される前記内燃機関の回転速度が、前記第3切替回転速度と前記第4切替回転速度との間にあるときのことであることを特徴とする内燃機関の制御装置。 - 請求項7または請求項8に記載の内燃機関の制御装置において、
前記制御ユニットは、
前記回転速度検出手段により検出される前記内燃機関の回転速度が上昇する程、前記内燃機関の回転速度の変化に対する前記吸気制御弁のバルブ開度変化率が小さくなるように、前記目標バルブ開度を設定することを特徴とする内燃機関の制御装置。 - 請求項1ないし請求項9のうちのいずれか1つに記載の内燃機関の制御装置において、 前記2つの第1、第2吸気通路は、前記サージタンクで分岐し、前記内燃機関の燃焼室よりも上流側で合流することを特徴とする内燃機関の制御装置。
- 請求項1ないし請求項10のうちのいずれか1つに記載の内燃機関の制御装置において、
前記第1吸気通路は、前記サージタンクから前記2つの第1、第2吸気通路の合流部までの吸気通路長が、前記第2吸気通路と比べて長くなっており、
前記第2吸気通路は、前記サージタンクから前記2つの第1、第2吸気通路の合流部までの吸気通路長が、前記第1吸気通路と比べて短くなっていることを特徴とする内燃機関の制御装置。 - 請求項11に記載の内燃機関の制御装置において、
前記吸気制御弁のバルブは、
前記ダクトに対して相対回転して前記第2吸気通路を開閉する回転型のプレート状バルブであって、
前記第2吸気通路内において前記2つの第1、第2吸気通路の合流部よりも上流側に設置されていることを特徴とする内燃機関の制御装置。 - 請求項11または請求項12に記載の内燃機関の制御装置において、
前記制御ユニットは、
前記内燃機関の回転速度が低中速回転領域から、この低中速回転領域よりも高速側の中高速回転領域へ移行する中間の回転領域の場合、前記吸気制御弁のバルブ開度を、前記回転速度検出手段により検出される前記内燃機関の回転速度の変化に対応して連続的または段階的に可変することを特徴とする内燃機関の制御装置。
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JP2008176690A JP2010014079A (ja) | 2008-07-07 | 2008-07-07 | 内燃機関の制御装置 |
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JP2008176690A JP2010014079A (ja) | 2008-07-07 | 2008-07-07 | 内燃機関の制御装置 |
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JP2016079882A (ja) * | 2014-10-16 | 2016-05-16 | マツダ株式会社 | エンジンの吸気装置 |
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DE102015013421B4 (de) * | 2014-10-16 | 2021-06-24 | Mazda Motor Corporation | Ansaugsystem für einen Motor |
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