JP4044625B2

JP4044625B2 - Combustion control device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP4044625B2
Application number: JP32461195A
Authority: JP
Inventors: 英二伊藤
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 1995-12-13
Filing date: 1995-12-13
Publication date: 2008-02-06
Anticipated expiration: 2015-12-13
Also published as: JPH09166030A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、複数の気筒を有する内燃機関の燃焼制御装置に係り、詳しくは、少なくとも１つの気筒において、いわゆるアトキンソンサイクルが採用されうる内燃機関の燃焼制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、内燃機関のピストンは、気筒（シリンダボア）内を上下動し、当該気筒内での挙動は、吸入、圧縮、燃焼、膨張、排気といった一連のサイクルで表現される。従来から知られている燃焼サイクルとしては、オットーサイクルと称されるものが挙げられる。このオットーサイクルにおいては、シリンダボア内の容積（ｖ）とシリンダボア内の圧力（ｐ）との関係は、図７に示すようなｐ−ｖ線図（但し、同図はあくまでも模式的なもの）として表すことができる。このオットーサイクルは、膨張比と圧縮比とがほぼ等しい関係にある点に特徴を有している。
【０００３】
かかるオットーサイクルにおいて、熱効率を上昇させようとする場合には、圧縮比（≒膨張比）を高めることが考えられるが、単に圧縮比を高めるだけでは、ノッキングという問題が起こってしまう。このため、単に圧縮比を高めるにも限界があった。
【０００４】
上記の欠点を有するオットーサイクルに対し、例えば、ＳＡＥＴｅｃｈｎｉｃａｌＰａｐｅｒＳｅｒｉｅｓ No. ９１０４５１等においては、アトキンソンサイクルと称される技術（場合によってはミラーサイクルとも称される）が開示されている。このアトキンソンサイクルにおいては、膨張比を大きくとった上で吸気弁の閉タイミングを変えることにより、実圧縮比を下げるようにしている。通常は、吸気弁の閉タイミングを吸気下死点よりも遅くすることで、実圧縮比が下げられる（勿論、早閉じの場合でも実圧縮比は下げられる）。当該遅閉じタイプのアトキンソンサイクルにおいては、シリンダボア内の容積（ｖ）とシリンダボア内の圧力（ｐ）との関係は、例えば図８に示すようなｐ−ｖ線図（但し、同図もあくまでも模式的なもの）として表すことができる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、上記従来技術では、熱効率を高め、燃費の向上を図ることができるものの、実圧縮比を高く設定できない。このため、実圧縮比を下げざるをえない分、内燃機関の出力が低下してしまい、高負荷時には、要求される出力が得られないという事態が生じていた。
【０００６】
これに対し、上記アトキンソンサイクルにおいて、リショルムコンプレッサ及びインタークーラー等を用い、過給的に吸気を送りこみ、もって実圧縮比の低下に伴う出力の低下分を補うという技術も知られている。しかしながら、かかる手法を採用すると、システム自体が著しく高価なものとなってしまい、コストの高騰を招くおそれがあった。また、これらリショルムコンプレッサ、インタークーラー等の搭載により却って燃費が悪化してしまい、当初のアトキンソンサイクルを採用するメリットが低下してしまうおそれもあった。
【０００７】
本発明は前述した事情に鑑みてなされたものであって、その目的は、燃費の向上及び高負荷時における出力の低下抑制を共に満足させることができ、もって運転者の要求する運転性能を確保することのできる内燃機関の燃焼制御装置を提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明においては、内部にピストンを備えた複数の気筒を有する内燃機関の燃焼制御装置において、一部のみの気筒における実圧縮比を膨張比よりも小さくなるようにし、それ以外の気筒における実圧縮比を膨張比とほぼ等しくなるようにする気筒別実圧縮比制御手段と、前記一部のみの気筒に対応してそれ以外の気筒に対応する吸気通路よりも長く且つ通路面積が小さく設定された吸気通路とを備えたことをその要旨としている。
【０００９】
本発明によれば、気筒別実圧縮比制御手段により、一部のみの気筒における実圧縮比が膨張比よりも小さくなるよう制御され（アトキンソンサイクル）、それ以外の気筒における実圧縮比を膨張比とほぼ等しくなるように制御される（オットーサイクル）。従って、負荷が低負荷域にあるときには、アトキンソンサイクル特有の作用を確保することができるとともに、負荷が高負荷域にあるときには、オットーサイクル特有の作用を確保することができる。
さらに、一部のみの気筒に対応する吸気通路を、それ以外の気筒のそれに比べ、長く、かつ、細く設定するようにした。そのため、一部のみの気筒以外の気筒においては、高回転時においてより適切な対応を図ることができ、一部のみの気筒においては、低回転時においてより適切な対応を図ることができる。
【００１０】
また、請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の内燃機関の燃焼制御装置において、前記内燃機関の負荷が低負荷域にあるとき、前記一部のみの気筒以外の気筒において燃料カットを実行することをその要旨としている。
上記構成によれば、内燃機関の負荷が低負荷域にあるとき、一部のみの気筒以外の気筒において燃料カットが実行される。このため、より一層の燃費の向上を図ることができる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
（第１の実施の形態）
以下、本発明における内燃機関の燃焼制御装置を具体化した第１の実施の形態を図１〜図３に基づいて詳細に説明する。
【００１７】
図１は本実施の形態における、車両に搭載されたエンジンの燃焼制御装置を示す概略構成図であり、図２は、燃焼制御装置の１つの気筒に着目した概略構成図である。これらの図に示すように、複数の気筒（本実施の形態では４気筒）を有する内燃機関としてのエンジン１には、吸気通路２を介してエアクリーナ３から外気が取り込まれる。また、その外気の取り込みと同時に、エンジン１にはその吸入ポート１ａの近傍にて各気筒♯１，♯２，♯３，♯４毎に設けられたインジェクタ４から噴射される燃料が取り込まれる。そして、その取り込まれた燃料と外部空気との混合気が各気筒♯１〜♯４毎に設けられた吸気バルブ５ａを介して燃焼室１ｂへ導入される。その混合気が燃焼室１ｂ内にて爆発・燃焼され、図示しないクランク軸が回転されて車両に駆動力が得られる。その後、爆発・燃焼後の排気ガスが排気バルブ５ｂを介して各気筒毎の排気マニホールドが集合する排気通路６へと導出され、外部へ排出される。
【００１８】
また、吸気通路２の途中には、図示しないアクセルペダルに連動して開閉されるスロットルバルブ８が設けられている。そして、このスロットルバルブ８が開閉されることにより、吸気通路２への吸入空気量が調節される。また、そのスロットルバルブ８の下流側には、吸入空気の脈動を平滑化させるサージタンク９が設けられている。
【００１９】
吸気通路２において、エアクリーナ３の近傍には、吸気温ＴＨＡを検出するための吸気温センサ２１が設けられている。また、スロットルバルブ８の近傍には、その開度、すなわちスロットル開度ＴＡを検出するスロットルセンサ２２が設けられている。さらに、サージタンク９には、同タンク９に連通して吸入圧力（吸気圧）ＰｉＭを検出する負荷検出手段としての吸気圧センサ２３が設けられている。
【００２０】
一方、排気通路６の途中には、排気ガス中の主として３つの有害な成分、すなわち、炭化水素（ＨＣ）、一酸化炭素（ＣＯ）及び窒素酸化物（ＮＯｘ）を同時に浄化する触媒装置としての三元触媒１３が設けられている。また、排気通路６の途中の三元触媒１３よりも上流側においては、排気中の酸素濃度ＯＸを検出するための酸素センサ２４が設けられている。
【００２１】
また、エンジン１には、その冷却水の温度（冷却水温）ＴＨＷを検出するための水温センサ２５が設けられている。
エンジン１の各気筒♯１〜♯４毎に設けられた点火プラグ１０には、ディストリビュータ１１にて分配された点火信号が印加される。ディストリビュータ１１はイグナイタ１２から出力される高電圧をエンジン１のクランク角に同期して各点火プラグ１０に分配するためのものであり、各点火プラグ１０の点火タイミングはイグナイタ１２からの高電圧出力タイミングにより決定される。
【００２２】
ディストリビュータ１１には、同ディストリビュータ１１の図示しないロータの回転からエンジン１の回転数（エンジン回転数）ＮＥを検出する回転数センサ２６が取付けられている。また、同じくディストリビュータ１１には、ロータの回転に応じてエンジン１のクランク角の変化を所定の割合で検出するクランク角センサ２７が取付けられている。さらに、図示しないトランスミッションには、車両速度（車速）ＳＰＤを検出してその検出値の大きさに応じた信号を出力する車速センサ２８が設けられている。
【００２３】
また、本実施の形態では、電子制御装置（以下単に「ＥＣＵ」という）３０が設けられている。このＥＣＵ３０には、上記した吸気温センサ２１、スロットルセンサ２２、吸気圧センサ２３、酸素センサ２４、水温センサ２５、回転数センサ２６、クランク角センサ２７及び車速センサ２８がそれぞれ接続されている。また、ＥＣＵ３０には、インジェクタ４及びイグナイタ１２等がそれぞれ接続されている。ＥＣＵ３０は、中央処理装置（ＣＰＵ）、所定の制御プログラム等を予め記憶した読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ＣＰＵの演算結果等を一時記憶するランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）、予め記憶されたデータを保存するバックアップＲＡＭ等を備えている。また、ＥＣＵ３０は、これら各部と外部入力回路、外部出力回路等とをバスによって接続してなる論理演算回路として構成されている。そして、ＥＣＵ３０は、上記各センサ２１〜２８からの検出信号に基づき、インジェクタ４及びイグナイタ１２等を駆動制御するようになっている。
【００２４】
次に、本実施の形態における構成上の特徴部分について説明する。
まず、第１に本実施の形態における４つの気筒♯１〜♯４のうち、２つの気筒♯２，♯３については、通常のオットーサイクルが採用されている。また、他の２つの気筒♯１，♯４については、いわゆるアトキンソンサイクルが採用されている。すなわち、前者の２つの気筒♯２，♯３に設けられた吸気バルブ５ａは、図３において実線で示すように、通常のタイミングで開閉される。これに対し、アトキンソンサイクルの採用された他の２つの気筒♯１，♯４に設けられた吸気バルブ５ａは、図３において２点鎖線で示すように、通常の場合よりも遅れたタイミングで開かれ、遅れたタイミングで閉じられるようカムプロフィールが設定されている。このように、吸気バルブ５ａの閉タイミングが吸気下死点よりも遅く設定されることで、実圧縮比が下げられる。従って、当該他の２つの気筒♯１，♯４における燃焼室１ｂ内の容積（ｖ）と圧力（ｐ）との関係は、図８に示すようなｐ−ｖ線図として表すことができる。
【００２５】
これとともに、前者の２つの気筒♯２，♯３に比べ、他の２つの気筒♯１，♯４は、ピストン、コンロッド、シリンダヘッド等の調整により、膨張比が大きくなるよう設定されている。例えば、本実施の形態では、前者の２つの気筒♯２，♯３の膨張比は「８〜１３」に、実圧縮比は「８〜１３」に設定されており、膨張比に対する実圧縮比の比率は「１．００」となっている。これに対し、他の２つの気筒♯１，♯４の膨張比は「１４〜１８」に、実圧縮比は「８〜１３」に設定されており、膨張比に対する実圧縮比の比率は「１．０８〜２．２５」となっている。本実施の形態では、上記カムプロフィール等により、実圧縮比調整手段が構成されている。
【００２６】
また、第２に、図１に示すように、他の２つの気筒♯１，♯４に対応する吸気通路２（吸気管）は、前者の２つの気筒♯２，♯３のそれに比べ、長く、かつ、細く（通路面積が小さく）設定されている。このように、気筒♯２，♯３においては、吸気管が、短く、かつ、太く設定されていることにより、高回転数に対応できるようになっている。
【００２７】
次に、上記のように構成されてなる本実施の形態の作用及び効果について説明する。
上記実施の形態によれば、エンジン１の負荷が低負荷域にあるとき、前記他の２つの気筒♯１，♯４における実圧縮比が膨張比よりも小さくなっている（アトキンソンサイクル）。このため、少なくとも当該気筒♯１，♯４においては、熱効率が高められ、総合的には燃費の向上が図られうる。
【００２８】
また、負荷が高負荷域にあるとき、前者の２つの気筒♯２，♯３における実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなっている。すなわち、高負荷域においては、少なくともアトキンソンサイクルの採用されていない気筒♯２，♯３においては、通常の燃焼状態（オットーサイクル）が確保されることになる。従って、要求されるある程度の出力は確保することができる。その結果、燃費の向上及び高負荷時における出力の低下抑制を共に満足させることができ、もって運転者の要求する運転性能を確保することができる。
【００２９】
さらに、上記実施の形態では、別途リショルムコンプレッサ、インタークーラー等を搭載せずとも、簡易な構成でもって上記効果を奏せしめることができる。そのため、上記装置の搭載により却って燃費が悪化したり、コストの増大を招いたりするのを抑制することができる。
【００３０】
併せて、上記実施の形態では、他の２つの気筒♯１，♯４に対応する吸気通路２（吸気管）を、前者の２つの気筒♯２，♯３のそれに比べ、長く、かつ、細く設定するようにした。そのため、気筒♯２，♯３においては、高回転時においてより適切な対応を図ることができ、他の２つの気筒♯１，♯４においては、低回転時においてより適切な対応を図ることができる。
【００３１】
（第２の実施の形態）
次に、本発明を具体化した第２の実施の形態について説明する。但し、本実施の形態の構成等においては上述した第１の実施の形態とほぼ同等であるため、同一の部材等については同一の符号を付してその説明を省略する。そして、以下には、第１の実施の形態との相違点を中心として説明することとする。
【００３２】
まず、本実施の形態では、上記第１の実施の形態では説明しなかったが、図１に示すように、前記前者の２つの気筒♯２，♯３に対応する吸気通路２（吸気管）内には、開閉式の吸気制御弁１３が設けられている。これら吸気制御弁１３は、アクチェエータ１４によって開閉駆動される。当該吸気制御弁１３及びアクチュエータ１４は、可変吸気システムを構成するものであって、当該吸気制御弁１３が開閉されることによって、吸気通路２内の通路面積が変更されるようになっている。例えば中速域では、通路面積が幾分小さく設定され、これにより吸気流速が高く保持され、吸気脈動が有効に利用されるようになっている。
【００３３】
また、本実施の形態では、エンジン１の負荷に応じて、燃料の噴射量の制御（インジェクタ４の制御）が実行されるようになっているとともに、上記吸気制御弁１３の制御が実行されるようになっている。
【００３４】
以下には、これらの制御内容について図４に示すフローチャートに従って説明することとする。図４は、上述したＥＣＵ３０によって実行される「燃焼制御ルーチン」を示すフローチャートであって、本ルーチンは所定時間毎の定時割り込みで実行される。
【００３５】
処理がこのルーチンへ移行すると、ＥＣＵ３０は、まずステップ１０１において、各センサ２１〜２８からエンジン負荷に相当する吸気圧ＰｉＭをはじめとした各種信号を読み込む。
【００３６】
次に、ステップ１０２において、今回読み込んだ吸気圧ＰｉＭに基づき、現在の運転状態が低負荷域にあるか否かを判断する。そして、低負荷域にあると判断した場合には、ステップ１０３へ移行する。ステップ１０３においては、今回読み込んだエンジン回転数ＮＥ、スロットル開度ＴＡ等の各種信号に基づき、他の２つの気筒♯１，♯４に対応する燃料噴射量ＴＡＵ♯１，ＴＡＵ♯４をそれぞれ算出する。また、これとともに、前者の２つの気筒♯２，♯３に対応する燃料噴射量ＴＡＵ♯２，ＴＡＵ♯３を共に「０」とする。つまり、前者の２つの気筒♯２，♯３においては燃料カットが実行される。
【００３７】
さらに、ステップ１０４においては、前者の２つの気筒♯２，♯３に対応して設けられた吸気制御弁１３を全閉とし、その後の制御を一旦終了する。
また、前記ステップ１０２において、現在の運転状態が低負荷域にないと判断した場合には、ステップ１０５へ移行する。ステップ１０５においては、今回読み込んだ吸気圧ＰｉＭに基づき、現在の運転状態が中負荷域にあるか否かを判断する。そして、中負荷域にあると判断した場合には、ステップ１０６へ移行する。ステップ１０６においては、今回読み込んだエンジン回転数ＮＥ、スロットル開度ＴＡ等の各種信号に基づき、全ての気筒♯１〜♯４に対応する燃料噴射量ＴＡＵ♯１〜ＴＡＵ♯４をそれぞれ算出する。
【００３８】
さらに、ステップ１０７においては、前記吸気制御弁１３を半開制御（別途のルーチンで目標開度が算出され、当該目標開度に基づき半開制御が実行される）し、その後の制御を一旦終了する。
【００３９】
これに対し、ステップ１０５において、現在の運転状態が中負荷域にないと判断した場合には、現在の運転状態が高負荷域にあるものとしてステップ１０８へ移行する。ステップ１０８においては、今回読み込んだエンジン回転数ＮＥ、スロットル開度ＴＡ等の各種信号に基づき、全ての気筒♯１〜♯４に対応する燃料噴射量ＴＡＵ♯１〜ＴＡＵ♯４をそれぞれ算出する。
【００４０】
さらに、ステップ１０９においては、前記吸気制御弁１３を全開とし、その後の制御を一旦終了する。
このように、上記「燃焼制御ルーチン」においては、そのときどきの負荷状態に応じて気筒♯１〜♯４毎に燃料噴射量ＴＡＵ♯１〜ＴＡＵ♯４が設定されるとともに、吸気制御弁１３の開度制御が実行される。
【００４１】
以上説明したように、本実施の形態においても上述した第１の実施の形態とほぼ同等の作用効果を奏する。また、本実施の形態では、上記作用効果に加えて、えて、エンジン１の負荷が、低負荷域にある場合には、前者の２つの気筒♯２，♯３において燃料カットが実行される。このため、より一層の燃費の向上を図ることができる。
【００４２】
また、エンジン１の負荷が、中負荷域にあるときには、前者の２つの気筒♯２，♯３に関しては、吸気制御弁１３が半開状態で制御される。このため、中負荷、中速域では、吸気通路２の通路面積が高負荷よりも幾分小さく設定され、これにより、吸気流速が高く保持され、吸気脈動が有効に利用される。従って、所定の出力を確保した上で、燃費のさらなる向上を図ることができる。
【００４３】
（第３の実施の形態）
次に、本発明を具体化した第３の実施の形態について説明する。但し、本実施の形態の構成等においては上述した第１、第２の実施の形態と同一の部材等については同一の符号を付してその説明を省略する。そして、以下には、上記各実施の形態との相違点を中心として説明することとする。
【００４４】
まず、本実施の形態では、前者の２つの気筒♯２，♯３に対応して設けられた吸気バルブ５ａの閉タイミングを制御するために、第１の実施の形態で説明したカムプロフィールの変更により閉タイミングを変更するのではなく、公知の可変バルブタイミング機構が設けられている。より詳しく説明すると、吸気バルブ５ａ及び排気バルブ５ｂを開閉駆動する図示しない吸気側カムシャフト及び排気側カムシャフトは、それぞれシリンダヘッドとベアリングキャップ（いずれも図示せず）との間で回転可能に支持されている。そして、吸気バルブ５ａ及び排気バルブ５ｂは、前記各カムシャフトの回転により、図示しないカムを介して開閉動作される。また、各カムシャフトの一端にそれぞれ設けられたタイミングプーリは、タイミングベルトを介してクランクシャフトに駆動連結されている。
【００４５】
従って、エンジン１の運転時には、クランクシャフトからタイミングベルト及び各タイミングプーリを介して各カムシャフトに回転動力が伝達され、吸気バルブ５ａ及び排気バルブ５ｂが開閉駆動される。また、これら吸気バルブ５ａ及び排気バルブ５ｂは、クランクシャフトの回転に同期して、すなわち吸気行程、圧縮行程、爆発・膨張行程及び排気行程の一連の四行程に同期して、所定の開閉タイミングで駆動される。
【００４６】
そして、前記可変バルブタイミング機構（以下、ＶＶＴとする）は、前記他の２つの気筒♯１，♯４に対応する吸気側カムシャフトと吸気側タイミングプーリとの間に介在され、他の２つの気筒♯１，♯４の吸気バルブ５ａの開閉タイミングを変更する。なお、上記ＶＶＴは、例えば、電磁制御式のオイルコントロールバルブ（以下、ＯＣＶとする）のデューティ制御により駆動される。
【００４７】
これに対し、前者の２つの気筒♯２，♯３に対応する吸気バルブ５ａについては、可変バルブタイミング制御は実行されない。このため、吸気側カムシャフトも、他の２つの気筒♯１，♯４に対応する吸気側カムシャフトとは別物となっている。
【００４８】
次に、上記のように構成されてなる本実施の形態の特有の作用等について説明する。
本実施の形態においても、ＥＣＵ３０により、現在の運転状態が低負荷域にあるか否かが判断される。そして、低負荷域にあると判断されたならば、ＥＣＵ３０によってＯＣＶが制御され、ＶＶＴが制御される。当該遅角制御が行われることにより、他の２つの気筒♯１，♯４に対応する吸気バルブ５ａの閉タイミングが遅らされる。このため、当該他の２つの気筒♯１，♯４における実圧縮比が膨張比よりも小さくなり、少なくとも当該気筒♯１，♯４においては、熱効率が高められ、総合的には燃費の向上が図られうる。
【００４９】
また、負荷が高負荷域にあるとき、ＶＶＴが進角側に制御される。当該進角制御が行われることにより、他の２つの気筒♯１，♯４に対応する吸気バルブ５ａの閉タイミングが、前者の２つの気筒♯２，♯３に対応する吸気バルブ５ａの閉タイミングと同等に早められる。すなわち、高負荷域においては、全ての気筒♯１〜♯４において、通常の燃焼状態（オットーサイクル）が確保されることになる。従って、要求される出力を十分に確保することができる。その結果、燃費の向上及び高負荷時における出力の低下抑制を共に満足させることができ、もって運転者の要求する運転性能を確保することができる。
【００５０】
（第４の実施の形態）
次に、本発明を具体化した第４の実施の形態について説明する。但し、本実施の形態の構成等においては上述した第１〜第３の実施の形態と同一の部材等については同一の符号を付してその説明を省略する。そして、以下には、上記各実施の形態との相違点を中心として説明することとする。
【００５１】
まず、本実施の形態では、上述した第１の実施の形態とは異なり、全ての気筒♯１〜♯４において同一の構成が採用されており、以下に記す制御内容は、全ての気筒♯１〜♯４において一律に実行される。
【００５２】
また、図５に示すように、エンジン１のシリンダヘッド１ｃには、副燃焼室１５が形成されている。さらに、シリンダヘッド１ｃには、この副燃焼室１５の開口部分を開閉するための副燃焼室バルブ１６が設けられている。この副燃焼室バルブ１６は、アクチュエータ１７によって開閉され、当該アクチュエータ１７には、ＥＣＵ３０からの制御信号に基づき作動する。本実施の形態においては、上記副燃焼室バルブ１６が開閉されることにより、副燃焼室１５と燃焼室１ｂとの間が連通されたりされなかったりする。そして、この連通の有無によって実質的な燃焼室容積が可変とされ、ひいては実圧縮比が可変とされるようになっている。
【００５３】
すなわち、本実施の形態では、エンジン１の負荷に応じて、副燃焼室バルブ１６の開閉による実圧縮比の制御が実行されるようになっている。以下には、当該制御内容について図６に示すフローチャートに従って説明することとする。図６は、上述したＥＣＵ３０によって実行される「燃焼制御ルーチン」を示すフローチャートであって、本ルーチンは所定時間毎の定時割り込みで実行される。
【００５４】
処理がこのルーチンへ移行すると、ＥＣＵ３０は、まずステップ３０１において、各センサ２１〜２８からエンジン負荷に相当する吸気圧ＰｉＭをはじめとした各種信号を読み込む。
【００５５】
次に、ステップ３０２において、今回読み込んだ吸気圧ＰｉＭに基づき、現在の運転状態が低負荷域にあるか否かを判断する。そして、低負荷域にないと判断した場合には、ステップ３０３へ移行する。ステップ３０３においては、通常の燃焼（オットーサイクル）を実行するべく、副燃焼室バルブ１６を閉じるべくアクチュエータ１７を制御する。そして、その後の処理を一旦終了する。
【００５６】
一方、ステップ３０２において、現在、低負荷域にあると判断した場合には、ステップ３０４へ移行する。ステップ３０４においては、現在、吸気行程中にあるか否かを判断する。そして、現在、吸気行程中にある場合には、ステップ３０５において、副燃焼室バルブ１６を閉じるべくアクチュエータ１７を制御する。そして、その後の処理を一旦終了する。一方、吸気行程中にない場合、つまり、それ以外の行程にあるときには、ステップ３０６へ移行する。そして、ステップ３０６において、副燃焼室バルブ１６を開くべくアクチュエータ１７を制御し、その後の処理を一旦終了する。
【００５７】
このように、上記「燃焼制御ルーチン」においては、エンジン１の負荷が低負荷域にあるとき、全ての気筒♯１〜♯４における実圧縮比が膨張比よりも小さくなるよう、副燃焼室バルブ１６が吸気行程中以外のタイミングで開かれる。このため、全ての気筒♯１〜♯４において熱効率が高められ一層の燃費の向上が図られうる。
【００５８】
また、負荷が高負荷域（低負荷域以外の領域）にあるとき、全ての気筒♯１〜♯４における実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。すなわち、高負荷域においては、全ての気筒♯１〜♯４において、通常の燃焼状態（オットーサイクル）が確保されることになる。従って、要求される出力を十分に確保することができる。その結果、燃費の向上及び高負荷時における出力の低下抑制を共に満足させることができ、もって運転者の要求する運転性能を確保することができる。
【００５９】
尚、本発明は上記各実施の形態に限定されるものではなく、例えば次の如く構成してもよい。
（１）上記各実施の形態では、４つの気筒♯１〜♯４を有するタイプのエンジン１に具体化したが、気筒数が複数であれば、それ以下或いは、それ以上の気筒数（例えば６気筒、８気筒等、もちろん直列型、Ｖ型いずれでも可）を有するタイプのエンジンに具体化することもできる。
【００６０】
（２）上記第１の実施の形態では、前者の２つの気筒♯２，♯３における実圧縮比を膨張比とがほぼ等しくなるようにし（オットーサイクル）、他の２つの気筒♯１，♯４における実圧縮比が膨張比よりも小さくなるようにした（アトキンソンサイクル）が、これらの組合せは自由である。従って、例えば１つの気筒のみをアトキンソンサイクルとし、それ以外の気筒についてはオットーサイクルを採用するようにしてもよい。また、その逆であってもよい。
【００６１】
（３）上記第１の実施の形態では、前者の２つの気筒♯２，♯３に対応する吸気通路２（吸気管）を、他の２つの気筒♯１，♯４のそれに比べ、長く、かつ、細く設定するようにしたが、かかる構成を省略してもよい。
【００６２】
（４）上記第２の実施の形態における吸気制御弁１３及びアクチュエータ１４を省略するようにしてもよい。
（５）上記第２の実施の形態では、他の２つの気筒♯１，♯４についてアトキンソンサイクルを採用し、前者の２つの気筒♯２，♯３についてオットーサイクルを採用するようにしたが、全ての気筒について、負荷に応じてアトキンソンサイクルとオットーサイクルとを切り換えるようにしてもよい。
【００６３】
（６）上記第３の実施の形態におけるＶＶＴとしては、ＯＣＶで制御されるタイプのものを採用したが、いかなるタイプのＶＶＴを採用してもよい。
（７）上記第４の実施の形態においては、副燃焼室１５、副燃焼室バルブ１６及びアクチュエータ１７を設けることにより、実質的な燃焼室容積を可変とする構成を採用したが、その他の構成により実質的な燃焼室容積を可変とするようにしてもよい。例えば、燃焼室１ｂの内部にピンを出没制御させるようにして実質的な燃焼室容積を可変とするようにしてもよい。或いは、コンロッドの長さを可変とすることにより実質的な燃焼室容積を可変とするようにしてもよい。
【００６４】
（８）上記第４の実施の形態においては、全ての気筒♯１〜♯４について負荷に応じてアトキンソンサイクルとオットーサイクルとを切り換えるようにしたが、一部の気筒のみを切換可能としてもよい。
【００６５】
（９）上記各実施の形態においては、吸気圧ＰｉＭに基づき負荷の高低を判断するようにしたが、その他の検出信号（例えばスロットル開度ＴＡ）に基づいて判断するようにしてもよい。
【００６６】
特許請求の範囲の請求項に記載されないものであって、上記実施の形態から把握できる技術的思想について以下にその効果とともに記載する。
（ａ）請求項１記載の内燃機関の燃焼制御装置において、前記実圧縮比を膨張比よりも小さくなるようにするための手段として、吸気バルブの閉タイミングを遅らせるもの、及び燃焼室の実質的容積を可変とするもののうち少なくとも一方を採用することを特徴とする。
【００６７】
上記の構成によれば、容易に本発明の作用効果を奏せしめることができる。
【００６８】
【発明の効果】
以上詳述したように、本発明の内燃機関の燃焼制御装置によれば、燃費の向上及び高負荷時における出力の低下抑制を共に満足させることができ、もって運転者の要求する運転性能を確保することができるという優れた効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１の実施の形態の燃焼制御装置を示す概略構成図である。
【図２】燃焼制御装置の１つの気筒に着目した概略構成図である。
【図３】第１の実施の形態のカムプロフィールを説明するタイミングチャートである。
【図４】第２の実施の形態においてＥＣＵにより実行される「燃焼制御ルーチン」を示すフローチャートである。
【図５】第４の実施の形態における副燃焼室等を示す拡大断面図である。
【図６】第４の実施の形態においてＥＣＵにより実行される「燃焼制御ルーチン」を示すフローチャートである。
【図７】オットーサイクルを説明するｐ−ｖ線図である。
【図８】アトキンソンサイクルを説明するｐ−ｖ線図である。
【符号の説明】
１…内燃機関としてのエンジン、１ｂ…燃焼室、５…吸気バルブ、１３…吸気制御弁、１５…副燃焼室、１６…副燃焼室バルブ、２３…負荷検出手段を構成する吸気圧センサ、３０…実圧縮比制御手段、気筒別実圧縮比制御手段を構成するＥＣＵ。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a combustion control apparatus for an internal combustion engine having a plurality of cylinders, and more particularly to a combustion control apparatus for an internal combustion engine in which a so-called Atkinson cycle can be adopted in at least one cylinder.
[0002]
[Prior art]
Generally, a piston of an internal combustion engine moves up and down in a cylinder (cylinder bore), and the behavior in the cylinder is expressed by a series of cycles such as suction, compression, combustion, expansion, and exhaust. Conventionally known combustion cycles include what is called an Otto cycle. In this Otto cycle, the relationship between the volume (v) in the cylinder bore and the pressure (p) in the cylinder bore is a p-v diagram as shown in FIG. 7 (however, this figure is only schematic). Can be represented. This Otto cycle is characterized in that the expansion ratio and the compression ratio are approximately equal.
[0003]
In order to increase the thermal efficiency in such an Otto cycle, it is conceivable to increase the compression ratio (≈expansion ratio), but simply increasing the compression ratio causes a problem of knocking. For this reason, there is a limit to simply increasing the compression ratio.
[0004]
For example, SAE Technical Paper Series No. 910451 discloses a technique called an Atkinson cycle (sometimes called a mirror cycle) for the Otto cycle having the above drawbacks. In this Atkinson cycle, the actual compression ratio is lowered by changing the closing timing of the intake valve after increasing the expansion ratio. Usually, the actual compression ratio is lowered by making the closing timing of the intake valve later than the intake bottom dead center (of course, the actual compression ratio can be lowered even in the case of early closing). In the slow closing type Atkinson cycle, the relationship between the volume (v) in the cylinder bore and the pressure (p) in the cylinder bore is, for example, a p-v diagram as shown in FIG. It can be expressed as
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the above-described conventional technology, although the thermal efficiency can be improved and the fuel consumption can be improved, the actual compression ratio cannot be set high. For this reason, the output of the internal combustion engine is reduced by the amount that the actual compression ratio has to be reduced, and the required output cannot be obtained at high loads.
[0006]
On the other hand, in the above-mentioned Atkinson cycle, a technique is also known in which intake air is supercharged by using a Rishorum compressor, an intercooler, or the like, thereby compensating for a decrease in output due to a decrease in actual compression ratio. However, if such a method is adopted, the system itself becomes extremely expensive, which may increase the cost. In addition, the fuel efficiency deteriorates due to the installation of the Rishorum compressor, the intercooler, and the like, and the merit of adopting the original Atkinson cycle may be reduced.
[0007]
The present invention has been made in view of the above-described circumstances, and the object thereof is to satisfy both the improvement of fuel consumption and the suppression of the decrease in output at the time of high load, thereby ensuring the driving performance required by the driver. An object of the present invention is to provide a combustion control device for an internal combustion engine that can be used.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, in the invention according to claim 1, in a combustion control device for an internal combustion engine having a plurality of cylinders having pistons therein,Only partThe actual compression ratio in the cylinder is made smaller than the expansion ratio,For each cylinder, the actual compression ratio in the other cylinders is made almost equal to the expansion ratio.Actual compression ratio control meansAn intake passage having a passage area that is longer than an intake passage corresponding to the other cylinders and smaller than the intake passage corresponding to the other cylinders;The gist is that
[0009]
  According to the present invention,The actual compression ratio control means for each cylinder is controlled so as to be smaller than the expansion ratio by the cylinder-specific actual compression ratio control means (Atkinson cycle), and the actual compression ratios for other cylinders are made substantially equal to the expansion ratio. Controlled (Otto cycle). Therefore, when the load is in the low load range, the action specific to the Atkinson cycle can be secured, and when the load is in the high load range, the action specific to the Otto cycle can be secured.
Furthermore, the intake passage corresponding to only a part of the cylinders is set to be longer and narrower than that of the other cylinders. Therefore, in a cylinder other than only a part of the cylinders, a more appropriate response can be achieved during high rotation, and in a part of the cylinders, a more appropriate response can be achieved during low rotation.
[0010]
  According to a second aspect of the present invention, in the combustion control device for an internal combustion engine according to the first aspect, when the load of the internal combustion engine is in a low load range, fuel cut is performed in cylinders other than the part of the cylinders. The gist is to execute.
  According to the above configuration, when the load of the internal combustion engine is in the low load range, fuel cut is executed in cylinders other than only a part of the cylinders. For this reason, it is possible to further improve fuel efficiency..
[0016]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(First embodiment)
Hereinafter, a first embodiment of a combustion control device for an internal combustion engine according to the present invention will be described in detail with reference to FIGS.
[0017]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a combustion control device for an engine mounted on a vehicle in the present embodiment, and FIG. 2 is a schematic configuration diagram focusing on one cylinder of the combustion control device. As shown in these drawings, outside air is taken in from an air cleaner 3 via an intake passage 2 into an engine 1 as an internal combustion engine having a plurality of cylinders (four cylinders in the present embodiment). Simultaneously with the intake of the outside air, the engine 1 receives the fuel injected from the injectors 4 provided for the respective cylinders # 1, # 2, # 3, and # 4 in the vicinity of the intake port 1a. Then, an air-fuel mixture of the taken-in fuel and external air is introduced into the combustion chamber 1b through an intake valve 5a provided for each of the cylinders # 1 to # 4. The air-fuel mixture is exploded and burned in the combustion chamber 1b, and a crankshaft (not shown) is rotated to obtain a driving force for the vehicle. Thereafter, the exhaust gas after the explosion / combustion is led out to the exhaust passage 6 where the exhaust manifold for each cylinder gathers through the exhaust valve 5b, and is discharged to the outside.
[0018]
A throttle valve 8 that is opened and closed in conjunction with an accelerator pedal (not shown) is provided in the middle of the intake passage 2. The throttle valve 8 is opened and closed to adjust the intake air amount to the intake passage 2. A surge tank 9 for smoothing the pulsation of the intake air is provided downstream of the throttle valve 8.
[0019]
In the intake passage 2, an intake air temperature sensor 21 for detecting the intake air temperature THA is provided in the vicinity of the air cleaner 3. A throttle sensor 22 for detecting the opening, that is, the throttle opening TA is provided in the vicinity of the throttle valve 8. Furthermore, the surge tank 9 is provided with an intake pressure sensor 23 as load detection means that communicates with the tank 9 and detects an intake pressure (intake pressure) PiM.
[0020]
On the other hand, in the middle of the exhaust passage 6, as a catalyst device for simultaneously purifying mainly three harmful components in the exhaust gas, that is, hydrocarbon (HC), carbon monoxide (CO) and nitrogen oxide (NOx). A three-way catalyst 13 is provided. Further, an oxygen sensor 24 for detecting the oxygen concentration OX in the exhaust gas is provided on the upstream side of the three-way catalyst 13 in the middle of the exhaust passage 6.
[0021]
Further, the engine 1 is provided with a water temperature sensor 25 for detecting the temperature (cooling water temperature) THW of the cooling water.
An ignition signal distributed by the distributor 11 is applied to the spark plug 10 provided for each cylinder # 1 to # 4 of the engine 1. The distributor 11 distributes the high voltage output from the igniter 12 to each ignition plug 10 in synchronization with the crank angle of the engine 1, and the ignition timing of each ignition plug 10 is the high voltage output timing from the igniter 12. Determined by.
[0022]
The distributor 11 is provided with a rotational speed sensor 26 for detecting the rotational speed (engine rotational speed) NE of the engine 1 from the rotation of a rotor (not shown) of the distributor 11. Similarly, the distributor 11 is provided with a crank angle sensor 27 that detects a change in the crank angle of the engine 1 at a predetermined rate according to the rotation of the rotor. Further, a transmission (not shown) is provided with a vehicle speed sensor 28 that detects a vehicle speed (vehicle speed) SPD and outputs a signal corresponding to the magnitude of the detected value.
[0023]
In the present embodiment, an electronic control unit (hereinafter simply referred to as “ECU”) 30 is provided. The ECU 30 is connected to the intake air temperature sensor 21, the throttle sensor 22, the intake pressure sensor 23, the oxygen sensor 24, the water temperature sensor 25, the rotation speed sensor 26, the crank angle sensor 27, and the vehicle speed sensor 28, respectively. The ECU 30 is connected to the injector 4 and the igniter 12. The ECU 30 stores a central processing unit (CPU), a read-only memory (ROM) in which a predetermined control program and the like are stored in advance, a random access memory (RAM) in which a CPU calculation result and the like are temporarily stored, and data stored in advance. A backup RAM and the like are provided. In addition, the ECU 30 is configured as a logical operation circuit formed by connecting these units, an external input circuit, an external output circuit, and the like through a bus. The ECU 30 drives and controls the injector 4 and the igniter 12 based on the detection signals from the sensors 21 to 28.
[0024]
Next, structural features in the present embodiment will be described.
First, among the four cylinders # 1 to # 4 in the present embodiment, a normal Otto cycle is adopted for two cylinders # 2 and # 3. The other two cylinders # 1 and # 4 adopt a so-called Atkinson cycle. That is, the intake valves 5a provided in the former two cylinders # 2 and # 3 are opened and closed at a normal timing as shown by the solid line in FIG. On the other hand, the intake valves 5a provided in the other two cylinders # 1 and # 4 adopting the Atkinson cycle are opened at a timing delayed from the normal case as shown by a two-dot chain line in FIG. The cam profile is set so that it is closed at a delayed timing. Thus, the actual compression ratio is lowered by setting the closing timing of the intake valve 5a later than the intake bottom dead center. Therefore, the relationship between the volume (v) and the pressure (p) in the combustion chamber 1b in the other two cylinders # 1 and # 4 can be expressed as a p-v diagram as shown in FIG.
[0025]
At the same time, compared with the former two cylinders # 2 and # 3, the other two cylinders # 1 and # 4 are set so that the expansion ratio is increased by adjusting pistons, connecting rods, cylinder heads and the like. For example, in the present embodiment, the expansion ratio of the former two cylinders # 2 and # 3 is set to “8 to 13”, and the actual compression ratio is set to “8 to 13”. The ratio of “1.00” is “1.00”. On the other hand, the expansion ratio of the other two cylinders # 1 and # 4 is set to “14 to 18”, and the actual compression ratio is set to “8 to 13”. The ratio of the actual compression ratio to the expansion ratio is “ 1.08 to 2.25 ". In the present embodiment, the actual compression ratio adjusting means is constituted by the cam profile or the like.
[0026]
Second, as shown in FIG. 1, the intake passage 2 (intake pipe) corresponding to the other two cylinders # 1 and # 4 is longer than that of the former two cylinders # 2 and # 3. And it is set thin (the passage area is small). As described above, in the cylinders # 2 and # 3, the intake pipe is set to be short and thick so that it can cope with a high rotational speed.
[0027]
Next, the operation and effect of the present embodiment configured as described above will be described.
According to the above embodiment, when the load of the engine 1 is in the low load range, the actual compression ratio in the other two cylinders # 1 and # 4 is smaller than the expansion ratio (Atkinson cycle). For this reason, at least in the cylinders # 1 and # 4, the thermal efficiency can be increased, and the overall fuel efficiency can be improved.
[0028]
When the load is in the high load range, the actual compression ratio and expansion ratio in the former two cylinders # 2 and # 3 are substantially equal. That is, in the high load range, at least the cylinders # 2 and # 3 in which the Atkinson cycle is not employed ensure a normal combustion state (Otto cycle). Therefore, a required level of output can be ensured. As a result, it is possible to satisfy both the improvement in fuel consumption and the suppression of the decrease in output at the time of high load, thereby ensuring the driving performance required by the driver.
[0029]
Furthermore, in the above-described embodiment, the above-described effects can be achieved with a simple configuration without separately mounting a Rishorum compressor, an intercooler, or the like. Therefore, it is possible to suppress the deterioration of the fuel consumption or the increase in cost due to the mounting of the device.
[0030]
In addition, in the above embodiment, the intake passage 2 (intake pipe) corresponding to the other two cylinders # 1 and # 4 is longer and thinner than that of the former two cylinders # 2 and # 3. I set it. Therefore, the cylinders # 2 and # 3 can take a more appropriate response at the time of high rotation, and the other two cylinders # 1 and # 4 can take a more appropriate response at the time of low rotation. it can.
[0031]
(Second Embodiment)
Next, a second embodiment embodying the present invention will be described. However, since the configuration of the present embodiment is substantially the same as that of the first embodiment described above, the same members and the like are denoted by the same reference numerals and the description thereof is omitted. In the following description, differences from the first embodiment will be mainly described.
[0032]
First, in the present embodiment, although not described in the first embodiment, as shown in FIG. 1, the intake passage 2 (intake pipe) corresponding to the former two cylinders # 2 and # 3, as shown in FIG. An open / close type intake control valve 13 is provided inside. These intake control valves 13 are opened and closed by an actuator 14. The intake control valve 13 and the actuator 14 constitute a variable intake system, and the passage area in the intake passage 2 is changed by opening and closing the intake control valve 13. For example, in the medium speed range, the passage area is set to be somewhat small, so that the intake flow velocity is kept high and intake pulsation is effectively used.
[0033]
In the present embodiment, control of the fuel injection amount (control of the injector 4) is executed according to the load of the engine 1, and control of the intake control valve 13 is executed. It is like that.
[0034]
Hereinafter, these control contents will be described with reference to the flowchart shown in FIG. FIG. 4 is a flowchart showing a “combustion control routine” executed by the ECU 30 described above, and this routine is executed by a scheduled interruption every predetermined time.
[0035]
When the processing shifts to this routine, the ECU 30 first reads various signals including the intake pressure PiM corresponding to the engine load from the sensors 21 to 28 in step 101.
[0036]
Next, in step 102, based on the intake pressure PiM read this time, it is determined whether or not the current operation state is in a low load range. And when it is judged that it exists in a low load range, it transfers to step 103. FIG. In step 103, fuel injection amounts TAU # 1 and TAU # 4 corresponding to the other two cylinders # 1 and # 4 are calculated based on various signals such as the engine speed NE and the throttle opening degree TA read this time. To do. At the same time, the fuel injection amounts TAU # 2 and TAU # 3 corresponding to the former two cylinders # 2 and # 3 are both set to “0”. That is, fuel cut is executed in the former two cylinders # 2 and # 3.
[0037]
Further, in step 104, the intake control valves 13 provided corresponding to the former two cylinders # 2 and # 3 are fully closed, and the subsequent control is once ended.
If it is determined in step 102 that the current operating state is not in the low load range, the routine proceeds to step 105. In step 105, based on the intake pressure PiM read this time, it is determined whether or not the current operating state is in the middle load range. If it is determined that the load is in the middle load range, the routine proceeds to step 106. In step 106, fuel injection amounts TAU # 1 to TAU # 4 corresponding to all cylinders # 1 to # 4 are calculated based on various signals such as the engine speed NE and the throttle opening degree TA read this time.
[0038]
Further, in step 107, the intake control valve 13 is controlled to be half-opened (a target opening is calculated by a separate routine, and half-opening control is executed based on the target opening), and the subsequent control is temporarily ended.
[0039]
On the other hand, if it is determined in step 105 that the current operation state is not in the medium load range, the process proceeds to step 108 assuming that the current operation state is in the high load region. In step 108, fuel injection amounts TAU # 1 to TAU # 4 corresponding to all cylinders # 1 to # 4 are calculated based on various signals such as the engine speed NE and the throttle opening degree TA read this time.
[0040]
Further, in step 109, the intake control valve 13 is fully opened, and the subsequent control is temporarily terminated.
Thus, in the “combustion control routine”, the fuel injection amounts TAU # 1 to TAU # 4 are set for each of the cylinders # 1 to # 4 according to the load state at that time, and the intake control valve 13 is set. The opening degree control is executed.
[0041]
As described above, the present embodiment also has substantially the same operational effects as the above-described first embodiment. Further, in the present embodiment, in addition to the above-described effects, when the load of the engine 1 is in a low load region, fuel cut is executed in the former two cylinders # 2 and # 3. For this reason, the fuel consumption can be further improved.
[0042]
When the load of the engine 1 is in the middle load range, the intake control valve 13 is controlled in a half-open state with respect to the former two cylinders # 2 and # 3. For this reason, the passage area of the intake passage 2 is set to be slightly smaller than that of the high load in the medium load and medium speed ranges, and thereby the intake flow velocity is kept high and intake pulsation is effectively used. Therefore, it is possible to further improve the fuel efficiency while ensuring a predetermined output.
[0043]
(Third embodiment)
Next, a third embodiment embodying the present invention will be described. However, in the configuration and the like of the present embodiment, the same members and the like as those of the first and second embodiments described above are denoted by the same reference numerals and the description thereof is omitted. In the following description, differences from the above embodiments will be mainly described.
[0044]
First, in this embodiment, in order to control the closing timing of the intake valves 5a provided corresponding to the former two cylinders # 2 and # 3, the cam profile change described in the first embodiment is performed. Instead of changing the closing timing, a known variable valve timing mechanism is provided. More specifically, an intake side camshaft and an exhaust side camshaft (not shown) that drive the opening and closing of the intake valve 5a and the exhaust valve 5b are rotatably supported between a cylinder head and a bearing cap (both not shown), respectively. Has been. The intake valve 5a and the exhaust valve 5b are opened and closed through cams (not shown) by the rotation of the camshafts. The timing pulley provided at one end of each camshaft is drivingly connected to the crankshaft via a timing belt.
[0045]
Accordingly, during operation of the engine 1, rotational power is transmitted from the crankshaft to each camshaft via the timing belt and each timing pulley, and the intake valve 5a and the exhaust valve 5b are driven to open and close. The intake valve 5a and the exhaust valve 5b are synchronized with the rotation of the crankshaft, that is, synchronized with a series of four strokes of an intake stroke, a compression stroke, an explosion / expansion stroke, and an exhaust stroke at a predetermined opening / closing timing. Driven.
[0046]
The variable valve timing mechanism (hereinafter referred to as VVT) is interposed between the intake side camshaft and the intake side timing pulley corresponding to the other two cylinders # 1 and # 4, and the other two The opening / closing timing of the intake valves 5a of the cylinders # 1 and # 4 is changed. The VVT is driven by duty control of an electromagnetic control type oil control valve (hereinafter referred to as OCV), for example.
[0047]
In contrast, the variable valve timing control is not executed for the intake valves 5a corresponding to the former two cylinders # 2 and # 3. Therefore, the intake side camshaft is also different from the intake side camshaft corresponding to the other two cylinders # 1 and # 4.
[0048]
Next, a specific action and the like of the present embodiment configured as described above will be described.
Also in the present embodiment, the ECU 30 determines whether or not the current operating state is in the low load range. And if it is judged that it exists in a low load range, OC30 will be controlled by ECU30 and VVT will be controlled. By performing the retard control, the closing timing of the intake valves 5a corresponding to the other two cylinders # 1 and # 4 is delayed. For this reason, the actual compression ratio in the other two cylinders # 1 and # 4 becomes smaller than the expansion ratio, and at least in the cylinders # 1 and # 4, the thermal efficiency is increased, and the overall fuel efficiency is improved. Can be illustrated.
[0049]
Further, when the load is in the high load range, VVT is controlled to the advance side. By performing the advance angle control, the closing timing of the intake valves 5a corresponding to the other two cylinders # 1 and # 4 becomes the closing timing of the intake valves 5a corresponding to the former two cylinders # 2 and # 3. As early as possible. That is, in the high load range, the normal combustion state (Otto cycle) is ensured in all the cylinders # 1 to # 4. Therefore, the required output can be sufficiently secured. As a result, it is possible to satisfy both the improvement in fuel consumption and the suppression of the decrease in output at the time of high load, thereby ensuring the driving performance required by the driver.
[0050]
(Fourth embodiment)
Next, a fourth embodiment embodying the present invention will be described. However, in the configuration and the like of the present embodiment, the same members and the like as those in the first to third embodiments described above are denoted by the same reference numerals and the description thereof is omitted. In the following description, differences from the above embodiments will be mainly described.
[0051]
First, in the present embodiment, unlike the above-described first embodiment, the same configuration is adopted in all the cylinders # 1 to # 4, and the control content described below applies to all the cylinders # 1. It is executed uniformly in # 4.
[0052]
Further, as shown in FIG. 5, a sub-combustion chamber 15 is formed in the cylinder head 1 c of the engine 1. Further, the cylinder head 1 c is provided with a sub-combustion chamber valve 16 for opening and closing the opening portion of the sub-combustion chamber 15. The auxiliary combustion chamber valve 16 is opened and closed by an actuator 17, and the actuator 17 is operated based on a control signal from the ECU 30. In the present embodiment, the auxiliary combustion chamber valve 16 is opened and closed so that the auxiliary combustion chamber 15 and the combustion chamber 1b are not communicated with each other. The substantial combustion chamber volume is made variable by the presence or absence of this communication, and the actual compression ratio is made variable.
[0053]
That is, in the present embodiment, the actual compression ratio is controlled by opening and closing the auxiliary combustion chamber valve 16 according to the load of the engine 1. Hereinafter, the control contents will be described according to the flowchart shown in FIG. FIG. 6 is a flowchart showing a “combustion control routine” executed by the ECU 30 described above, and this routine is executed by a scheduled interruption every predetermined time.
[0054]
When the process proceeds to this routine, the ECU 30 first reads various signals including the intake pressure PiM corresponding to the engine load from each of the sensors 21 to 28 in step 301.
[0055]
Next, in step 302, based on the intake pressure PiM read this time, it is determined whether or not the current operation state is in a low load range. If it is determined that the load is not in the low load range, the process proceeds to step 303. In step 303, the actuator 17 is controlled to close the sub-combustion chamber valve 16 in order to execute normal combustion (Otto cycle). Then, the subsequent processing is temporarily terminated.
[0056]
On the other hand, if it is determined in step 302 that the vehicle is currently in the low load range, the process proceeds to step 304. In step 304, it is determined whether the intake stroke is currently in progress. If the intake stroke is currently in progress, the actuator 17 is controlled in step 305 to close the auxiliary combustion chamber valve 16. Then, the subsequent processing is temporarily terminated. On the other hand, if it is not during the intake stroke, that is, if it is in any other stroke, the routine proceeds to step 306. In step 306, the actuator 17 is controlled to open the auxiliary combustion chamber valve 16, and the subsequent processing is temporarily terminated.
[0057]
Thus, in the “combustion control routine”, when the load of the engine 1 is in the low load region, the auxiliary combustion chamber valve is set so that the actual compression ratios in all the cylinders # 1 to # 4 are smaller than the expansion ratio. 16 is opened at a timing other than during the intake stroke. For this reason, in all the cylinders # 1 to # 4, the thermal efficiency can be increased, and the fuel consumption can be further improved.
[0058]
Further, when the load is in a high load region (region other than the low load region), the actual compression ratio and the expansion ratio in all the cylinders # 1 to # 4 are substantially equal. That is, in the high load range, the normal combustion state (Otto cycle) is ensured in all the cylinders # 1 to # 4. Therefore, the required output can be sufficiently secured. As a result, it is possible to satisfy both the improvement in fuel consumption and the suppression of the decrease in output at the time of high load, thereby ensuring the driving performance required by the driver.
[0059]
The present invention is not limited to the above embodiments, and may be configured as follows, for example.
(1) In each of the above-described embodiments, the engine 1 having the four cylinders # 1 to # 4 is embodied. However, if there are a plurality of cylinders, the number of cylinders is smaller or larger (for example, 6). It is also possible to embody a type of engine having a cylinder, an 8-cylinder, or the like, of course, either in-line type or V-type).
[0060]
(2) In the first embodiment, the actual compression ratio in the former two cylinders # 2 and # 3 is made substantially equal to the expansion ratio (Otto cycle), and the other two cylinders # 1 and # 3 are used. The actual compression ratio at 4 was made smaller than the expansion ratio (Atkinson cycle), but these combinations are free. Therefore, for example, only one cylinder may be the Atkinson cycle, and the Otto cycle may be adopted for the other cylinders. Moreover, the reverse may be sufficient.
[0061]
(3) In the first embodiment, the intake passage 2 (intake pipe) corresponding to the former two cylinders # 2 and # 3 is longer than that of the other two cylinders # 1 and # 4. In addition, although the setting is narrow, such a configuration may be omitted.
[0062]
(4) The intake control valve 13 and the actuator 14 in the second embodiment may be omitted.
(5) In the second embodiment, the Atkinson cycle is adopted for the other two cylinders # 1 and # 4, and the Otto cycle is adopted for the former two cylinders # 2 and # 3. For all cylinders, the Atkinson cycle and the Otto cycle may be switched according to the load.
[0063]
(6) As the VVT in the third embodiment, a type controlled by OCV is adopted, but any type of VVT may be adopted.
(7) In the fourth embodiment, the sub-combustion chamber 15, the sub-combustion chamber valve 16 and the actuator 17 are provided to make the substantial combustion chamber volume variable. Thus, the substantial combustion chamber volume may be variable. For example, the substantial combustion chamber volume may be made variable by controlling the pins to appear and retract inside the combustion chamber 1b. Alternatively, the substantial combustion chamber volume may be made variable by making the length of the connecting rod variable.
[0064]
(8) In the fourth embodiment, the Atkinson cycle and the Otto cycle are switched according to the load for all the cylinders # 1 to # 4. However, only a part of the cylinders may be switched. .
[0065]
(9) In each of the above embodiments, the load level is determined based on the intake pressure PiM. However, the load level may be determined based on other detection signals (for example, the throttle opening degree TA).
[0066]
  The technical idea which is not described in the claims and can be grasped from the above embodiment will be described below together with the effects thereof.
  (A) Claim1In the combustion control apparatus for an internal combustion engine described above, the means for delaying the closing timing of the intake valve and the variable volume of the combustion chamber as means for making the actual compression ratio smaller than the expansion ratio At least one of them is employed.
[0067]
According to said structure, the effect of this invention can be show | played easily.
[0068]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the combustion control device for an internal combustion engine of the present invention, it is possible to satisfy both the improvement of fuel consumption and the suppression of the decrease in output at the time of high load, thereby ensuring the driving performance required by the driver. There is an excellent effect of being able to.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a combustion control device of a first embodiment.
FIG. 2 is a schematic configuration diagram focusing on one cylinder of a combustion control device.
FIG. 3 is a timing chart illustrating a cam profile according to the first embodiment.
FIG. 4 is a flowchart showing a “combustion control routine” executed by the ECU in the second embodiment.
FIG. 5 is an enlarged cross-sectional view showing a sub-combustion chamber and the like in the fourth embodiment.
FIG. 6 is a flowchart showing a “combustion control routine” executed by the ECU in the fourth embodiment.
FIG. 7 is a p-v diagram illustrating an Otto cycle.
FIG. 8 is a p-v diagram illustrating the Atkinson cycle.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine as an internal combustion engine, 1b ... Combustion chamber, 5 ... Intake valve, 13 ... Intake control valve, 15 ... Subcombustion chamber, 16 ... Subcombustion chamber valve, 23 ... Intake pressure sensor which comprises load detection means, 30 ... ECU which constitutes actual compression ratio control means and actual compression ratio control means for each cylinder.

Claims

In a combustion control device for an internal combustion engine having a plurality of cylinders having pistons therein,
An actual compression ratio control means for each cylinder so that the actual compression ratio in only some of the cylinders is smaller than the expansion ratio, and the actual compression ratios in other cylinders are substantially equal to the expansion ratio;
A combustion control device for an internal combustion engine, comprising: an intake passage corresponding to only a part of the cylinders and having an intake passage longer than an intake passage corresponding to other cylinders and having a smaller passage area.

The combustion control device for an internal combustion engine according to claim 1,
A combustion control apparatus for an internal combustion engine, wherein when the load of the internal combustion engine is in a low load range, fuel cut is executed in a cylinder other than the part of the cylinders.