JP3967555B2

JP3967555B2 - Engine ignition control device

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Publication number: JP3967555B2
Application number: JP2001077525A
Authority: JP
Inventors: 博和清水
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2001-03-19
Filing date: 2001-03-19
Publication date: 2007-08-29
Anticipated expiration: 2021-03-19
Also published as: JP2002276520A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、吸気弁及び排気弁のバルブタイミングが独立して連続的に可変制御されるエンジンの点火制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両用エンジンの燃料噴射制御において、運転性能向上のため、例えば、クランクシャフトに対するカムシャフトの回転位相を変化させることで、吸・排気弁のバルブタイミング（開閉時期）を連続的に可変制御する可変バルブタイミング機構を備えたエンジンがある（特開平１０−１４１０２２号公報等参照）。
【０００３】
上記可変バルブタイミング機構を備えたエンジンにおいて、運転状態の変化に伴いバルブタイミングが変更されると、吸・排気弁のバルブオーバラップ量が変化して内部ＥＧＲ量（残留既燃ガス量）が変化することなどにより、燃焼性（着火遅れ時間等）がする。したがって、前記バルブタイミングの変更による燃焼性変化を考慮して、エンジン点火時期を設定する必要がある。
【０００４】
従来、基本的には機関の運転状態（回転速度や負荷）に応じて吸・排気弁の目標バルブタイミングが設定されるため、運転領域毎に吸・排気弁のバルブタイミングも考慮して基本点火時期を設定することで対応している。
しかしながら、上記吸・排気弁のバルブタイミングを考慮した運転領域毎の点火時期の設定方式では、過渡運転時や一時的な運転変動などによって目標バルブタイミングに対して実際のバルブタイミングがずれることがある。このため、特開平９−２０９８９５号公報に示されるものでは、目標バルブタイミングと実際のバルブタイミングとの偏差に応じて点火時期補正量を設定し、点火時期補正を行うようにしている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上記方式は吸・排気弁の一方のバルブタイミングのみを可変制御するもの（通常は同公報中の実施例のように吸気弁側のみ制御）では、比較的容易に制御できるが、より高い性能向上を得るため吸気弁及び排気弁のバルブタイミングを独立して連続的に可変制御するものに対しては、実用的でない。すなわち、吸気弁および排気弁のそれぞれに対して目標バルブタイミングと実バルブタイミングとの偏差を求め、これら偏差の組み合わせに対して点火時期補正量を設定する極めて複雑な制御が必要となり、メモリへのデータ記憶量も莫大となる。
【０００６】
また、エンジンの回転速度や負荷（燃料噴射量等）が同一であっても別の条件例えばエンジン温度などで目標バルブタイミングを変更しようとする場合などは、さらに制御が複雑化してしまい、実質的に実現が困難である。
本発明は、このような従来の課題に着目してなされたもので、吸気弁及び排気弁のバルブタイミングが独立して連続的に可変制御されるエンジンにおいて、比較的容易な制御で、バルブタイミングの変化に対応して適切に点火時期が制御されるようにしたエンジンの点火制御装置を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
このため、請求項１に係る発明は、
吸気弁及び排気弁のバルブタイミングが、独立して連続的に可変制御されるエンジンの点火制御装置において、
吸気弁及び排気弁のバルブタイミングを検出し、これら検出値に基づいてエンジン点火時期のバルブタイミング補正量を設定し、該設定されたバルブタイミング補正量で補正された点火時期に点火制御する一方、
前記バルブタイミング補正量は、該バルブタイミング補正量が最も遅角側に設定されるときの吸気弁及び排気弁のバルブタイミングを基準位置としたとき、吸気弁及び排気弁のバルブタイミングが、該基準位置に対して吸・排気弁のバルブオーバラップ量が増大する方向又は減少する方向に変化するほど、点火時期を進角側に大きく補正するように設定されることを特徴とする
【０００８】
請求項１に係る発明によると、
センサ等により、吸気弁及び排気弁の実際のバルブタイミングが検出され、これら２つのバルブタイミング検出値に基づいて、マップデータからの検索などによって、エンジン点火時期のバルブタイミング補正量が設定され、該補正量で補正された点火時期に点火制御される。
【０００９】
このようにすれば、吸気弁および排気弁の実バルブタイミングが、それぞれの目標バルブタイミングに一致している場合は勿論、目標バルブタイミングから任意の方向に任意の量ずれた場合でも、そのときの両実バルブタイミングに応じた燃焼性に見合うように、常に最適な点火時期補正が行われる。また、運転領域以外の条件で目標バルブタイミングを設定するような場合も含めて、必要最小限のデータを用いて容易に制御することができる。
また、上記のように設定したバルブタイミングの基準位置に対し、バルブオーバラップ量が増大すると、内部ＥＧＲ量が増大して着火性遅れが大きくなるため、バルブオーバラップ量が増大する方向に変化するほど点火時期を進角補正することで、適正時期に着火させることができる。
一方、バルブオーバラップ量が所定以上減少すると、今度は内部ＥＧＲ量減少による圧縮温度低下によって着火性が低下する影響が大きくなるので、基準位置よりバルブオーバラップ量が減少する方向に変化するほど、点火時期を進角補正することで、適正時期に着火させることができる。
【００１０】
また、請求項２に係る発明は、
吸気弁及び排気弁のバルブタイミングが、独立して連続的に可変制御されるエンジンの点火制御装置において、
吸気弁及び排気弁のバルブタイミングを検出し、これら検出値に基づいてエンジン点火時期のバルブタイミング補正量を設定し、該設定されたバルブタイミング補正量で補正された点火時期に点火制御する一方、
前記バルブタイミング補正量は、該バルブタイミング補正量が最も遅角側に設定されるときの吸気弁及び排気弁のバルブタイミングを基準位置としたとき、吸気弁及び排気弁のバルブタイミングが、該基準位置に対して共に進角方向又は共に遅角方向に変化するほど、点火時期を進角側に大きく補正するように設定されることを特徴とする。
請求項２に係る発明によると、
バルブタイミングの基準位置に対して、バルブオーバラップ中心位置が進角側または遅角側のいずれの方向にずれても内部ＥＧＲ量が増加するため、点火時期を進角補正することで、適正時期に着火させることができる。
また、請求項３に係る発明は、
前記バルブタイミング補正量は、前記吸気弁及び排気弁のバルブタイミングのみに基づいて設定された補正量を基本補正量としたとき、該基本補正量とエンジン運転状態に基づいて設定された運転状態補正係数とを乗じて算出されることを特徴とする
請求項３に係る発明によると、バルブタイミングによる影響（内部ＥＧＲ量等）が、エンジン運転状態によっても変化するので、該エンジン運転状態による補正の重み付けを行うことで、より適正なバルブタイミング補正を行うことができる。
【００１６】
また、請求項４に係る発明は、
最終的に設定されるエンジン点火時期は、エンジン運転状態に基づいて設定される基本点火時期を、前記バルブタイミング補正量によって補正して設定されることを特徴とする。
請求項４に係る発明によると、エンジン運転状態に基づいて設定される基本点火時期を、前記バルブタイミング補正量によって補正して設定することで、総合的に燃焼性に最適な点火時期に制御することができる。
【００１７】
また、請求項５に係る発明は、前記基本点火時期の設定に用いるエンジン状態のパラメータが、回転速度と負荷であることを特徴とする。
請求項５に係る発明によると、
最も代表的なエンジンの回転速度と負荷をパラメータとして、基本点火時期を最適に設定することができる。
【００１８】
【発明の実施の形態】
以下に本発明の実施の形態を説明する。
図１〜図６は、本実施形態において、エンジンに備えられる可変バルブタイミング機構を示す。
図において、エンジン（内燃機関）のクランクシャフト（図示省略）によりタイミングチェーンを介して回転駆動されるカムスプロケット１（タイミングスプロケット）と、該カムスプロケット１に対して相対回転可能に設けられたカムシャフト２と、該カムシャフト２の端部に固定されてカムスプロケット１内に回転自在に収容された回転部材３と、該回転部材３をカムスプロケット１に対して相対的に回転させる油圧回路４と、カムスプロケット１と回転部材３との相対回転位置を所定位置で選択的にロックするロック機構１０とを備えている。
【００１９】
前記カムスプロケット１は、外周にタイミングチェーン（又はタイミングベルト）が噛合する歯部５ａを有する回転部５と、該回転部５の前方に配置されて回転部材３を回転自在に収容したハウジング６と、該ハウジング６の前端開口を閉塞する蓋体たる円板状のフロントカバー７と、ハウジング６と回転部５との間に配置されてハウジング６の後端部を閉塞する略円板状のリアカバー８とから構成され、これら回転部５とハウジング６及びフロントカバー７，リアカバー８は、４本の小径ボルト９によって軸方向から一体的に結合されている。
【００２０】
前記回転部５は、略円環状を呈し、周方向の約９０°の等間隔位置に各小径ボルト９が螺着する４つの雌ねじ孔５ｂが前後方向へ貫通形成されていると共に、内部中央位置に後述する通路構成用のスリーブ２５が嵌合する段差径状の嵌合孔１１が貫通形成されている。更に、前端面には、前記リアカバー８が嵌合する円板状の嵌合溝１２が形成されている。
【００２１】
また、前記ハウジング６は、前後両端が開口形成された円筒状を呈し、内周面の周方向の９０°位置には、４つの隔壁部１３が突設されている。この隔壁部１３は、横断面台形状を呈し、それぞれハウジング６の軸方向に沿って設けられて、各両端縁がハウジング６の両端縁と同一面になっていると共に、基端側には、小径ボルト９が挿通する４つのボルト挿通孔１４が軸方向へ貫通形成されている。更に、各隔壁部１３の内端面中央位置に軸方向に沿って切欠形成された保持溝１３ａ内に、コ字形のシール部材１５と該シール部材１５を内方へ押圧する板ばね１６が嵌合保持されている。
【００２２】
更に、前記フロントカバー７は、中央の比較的大径なボルト挿通孔１７が穿設されていると共に、前記ハウジング６の各ボルト挿通孔１４と対応する位置に４つのボルト孔１８が穿設されている。
また、リアカバー８は、後端面に前記回転部材５の嵌合溝１２内に嵌合保持される円板部８ａを有していると共に、中央にスリーブ２５の小径な円環部２５ａが嵌入する嵌入孔８ｃが穿設され、更に、前記ボルト挿通孔１４に対応する位置に４つのボルト孔１９が同じく形成されている。
【００２３】
前記カムシャフト２は、シリンダヘッド２２の上端部にカム軸受２３を介して回転自在に支持され、外周面の所定位置に、バルブリフターを介して吸気弁を開動作させるカム（図示省略）が一体に設けられていると共に、前端部にはフランジ部２４が一体に設けられている。
前記回転部材３は、フランジ部２４と嵌合穴１１にそれぞれ前後部が嵌合した前記スリーブ２５を介して軸方向から挿通した固定ボルト２６によってカムシャフト２の前端部に固定されており、中央に前記固定ボルト２６が挿通するボルト挿通孔２７ａを有する円環状の基部２７と、該基部２７の外周面周方向の９０°位置に一体に設けられた４つのベーン２８ａ，２８ｂ，２８ｃ，２８ｄとを備えている。
【００２４】
前記第１〜第４ベーン２８ａ〜２８ｄは、それぞれ断面が略逆台形状を呈し、各隔壁部１３間の凹部に配置され、前記凹部を回転方向の前後に隔成し、ベーン２８ａ〜２８ｄの両側と各隔壁部１３の両側面との間に、進角側油圧室３２と遅角側油圧室３３を構成する。また、各ベーン２８ａ〜２８ｄの外周面の中央に軸方向に切欠された保持溝２９にハウジング６の内周面６ａに摺接するコ字形のシール部材３０と該シール部材３０を外方に押圧する板ばね３１がそれぞれ嵌着保持されている。
【００２５】
前記ロック機構１０は、前記回転部５の嵌合溝１２の外周側所定位置に形成された係合溝２０と、前記係合溝２０に対応した前記リアカバー８の所定位置に貫通形成されて、内周面がテーパ状の係合孔２１と、該係合孔２１に対応した前記１つのベーン２８の略中央位置に内部軸方向に沿って貫通形成された摺動用孔３５と、該１つのベーン２８の前記摺動用孔３５内に摺動自在に設けられたロックピン３４と、該ロックピン３４の後端側に弾装されたばね部材であるコイルスプリング３９と、ロックピン３４と摺動用孔３５との間に形成された受圧室４０とから構成されている。
【００２６】
前記ロックピン３４は、中央側の中径状の本体３４ａと、該本体３４ａの先端側に略先細り円錐状に形成された係合部３４ｂと、本体３４ａの後端側に形成された段差大径状のストッパ部３４ｃとから構成されており、ストッパ部３４ｃの内部凹溝３４ｄの底面とフロントカバー７の内端面との間に弾装された前記コイルスプリング３９のばね力によって係合孔２１方向へ付勢されるようになっていると共に、前記本体３４ａとストッパ部３４ｃとの間の外周面及び摺動用孔３５の内周面との間に形成された受圧室４０内の油圧によって、係合孔２１から抜け出る方向に摺動するようになっている。また、この受圧室４０は、前記ベーン２８の側部に形成された通孔３６によって前記遅角側油圧室３３に連通している。また、ロックピン３４の係合部３４ｂは、回転部材３の最大遅角側の回動位置において係合部３４ｂが係合孔２１内に係入するようになっている。
【００２７】
前記油圧回路４は、進角側油圧室３２に対して油圧を給排する第１油圧通路４１と、遅角側油圧室３３に対して油圧を給排する第２油圧通路４２との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路４１，４２には、供給通路４３とドレン通路４４とがそれぞれ通路切り換え用の電磁切換弁４５を介して接続されている。前記供給通路４３には、オイルパン４６内の油を圧送するオイルポンプ４７が設けられている一方、ドレン通路４４の下流端がオイルパン４６に連通している。
【００２８】
前記第１油圧通路４１は、シリンダヘッド２２内からカムシャフト２の軸心内部に形成された第１通路部４１ａと、固定ボルト２６内部の軸線方向を通って頭部２６ａ内で分岐形成されて第１通路部４１ａと連通する第１油路４１ｂと、頭部２６ａの小径な外周面と回転部材３の基部２７内に有するボルト挿通孔２７ａの内周面との間に形成されて第１油路４１ｂに連通する油室４１ｃと、回転部材３の基部２７内に略放射状に形成されて油室４１ｃと各進角側油圧室３２に連通する４本の分岐路４１ｄとから構成されている。
【００２９】
一方、第２油圧通路４２は、シリンダヘッド２２内及びカムシャフト２の内部一側に形成された第２通路部４２ａと、前記スリーブ２５の内部に略Ｌ字形状に折曲形成されて第２通路部４２ａと連通する第２油路４２ｂと、回転部材５の嵌合孔１１の外周側孔縁に形成されて第２油路４２ｂと連通する4つの油通路溝４２ｃと、リアカバー８の周方向の約９０°の位置に形成されて、各油通路溝４２ｃと遅角側油圧室３３とを連通する４つの油孔４２ｄとから構成されている。
【００３０】
前記電磁切換弁４５は、内部のスプール弁体が各油圧通路４１，４２と供給通路４３及びドレン通路４４ａ，４４ｂとを相対的に切り換え制御するようになっていると共に、コントローラ４８からの制御信号によって切り換え作動されるようになっている。
具体的には、図４〜図６に示すように、シリンダブロック４９の保持孔５０内に挿通固定された筒状のバルブボディ５１と、該バルブボディ５１内の弁孔５２に摺動自在に設けられて流路を切り換えるスプール弁体５３と、該スプール弁体５３を作動させる比例ソレノイド型の電磁アクチュエータ５４とから構成されている。
【００３１】
前記バルブボディ５１は、周壁の略中央位置に前記供給通路４３の下流側端と弁孔５２とを連通する供給ポート５５が貫通形成されていると共に、該供給ポート５５の両側に前記第１，第２油圧通路４１，４２の他端部と弁孔５２とを連通する第１ポート５６及び第２ポート５７がそれぞれ貫通形成されている。また、周壁の両端部には、両ドレン通路４４ａ，４４ｂと弁孔５２とを連通する第３，第４ポート５８，５９が貫通形成されている。
【００３２】
前記スプール弁体５３は、小径軸部の中央に供給ポート５５を開閉する略円柱状の第１弁部６０を有していると共に、両端部に第３，第４ポート５８，５９を開閉する略円柱状の第２，第３弁部６１，６２を有している。また、スプール弁体５３は、前端側の支軸５３ａの一端縁に有する傘部５３ｂと弁孔５２の前端側内周壁に有するスプリングシート５１ａとの間に弾装された円錐状の弁ばね６３によって、図中右方向、つまり第１弁部６０で供給ポート５５と第２油圧通路４２とを連通する方向に付勢されている。
【００３３】
前記電磁アクチュエータ５４は、コア６４，移動プランジャ６５，コイル６６，コネクタ６７などを備え、移動プランジャ６５の先端に前記スプール弁体５３の傘部５３ｂを押圧する駆動ロッド６５ａが固定されている。
前記コントローラ４８は、機関回転速度を検出する回転センサ１０１や吸入空気量を検出するエアフローメータ１０２からの信号によって現在の運転状態（負荷、回転）を検出すると共に、クランク角センサ１０３及びカムセンサ１０４からの信号によってカムスプロケット１とカムシャフト２との相対回動位置、即ち、クランクシャフトに対するカムシャフト２の回転位相を検出する。
【００３４】
前記コントローラ４８は、前記電磁アクチュエータ５４に対する通電量をデューティ制御信号に基づいて制御する。
例えば、コントローラ４８から電磁アクチュエータ５４にデューティ比０％の制御信号（ＯＦＦ信号）を出力すると、スプール弁体５３が弁ばね６３のばね力で図４に示す位置、つまり、最大右方向に移動する。これによって、第１弁部６０が供給ポート５５の開口端５５ａを開成して第２ポート５７と連通させると同時に、第２弁部６１が第３ポート５８の開口端を開成すると共に、第４弁部６２が第４ポート５９を閉止する。このため、オイルポンプ４７から圧送された作動油は、供給ポート５５，弁孔５２，第２ポート５７，第２油圧通路４２を通って遅角側油圧室３３に供給されると共に、進角側油圧室３２内の作動油が、第１油圧通路４１，第１ポート５６，弁孔５２，第３ポート５８を通って第１ドレン通路４４ａからオイルパン４６内に排出される。
【００３５】
従って、遅角側油圧室３３の内圧が高、進角側油圧室３２の内圧が低となって、回転部材３は、ベーン２８ａ〜２８ｂを介して最大一方向に回転する。これによって、カムスプロケット１とカムシャフト２とは一方側へ相対回動して位相が変化し、この結果、吸気弁の開時期が遅くなり、排気弁とのオーバーラップが小さくなる。
【００３６】
一方、各種エンジン制御を行うエンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）４８から電磁アクチュエータ５４にデューティ比１００％の制御信号（ＯＮ信号）を出力すると、スプール弁体５３が弁ばね６３のばね力に抗して図６に示すように左方向へ最大に摺動して、第３弁部６１が第３ポート５８を閉止すると同時に、第４弁部６２が第４ポート５９を開成すると共に、第１弁部６０が、供給ポート５５と第１ポート５６とを連通させる。このため、作動油は、供給ポート５５、第１ポート５６、第１油圧通路４１を通って進角側油圧室３２内に供給されると共に、遅角側油圧室３３内の作動油が第２油圧通路４２、第２ポート５７、第４ポート５９、第２ドレン通路４４ｂを通ってオイルパン４６に排出され、遅角側油圧室３３が低圧になる。
【００３７】
このため、回転部材３は、ベーン２８ａ〜２８ｄを介して他方向へ最大に回転し、これによって、カムスプロケット１とカムシャフト２とは他方側へ相対回動して位相が変化し、この結果、吸気弁の開時期が早くなり（進角され）、排気弁とのオーバーラップが大きくなる。
前記ＥＣＵ４８は、第１弁部６０が供給ポート５５を閉止し、かつ、第３弁部６１が第３ポート５８を閉止し、かつ、第４弁部６２が第４ポート５９を閉止する位置となるデューティ比をベースデューティ比ＢＡＳＥＤＴＹとする一方、クランク角センサ１０３及びカムセンサ１０４からの信号に基づいて検出されるカムスプロケット１とカムシャフト２との相対回動位置（回転位相）と、運転状態に応じて設定した前記相対回動位置（回転位相）の目標値（目標進角値）とを一致させるためのフィードバック補正分ＵＤＴＹを設定し、前記ベースデューティ比ＢＡＳＥＤＴＹとフィードバック補正分ＵＤＴＹとの加算結果を最終的なデューティ比ＶＴＣＤＴＹとし、該デューティ比ＶＴＣＤＴＹの制御信号を電磁アクチュエータ５４に出力するようにしてある。
【００３８】
なお、前記ベースデューティ比ＢＡＳＥＤＴＹは、供給ポート５５，第３ポート５８，第４ポート５９が共に閉止され、いずれの油圧室３２，３３でも油の給排が行われないデューティ比範囲の略中央値（例えば５０％）に設定されている。
つまり、前記相対回動位置（回転位相）を遅角方向へ変化させる必要がある場合には、前記フィードバック補正分ＵＤＴＹによりデューティ比が減少され、オイルポンプ４７から圧送された作動油が遅角側油圧室３３に供給されると共に、進角側油圧室３２内の作動油がオイルパン４６内に排出されるようになり、逆に、前記相対回動位置（回転位相）を進角方向へ変化させる必要がある場合には、前記フィードバック補正分ＵＤＴＹによりデューティ比が増大され、作動油が進角側油圧室３２内に供給されると共に、遅角側油圧室３３内の作動油がオイルパン４６に排出されるようになる。そして、前記相対回動位置（回転位相）を現状の状態に保持する場合には、前記フィードバック補正分ＵＤＴＹの絶対値が減ることで、ベースデューティ比付近のデューティ比に戻るよう制御され、供給ポート５５，第３ポート５８，第４ポート５９の閉止（油圧の給排の停止）により各油圧室３２，３３の内圧を保持するように制御される。
【００３９】
ここで、前記フィードバック補正分ＵＤＴＹは、例えば、通常のＰＩＤ制御当によって設定される。すなわち、前記検出されるカムスプロケット１とカムシャフト２との相対回動位置（回転位相）を可変バルブタイミング機構（ＶＴＣ）の実角度ＶＴＣＮＯＷ、その目標値をＶＴＣの目標角度ＶＴＣＴＲＧとしてとき、両者の偏差ＶＴＣＥＲＲ（＝ＶＴＣＮＯＷ−ＶＴＣＴＲＧ）に対して比例分Ｐ、積分分Ｉ、微分分Ｄを設定して制御する。
【００４０】
図７は、上記可変バルブタイミング機構を備えたエンジンのシステム構成を示す。
図において、吸気弁側と排気弁側とに上記可変バルブタイミング機構（ＶＴＣ）１２１、１２２が設けられる。エンジン２０１の吸気通路２０２には、気筒毎に燃料噴射する燃料噴射弁２０３が設けられており、該燃料噴射弁２０３から噴射される燃料と空気とが予混合し、シリンダ内に吸気弁２０４を介して吸引される。シリンダ内の燃焼混合気は、点火栓２０５による火花点火によって着火燃焼し、燃焼排気は、排気弁２０６を介して排気通路２０７に排出される。
【００４１】
排気通路２０７には、三元触媒２０８が介装されており、該三元触媒２０８で排気中のＣＯ，ＨＣ，ＮＯｘが浄化される。
前記三元触媒２０８の上流側には、排気空燃比の変化に対して出力値が変化する特性を有することにより空燃比を検出する空燃比センサ２０９が介装されている。
【００４２】
また、吸気通路２０２には、吸入空気量を制御するスロットル弁２１０が介装されると共に、該スロットル弁１２０の開度を検出するスロットルセンサ２１１が設けられ、更にその上流には吸入空気量を検出する前記エアフローメータ１０２が設けられる。その他、エンジン冷却水温度Ｔｗを検出する水温センサ２１２が設けられる。
【００４３】
前記各センサの検出信号は，前記ＥＣＵ４８に入力され、該ＥＣＵ４８は、前記ＶＴＣ１２１による吸気弁２０４のバルブタイミング制御の他、前記燃料噴射弁２０３による燃料噴射量制御、点火栓２０５による点火制御などを行う。
以下、前記本発明にかかる点火制御について、図８以下のフローチャートを参照しつつ説明する。
【００４４】
点火制御のメインルーチンを示す図８において、ステップ１では、前記クランク角センサ１０１によって検出されたエンジン回転速度Ｎｅ、別ルーチンで算出されたエンジン負荷としての基本燃料噴射量Ｔｐ、前記カムセンサ１０４によって検出される吸気弁２０４および排気弁２０６の実際のバルブタイミングＶＴＣＮＯＷ（ｉｎｔ）、ＶＴＣＮＯＷ（ｅｘｈ）などを読み込む。
【００４５】
ステップ２では、前記エンジン回転速度Ｎｅ、基本燃料噴射量Ｔｐ等により、基本点火時期ＡＤＶｂを、予め設定されたマップからの検索等によって設定する。
ステップ３では、点火時期のＶＴＣ制御に応じたＶＴＣ補正量ＡＤＶｖｔｃを算出する。
【００４６】
ステップ４では、次式により最終的なエンジン点火時期ＡＤＶを次式により設定する。
ＡＤＶ＝ＡＤＶｂ＋ＡＤＶｖｔｃ
ステップ５では、前記点火時期ＡＤＶで点火栓２０５に点火信号を出力し、スパーク火花によって点火させる。
【００４７】
図９は、前記ステップ３における補正量ＡＤＶｖｔｃを算出するサブルーチンのフローチャートを示す。
ステップ１１では、吸気弁２０４および排気弁２０６の実バルブタイミングＶＴＣＮＯＷ（ｉｎｔ）、ＶＴＣＮＯＷ（ｅｘｈ）に基づいて、ＶＴＣ基本補正量ＡＤＶｖｔｃｂを、予め図１０に示したようなマップから検索する。
【００４８】
ここで、前記マップで設定されるＶＴＣ基本補正量ＡＤＶｖｔｃｂの特性について説明する。
いま、ＶＴＣ基本補正量ＡＤＶｖｔｃｂが最も遅角側に設定されるときの吸気弁２０４および排気弁２０６のバルブタイミングを基準位置とすると、まず、該基準位置に対して吸・排気弁のバルブオーバラップ量が増大する方向（図示ａ方向）、すなわち吸気弁２０４が進角すると共に排気弁２０６が遅角する方向に変化するほど、点火時期を進角側に大きく補正するように設定される。すなわち、バルブオーバラップ量が増大すると、内部ＥＧＲ量が増大して着火性遅れが大きくなるため、点火時期を進角補正するのである。
【００４９】
また、吸気弁２０４及び排気弁２０６のバルブタイミングが基準位置に対して共に進角方向（図示ｂ方向）又は共に遅角方向（図示ｃ方向）に変化するほど、それぞれ点火時期を進角側に大きく補正するように設定される。これらの方向は、バルブオーバラップ量は変化しないが、基準位置に対してバルブオーバラップ中心位置が進角側または遅角側のいずれの方向にずれても内部ＥＧＲ量が増加するため、点火時期を進角補正するのである。
【００５０】
また、前記基準位置に対して吸・排気弁のバルブオーバラップ量が減少する方向（図示ｄ方向）、すなわち吸気弁２０４が遅角すると共に排気弁２０６が進角する方向に変化するほど、点火時期を進角側に大きく補正するように設定される。この場合は、バルブオーバラップ量が減少するが、内部ＥＧＲ量の減少によって圧縮温度が低下することによる着火遅れの影響の方が大きくなるので、点火時期を進角側に大きく補正するように設定される。
【００５１】
ステップ１２では、エンジン回転速度Ｎｅ、基本燃料噴射量Ｔｐ（負荷）により、予め図１１に示したようなマップから運転状態補正係数Ｋｖｔｃを設定する。ここで、運転状態補正係数Ｋｖｔｃは、エンジン回転速度Ｎｅおよび負荷が大きいときほど、１より大きい値に設定されている。すなわち、エンジン回転速度Ｎｅおよび負荷が大きいときほど、同じバルブオーバラップ量であっても、内部ＥＧＲ量が大きく、バルブオーバラップ量の変化量に対する内部ＥＧＲ量の変化量の割合も増大するので、点火時期を進角側により大きく補正するように設定されるのである。
【００５２】
ステップ１３では、ステップ１１で設定したＶＴＣ基本補正量ＡＤＶｖｔｃｂと、ステップ１２で設定した運転状態補正係数Ｋｖｔｃとに基づいて、次式により最終的なＶＴＣ補正量ＡＤＶｖｔｃを設定する。
ＡＤＶｖｔｃ＝ＡＤＶｖｔｃｂ×Ｋｖｔｃ
このようにすれば、エンジン点火時期を、吸気弁と排気弁の実際のバルブタイミングに基づき、必要最小限のマップデータを用いて得られた燃焼性に見合ったバルブタイミング補正量によって、最適に制御することができる。
【００５３】
なお、可変バルブタイミング機構として、上記油圧制御式の他、電磁ブレーキによりカムシャフトの回転位相を可変制御するもの、さらには、吸・排気弁を直接電磁駆動するものなどにも本発明を適用できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施形態における可変バルブタイミング機構を示す断面図。
【図２】図１のＢ−Ｂ断面図。
【図３】上記可変バルブタイミング機構の分解斜視図。
【図４】上記可変バルブタイミング機構における電磁切換弁を示す縦断面図。
【図５】上記可変バルブタイミング機構における電磁切換弁を示す縦断面図。
【図６】上記可変バルブタイミング機構における電磁切換弁を示す縦断面図。
【図７】上記可変バルブタイミング機構を備えたエンジンのシステム構成を示す図。
【図８】上記エンジンの点火制御のメインルーチンを示すフローチャート。
【図９】上記点火時期のＶＴＣ補正量ＡＤＶｖｔｃを算出するサブルーチンを示すフローチャート。
【図１０】上記点火時期のＶＴＣ基本補正量ＡＤＶｖｔｃｂを設定したマップ。
【図１１】上記点火時期の運転状態補正係数Ｋｖｔｃを設定したマップ。
【符号の説明】
１０１…回転センサ
１０２…エアフローメータ
１０３…クランク角センサ
１０４…カムセンサ
１２１，１２２…可変バルブタイミング機構
２０１…エンジン
２０４…吸気弁
２０５…点火栓
２０６…排気弁[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an engine ignition control apparatus in which valve timings of an intake valve and an exhaust valve are independently and continuously controlled.
[0002]
[Prior art]
In vehicle engine fuel injection control, for example, a variable that continuously variably controls the valve timing (opening and closing timing) of the intake and exhaust valves by changing the rotational phase of the camshaft with respect to the crankshaft in order to improve driving performance. There is an engine provided with a valve timing mechanism (see Japanese Patent Laid-Open No. 10-141022, etc.).
[0003]
In an engine equipped with the variable valve timing mechanism, when the valve timing is changed as the operating state changes, the valve overlap amount of the intake / exhaust valves changes and the internal EGR amount (residual burnt gas amount) changes. By doing so, it becomes flammable (ignition delay time etc.). Therefore, it is necessary to set the engine ignition timing in consideration of the change in combustibility due to the change in the valve timing.
[0004]
Conventionally, since the target valve timing of the intake and exhaust valves is basically set according to the engine operating state (rotation speed and load), basic ignition is performed considering the valve timing of the intake and exhaust valves for each operating region. It corresponds by setting the time.
However, the ignition timing setting method for each operation region in consideration of the valve timing of the intake / exhaust valves may cause the actual valve timing to deviate from the target valve timing due to transient operation or temporary operation fluctuations. . For this reason, in the one disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 9-209895, the ignition timing correction amount is set in accordance with the deviation between the target valve timing and the actual valve timing to correct the ignition timing.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, the above-mentioned method can be controlled relatively easily with one that variably controls only one of the intake / exhaust valve timings (normally, only the intake valve side is controlled as in the embodiment of the same publication), but it is higher. It is not practical for a valve that continuously and variably controls the valve timing of the intake valve and the exhaust valve in order to obtain performance improvement. That is, it is necessary to perform extremely complicated control for obtaining the deviation between the target valve timing and the actual valve timing for each of the intake valve and the exhaust valve, and setting the ignition timing correction amount for the combination of these deviations. The amount of data storage is enormous.
[0006]
In addition, even if the engine speed and load (fuel injection amount, etc.) are the same, if the target valve timing is to be changed under different conditions such as engine temperature, the control becomes more complicated and substantially It is difficult to realize.
The present invention has been made paying attention to such a conventional problem. In an engine in which the valve timings of the intake valve and the exhaust valve are continuously and independently controlled, the valve timing can be controlled with relatively easy control. It is an object of the present invention to provide an ignition control device for an engine in which the ignition timing is appropriately controlled in response to the change of the engine.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
For this reason, the invention according to claim 1
In an engine ignition control device in which valve timings of an intake valve and an exhaust valve are independently and continuously controlled,
While detecting the valve timing of the intake valve and the exhaust valve, and setting the valve timing correction amount of the engine ignition timing based on these detection values, while controlling the ignition to the ignition timing corrected by the set valve timing correction amount ,
The valve timing correction amount is such that when the valve timing of the intake valve and the exhaust valve when the valve timing correction amount is set to the most retarded side is a reference position, the valve timing of the intake valve and the exhaust valve is the reference The ignition timing is set so as to be largely corrected toward the advance side as the valve overlap amount of the intake / exhaust valve increases or decreases with respect to the position.
According to the invention of claim 1,
The actual valve timing of the intake valve and the exhaust valve is detected by a sensor or the like, and the valve timing correction amount of the engine ignition timing is set by searching from map data based on these two valve timing detection values. Ignition control is performed at the ignition timing corrected with the correction amount.
[0009]
In this way, not only when the actual valve timing of the intake valve and the exhaust valve is coincident with the respective target valve timing, but also when the amount is deviated from the target valve timing in an arbitrary direction. Optimum ignition timing correction is always performed so as to meet combustibility according to both actual valve timings. Further, it is possible to easily control using the minimum necessary data including the case where the target valve timing is set under conditions other than the operation region .
Further, when the valve overlap amount increases with respect to the valve timing reference position set as described above, the internal EGR amount increases and the ignitability delay increases, so that the valve overlap amount increases. The ignition timing can be ignited at an appropriate timing by correcting the advance of the ignition timing.
On the other hand, if the valve overlap amount is decreased by a predetermined value or more, this time, the effect of reducing the ignitability due to the decrease in the compression temperature due to the decrease in the internal EGR amount increases, so that the valve overlap amount decreases from the reference position in the direction of decreasing. The ignition timing can be ignited at an appropriate timing by correcting the advance angle.
[0010]
The invention according to claim 2
In an engine ignition control device in which valve timings of an intake valve and an exhaust valve are independently and continuously controlled,
While detecting the valve timing of the intake valve and the exhaust valve, and setting the valve timing correction amount of the engine ignition timing based on these detection values, while controlling the ignition to the ignition timing corrected by the set valve timing correction amount,
The valve timing correction amount is such that when the valve timing of the intake valve and the exhaust valve when the valve timing correction amount is set to the most retarded side is a reference position, the valve timing of the intake valve and the exhaust valve is the reference It is characterized in that the ignition timing is set to be largely corrected toward the advance side as both change in the advance direction or both in the retard direction with respect to the position.
According to the invention of claim 2,
The internal EGR amount increases regardless of whether the valve overlap center position is deviated in either the advance side or the retard side with respect to the reference position of the valve timing. Can be ignited.
The invention according to claim 3
The valve timing correction amount is an operation state correction set based on the basic correction amount and the engine operating state when a correction amount set based only on the valve timing of the intake valve and the exhaust valve is used as a basic correction amount. Calculated by multiplying by a coefficient
According to the third aspect of the invention, since the influence (internal EGR amount, etc.) due to the valve timing also changes depending on the engine operating state, more appropriate valve timing correction can be performed by weighting correction according to the engine operating state. It can be carried out.
[0016]
The invention according to claim 4
The finally set engine ignition timing is set by correcting the basic ignition timing set based on the engine operating state by the valve timing correction amount.
According to the fourth aspect of the present invention, the basic ignition timing set based on the engine operating state is corrected and set by the valve timing correction amount, so that the ignition timing is controlled to be optimal for combustibility comprehensively. be able to.
[0017]
The invention according to claim 5 is characterized in that the engine state parameters used for setting the basic ignition timing are a rotational speed and a load.
According to the invention of claim 5,
The basic ignition timing can be optimally set using the most typical engine speed and load as parameters.
[0018]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below.
FIGS. 1-6 shows the variable valve timing mechanism with which an engine is provided in this embodiment.
In the figure, a cam sprocket 1 (timing sprocket) that is rotationally driven via a timing chain by a crankshaft (not shown) of an engine (internal combustion engine), and a camshaft provided to be rotatable relative to the cam sprocket 1. 2, a rotating member 3 fixed to the end of the camshaft 2 and rotatably accommodated in the cam sprocket 1, and a hydraulic circuit 4 for rotating the rotating member 3 relative to the cam sprocket 1, And a lock mechanism 10 that selectively locks the relative rotational position of the cam sprocket 1 and the rotating member 3 at a predetermined position.
[0019]
The cam sprocket 1 includes a rotating portion 5 having a tooth portion 5a meshing with a timing chain (or timing belt) on the outer periphery, and a housing 6 disposed in front of the rotating portion 5 and rotatably accommodating the rotating member 3. A disc-shaped front cover 7 serving as a lid for closing the front end opening of the housing 6, and a substantially disc-shaped rear cover disposed between the housing 6 and the rotating portion 5 to close the rear end of the housing 6. 8, and the rotating portion 5, the housing 6, the front cover 7, and the rear cover 8 are integrally coupled from the axial direction by four small-diameter bolts 9.
[0020]
The rotating portion 5 has a substantially annular shape, and has four female screw holes 5b through which the small-diameter bolts 9 are screwed in the circumferentially equidistant positions of about 90 ° in the front-rear direction. A step-diameter fitting hole 11 into which a passage-forming sleeve 25 described later is fitted is formed through. Further, a disc-shaped fitting groove 12 into which the rear cover 8 is fitted is formed on the front end surface.
[0021]
The housing 6 has a cylindrical shape in which both front and rear ends are formed with openings, and four partition walls 13 project from the circumferential position of the inner peripheral surface at 90 °. The partition wall 13 has a trapezoidal shape in cross section, is provided along the axial direction of the housing 6, and both end edges are flush with the both end edges of the housing 6. Four bolt insertion holes 14 through which the small-diameter bolts 9 are inserted are formed penetrating in the axial direction. Further, a U-shaped seal member 15 and a leaf spring 16 that presses the seal member 15 inward are fitted into a holding groove 13a that is cut out along the axial direction at the center position of the inner end face of each partition wall 13. Is retained.
[0022]
Further, the front cover 7 has a relatively large-diameter bolt insertion hole 17 at the center, and four bolt holes 18 at positions corresponding to the bolt insertion holes 14 of the housing 6. ing.
The rear cover 8 has a disc portion 8a fitted and held in the fitting groove 12 of the rotating member 5 on the rear end surface, and a small-diameter annular portion 25a of the sleeve 25 is fitted in the center. A fitting hole 8c is formed, and four bolt holes 19 are also formed at positions corresponding to the bolt insertion holes 14.
[0023]
The camshaft 2 is rotatably supported at the upper end portion of the cylinder head 22 via a cam bearing 23, and a cam (not shown) that opens the intake valve via a valve lifter is integrated at a predetermined position on the outer peripheral surface. In addition, a flange portion 24 is integrally provided at the front end portion.
The rotating member 3 is fixed to the front end portion of the camshaft 2 by a fixing bolt 26 inserted from the axial direction through the sleeve 25 whose front and rear portions are fitted in the flange portion 24 and the fitting hole 11, respectively. An annular base portion 27 having a bolt insertion hole 27a through which the fixing bolt 26 is inserted, and four vanes 28a, 28b, 28c, 28d integrally provided at 90 ° positions in the circumferential direction of the outer peripheral surface of the base portion 27; It has.
[0024]
The first to fourth vanes 28a to 28d each have a substantially inverted trapezoidal cross section, and are disposed in the recesses between the partition walls 13, and the recesses are separated in the front and rear in the rotation direction. An advance side hydraulic chamber 32 and a retard side hydraulic chamber 33 are formed between both sides and both side surfaces of each partition wall portion 13. In addition, a U-shaped seal member 30 slidably contacting the inner peripheral surface 6a of the housing 6 and the seal member 30 are pressed outwardly into a holding groove 29 cut in the axial direction at the center of the outer peripheral surface of each of the vanes 28a to 28d. The leaf springs 31 are fitted and held.
[0025]
The lock mechanism 10 is formed through an engagement groove 20 formed at a predetermined position on the outer peripheral side of the fitting groove 12 of the rotating portion 5 and a predetermined position of the rear cover 8 corresponding to the engagement groove 20. An engagement hole 21 whose inner peripheral surface is tapered, a sliding hole 35 formed through the substantially central position of the one vane 28 corresponding to the engagement hole 21 along the internal axis direction, and the one A lock pin 34 slidably provided in the sliding hole 35 of the vane 28, a coil spring 39 that is a spring member elastically mounted on the rear end side of the lock pin 34, and the lock pin 34 and the sliding hole 35 is formed with a pressure receiving chamber 40 formed between them.
[0026]
The lock pin 34 includes a middle-side main body 34a on the center side, an engaging portion 34b formed in a substantially tapered shape on the front end side of the main body 34a, and a large step formed on the rear end side of the main body 34a. The engaging hole 21 is formed by the spring force of the coil spring 39 elastically mounted between the bottom surface of the internal concave groove 34d of the stopper portion 34c and the inner end surface of the front cover 7. And the hydraulic pressure in the pressure receiving chamber 40 formed between the outer peripheral surface between the main body 34a and the stopper portion 34c and the inner peripheral surface of the sliding hole 35. It slides in the direction of coming out of the engagement hole 21. The pressure receiving chamber 40 communicates with the retard angle side hydraulic chamber 33 through a through hole 36 formed in a side portion of the vane 28. Further, the engaging portion 34 b of the lock pin 34 is configured such that the engaging portion 34 b is engaged with the engaging hole 21 at the rotation position on the maximum retard angle side of the rotating member 3.
[0027]
The hydraulic circuit 4 includes two systems, a first hydraulic passage 41 that supplies and discharges hydraulic pressure to the advance side hydraulic chamber 32 and a second hydraulic passage 42 that supplies and discharges hydraulic pressure to the retard side hydraulic chamber 33. The hydraulic passages 41 and 42 are connected to a supply passage 43 and a drain passage 44 through passage-switching electromagnetic switching valves 45, respectively. The supply passage 43 is provided with an oil pump 47 that pumps the oil in the oil pan 46, while the downstream end of the drain passage 44 communicates with the oil pan 46.
[0028]
The first hydraulic passage 41 is branched and formed in the head portion 26a from the cylinder head 22 through the first passage portion 41a formed in the axial center of the camshaft 2 and the axial direction in the fixing bolt 26. A first oil passage 41b that communicates with the first passage portion 41a, a small-diameter outer peripheral surface of the head portion 26a, and an inner peripheral surface of the bolt insertion hole 27a that is provided in the base portion 27 of the rotating member 3 are the first. An oil chamber 41c that communicates with the oil passage 41b, and four branch passages 41d that are formed substantially radially in the base portion 27 of the rotating member 3 and communicate with the oil chamber 41c and each advance-side hydraulic chamber 32. Yes.
[0029]
On the other hand, the second hydraulic passage 42 is formed into a second passage portion 42 a formed in the cylinder head 22 and on one side of the camshaft 2, and is bent into a substantially L shape inside the sleeve 25. A second oil passage 42b communicating with the passage portion 42a, four oil passage grooves 42c formed at the outer peripheral side hole edge of the fitting hole 11 of the rotating member 5 and communicating with the second oil passage 42b, and the periphery of the rear cover 8. The four oil holes 42 d are formed at positions of about 90 ° in the direction and communicate with each oil passage groove 42 c and the retard side hydraulic chamber 33.
[0030]
The electromagnetic switching valve 45 is configured such that an internal spool valve body switches and controls each of the hydraulic passages 41 and 42, the supply passage 43, and the drain passages 44a and 44b, and a control signal from the controller 48. It is designed to be switched by.
Specifically, as shown in FIGS. 4 to 6, a cylindrical valve body 51 inserted and fixed in the holding hole 50 of the cylinder block 49 and a valve hole 52 in the valve body 51 are slidable. The spool valve body 53 is provided to switch the flow path, and a proportional solenoid type electromagnetic actuator 54 that operates the spool valve body 53.
[0031]
The valve body 51 is formed with a supply port 55 penetrating the downstream end of the supply passage 43 and the valve hole 52 at a substantially central position of the peripheral wall, and the first and the second on both sides of the supply port 55. A first port 56 and a second port 57 that communicate with the other end of the second hydraulic passages 41 and 42 and the valve hole 52 are formed penetratingly. Further, third and fourth ports 58 and 59 are formed through both ends of the peripheral wall so as to communicate the drain passages 44a and 44b with the valve hole 52.
[0032]
The spool valve body 53 has a substantially cylindrical first valve portion 60 that opens and closes the supply port 55 at the center of the small diameter shaft portion, and opens and closes the third and fourth ports 58 and 59 at both ends. It has substantially cylindrical second and third valve portions 61 and 62. The spool valve body 53 is a conical valve spring 63 elastically mounted between an umbrella portion 53b provided at one end edge of the support shaft 53a on the front end side and a spring seat 51a provided on the inner peripheral wall of the front end side of the valve hole 52. Therefore, the supply valve 55 and the second hydraulic passage 42 are urged in the right direction in FIG.
[0033]
The electromagnetic actuator 54 includes a core 64, a moving plunger 65, a coil 66, a connector 67, and the like, and a driving rod 65 a that presses the umbrella portion 53 b of the spool valve body 53 is fixed to the tip of the moving plunger 65.
The controller 48 detects the current operating state (load, rotation) based on signals from the rotation sensor 101 that detects the engine rotation speed and the air flow meter 102 that detects the intake air amount, and from the crank angle sensor 103 and the cam sensor 104. The relative rotation position of the cam sprocket 1 and the camshaft 2, that is, the rotational phase of the camshaft 2 with respect to the crankshaft is detected by the above signal.
[0034]
The controller 48 controls the energization amount for the electromagnetic actuator 54 based on a duty control signal.
For example, when a control signal (OFF signal) with a duty ratio of 0% is output from the controller 48 to the electromagnetic actuator 54, the spool valve body 53 moves to the position shown in FIG. . As a result, the first valve portion 60 opens the open end 55a of the supply port 55 to communicate with the second port 57, and at the same time, the second valve portion 61 opens the open end of the third port 58, and the fourth The valve part 62 closes the fourth port 59. Therefore, the hydraulic oil pressure-fed from the oil pump 47 is supplied to the retarded hydraulic chamber 33 through the supply port 55, the valve hole 52, the second port 57, and the second hydraulic passage 42, and at the advanced side. The hydraulic oil in the hydraulic chamber 32 is discharged from the first drain passage 44a into the oil pan 46 through the first hydraulic passage 41, the first port 56, the valve hole 52, and the third port 58.
[0035]
Therefore, the internal pressure of the retard side hydraulic chamber 33 is high and the internal pressure of the advance side hydraulic chamber 32 is low, and the rotating member 3 rotates in one direction at the maximum via the vanes 28a to 28b. As a result, the cam sprocket 1 and the camshaft 2 rotate relative to one side to change the phase. As a result, the opening timing of the intake valve is delayed and the overlap with the exhaust valve is reduced.
[0036]
On the other hand, when a control signal (ON signal) with a duty ratio of 100% is output from the engine control unit (ECU) 48 that performs various engine controls to the electromagnetic actuator 54, the spool valve element 53 resists the spring force of the valve spring 63. 6, the third valve portion 61 closes the third port 58 at the same time as the third valve portion 61 closes the third port 58, and at the same time the fourth valve portion 62 opens the fourth port 59, and the first valve portion 60 However, the supply port 55 and the first port 56 are communicated with each other. Therefore, the hydraulic oil is supplied into the advance side hydraulic chamber 32 through the supply port 55, the first port 56, and the first hydraulic passage 41, and the hydraulic oil in the retard side hydraulic chamber 33 is second. The oil is discharged to the oil pan 46 through the hydraulic passage 42, the second port 57, the fourth port 59, and the second drain passage 44b, and the retard side hydraulic chamber 33 becomes low pressure.
[0037]
For this reason, the rotating member 3 rotates to the maximum in the other direction via the vanes 28a to 28d, whereby the cam sprocket 1 and the camshaft 2 are relatively rotated to the other side and the phase is changed. The opening timing of the intake valve is advanced (advanced), and the overlap with the exhaust valve is increased.
The ECU 48 has a position in which the first valve unit 60 closes the supply port 55, the third valve unit 61 closes the third port 58, and the fourth valve unit 62 closes the fourth port 59. The relative duty position (rotation phase) between the cam sprocket 1 and the camshaft 2 detected based on signals from the crank angle sensor 103 and the cam sensor 104, and the operating state A feedback correction amount UDTY for matching the target value (target advance value) of the relative rotation position (rotation phase) set in accordance with this is set, and the addition result of the base duty ratio BASEDTY and the feedback correction amount UDTY Is the final duty ratio VTCDTY, and a control signal for the duty ratio VTCDTY is output to the electromagnetic actuator 54 Are to so that.
[0038]
The base duty ratio BASEDTY is a substantially median value of the duty ratio range in which the supply port 55, the third port 58, and the fourth port 59 are all closed and no oil is supplied or discharged in any of the hydraulic chambers 32 and 33. (For example, 50%).
That is, when it is necessary to change the relative rotation position (rotation phase) in the retarding direction, the duty ratio is reduced by the feedback correction UDTY, and the hydraulic oil pumped from the oil pump 47 is retarded. While being supplied to the hydraulic chamber 33, the hydraulic oil in the advance side hydraulic chamber 32 is discharged into the oil pan 46. Conversely, the relative rotation position (rotation phase) is changed in the advance direction. When it is necessary to increase the duty ratio, the duty ratio is increased by the feedback correction UDTY, the hydraulic oil is supplied into the advance hydraulic chamber 32, and the hydraulic oil in the retard hydraulic chamber 33 is supplied to the oil pan 46. Will be discharged. When the relative rotation position (rotation phase) is maintained in the current state, the absolute value of the feedback correction UDTY is decreased to return to a duty ratio near the base duty ratio. The internal pressures of the hydraulic chambers 32 and 33 are controlled by closing the 55, the third port 58, and the fourth port 59 (stopping the supply and discharge of hydraulic pressure).
[0039]
Here, the feedback correction amount UDTY is set by, for example, normal PID control. That is, when the detected relative rotation position (rotation phase) between the cam sprocket 1 and the camshaft 2 is the actual angle VTCNOW of the variable valve timing mechanism (VTC) and the target value is the VTC target angle VTCTRG, Control is performed by setting a proportional component P, an integral component I, and a differential component D with respect to the deviation VTCERR (= VTCNOW−VTCTRG).
[0040]
FIG. 7 shows a system configuration of an engine provided with the variable valve timing mechanism.
In the figure, the variable valve timing mechanisms (VTC) 121 and 122 are provided on the intake valve side and the exhaust valve side. The intake passage 202 of the engine 201 is provided with a fuel injection valve 203 that injects fuel for each cylinder. The fuel and air injected from the fuel injection valve 203 are premixed, and the intake valve 204 is provided in the cylinder. Sucked through. The combustion mixture in the cylinder is ignited and burned by spark ignition by the spark plug 205, and the combustion exhaust is discharged to the exhaust passage 207 via the exhaust valve 206.
[0041]
A three-way catalyst 208 is interposed in the exhaust passage 207, and the three-way catalyst 208 purifies CO, HC, NOx in the exhaust.
On the upstream side of the three-way catalyst 208, an air-fuel ratio sensor 209 that detects the air-fuel ratio by having a characteristic that the output value changes with respect to the change of the exhaust air-fuel ratio is interposed.
[0042]
The intake passage 202 is provided with a throttle valve 210 for controlling the amount of intake air and a throttle sensor 211 for detecting the opening degree of the throttle valve 120. Further, the intake air amount is further upstream. The air flow meter 102 to detect is provided. In addition, a water temperature sensor 212 for detecting the engine coolant temperature Tw is provided.
[0043]
The detection signals from the sensors are input to the ECU 48, which performs valve timing control of the intake valve 204 by the VTC 121, fuel injection amount control by the fuel injection valve 203, ignition control by the ignition plug 205, and the like. Do.
Hereinafter, the ignition control according to the present invention will be described with reference to the flowchart of FIG.
[0044]
In FIG. 8 showing the main routine of the ignition control, in step 1, the engine rotational speed Ne detected by the crank angle sensor 101, the basic fuel injection amount Tp as the engine load calculated by another routine, and the cam sensor 104 are detected. The actual valve timing VTCNOW (int), VTCNOW (exh), etc. of the intake valve 204 and the exhaust valve 206 to be read are read.
[0045]
In step 2, the basic ignition timing ADVb is set by searching from a preset map or the like based on the engine speed Ne, the basic fuel injection amount Tp, and the like.
In step 3, the VTC correction amount ADVvtc corresponding to the VTC control of the ignition timing is calculated.
[0046]
In step 4, the final engine ignition timing ADV is set according to the following equation.
ADV = ADVb + ADVvtc
In step 5, an ignition signal is output to the spark plug 205 at the ignition timing ADV and ignited by a spark spark.
[0047]
FIG. 9 shows a flowchart of a subroutine for calculating the correction amount ADVvtc in step 3.
In step 11, the VTC basic correction amount ADVvtcb is previously retrieved from the map as shown in FIG. 10 based on the actual valve timings VTCNOW (int) and VTCNOW (exh) of the intake valve 204 and the exhaust valve 206.
[0048]
Here, the characteristics of the VTC basic correction amount ADVvtcb set in the map will be described.
Now, assuming that the valve timing of the intake valve 204 and the exhaust valve 206 when the VTC basic correction amount ADVvtcb is set to the most retarded angle side is a reference position, first, the valve overlap of the intake and exhaust valves with respect to the reference position The ignition timing is set so as to be largely corrected toward the advance side as the amount increases (direction a in the figure), that is, the intake valve 204 is advanced and the exhaust valve 206 is retarded. That is, if the valve overlap amount increases, the internal EGR amount increases and the ignitability delay increases, so that the ignition timing is advanced.
[0049]
Further, as the valve timings of the intake valve 204 and the exhaust valve 206 both change in the advance direction (b direction in the figure) or both in the retard direction (c direction in the figure) with respect to the reference position, the ignition timing is set to the advance side. It is set to greatly correct. In these directions, the valve overlap amount does not change, but the internal EGR amount increases even if the valve overlap center position deviates in either the advance side or the retard side with respect to the reference position. Is advanced.
[0050]
Further, the more the valve overlap amount of the intake / exhaust valve decreases with respect to the reference position (direction d in the figure), that is, the more the intake valve 204 is retarded and the exhaust valve 206 is advanced, the more the ignition is performed. The timing is set so as to be greatly corrected to the advance side. In this case, the valve overlap amount decreases, but the effect of the ignition delay due to the decrease in the compression temperature due to the decrease in the internal EGR amount becomes larger, so the ignition timing is set to be greatly corrected to the advance side. Is done.
[0051]
In step 12, the operating state correction coefficient Kvtc is set in advance from a map as shown in FIG. 11 according to the engine speed Ne and the basic fuel injection amount Tp (load). Here, the operating state correction coefficient Kvtc is set to a value larger than 1 as the engine speed Ne and the load are larger. That is, as the engine rotational speed Ne and the load are larger, even if the valve overlap amount is the same, the internal EGR amount is large, and the ratio of the change amount of the internal EGR amount to the change amount of the valve overlap amount is also increased. The ignition timing is set so as to be corrected more greatly on the advance side.
[0052]
In step 13, based on the VTC basic correction amount ADVvtcb set in step 11 and the operating state correction coefficient Kvtc set in step 12, the final VTC correction amount ADVvtc is set by the following equation.
ADVvtc = ADVvtcb × Kvtc
In this way, the engine ignition timing is optimally controlled based on the actual valve timing of the intake valve and the exhaust valve, with the valve timing correction amount that matches the combustibility obtained using the minimum required map data. can do.
[0053]
In addition to the hydraulic control type, the variable valve timing mechanism can be applied to those that variably control the rotational phase of the camshaft by an electromagnetic brake, and those that directly electromagnetically drive the intake and exhaust valves. .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a variable valve timing mechanism in an embodiment.
2 is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG.
FIG. 3 is an exploded perspective view of the variable valve timing mechanism.
FIG. 4 is a longitudinal sectional view showing an electromagnetic switching valve in the variable valve timing mechanism.
FIG. 5 is a longitudinal sectional view showing an electromagnetic switching valve in the variable valve timing mechanism.
FIG. 6 is a longitudinal sectional view showing an electromagnetic switching valve in the variable valve timing mechanism.
FIG. 7 is a diagram showing a system configuration of an engine provided with the variable valve timing mechanism.
FIG. 8 is a flowchart showing a main routine of the engine ignition control.
FIG. 9 is a flowchart showing a subroutine for calculating a VTC correction amount ADVvtc of the ignition timing.
FIG. 10 is a map in which a VTC basic correction amount ADVvtcb for the ignition timing is set.
FIG. 11 is a map in which an operating state correction coefficient Kvtc for the ignition timing is set.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 101 ... Rotation sensor 102 ... Air flow meter 103 ... Crank angle sensor 104 ... Cam sensors 121, 122 ... Variable valve timing mechanism 201 ... Engine 204 ... Intake valve 205 ... Spark plug 206 ... Exhaust valve

Claims

In an engine ignition control device in which valve timings of an intake valve and an exhaust valve are independently and continuously controlled,
While detecting the valve timing of the intake valve and the exhaust valve, and setting the valve timing correction amount of the engine ignition timing based on these detection values, while controlling the ignition to the ignition timing corrected by the set valve timing correction amount ,
The valve timing correction amount is such that when the valve timing of the intake valve and the exhaust valve when the valve timing correction amount is set to the most retarded side is a reference position, the valve timing of the intake valve and the exhaust valve is the reference The ignition timing of the engine is set so that the ignition timing is largely corrected to the advance side as the valve overlap amount of the intake / exhaust valve increases or decreases with respect to the position. Control device.

In an engine ignition control device in which valve timings of an intake valve and an exhaust valve are independently and continuously controlled,
While detecting the valve timing of the intake valve and the exhaust valve, and setting the valve timing correction amount of the engine ignition timing based on these detection values, while controlling the ignition to the ignition timing corrected by the set valve timing correction amount,
The valve timing correction amount is such that when the valve timing of the intake valve and the exhaust valve when the valve timing correction amount is set to the most retarded side is a reference position, the valve timing of the intake valve and the exhaust valve is the reference An ignition timing control device for an engine, wherein the ignition timing control device is set so that the ignition timing is largely corrected toward the advance side as both change in the advance direction or both in the retard direction with respect to the position .

The valve timing correction amount is an operation state correction set based on the basic correction amount and the engine operating state when a correction amount set based only on the valve timing of the intake valve and the exhaust valve is used as a basic correction amount. 3. The engine ignition control device according to claim 1, wherein the engine ignition control device is calculated by multiplying by a coefficient.

4. The engine according to claim 3 , wherein the operating state correction coefficient is set so that the ignition timing is corrected to be advanced as the engine speed increases and the load increases. Ignition timing control device.

The engine ignition timing is finally set, the basic ignition timing that is set based on the engine operating state, of claims 1 to 4, characterized in that it is set by correcting by the valve timing correction amount The engine ignition timing control device according to any one of the above.

6. The engine ignition control apparatus according to claim 5 , wherein the engine state parameters used for setting the basic ignition timing are a rotational speed and a load.