JP4244654B2

JP4244654B2 - Engine ignition timing control device

Info

Publication number: JP4244654B2
Application number: JP2003038010A
Authority: JP
Inventors: 初雄永石
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2003-02-17
Filing date: 2003-02-17
Publication date: 2009-03-25
Anticipated expiration: 2023-02-17
Also published as: JP2004245172A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、火花点火式エンジンの点火時期制御装置の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の点火時期制御装置として、特許文献１に示したようなものが知られている。この種の従来の点火時期制御装置では、エンジンの回転数や負荷などの運転状態信号に基づいて定めた基本点火時期を冷却水温度や燃焼の速さなどを考慮した所定の補正を施すことにより基本的に最大トルク点であるＭＢＴの付近に点火時期を制御するようにしている。ただし、制御目標となるのは常にＭＢＴというわけではなく、例えばノッキングが発生する領域ではトレースノックとなるようにＭＢＴよりも遅らせた点火時期となるように補正する必要があり、低回転低負荷の領域ではＭＢＴでは燃焼安定度が低下して吹き消えによる部分燃焼や失火が発生し、またＨＣ排出量も多いことから、やはり点火時期リタードが必要となる。このような点火時期補正には、例えば回転と負荷で補正量を割り付けたトリミングマップを参照する手法が用いられている。
【０００３】
【特許文献１】
特開平10-30535号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、エンジンの運転環境ないしは運転条件の変化、あるいは機器類のバラツキや劣化によりノッキング特性や燃焼安定度が変化した場合には、これに対応するように点火時期を補正しようとすると、そのような外乱因子が作用する領域を正確に特定できないため、余計な領域まで補正して燃費や排気性能を損なうおそれが生じる。もしこのような外乱因子に対して正確な点火時期補正を実施しようとすると、判定条件が増加して制御ロジックが複雑化し、あるいは事前のマッチングに非常に多くの工数が必要となってしまう。
【０００５】
【発明の概要】
本発明では、火花点火式エンジンの基本的な点火時期の要素として、ＭＢＴ点火時期と燃焼安定限界点火時期とをそれぞれ運転状態に応じて求め、これらのうち遅いほうに基づいて点火時期制御を行う。これにより、ＭＢＴまたは燃焼安定限界点火時期のいずれかが外乱により変化したとしてもそれぞれを別個に補正した結果として、燃費および排気性能の点からより好ましい点火時期を設定することが可能となる。またこの場合、外乱に対する補正を演算により行うので、比較的簡単なロジックおよび工数で最適点火時期制御を実現することができる。
【０００６】
前記ＭＢＴ点火時期またはノック限界点火時期は、それぞれシリンダ内混合気の燃焼速度を用いて算出することができ、これによりメモリ容量や演算時間などの演算負荷を少なくしながら精度の高い演算結果を得ることができる。
【０００７】
外乱に影響される点火時期の要素として、さらに燃焼安定限界の点火時期（以下単に燃焼限界という。）を付加することができ、これを運転状態から求めて前記ＭＢＴ点火時期、ノック限界点火時期と比較し、最も遅い点火時期を選択する構成とすることにより、さらに精度の高い点火時期制御を行うことができる。
【０００８】
【発明の実施の形態】
以下、図面に基づき本発明の実施形態について説明する。図１は、本発明のシステムを説明するための概略図である。
【０００９】
空気は吸気コレクタ２に蓄えられた後、吸気マニホールド３を介して各気筒の燃焼室５に導入される。燃料は各気筒の吸気ポート４に配置された燃料インジェクタ２１より噴射供給される。空気中に噴射された燃料は気化しつつ空気と混合してガス（混合気）を作り、燃焼室５に流入する。この混合気は吸気弁１５が閉じることで燃焼室５内に閉じこめられ、ピストン６の上昇によって圧縮される。
【００１０】
この圧縮混合気に対して高圧火花により点火を行うため、パワートランジスタ内蔵の点火コイルを各気筒に配した電子配電システムの点火装置１１を備える。すなわち、点火装置１１は、バッテリからの電気エネルギーを蓄える点火コイル１３と、点火コイル１３の一次側への通電、遮断を行うパワートランジスタと、燃焼室５の天井に設けられ点火コイル１３の一次電流の遮断によって点火コイル１３の二次側に発生する高電圧を受けて、火花放電を行う点火プラグ１４とからなっている。
【００１１】
圧縮上死点より少し手前で点火プラグ１４により火花が飛ばされ圧縮混合気に着火されると、火炎が広がりやがて急速に燃焼し、この燃焼によるガス圧がピストン６を押し下げる仕事を行う。この仕事はクランクシャフト７の回転力として取り出される。燃焼後のガス（排気）は排気弁１６が開いたとき排気通路８へと排出される。
【００１２】
排気通路８には三元触媒９を備える。三元触媒９は排気の空燃比が理論空燃比を中心とした狭い範囲（ウインドウ）にあるとき、排気に含まれるＨＣ、ＣＯ、ＮＯｘといった有害三成分を同時に効率よく除去できる。空燃比は吸入空気量と燃料量の比であるので、エンジンの１サイクル（４サイクルエンジンではクランク角で７２０°区間）当たりに燃焼室５に導入される吸入空気量と、燃料インジェクタ２１からの燃料噴射量との比が理論空燃比となるように、エンジンコントローラ３１ではエアフローメータ３２からの吸入空気流量の信号とクランク角センサ（３３、３４）からの信号に基づいて燃料インジェクタ２１からの燃料噴射量を定めると共に、三元触媒９の上流に設けたＯ₂センサ３５からの信号に基づいて空燃比をフィードバック制御している。
【００１３】
吸気コレクタ２の上流には絞り弁２３がスロットルモータ２４により駆動される、いわゆる電子制御スロットル２２を備える。運転者が要求するトルクはアクセルペダル４１の踏み込み量（アクセル開度）に現れるので、エンジンコントローラ３１ではアクセルセンサ４２からの信号に基づいて目標トルクを定め、この目標トルクを実現するための目標空気量を定め、この目標空気量が得られるようにスロットルモータ２４を介して絞り弁２３の開度を制御する。
【００１４】
吸気弁用カムシャフト２５、排気弁用カムシャフト２６及びクランクシャフト７の各前部にはそれぞれカムスプロケット、クランクスプロケットが取り付けられ、これらスプロケットにタイミングチェーン（図示しない）を掛け回すことで、カムシャフト２５、２６がエンジンのクランクシャフト７により駆動されるのであるが、このカムスプロケットと吸気弁用カムシャフト２５との間に介在して、作動角一定のまま吸気弁用カムの位相を連続的に制御し得る吸気バルブタイミングコントロール機構（以下、「吸気ＶＴＣ機構」という。）２７と、カムスプロケットと排気弁用カムシャフト２６との間に介在して、作動角一定のまま排気弁用カムの位相を連続的に制御し得る排気バルブタイミングコントロール機構（以下、「排気ＶＴＣ機構」という。）２８とを備える。吸気弁１５の開閉時期や排気弁１６の開閉時期を変えると燃焼室５に残留する不活性ガスの量が変化する。運転条件によっては燃焼室５内の不活性ガスの量が増えるほどポンピングロスが減って燃費がよくなるので、運転条件によりどのくらいの不活性ガスが燃焼室５内に残留したらよいかを目標吸気弁閉時期や目標排気弁閉時期にして予め定めており、エンジンコントローラ３１ではそのときの運転条件（エンジンの負荷と回転速度）より目標吸気弁閉時期と目標排気弁閉時期を定め、それら目標値が得られるように吸気ＶＴＣ機構２７、排気ＶＴＣ機構２８の各アクチュエータを介して吸気弁閉時期と排気弁閉時期を制御する。
【００１５】
吸気温度センサ４３からの吸気温度の信号、吸気圧力センサ４４からの吸気圧力の信号、排気温度センサ４５からの排気温度の信号、排気圧力センサ４６からの排気圧力の信号が、水温センサ３７からの冷却水温の信号と共に入力されるエンジンコントローラ３１では、パワートランジスタ１３を介して点火プラグ１４の一次側電流の遮断時期である点火時期を制御する。
【００１６】
図２はエンジンコントローラ３１内で行われる点火時期制御のブロック図で、主としてＭＢＴとなる点火時期ＭＢＴＣＡＬを求める部分の詳細を示している。このシステムは、大きくは点火時期演算部５１と点火時期制御部６１とからなる。点火時期演算部５１はさらに初期燃焼期間計算部５２、主燃焼期間計算部５３、燃焼期間計算部５４、基本点火時期計算部５５、前回燃焼開始時期計算部５６、点火時期指令値計算部５７からなる。
【００１７】
初期燃焼期間計算部５２では、混合気が着火してから火炎核が形成されるまでの期間を初期燃焼期間ＢＵＲＮ１として計算する。主燃焼期間計算部５３では、火炎核が形成されてから燃焼圧力が最大値Ｐｍａｘに達するまでの期間を主燃焼期間ＢＵＲＮ２として計算する。燃焼期間計算部５４では、これら初期燃焼期間ＢＵＲＮ１と主燃焼期間ＢＵＲＮ２との合計を、点火より最大燃焼圧力Ｐｍａｘに至るまでの燃焼期間ＢＵＲＮとして計算する。基本点火時期計算演算部５５では、この燃焼期間ＢＵＲＮに基づいてＭＢＴの得られる点火時期（この点火時期を「基本点火時期」という。）ＭＢＴＣＡＬを計算する。
【００１８】
点火時期指令値計算部５７では、図１４のフローに示したように、前記ＭＢＴＣＡＬを基本として、これを後述する手法により算出したノック限界点火時期ＫＮＫＣＡＬさらには燃焼限界点火時期ＣＣＬＣＡＬと比較し、これらのうち最小値（最も遅い点火時期）を点火時期最小値ＰＡＤＶとして選択し、この点火時期最小値ＰＡＤＶに各種の補正を加えて点火時期指令値ＱＡＤＶを算出して点火時期制御部６１に出力する。なお、図１４を含めて、以下の説明にて使用するフローチャートは一定時間、例えば約１０ｍｓ周期でコントローラ３１により繰り返し実行される演算処理の手順を表している。
【００１９】
点火時期制御部６１ではこのようにして求められた点火時期指令値ＱＡＤＶで点火プラグ１４が燃焼室５内の混合気に対して着火するように、イグニッションコイル１３への通電角と非通電角を制御する。
【００２０】
以下、前述した基本点火時期ＭＢＴＣＡＬ、ノック限界点火時期ＫＮＫＣＡＬ、燃焼限界点火時期ＣＣＬＣＡＬの算出手法の一例につき、さらに詳細に説明する。
【００２１】
図３に示すようにＭＢＴ（最大トルクの得られる最小進角値）で混合気に点火した場合に混合気の燃焼圧力が最大値Ｐｍａｘとなるべきクランク角を基準クランク角θＰＭＡＸ［ｄｅｇＡＴＤＣ］とする。基準クランク角θＰＭＡＸは燃焼方式によらずほぼ一定であり、一般に１２〜１５度、最大で１０〜２０度の範囲内にある。
【００２２】
図４に火花点火エンジンにおける燃焼室内の燃焼解析により得られた燃焼質量割合Ｒの変化を示す。燃焼室に供給された燃料に対する燃焼質量の比率を表す燃焼質量割合Ｒは、点火時に０％であり、完全燃焼によって１００％に達する。基準クランク角θＰＭＡＸにおける燃焼質量割合Ｒｍａｘは一定で約６０％である。
【００２３】
燃焼質量割合Ｒが０％から基準クランク角θＰＭＡＸ相当の約６０％に達するまでの燃焼期間は、点火直後で燃焼質量割合にも燃焼圧力にもほとんど変化のない期間である初期燃焼期間と、燃焼質量割合と燃焼圧力が急激に増加する主燃焼期間とに分けられる。初期燃焼期間は、燃焼の開始から火炎核が形成されるまでの段階であり、火炎核が形成されるのは燃焼質量割合で２％〜１０％のタイミングである。この期間中は、燃焼圧力や燃焼温度の上昇速度が小さく、燃焼質量割合の変化に対して初期燃焼期間は長い。初期燃焼期間の長さは燃焼室内の温度や圧力の変化の影響を受けやすい。
【００２４】
一方、主燃焼期間においては、火炎核から外側域へと火炎が伝播し、燃焼速度が急上昇する。そのため、主燃焼期間の燃焼質量割合の変化は初期燃焼期間の燃焼質量割合の変化に比べて大きい。
【００２５】
エンジンコントローラ３１では、燃焼質量割合が２％に達するまでを初期燃焼期間ＢＵＲＮ１［ｄｅｇ］とし、初期燃焼期間ＢＵＲＮ１の終了後、基準クランク角θＰＭＡＸに至るまでの区間（燃焼室量割合でいえば２％より約６０％に達するまでの間）を主燃焼期間ＢＵＲＮ２［ｄｅｇ］として区別する。そして、初期燃焼期間ＢＵＲＮ１に主燃焼期間ＢＵＲＮ２を加えた合計である燃焼期間ＢＵＲＮ［ｄｅｇ］を計算し、この燃焼期間ＢＵＲＮから基準クランク角θＰＭＡＸ［ｄｅｇＡＴＤＣ］を差し引き、さらに後述する点火時期無駄時間相当クランク角ＩＧＮＤＥＡＤ［ｄｅｇ］を加えたクランク角位置を、ＭＢＴの得られる点火時期である基本点火時期ＭＢＴＣＡＬ［ｄｅｇＢＴＤＣ］として設定する。
【００２６】
火炎核の形成される初期燃焼期間での燃焼室５内の圧力、温度は、点火時の圧力、温度とほぼ等価になるが、これから点火時期を計算しようとしているのに、最初から正確な点火時期を設定することはできない。そこで、図２に示したように前回燃焼開始時期計算部５６で基本点火時期の前回値を前回燃焼開始時期ＭＢＴＣＹＣＬ［ｄｅｇＢＴＤＣ］として計算し、この値を初期燃焼期間計算部５２に対して与えるようにし、初期燃焼期間計算部５２において初期燃焼期間の計算をサイクリックに繰り返すことで、精度の高い結果を時間遅れなしに出すようにしている。
【００２７】
次に、エンジンコントローラ３１で実行される点火時期指令値ＱＡＤＶの計算を以下のフローチャートを参照しながら詳述する。
【００２８】
図５は点火時期の計算に必要な各種の物理量を計算するためのもので、一定時間毎（例えば１０ｍｓｅｃ毎）に実行する。
【００２９】
まずステップ１１では、吸気弁閉時期ＩＶＣ［ｄｅｇＢＴＤＣ］、温度センサ４３により検出されるコレクタ内温度ＴＣＯＬ［Ｋ］、温度センサ４５により検出される排気温度ＴＥＸＨ［Ｋ］、内部不活性ガス率ＭＲＥＳＦＲ［％］、温度センサ３７により検出される冷却水温ＴＷＫ［Ｋ］、目標当量比ＴＦＢＹＡ、クランク角センサにより検出されるエンジン回転速度ＮＲＰＭ［ｒｐｍ］、点火無駄時間ＤＥＡＤＴＩＭＥ［μｓｅｃ］を読み込む。
【００３０】
ここで、クランク角センサはクランクシャフト７のポジションを検出するポジションセンサ３３と、吸気用カムシャフト２５ポジションを検出するフェーズセンサ３４とからなり、これら２つのセンサ３３、３４からの信号に基づいてエンジン回転速度ＮＲＰＭ［ｒｐｍ］が計算されている。
【００３１】
吸気弁閉時期ＩＶＣは吸気ＶＴＣ機構２７に与える指令値から既知である。あるいはフェーズセンサ３４により実際の吸気弁閉時期を検出してもかまわない。
【００３２】
内部不活性ガス率ＭＲＥＳＦＲは燃焼室内に残留する不活性ガス量を燃焼室内の総ガス量で除した値で、その算出手法は例えば特開２００１−２２１１０５号公報等により知られている。点火無駄時間ＤＥＡＤＴＩＭＥは一定値である。
【００３３】
目標当量比ＴＦＢＹＡは図示しない燃料噴射量の計算フローにおいて計算されている。目標当量比ＴＦＢＹＡは無名数であり、理論空燃比を１４．７とすると、次式により表される値である。
【００３４】
ＴＦＢＹＡ＝１４．７／目標空燃比 … （１）
例えば（１）式より目標空燃比が理論空燃比のときＴＦＢＹＡ＝１．０となり、目標空燃比が例えば２２．０といったリーン側の値であるとき、ＴＦＢＹＡは１．０未満の正の値である。
【００３５】
ステップ１２では、燃焼室５の吸気弁閉時期ＩＶＣにおける容積（つまり圧縮開始時期での容積）ＶＩＶＣ［ｍ³］を計算する。燃焼室５の吸気弁閉時期における容積ＶＩＶＣは、ピストン６のストローク位置によって決まる。ピストン６のストローク位置はエンジンのクランク角位置によって決まる。
【００３６】
図６を参照して、エンジンのクランクシャフト７１の回転中心７２がシリンダの中心軸７３からオフセットしている場合を考える。コネクティングロッド７４、コネクティングロッド７４とクランクシャフト７１との結節点７５、コネクティングロッド７４とピストンをつなぐピストンピン７６が図に示す関係にあるとする。このときの、燃焼室５の吸気弁閉時期における容積ＶＩＶＣは次式（２）〜（６）で表すことができる。
【００３７】

ただし、Ｖｃ：隙間容積［ｍ³］、
ε ：圧縮比、
Ｄ：シリンダボア径［ｍ］、
ＳＴ：ピストンの全ストローク［ｍ］、
Ｈ：ピストンピン７６のＴＤＣからの距離［ｍ］、
ＣＮＤ：コネクティングロッド７４の長さ［ｍ］、
ＣＲoff ：結節点７５のシリンダ中心軸７３からのオフセット距離［ｍ］、
ＰＩＳoff ：クランクシャフト回転中心７２のシリンダ中心軸７３からのオフセット距離［ｍ］、
θivc ：吸気弁閉時期のクランク角［ｄｅｇＡＴＤＣ］、
θoff ：ピストンピン７６とクランクシャフト回転中心７２とを結ぶ線がＴＤＣにおいて垂直線となす角度［ｄｅｇ］、
Ｘ：結節点７５とピストンピン７６との水平距離［ｍ］
吸気弁閉時期のクランク角θivcは前述のように、エンジンコントローラ３１から吸気ＶＴＣ機構２７への指令信号によって決まるので、既知である。式（２）〜（６）にこのときのクランク角θivc（＝ＩＶＣ）を代入すれば、燃焼室５の吸気弁閉時期における容積ＶＩＶＣを計算することができる。したがって、実用上は燃焼室５の吸気弁閉時期における容積ＶＩＶＣは吸気弁閉時期ＩＶＣをパラメータとするテーブルで設定したものを用いる。吸気ＶＴＣ機構２７を備えないときには定数で与えることができる。
【００３８】
ステップ１３では、燃焼室５の吸気弁閉時期ＩＶＣにおける温度（つまり圧縮開始時期温度）ＴＩＮＩ［Ｋ］を計算する。燃焼室５の吸気弁閉時期ＩＶＣにおける温度ＴＩＮＩは、燃焼室５に流入する新気と燃焼室５に残留する不活性ガスとが混じったガスの温度であり、燃焼室５に流入する新気の温度は吸気コレクタ２内の新気温度ＴＣＯＬに等しく、また燃焼室５内に残留する不活性ガスの温度は排気ポート部近傍の排気温度ＴＥＸＨで近似できるので、吸気コレクタ２内の新気温度ＴＣＯＬ、排気温度ＴＥＸＨ、燃焼室５内に残留する不活性ガスの割合である内部不活性ガス率ＭＲＥＳＦＲから次式により求めることができる。
【００３９】
ＴＩＮＩ＝ＴＥＸＨ×ＭＲＥＳＦＲ＋ＴＣＯＬ×（１−ＭＲＥＳＦＲ）… （７）
ステップ１４では、燃焼室５内の混合気の燃えやすさを表す反応確率ＲＰＲＯＢＡ［％］を計算する。反応確率ＲＰＲＯＢＡは無次元の値であり、残留不活性ガス率ＭＲＥＳＦＲ、冷却水温ＴＷＫ［Ｋ］、目標当量比ＴＦＢＹＡの３つのパラメータに依存するので、次式により表すことができる。
【００４０】
ＲＰＲＯＢＡ＝ｆ３（ＭＲＥＳＦＲ、ＴＷＫ、ＴＦＢＹＡ） … （８）
具体的に説明すると、ＭＲＥＳＦＲ、ＴＷＫ、ＴＦＢＹＡの３つのパラメータの組み合わせによって得られる反応確率の最大値を１００％とし、これらのパラメータと反応確率ＲＰＲＯＢＡの関係を実験的に求め、求めた反応確率ＲＰＲＯＢＡをパラメータに応じたテーブルとしてエンジンコントローラ３１のメモリに予め格納しておく。ステップ１４ではパラメータに応じてこのテーブルを検索することにより反応確率ＲＰＲＯＢＡを求める。
【００４１】
具体的には、冷却水温ＴＷＫに応じて図７に示すような特性を有する水温補正係数のテーブルと、同様に設定された内部不活性ガス率補正係数のテーブル（図示しない）と、目標当量比Ｔｆｂｙａに応じて図８に示すような特性を有する当量比補正係数のテーブルを予めメモリに格納しておく。各補正係数の最大値はそれぞれ１．０であり、３種類の補正係数の積に反応確率の最大値１００％を掛け合わせることで、反応確率ＲＰＲＯＢＡを算出する。
【００４２】
各テーブルを説明すると、図７に示す水温補正係数は冷却水温ＴＷＫが高いほど大きく、冷却水温ＴＷＫが８０℃以上では１．０になる。図８に示す当量比補正係数は目標当量比ＴＦＢＹＡが１．０のとき、つまり理論空燃比のときに最大値の１．０となり、目標当量比が１．０より大きくても小さくても当量比補正係数は減少する。内部不活性ガス率補正係数は図示しないが、内部不活性ガス率ＭＲＥＳＦＲがゼロの場合に１．０となる。
【００４３】
ステップ１５では、基準クランク角θＰＭＡＸ［ｄｅｇＡＴＤＣ］を計算する。前述のように基準クランク角θＰＭＡＸはあまり変動しないが、それでもエンジン回転速度ＮＲＰＭの上昇に応じて進角する傾向があるため、基準クランク角θＰＭＡＸはエンジン回転速度ＮＲＰＭの関数として次式で表すことができる。
【００４４】
θＰＭＡＸ＝ｆ４（ＮＲＰＭ） … （９）
具体的にはエンジン回転速度ＮＲＰＭから、エンジンコントローラ３１のメモリに予め格納された図９に示す特性のテーブルを検索することにより基準クランク角θＰＭＡＸを求める。計算を容易にするために、基準クランク角θＰＭＡＸを一定とみなすことも可能である。
【００４５】
最後にステップ１６では、点火無駄時間相当クランク角ＩＧＮＤＥＡＤ［ｄｅｇ］を計算する。点火無駄時間相当クランク角ＩＧＮＤＥＡＤは、エンジンコントローラ３１から点火コイル１３の一次電流を遮断する信号を出力したタイミングから点火プラグ１４が実際に点火するまでのクランク角区間で、次式により表すことができる。
【００４６】
ＩＧＮＤＥＡＤ＝ｆ５（ＤＥＡＤＴＩＭＥ、ＮＲＰＭ） … （１０）
ここでは、点火無駄時間ＤＥＡＤＴＩＭＥを２００μｓｅｃとする。（１０）式は、エンジン回転速度ＮＲＰＭから点火無駄時間ＤＥＡＤＴＩＭＥに相当するクランク角である点火無駄時間相当クランク角ＩＧＮＤＥＡＤを計算するためのものである。
【００４７】
図１０は初期燃焼期間ＢＵＲＮ１［ｄｅｇ］を計算するためのもの、また図１２は主燃焼期間ＢＵＲＮ２［ｄｅｇ］を計算するためのもので、一定時間毎（例えば１０ｍｓｅｃ毎）に実行する。図１０、図１２は図５に続けて実行する。
図１０、図１２はどちらを先に実行してもかまわない。
【００４８】
まず図１０から説明すると、ステップ２１では、前回燃焼開始時期ＭＢＴＣＹＣＬ［ｄｅｇＢＴＤＣ］、図５のステップ１２で計算されている燃焼室５の吸気弁閉時期における容積ＶＩＶＣ［ｍ³］、図５のステップ１３で計算されている燃焼室５の吸気弁閉時期における温度ＴＩＴＩ［Ｋ］、エンジン回転速度ＮＲＰＭ［ｒｐｍ］、図５のステップ１４で計算されている反応確率ＲＰＲＯＢＡ［％］を読み込む。
【００４９】
ここで、前回燃焼開始時期ＭＢＴＣＹＣＬは、基本点火時期ＭＢＴＣＡＬの［ｄｅｇＢＴＤＣ］の１サイクル前の値であり、その計算については後述する。
【００５０】
ステップ２２では燃焼室５の燃焼開始時期における容積Ｖ０［ｍ³］を計算する。前述したように、ここでの点火時期（燃焼開始時期）は今回のサイクルで演算する基本点火時期ＭＢＴＣＡＬではなく基本点火時期の１サイクル前の値である。すなわち、基本点火時期の１サイクル前の値であるＭＢＴＣＹＣＬから次式により燃焼室５の燃焼開始時期における容積Ｖ０を計算する。
【００５１】
Ｖ０＝ｆ６（ＭＢＴＣＹＣＬ） … （１１）
具体的には前回燃焼開始時期ＭＢＴＣＹＣＬにおけるピストン６のストローク位置と、燃焼室５のボア径から、燃焼室５のＭＢＴＣＹＣＬにおける容積Ｖ０を計算する。図５のステップ１２では、燃焼室５の吸気弁閉時期ＩＶＣにおける容積ＶＩＶＣを、吸気弁閉時期をパラメータとする吸気弁閉時期容積のテーブルを検索することにより求めたが、ここではＭＢＴＣＹＣＬをパラメータとする前回燃焼開始時期容積のテーブルを検索することにより、燃焼室５の前回燃焼開始時期ＭＢＴＣＹＣＬにおける容積Ｖ０を求めればよい。
【００５２】
ステップ２３では燃焼開始時期における有効圧縮比Ｅｃを計算する。有効圧縮比Ｅｃは無次元の値であり、次式に示すように燃焼室５の燃焼開始時期における容積Ｖ０を燃焼室５の吸気弁閉時期における容積ＶＩＶＣで除した値である。
【００５３】
Ｅｃ＝ｆ７（Ｖ０、ＶＩＶＣ）＝Ｖ０／ＶＩＶＣ … （１２）
ステップ２４では吸気弁閉時期ＩＶＣから燃焼開始時期に至る間の燃焼室５内の温度上昇率ＴＣＯＭＰを次式に示すように有効圧縮比Ｅｃに基づいて計算する。
【００５４】
ＴＣＯＭＰ＝ｆ８（Ｅｃ）＝Ｅｃ＾（κ−１） … （１３）
ただし、κ：比熱比
（１３）式は断熱圧縮されるガスの温度上昇率の式である。なお、（１３）式右辺の「＾」は累乗計算を表している（以下、同様）。
【００５５】
κは断熱圧縮されるガスの定圧比熱を定容比熱で除した値で、断熱圧縮されるガスが空気であればκ＝１．４であり、簡単にはこの値を用いればよい。ただし、混合気に対してκの値を実験的に求めることで、一層の計算精度の向上が可能である。
【００５６】
図１１は（１３）式を図示したものである。従って、このような特性のテーブルを予めエンジンコントローラ３１のメモリに格納しておき、有効圧縮比Ｅｃに基づき当該テーブルを検索することにより温度上昇率ＴＣＯＭＰを求めることも可能である。
【００５７】
ステップ２５では、燃焼室５の燃焼開始時期における温度Ｔ０［Ｋ］を、燃焼室５の吸気弁閉時期における温度ＴＩＮＩに温度上昇率ＴＣＯＭＰを乗じることで、つまり
Ｔ０＝ＴＩＮＩ×ＴＣＯＭＰ … （１４）
の式により計算する。
【００５８】
ステップ２６では、次式（公知）により層流燃焼速度ＳＬ１［ｍ／ｓｅｃ］を計算する。
【００５９】
ＳＬ１＝ＳＬstd×（Ｔ０×Ｔstd）^2.18×（Ｐ０／Ｐstd）^-0.16…（１５）
ただし、Ｔstd ：基準温度［Ｋ］、
Ｐstd ：基準圧力［Ｐａ］、
ＳＬstd：基準温度Ｔstdと基準圧力Ｐstdにおける基準層流燃焼速度［ｍ／ｓｅｃ］、
Ｔ０：燃焼室５の燃焼開始時期における温度［Ｋ］、
Ｐ０：燃焼室５の燃焼開始時期における圧力［Ｐａ］
基準温度Ｔstdと基準圧力Ｐstdと基準層流燃焼速度ＳＬstdは実験により予め定められる値である。
【００６０】
燃焼室５の通常の圧力である２ｂａｒ以上の圧力下では、（１５）式の圧力項（Ｐ０／Ｐstd）^-0.16は小さな値となる。従って、圧力項（Ｐ０／Ｐstd）^-0.16を一定値として、基準層流燃焼速度ＳＬstdを基準温度Ｔstdのみで規定することも可能である。
【００６１】
従って、基準温度Ｔstdが５５０［Ｋ］で、基準層流燃焼速度ＳＬstdが１．０［ｍ／ｓｅｃ］で、圧力項が０．７である場合の燃焼開始時期における温度Ｔ０と層流燃焼速度ＳＬ１との関係は近似的に次式で定義することができる。
【００６２】
ＳＬ１＝ｆ９（Ｔ０）
＝１．０×０．７×（Ｔ０／５５０）^2.18… （１６）
ステップ２７では、初期燃焼におけるガス流動の乱れ強さＳＴ１を計算する。このガス流動の乱れ強さＳＴ１は無次元の値であり、燃焼室５に流入する新気の流速と燃料インジェクタ２１の噴射燃料のペネトレーションとに依存する。
【００６３】
燃焼室５に流入する新気の流速は、吸気通路の形状と、吸気弁１５の作動状態と、吸気弁１５を設ける吸気ポート４の形状に依存する。噴射燃料のペネトレーションは燃料インジェクタ２１の噴射圧力と、燃料噴射期間と、燃焼噴射タイミングに依存する。
【００６４】
最終的に、初期燃焼におけるガス流動の乱れ強さＳＴ１は、エンジン回転速度ＮＲＰＭの関数として次式で表すことができる。
【００６５】
ＳＴ１＝ｆ１０（ＮＲＰＭ）＝Ｃ１×ＮＲＰＭ … （１７）
ただし、Ｃ１：定数
乱れ強さＳＴ１を回転速度ＮＲＰＭをパラメータとするテーブルから求めることも可能である。
【００６６】
ステップ２８では層流燃焼速度Ｓ１と乱れ強さＳＴ１から、初期燃焼におけるガスの燃焼速度ＦＬＡＭＥ１［ｍ／ｓｅｃ］を次式により計算する。
【００６７】
ＦＬＡＭＥ１＝ＳＬ１×ＳＴ１ … （１８）
燃焼室５内にガス乱れがあるとガスの燃焼速度が変化する。（１８）式はこのガス乱れに伴う燃焼速度への寄与（影響）を考慮したものである。
【００６８】
ステップ２９では、次式により初期燃焼期間ＢＵＲＮ１［ｄｅｇ］を計算する。
【００６９】

ただし、ＡＦ１：火炎核の反応面積（固定値）［ｍ²］
ここで、（１９）式右辺のＢＲ１は燃焼開始時期より初期燃焼期間ＢＵＲＮ１の終了時期までの燃焼質量割合の変化量であり、ここではＢＲ１＝２％に設定している。（１９）式右辺の（ＮＲＰＭ×６）は単位をｒｐｍからクランク角（ｄｅｇ）に変換するための措置である。火炎核の反応面積ＡＦ１は実験的に設定される。
【００７０】
次に図１２のフローに移ると、ステップ３１では回転速度ＮＲＰＭ、図５のステップ１４で計算されている反応確率ＲＰＲＯＢＡを読み込む。
【００７１】
ステップ３２では主燃焼におけるガス流動の乱れ強さＳＴ２を計算する。このガス流動の乱れ強さＳＴ２も初期燃焼におけるガス流動の乱れ強さＳＴ１と同様に、エンジン回転速度ＮＲＰＭの関数として次式で表すことができる。
【００７２】
ＳＴ２＝ｆ１１（ＮＲＰＭ）＝Ｃ２×ＮＲＰＭ … （２０）
ただし、Ｃ２：定数
乱れ強さＳＴ２を回転速度をパラメータとするテーブルから求めることも可能である。
【００７３】
ステップ３３では、層流燃焼速度ＳＬ２［ｍ／ｓｅｃ］と主燃焼におけるガス流動の乱れ強さＳＴ２とから、主燃焼における燃焼速度ＦＬＡＭＥ２［ｍ／ｓｅｃ］を次式により計算する。
【００７４】
ＦＬＡＭＥ２＝ＳＬ２×ＳＴ２ … （２１）
ただし、ＳＬ２：層流燃焼速度［ｍ／ｓｅｃ］
（２１）式は（１８）式と同様、ガス乱れに伴う燃焼速度への寄与を考慮したものである。
【００７５】
前述のように主燃焼期間ＢＵＲＮ２の長さは燃焼室５内の温度や圧力の変化の影響を受けにくい。従って、層流燃焼速度ＳＬ２には予め実験的に求めた固定値を適用する。
【００７６】
ステップ３４では、主燃焼期間ＢＵＲＮ２［ｄｅｇ］を（１９）式に類似した次式で計算する。
【００７７】

ただし、Ｖ２：燃焼室５の主燃焼期間開始時容積［ｍ³］、
ＡＦ２：火炎核の反応面積［ｍ²］
ここで、（２２）式右辺のＢＲ２は主燃焼期間の開始時期より終了時期までの燃焼質量割合の変化量である。初期燃焼期間の終了時期に燃焼質量割合が２％になり、その後、主燃焼期間が開始し、燃焼質量割合が６０％に達して主燃焼期間が終了すると考えているので、ＢＲ２＝６０％−２％＝５８％を設定している。ＡＦ２は火炎核の成長行程における平均の反応面積であり、（１９）式のＡＦ１と同様に、予め実験的に定めた固定値とする。燃焼室５の主燃焼期間開始時における容積Ｖ２も固定値である。
【００７８】
図１３は基本点火時期ＭＢＴＣＡＬ［ｄｅｇＢＴＤＣ］を計算するためのもので、一定時間毎（例えば１０ｍｓｅｃ毎）に実行する。図１０、図１２のうち遅く実行されるフローに続けて実行する。
【００７９】
ステップ４１では、図１０のステップ２９で計算されている初期燃焼期間ＢＵＲＮ１、図１２のステップ３４で計算されている主燃焼期間ＢＵＲＮ２、図５のステップ１６で計算されている点火時期無駄時間相当クランク角ＩＧＮＤＥＡＤ、図５のステップ１５で計算されている基準クランク角θＰＭＡＸを読み込む。
【００８０】
ステップ４２では、初期燃焼期間ＢＵＲＮ１と主燃焼期間ＢＵＲＮ２の合計を燃焼期間ＢＵＲＮ［ｄｅｇ］として計算する。
【００８１】
ステップ４３では次式により基本点火時期ＭＢＴＣＡＬ［ｄｅｇＢＴＤＣ］を計算する。
【００８２】
ＭＢＴＣＡＬ＝ＢＵＲＮ−θＰＭＡＸ＋ＩＧＮＤＥＡＤ … （２３）
ステップ４４では、この基本点火時期ＭＢＴＣＡＬから点火無駄時間相当クランク角ＩＧＮＤＥＡＤを差し引いた値を前回燃焼開始時期ＭＢＴＣＹＣＬ［ｄｅｇＢＴＤＣ］として計算する。
【００８３】
このようにして計算した基本点火時期ＭＢＴＣＡＬは、後述するノック限界もしくは燃焼限界の点火時期と比較され、これらのうちの最小値（最も近く側の値）が点火時期最小値ＰＡＤＶ［ｄｅｇＢＴＤＣ］として選択される。この点火時期最小値ＰＡＤＶに対して、早期排温上昇のための遅角化、変速時トルクダウンのための遅角化等、各種の補正を加えて、点火時期指令値ＱＡＤＶ［ｄｅｇＢＴＤＣ］を算出する。この点火時期指令値ＱＡＤＶは点火レジスタに移され、実際のクランク角がこの点火時期指令値ＱＡＤＶと一致したタイミングでエンジンコントローラ３１より一次電流を遮断する点火信号が点火コイル１３に出力される。
【００８４】
また、今サイクルの点火時期指令値としてステップ４３で計算された基本点火時期ＭＢＴＣＡＬが用いられたとすると、次サイクルの点火時期になるまでの間、ステップ４４で計算された前回燃焼開始時期ＭＢＴＣＹＣＬが図１０のステップ２２において用いられる。
【００８５】
以上のように、本実施形態においては、燃焼室５内の未燃ガス量などの質量計算を行わずにＭＢＴの得られる点火時期である基本点火時期ＭＢＴＣＡＬを計算するので、計算負荷を小さく抑えることができる。
【００８６】
また、上記（１９）式に示したように初期燃焼期間ＢＵＲＮ１を、燃焼開始時期における燃焼室容積Ｖ０と、混合気の燃焼のしやすさを表す反応確率ＲＰＲＯＢＡと、燃焼速度ＦＬＡＭＥ１の関数で表している。ここで、燃焼開始時期における燃焼室容積Ｖ０が大きいほど、反応確率ＲＰＲＯＢＡが小さいほど、燃焼速度ＦＬＡＭＥ１が遅いほど、それぞれ初期燃焼期間ＢＵＲＮ１が長くなり、結果として基本点火時期ＭＢＴＣＡＬが進角する。
【００８７】
同様に、上記（２２）式に示したように主燃焼期間ＢＵＲＮ２を、主燃焼期間の開始時期における燃焼室容積Ｖ２と、混合気のしやすさを表す反応確率ＲＰＲＯＢＡと、燃焼速度ＦＬＡＭＥ２の関数で表している。ここで、主燃焼期間開始時期における燃焼室容積Ｖ２が大きいほど、反応確率ＲＰＲＯＢＡが小さいほど、燃焼速度ＦＬＡＭＥ２が遅いほど、それぞれ主燃焼期間ＢＵＲＮ２が長くなり、結果として点火時期ＭＢＴＣＡＬが進角する。
【００８８】
このように、燃焼期間ＢＵＲＮ１とＢＵＲＮ２を、燃焼期間に影響を与える様々なパラメータの関数として計算することで、燃焼期間ＢＵＲＮ１とＢＵＲＮ２を正確に計算することができる。結果として、燃焼期間ＢＵＲＮ１とＢＵＲＮ２に基づき計算される基本点火時期ＭＢＴＣＡＬも高精度に計算することができる。また、燃焼期間ＢＵＲＮを温度や圧力が大きく影響を受けやすい火炎核成長期間に相当する初期燃焼期間ＢＵＲＮ１と、温度や圧力の影響の少ない主燃焼期間とに分けて計算しているので、燃焼期間ＢＵＲＮの計算精度が向上する。燃焼期間ＢＵＲＮを３以上にさらに分割することで、計算精度のさらなる向上も可能である。
【００８９】
なお、ここでは初期燃焼期間ＢＵＲＮ１の計算に用いる燃焼速度ＦＬＡＭＥ１を層流燃焼速度ＳＬ１と乱れ強さＳＴ１の積として、また主燃焼期間ＢＵＲＮ２の計算に用いる燃焼速度ＦＬＡＭＥ２を層流燃焼速度ＳＬ２と乱れ強さＳＴ２の積としてそれぞれ計算しているが、特開平１０−３０５３５号公報に記載されているように加算による計算方法で求めても良い。また、初期燃焼期間を燃焼質量割合でゼロから２％まで（つまりＢＲ１＝２％）、主燃焼期間を燃焼質量割合で２〜６０％まで（つまりＢＲ２＝５８％）と規定したが、本発明は必ずしもこの数値に限定されるものでない。
【００９０】
次に、ノック限界の点火時期ＫＮＫＣＡＬの算出につき図１５〜図１８を用いて説明する。
【００９１】
図１５は算出手法を示すフローチャートである。図において、まずステップ６１にて燃料がハイオクタンガソリンかレギュラーガソリンかを判定する。この判定手法は種々公知であり、例えばノックセンサを用いた点火時期フィードバック制御により行う。次いで、この判定結果に応じて、ハイオクガソリンであった場合にはステップ６２にて、レギュラーガソリンであった場合にはステップ６３にて、それぞれのマップからノック限界に対応する点火時期補正量の基本値ＫＮＭ［ｄｅｇ］を求める。図１６に前記マップの一例を示す。図示したようにこのマップはエンジン回転速度Ｎｅと負荷（燃料噴射量）ＴｐをパラメータとしてＫＮＭの値が割り付けられている。一般に低回転高負荷ほどノッキングが発生しやすいため小さい値つまり遅角側の値が設定されるが、同一回転速度・負荷であっても、燃料オクタン価が高いほど値は大きくなる。
【００９２】
次いで、ステップ６４にて次式により吸入混合気の温度Ｔ０ａ[Ｋ]を求める。
【００９３】
Ｔ０ａ＝Ｔａ×ＷＴＴＡ＃＋Ｔｗ（１−ＷＴＴＡ＃） … （２４）
ただし、Ｔａ：吸気温度［Ｋ］、
Ｔｗ：冷却水温度［Ｋ］
ＷＴＴＡ＃：エンジンに応じて定めた常数
このＴ０ａはエンジンの冷却水温度Ｔｗと吸気温度Ｔａの間を内分するある値となる。すなわち、シリンダに吸入された吸気の温度は、外気の温度（≒Ｔａ）に対し、吸気系でのエンジン温度の影響で温度上昇することから、これを冷却水温度Ｔｗで補正している。
【００９４】
次のステップ６５では、前記吸入混合気温度Ｔ０ａから図１７に示したようなテーブルを参照して温度による補正量ＫＮＴ［ｄｅｇ］を求める。さらに、ステップ６６にて、既知の手法により求めた湿度（水蒸気分圧）から図１８に示したようなテーブルを参照して湿度による補正量ＫＮＷ［ｄｅｇ］を求める。前記各補正量ＫＮＴ、ＫＮＷは図示したように単純な線形特性で変化するので、対応する一次関数を設定して計算により求めるようにしてもよい。なお、吸入混合気温度Ｔ０ａの代わりに、式（１４）で求めた燃焼室温度Ｔ０を用いて温度補正量ＫＮＴを設定するようにしてもよい。
【００９５】
最後に、ステップ６７にて前述のＫＮＭ、ＫＮＴ、ＫＮＷを加算したものをノック限界点火時期ＫＮＫＣＡＬとして設定する。
【００９６】
次に、燃焼限界の点火時期ＣＣＬＣＡＬの算出につき図１９〜図２２を用いて説明する。
【００９７】
図１９は算出手法を示すフローチャートである。図において、まずステップ７１にて、図２０に示したマップを参照して基本値ＣＣＬ［ｄｅｇ］を求める。パラメータはエンジン回転速度Ｎｅと負荷Ｔｐである。一般に、低回転低負荷時ほど混合気の流速が低く、シリンダ内残留ガスと新気との混合が悪いため燃焼火炎が伝搬しにくいことから、安定燃焼する限界点火時期はマップに示されるように遅角側に移動する。
【００９８】
次いで、ステップ７２にて、前出の式（２４）にて求めた吸入混合気温度Ｔ０ａ（または燃焼室温度Ｔ０）から図２１に示したテーブルを参照して温度による補正量ＣＣＬＴ［ｄｅｇ］を求める。高温時ほど燃焼安定性が高くなることから、テーブルの特性も図示したように高温時ほどＣＣＬＴの値が大きくなるように設定されている。
【００９９】
次に、ステップ７３にて、吸気系にスワールコントロールバルブを備える場合に、その開度に応じた補正量ＣＣＬＳ［ｄｅｇ］を求める。スワールコントロールバルブは、エンジン吸入ポート部の開口面積を制約することによりシリンダ内に流入する吸入混合気の流速を高める装置である。その開度を減じるほど吸気流速が速くなり、新気と残留ガスとの混合が促されることなどから燃焼限界も進角側に移動する。そこで、図２２に示したように、スワールコントロールバルブの開度が小さくなるほど進角側の値を与えるように設定されたテーブルを参照することでＣＣＬＳを設定する。
【０１００】
図２１および図２２の特性も線形であるので、テーブル検索ではなく関数式を演算する手法によりＣＣＬＴ、ＣＣＬＳを求めるようにしてもコントローラの演算負荷を過大にするおそれはない。
【０１０１】
最後のステップ７４にて前述のＣＣＬ、ＣＣＬＴ、ＣＣＬＳを加算したものを燃焼安定限界点火時期ＣＣＬＣＡＬとして設定する。
【０１０２】
前述のようにして求められた基本点火時期ＭＢＴＣＡＬ、ノック限界点火時期ＫＮＫＣＡＬ、燃焼限界点火時期ＣＣＬＣＡＬのうち、図１４により説明したように最小のもの、すなわち最も遅角側の点火時期を与えるものが外乱に対応した点火時期最小値ＰＡＤＶとして選択され、この点火時期最小値ＰＡＤＶに対して各種の補正を施して算出された点火時期指令値ＱＡＤＶが図２の点火時期制御部６１に付与される。
【０１０３】
この実施形態ではＭＢＴを与える基本点火時期ＭＢＴＣＡＬ、ノック限界点火時期ＫＮＫＣＡＬ、燃焼限界点火時期ＣＬＣＣＡＬの三者を比較して最小のものを選択するようにしているが、基本点火時期ＭＢＴＣＡＬと、ノック限界点火時期ＫＮＫＣＡＬまたは燃焼限界点火時期ＣＬＣＣＡＬの何れか一方とを比較して、より小さいほうを最適点火時期最小値ＰＡＤＶとして選択するようにしてもよい。
【０１０４】
このようにして、基本点火時期ＭＢＴＣＡＬを基本としてこれをノック限界点火時期ＫＮＫＣＡＬまたは燃焼限界点火時期ＣＬＣＣＡＬと比較し、最遅角となる点火時期を選択する構成とすることにより、外乱によって変動する点火時期の特性からより適切なものを比較的簡単な演算処理により求めて適切に点火時期を制御することが可能となる。
【０１０５】
図２３〜図２５は本発明の点火時期算出手法に関する第２の実施形態を示している。この実施形態は、前提となるエンジンシステムおよび点火時期システムの構成は図１または図２に示したものと同じであるが、既出の基本点火時期ＭＢＴＣＡＬの演算に用いた主燃焼期間（ＢＵＲＮ２）をノック限界点火時期ＫＮＫＣＡＬの算出にも適用することにより、より物理モデルに近い形で高精度に最適点火時期値ＰＡＤＶを求められるようにした点で第１の実施形態と相違する。
【０１０６】
図２３に沿って説明すると、まずステップ８１にてシリンダ内で排気されずに残る残留ガスの量ＭＡＳＳＺと温度Ｔｅを算出する。残留ガス量ＭＡＳＳＺは燃焼室容積分の残ガス量と吸排気弁オーバーラップ中に排気系から吸気系へ逆流した排気ガスの量を加算して求めることができる。温度Ｔｅは吸入空気量等から近似的にテーブルで求めることができる。何れも算出手法そのものは例えば特開２００１−２２１１０５号公報等により公知である。
【０１０７】
続いて、ステップ８２にて、エアフローメータ３２、吸気温度センサ４３（図１参照）の出力結果からそれぞれ新気の量ＭＡＳＳＡとその温度Ｔａを読み込む。
【０１０８】
次に、ステップ８３では、前記ＭＡＳＳＺ、Ｔｅ、ＭＡＳＳＡ、Ｔａを用いて、次の（２５）式、（２６）式により、それぞれ圧縮開始時（吸気弁閉時）の混合気の量ＭＡＳＳＣ、混合気温度Ｔｃ０を求める。

また、圧縮開始時の圧力Ｐｃ０を、吸気圧力センサ４４（図１参照）の出力結果から求める。圧力Ｐｃ０は、吸入空気量と回転速度から予測した値を用いてもよい。
【０１０９】
次のステップ８４では、既述した手法によりＭＢＴとなる基本点火時期ＭＢＴＣＡＬを求める。なお、この実施形態では前記ＭＢＴＣＡＬの演算過程（図１２）で求めた主燃焼期間ＢＵＲＮ２を燃焼速度の代表値として後の演算に用いている。
【０１１０】
ステップ８５以降は、ノック限界点火時期ＫＮＫＣＡＬの計算をするためのフローである。まずステップ８５にてノック指標値ＭＢＴＫＮを求める。ノック指標値ＭＢＴＫＮはＭＢＴ時の燃焼圧最大値クランク角から温度最高値クランク角近傍での瞬間的な自己着火時間(ｍｓ)であり、ここでは圧力最大値を示すクランクアングルを１３ｄｅｇＡＴＤＣ(以下、θＰＭＡＸ＝１３度と表す。)に設定した場合の例を、図２６のタイムチャートを参照しながら説明する。最初にθＰＭＡＸ＝１３度での平均温度Ｔｃと圧力Ｐｃとをそれぞれ次の（２７）式、（２８）式から求める。

ただし、ε ：圧縮比率、
Ｑ：燃焼発熱量、
ＴＵＰ＃：温度上昇係数、
ｐｔ：ポリトロープ指数＝１．３５
ＶＵＰ＃：ガス容積変化率
圧縮比率εは、吸気弁閉時(ＩＶＣ)の容積の、θＰＭＡＸ＝１３度時の容積に対する比率である。吸気弁の開閉時期を制御可能な可変吸気弁機構を備えたエンジンではその制御値から求めればよいし、開閉時期固定であれば既知の定数として設定すればよい。さらに精度を上げるには実質吸気量が確定するＩＶＣ=実効ＩＶＣを用いればよいが、それは回転速度によってクランク角で進角方向に移動するため、回転速度からεを求める手法としてもよい。
【０１１１】
燃焼発熱量Ｑは、θＰＭＡＸ＝１３度での燃焼割合を６０％としたときの混合気の燃焼による発熱量である。
【０１１２】
温度上昇係数ＴＵＰ＃は、前記燃焼発熱量ＱがＭＡＳＳＣの量の混合気を加熱するときの計算に適用する係数である。ＴＵＰ＃にはもちろん比熱分も含まれる。
【０１１３】
ガス容積変化率ＶＵＰ＃は、ガソリンと空気の混合気が６０％燃焼して燃焼途中のガスになったときの分子量変化によるガス容積変化率である。具体的には、1より若干大きな値(例えば１．０３程度)を適用すればよい。
【０１１４】
また、ピストンの上昇と燃焼ガスの昇温膨張で圧縮された未燃混合気の温度Ｔを、次式から求める。
Ｔ＝Ｔｃ０×ε^pt-1（Ｔｃ／Ｔｃ０×ε^pt-1）^pt-1 ［Ｋ］… （２９）
最後に、前述のようにして求めたθＰＭＡＸ＝１３度での圧力Ｐｃと未燃混合気温度Ｔを用いて、次式からノック指標値ＭＢＴＫＮを求める。
ＭＢＴＫＮ＝ＯＣＴ×Ｐｃ^-1.7×ｅｘｐ（３８００／Ｔ）［ｍｓ］… （３０）
式中のＯＣＴは燃料のオクタン価によって決まる係数であり、例えばハイオクタンガソリンで１５程度、レギュラーガソリンで１０程度の値を用いる。この式は素反応の自己着火時間を求める式であり、基本的に従来から知られているものに基づいている。
【０１１５】
次のステップ８６では、ノック指標値ＭＢＴＫＮに対する燃焼速度補正係数ＫＮＦＬＶを求める。エンジンのノッキングの発生においては温度・圧力が時々刻々と変化するため、実際の自己着火時間は温度・圧力が高く保持される時間の影響を強く受けるので、燃焼が早いとノックが起きにくく、遅いとノッキングが起きやすい。そこでこの実施形態では、ＭＢＴ計算で求めた主燃焼期間ＢＵＲＮ２を用いて前記補正係数ＫＮＦＬＶを求める。その特性例を図２４に示すが、主燃焼期間ＢＵＲＮ２が長い、つまり燃焼が遅いと小さな値となり、ノッキングが起きやすい方向に補正される特性となっている。
【０１１６】
次に、ステップ８７にて、前記ＭＢＴＫＮとＫＮＦＬＶを用いたマップ検索により、トレースノックを得るためのＭＢＴからの遅角量ＫＮＲＴを求める。図２５にその特性例を示すが、縦軸ＭＢＴＫＮ×ＫＮＦＬＶで割り付けられ、横軸回転速度Ｎｅで割り付けられたマップから遅角量ＫＮＲＴを求める。これは縦軸の数値が増大するほど、回転速度が低下するほど、遅角量が増大する特性となっている。
【０１１７】
次のステップ８８で、次式からノック限界点火時期ＫＮＫＣＡＬを求める。
ＫＮＫＣＡＬ＝ＭＢＴＣＡＬ−ＫＮＲＴ … （３１）
ステップ８９，９０では、ＭＢＴＣＡＬとＫＮＫＣＡＬのうちから小さい方つまり遅角側のものを点火時期最小値ＰＡＤＶとして選択し、これに各種の補正を加えたものを図２の点火時期制御部６１に引き渡す点火時期指令値ＱＡＤＶとして設定して今回の処理を終了する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態に係るエンジンの制御システム図。
【図２】エンジンコントローラで実行される点火時期制御のブロック図。
【図３】燃焼室の圧力変化図。
【図４】燃焼質量割合の変化を説明する特性図。
【図５】物理量の計算を説明するためのフローチャート。
【図６】エンジンのクランクシャフトとコネクティングロッドの位置関係を説明するダイアグラム。
【図７】水温補正係数の特性図。
【図８】当量比補正係数の特性図。
【図９】基準クランク角の特性図。
【図１０】初期燃焼期間の計算を説明するためのフローチャート。
【図１１】温度上昇率の特性図。
【図１２】主燃焼期間の計算を説明するためのフローチャート。
【図１３】基本点火時期の計算を説明するためのフローチャート。
【図１４】本発明による点火時期制御に係る第一の実施形態の処理手順を表したフローチャート。
【図１５】ノック限界点火時期の計算を説明するためのフローチャート。
【図１６】ノック限界点火時期の基本値を与えるマップの説明図。
【図１７】ノック限界点火時期に対する温度補正量を与えるテーブルの説明図。
【図１８】ノック限界点火時期に対する湿度補正量を与えるテーブルの説明図。
【図１９】燃焼限界点火時期の計算を説明するためのフローチャート。
【図２０】燃焼限界点火時期の基本値を与えるマップの説明図。
【図２１】燃焼限界点火時期に対する温度補正量を与えるテーブルの説明図。
【図２２】燃焼限界点火時期に対してスワールコントロールバルブ開度に応じた補正量を与えるテーブルの説明図。
【図２３】本発明による点火時期制御に係る第二の実施形態の処理手順を表したフローチャート。
【図２４】ノック指標値の特性図。
【図２５】トレースノックを与えるＭＢＴからの遅角量の特性図。
【図２６】第二の実施形態の制御に係るタイムチャート。
【符号の説明】
１エンジン
５燃焼室
１３点火コイル
１４点火プラグ
１５吸気弁
１６排気弁
２１燃料インジェクタ
２７吸気ＶＴＣ機構
２８排気ＶＴＣ機構
３１エンジンコントローラ
３３、３４クランク角センサ
４３吸気温度センサ
４４吸気圧力センサ
４５排気温度センサ
４６排気圧力センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an improvement in an ignition timing control device for a spark ignition engine.
[0002]
[Prior art]
As a conventional ignition timing control device, the one shown in Patent Document 1 is known. In this type of conventional ignition timing control device, the basic ignition timing determined based on the operation state signal such as the engine speed and load is corrected by taking into account the cooling water temperature and the combustion speed. Basically, the ignition timing is controlled in the vicinity of MBT which is the maximum torque point. However, the control target is not always the MBT. For example, in the region where knocking occurs, it is necessary to correct the ignition timing so that the ignition timing is delayed from the MBT so that the trace knock occurs. In the region, MBT has a low combustion stability, partial combustion or misfire due to blow-off occurs, and a large amount of HC emissions. Therefore, ignition timing retard is also necessary. For such ignition timing correction, for example, a method of referring to a trimming map in which correction amounts are assigned by rotation and load is used.
[0003]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Laid-Open No. 10-30535
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, if the knocking characteristics or combustion stability changes due to changes in the operating environment or operating conditions of the engine or due to variations or deterioration of the equipment, it would be Since the region where the disturbance factor acts cannot be accurately specified, an unnecessary region may be corrected to impair fuel consumption and exhaust performance. If an accurate ignition timing correction is performed for such a disturbance factor, the determination conditions increase and the control logic becomes complicated, or a very large number of man-hours are required for prior matching.
[0005]
Summary of the Invention
In the present invention, the basic ignition timing element of the spark ignition engine is the MBT ignition timing and Combustion stability The limit ignition timing is obtained according to the operating state, and ignition timing control is performed based on the later one of these. This allows MBT or Combustion stability Even if any one of the limit ignition timings is changed due to a disturbance, it is possible to set a more preferable ignition timing in terms of fuel consumption and exhaust performance as a result of correcting each separately. Further, in this case, since correction for disturbance is performed by calculation, optimal ignition timing control can be realized with relatively simple logic and man-hours.
[0006]
The MBT ignition timing or the knock limit ignition timing can be calculated using the combustion speed of the air-fuel mixture in the cylinder, thereby obtaining highly accurate calculation results while reducing the calculation load such as memory capacity and calculation time. be able to.
[0007]
As an element of the ignition timing affected by the disturbance, an ignition timing of the combustion stability limit (hereinafter simply referred to as the combustion limit) can be added, and this is obtained from the operating state to determine the MBT ignition timing, the knock limit ignition timing, In comparison, by adopting a configuration that selects the latest ignition timing, it is possible to perform ignition timing control with higher accuracy.
[0008]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic diagram for explaining the system of the present invention.
[0009]
The air is stored in the intake collector 2 and then introduced into the combustion chamber 5 of each cylinder via the intake manifold 3. Fuel is injected and supplied from a fuel injector 21 disposed in the intake port 4 of each cylinder. The fuel injected into the air is vaporized and mixed with the air to form a gas (air mixture) and flows into the combustion chamber 5. This air-fuel mixture is confined in the combustion chamber 5 when the intake valve 15 is closed, and is compressed by the rise of the piston 6.
[0010]
In order to ignite this compressed air-fuel mixture with a high-pressure spark, an ignition device 11 of an electronic power distribution system is provided in which an ignition coil with a built-in power transistor is arranged in each cylinder. That is, the ignition device 11 includes an ignition coil 13 that stores electrical energy from the battery, a power transistor that energizes and shuts off the primary side of the ignition coil 13, and a primary current of the ignition coil 13 that is provided on the ceiling of the combustion chamber 5. It includes a spark plug 14 that receives a high voltage generated on the secondary side of the ignition coil 13 due to interruption of the spark coil 13 and performs spark discharge.
[0011]
When a spark is blown by the spark plug 14 slightly before the compression top dead center and the compressed air-fuel mixture is ignited, the flame spreads and then burns rapidly, and the gas pressure due to this combustion pushes down the piston 6. This work is taken out as the rotational force of the crankshaft 7. The combusted gas (exhaust gas) is discharged into the exhaust passage 8 when the exhaust valve 16 is opened.
[0012]
A three-way catalyst 9 is provided in the exhaust passage 8. When the air-fuel ratio of the exhaust gas is in a narrow range (window) centered on the stoichiometric air-fuel ratio, the three-way catalyst 9 can efficiently remove harmful three components such as HC, CO, and NOx contained in the exhaust gas simultaneously. Since the air-fuel ratio is the ratio of the intake air amount and the fuel amount, the intake air amount introduced into the combustion chamber 5 per one cycle of the engine (crank angle 720 ° section in a four-cycle engine) and the fuel injector 21 The engine controller 31 uses the intake air flow rate signal from the air flow meter 32 and the fuel from the fuel injector 21 based on the signals from the crank angle sensors (33, 34) so that the ratio to the fuel injection amount becomes the stoichiometric air-fuel ratio. The injection amount is determined and the O provided upstream of the three-way catalyst 9 ₂ The air-fuel ratio is feedback controlled based on the signal from the sensor 35.
[0013]
A so-called electronically controlled throttle 22 in which a throttle valve 23 is driven by a throttle motor 24 is provided upstream of the intake collector 2. Since the torque required by the driver appears in the amount of depression of the accelerator pedal 41 (accelerator opening), the engine controller 31 determines a target torque based on a signal from the accelerator sensor 42, and a target air for realizing this target torque. The amount is determined, and the opening degree of the throttle valve 23 is controlled via the throttle motor 24 so as to obtain this target air amount.
[0014]
Cam sprockets and crank sprockets are attached to the front portions of the intake valve camshaft 25, the exhaust valve camshaft 26, and the crankshaft 7, respectively, and a timing chain (not shown) is hung around these sprockets so that the

camshaft

25 and 26 are driven by the crankshaft 7 of the engine, and are interposed between the cam sprocket and the intake valve camshaft 25 to continuously adjust the phase of the intake valve cam with a constant operating angle. An exhaust valve cam control phase (hereinafter referred to as an “intake VTC mechanism”) 27 that can be controlled, and a cam sprocket and an exhaust valve camshaft 26 are interposed between the camshaft 26 and the exhaust valve cam. Exhaust valve timing control mechanism (hereinafter referred to as “exhaust VTC machine”) "I referred to.) And a 28. When the opening / closing timing of the intake valve 15 and the opening / closing timing of the exhaust valve 16 are changed, the amount of the inert gas remaining in the combustion chamber 5 changes. Depending on the operating conditions, as the amount of inert gas in the combustion chamber 5 increases, the pumping loss decreases and fuel efficiency improves. Therefore, the target intake valve is closed to determine how much inert gas should remain in the combustion chamber 5 depending on the operating conditions. The engine controller 31 determines the target intake valve closing timing and the target exhaust valve closing timing based on the operating conditions (engine load and rotation speed) at that time, and these target values are determined by the engine controller 31. The intake valve closing timing and the exhaust valve closing timing are controlled via the actuators of the intake VTC mechanism 27 and the exhaust VTC mechanism 28 so as to be obtained.
[0015]
An intake air temperature signal from the intake air temperature sensor 43, an intake air pressure signal from the intake air pressure sensor 44, an exhaust gas temperature signal from the exhaust air temperature sensor 45, and an exhaust gas pressure signal from the exhaust air pressure sensor 46 are output from the water temperature sensor 37. The engine controller 31 that is input together with the coolant temperature signal controls the ignition timing that is the primary current cutoff timing of the spark plug 14 via the power transistor 13.
[0016]
FIG. 2 is a block diagram of the ignition timing control performed in the engine controller 31, and shows details of a portion for obtaining the ignition timing MBTCAL which is mainly MBT. This system mainly includes an ignition timing calculation unit 51 and an ignition timing control unit 61. The ignition timing calculation unit 51 further includes an initial combustion period calculation unit 52, a main combustion period calculation unit 53, a combustion period calculation unit 54, a basic ignition timing calculation unit 55, a previous combustion start timing calculation unit 56, and an ignition timing command value calculation unit 57. Become.
[0017]
The initial combustion period calculation unit 52 calculates a period from when the air-fuel mixture is ignited until flame nuclei are formed as the initial combustion period BURN1. The main combustion period calculation unit 53 calculates a period from when the flame kernel is formed until the combustion pressure reaches the maximum value Pmax as the main combustion period BURN2. The combustion period calculation unit 54 calculates the sum of the initial combustion period BURN1 and the main combustion period BURN2 as the combustion period BURN from ignition to the maximum combustion pressure Pmax. The basic ignition timing calculation calculation unit 55 calculates an ignition timing (this ignition timing is referred to as “basic ignition timing”) MBTCAL from which MBT is obtained based on the combustion period BURN.
[0018]
As shown in the flow of FIG. 14, the ignition timing command value calculation unit 57 compares the MBTCAL with the knock limit ignition timing KNKCAL calculated by the method described later, and the combustion limit ignition timing CCLCAL. Among these, the minimum value (latest ignition timing) is selected as the ignition timing minimum value PADV, and various corrections are added to the ignition timing minimum value PADV to calculate the ignition timing command value QADV and output it to the ignition timing control unit 61. . In addition, the flowchart used in the following description including FIG. 14 represents the procedure of the arithmetic processing repeatedly performed by the controller 31 with a fixed time, for example, about 10 ms period.
[0019]
The ignition timing control unit 61 sets the energization angle and non-energization angle to the ignition coil 13 so that the ignition plug 14 ignites the air-fuel mixture in the combustion chamber 5 with the ignition timing command value QADV thus obtained. Control.
[0020]
Hereinafter, an example of a method for calculating the basic ignition timing MBTCAL, the knock limit ignition timing KNKCAL, and the combustion limit ignition timing CCLCAL described above will be described in more detail.
[0021]
As shown in FIG. 3, when the mixture is ignited with MBT (minimum advance value for obtaining the maximum torque), the crank angle at which the combustion pressure of the mixture should be the maximum value Pmax is defined as the reference crank angle θPMAX [degATDC]. . The reference crank angle θPMAX is substantially constant regardless of the combustion method, and is generally within a range of 12 to 15 degrees and a maximum of 10 to 20 degrees.
[0022]
FIG. 4 shows changes in the combustion mass ratio R obtained by the combustion analysis in the combustion chamber in the spark ignition engine. The combustion mass ratio R representing the ratio of the combustion mass to the fuel supplied to the combustion chamber is 0% at the time of ignition and reaches 100% by complete combustion. The combustion mass ratio Rmax at the reference crank angle θPMAX is constant and about 60%.
[0023]
The combustion period until the combustion mass ratio R reaches 0% to approximately 60% corresponding to the reference crank angle θPMAX is an initial combustion period in which there is almost no change in the combustion mass ratio or the combustion pressure immediately after ignition, and the combustion It can be divided into a mass ratio and a main combustion period in which the combustion pressure increases rapidly. The initial combustion period is a stage from the start of combustion until flame nuclei are formed, and the flame nuclei are formed at a timing of 2% to 10% in terms of the combustion mass ratio. During this period, the rate of increase in combustion pressure and combustion temperature is small, and the initial combustion period is long with respect to changes in the combustion mass ratio. The length of the initial combustion period is susceptible to changes in temperature and pressure in the combustion chamber.
[0024]
On the other hand, in the main combustion period, the flame propagates from the flame kernel to the outer region, and the combustion speed increases rapidly. Therefore, the change in the combustion mass ratio during the main combustion period is larger than the change in the combustion mass ratio during the initial combustion period.
[0025]
In the engine controller 31, the period until the combustion mass ratio reaches 2% is defined as the initial combustion period BURN1 [deg], and after the end of the initial combustion period BURN1, the interval until the reference crank angle θPMAX is reached (combustion chamber volume ratio is 2). To about 60%) is distinguished as the main combustion period BURN2 [deg]. Then, the combustion period BURN [deg], which is the sum of the initial combustion period BURN1 and the main combustion period BURN2, is calculated, the reference crank angle θPMAX [degATDC] is subtracted from the combustion period BURN, and an ignition timing dead time corresponding to later described The crank angle position to which the crank angle IGNDEAD [deg] is added is set as the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC], which is the ignition timing at which MBT is obtained.
[0026]
The pressure and temperature in the combustion chamber 5 during the initial combustion period in which flame nuclei are formed are almost equivalent to the pressure and temperature at the time of ignition. The time cannot be set. Therefore, as shown in FIG. 2, the previous combustion start timing calculation unit 56 calculates the previous value of the basic ignition timing as the previous combustion start timing MBTCYCL [degBTDC], and gives this value to the initial combustion period calculation unit 52. In addition, the initial combustion period calculation unit 52 cyclically repeats the calculation of the initial combustion period so as to obtain a highly accurate result without a time delay.
[0027]
Next, the calculation of the ignition timing command value QADV executed by the engine controller 31 will be described in detail with reference to the following flowchart.
[0028]
FIG. 5 is for calculating various physical quantities necessary for calculating the ignition timing, and is executed at regular time intervals (for example, every 10 msec).
[0029]
First, in step 11, the intake valve closing timing IVC [degBTDC], the collector internal temperature TCOL [K] detected by the temperature sensor 43, the exhaust gas temperature TEXH [K] detected by the temperature sensor 45, and the internal inert gas ratio MRESFR [ %], The coolant temperature TWK [K] detected by the temperature sensor 37, the target equivalent ratio TFBYA, the engine rotational speed NRPM [rpm] detected by the crank angle sensor, and the dead ignition time DEADTIME [μsec].
[0030]
Here, the crank angle sensor includes a position sensor 33 for detecting the position of the crankshaft 7 and a phase sensor 34 for detecting the position of the intake camshaft 25. The engine is based on signals from the two

sensors

33 and 34. The rotational speed NRPM [rpm] is calculated.
[0031]
The intake valve closing timing IVC is known from the command value given to the intake VTC mechanism 27. Alternatively, the actual intake valve closing timing may be detected by the phase sensor 34.
[0032]
The internal inert gas ratio MRESFR is a value obtained by dividing the amount of inert gas remaining in the combustion chamber by the total amount of gas in the combustion chamber, and its calculation method is known, for example, from JP-A-2001-221105. The ignition dead time DEADTIME is a constant value.
[0033]
The target equivalent ratio TFBYA is calculated in a fuel injection amount calculation flow (not shown). The target equivalent ratio TFBYA is an unnamed number, and is a value represented by the following expression when the theoretical air-fuel ratio is 14.7.
[0034]
TFBYA = 14.7 / target air-fuel ratio (1)
For example, when the target air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio according to equation (1), TFBYA = 1.0, and when the target air-fuel ratio is a lean value such as 22.0, TFBYA is a positive value less than 1.0. is there.
[0035]
In step 12, the volume of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing IVC (that is, the volume at the compression start timing) VIVC [m ^Three ] Is calculated. The volume VIVC of the combustion chamber 5 at the closing timing of the intake valve is determined by the stroke position of the piston 6. The stroke position of the piston 6 is determined by the crank angle position of the engine.
[0036]
Referring to FIG. 6, consider a case where the rotation center 72 of the crankshaft 71 of the engine is offset from the center axis 73 of the cylinder. Assume that the connecting rod 74, the connecting point 74 between the connecting rod 74 and the crankshaft 71, and the piston pin 76 that connects the connecting rod 74 and the piston are in the relationship shown in the figure. At this time, the volume VIVC of the combustion chamber 5 at the closing timing of the intake valve can be expressed by the following equations (2) to (6).
[0037]

Where Vc: gap volume [m ^Three ],
ε: compression ratio,
D: cylinder bore diameter [m],
ST: Full piston stroke [m],
H: distance [m] of the piston pin 76 from the TDC,
CND: length of connecting rod 74 [m],
CRoff: offset distance [m] of the nodal point 75 from the cylinder center axis 73,
PISoff: offset distance [m] of the crankshaft rotation center 72 from the cylinder center axis 73,
θivc: Intake valve closing timing crank angle [degATDC],
θoff: an angle [deg] between a line connecting the piston pin 76 and the crankshaft rotation center 72 and a vertical line in TDC,
X: horizontal distance [m] between the nodal point 75 and the piston pin 76
As described above, the crank angle θivc at the time of closing the intake valve is known because it is determined by the command signal from the engine controller 31 to the intake VTC mechanism 27. By substituting the crank angle θivc (= IVC) at this time into the equations (2) to (6), the volume VIVC of the combustion chamber 5 at the closing timing of the intake valve can be calculated. Therefore, in practice, the volume VIVC of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing is set by a table using the intake valve closing timing IVC as a parameter. When the intake VTC mechanism 27 is not provided, a constant value can be given.
[0038]
In step 13, the temperature (ie, compression start timing temperature) TINI [K] of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing IVC is calculated. The temperature TINI of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing IVC is a temperature of a gas in which fresh air flowing into the combustion chamber 5 and inert gas remaining in the combustion chamber 5 are mixed, and fresh air flowing into the combustion chamber 5. Is equal to the fresh air temperature TCOL in the intake collector 2, and the temperature of the inert gas remaining in the combustion chamber 5 can be approximated by the exhaust temperature TEXH in the vicinity of the exhaust port portion. From the TCOL, the exhaust gas temperature TEXH, and the internal inert gas ratio MRESFR which is the ratio of the inert gas remaining in the combustion chamber 5, it can be obtained by the following equation.
[0039]
TINI = TEXH × MRESFR + TCOL × (1−MRESFR) (7)
In step 14, a reaction probability RPROBA [%] representing the flammability of the air-fuel mixture in the combustion chamber 5 is calculated. The reaction probability RPROBA is a dimensionless value and depends on the three parameters of the residual inert gas ratio MRESFR, the cooling water temperature TWK [K], and the target equivalent ratio TFBYA, and can be expressed by the following equation.
[0040]
RPROBA = f3 (MRESFR, TWK, TBYYA) (8)
More specifically, the maximum value of the reaction probability obtained by the combination of the three parameters MRESFR, TWK, and TFBYA is set to 100%, the relationship between these parameters and the reaction probability RPROBA is experimentally obtained, and the obtained reaction probability RPROBA is obtained. Are stored in advance in the memory of the engine controller 31 as a table corresponding to the parameters. In step 14, the reaction probability RPROBA is obtained by searching this table according to the parameters.
[0041]
Specifically, a table of water temperature correction coefficients having characteristics as shown in FIG. 7 according to the cooling water temperature TWK, a table of internal inert gas rate correction coefficients (not shown) set similarly, and a target equivalent ratio A table of equivalence ratio correction coefficients having characteristics as shown in FIG. 8 according to Tfbya is stored in advance in the memory. The maximum value of each correction coefficient is 1.0, and the reaction probability RPROBA is calculated by multiplying the product of the three types of correction coefficients by the maximum value of 100% of the reaction probability.
[0042]
Explaining each table, the water temperature correction coefficient shown in FIG. 7 becomes larger as the cooling water temperature TWK is higher, and becomes 1.0 when the cooling water temperature TWK is 80 ° C. or higher. The equivalence ratio correction coefficient shown in FIG. 8 is the maximum value of 1.0 when the target equivalence ratio TFBYA is 1.0, that is, the stoichiometric air-fuel ratio. The ratio correction factor decreases. Although the internal inert gas rate correction coefficient is not shown, it is 1.0 when the internal inert gas rate MRESFR is zero.
[0043]
In step 15, a reference crank angle θPMAX [degATDC] is calculated. As described above, the reference crank angle θPMAX does not fluctuate very much, but it still tends to advance as the engine speed NRPM increases, so the reference crank angle θPMAX can be expressed as a function of the engine speed NRPM as it can.
[0044]
θPMAX = f4 (NRPM) (9)
Specifically, the reference crank angle θPMAX is obtained by searching a table of characteristics shown in FIG. 9 stored in advance in the memory of the engine controller 31 from the engine speed NRPM. In order to facilitate the calculation, the reference crank angle θPMAX can be regarded as constant.
[0045]
Finally, at step 16, the ignition dead time equivalent crank angle IGNDEAD [deg] is calculated. The ignition dead time equivalent crank angle IGNDEAD is a crank angle section from the timing at which the engine controller 31 outputs a signal for cutting off the primary current of the ignition coil 13 until the ignition plug 14 actually ignites, and can be expressed by the following equation. .
[0046]
IGNDEAD = f5 (DEADTIME, NRPM) (10)
Here, the ignition dead time DEADTIME is set to 200 μsec. Equation (10) is for calculating the ignition dead time equivalent crank angle IGNDEAD that is the crank angle corresponding to the ignition dead time DEADTIME from the engine speed NRPM.
[0047]
FIG. 10 is for calculating the initial combustion period BURN1 [deg], and FIG. 12 is for calculating the main combustion period BURN2 [deg], which is executed at regular time intervals (for example, every 10 msec). 10 and 12 are executed following FIG.
Either of FIGS. 10 and 12 may be executed first.
[0048]
First, referring to FIG. 10, in step 21, the previous combustion start timing MBTCYCL [degBTDC] and the volume VIVC [m at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 calculated in step 12 of FIG. ^Three ], The temperature TITI [K] at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 calculated in step 13 of FIG. 5, the engine rotational speed NRPM [rpm], and the reaction probability RPROBA [% calculated in step 14 of FIG. ].
[0049]
Here, the previous combustion start timing MBTCYCL is a value one cycle before [degBTDC] of the basic ignition timing MBTCAL, and the calculation thereof will be described later.
[0050]
In step 22, the volume V0 [m at the combustion start time of the combustion chamber 5 is determined. ^Three ] Is calculated. As described above, the ignition timing (combustion start timing) here is not the basic ignition timing MBTCAL calculated in the current cycle but a value one cycle before the basic ignition timing. That is, the volume V0 at the combustion start timing of the combustion chamber 5 is calculated from MBTCYCL, which is a value one cycle before the basic ignition timing, by the following equation.
[0051]
V0 = f6 (MBTCYCL) (11)
Specifically, the volume V0 of MBTCYCL in the combustion chamber 5 is calculated from the stroke position of the piston 6 at the previous combustion start timing MBTCYCL and the bore diameter of the combustion chamber 5. In step 12 of FIG. 5, the volume VIVC of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing IVC is obtained by searching a table of intake valve closing timing volumes using the intake valve closing timing as a parameter. Here, MBTCYCL is set as a parameter. The volume V0 of the combustion chamber 5 at the previous combustion start time MBTCYCL may be obtained by searching the table of the previous combustion start time volume.
[0052]
In step 23, an effective compression ratio Ec at the combustion start timing is calculated. The effective compression ratio Ec is a dimensionless value, and is a value obtained by dividing the volume V0 of the combustion chamber 5 at the combustion start timing by the volume VIVC of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing, as shown in the following equation.
[0053]
Ec = f7 (V0, VIVC) = V0 / VIVC (12)
In step 24, the temperature increase rate TCOMP in the combustion chamber 5 from the intake valve closing timing IVC to the combustion start timing is calculated based on the effective compression ratio Ec as shown in the following equation.
[0054]
TCOMP = f8 (Ec) = Ec ^ (κ−1) (13)
Where κ: specific heat ratio
Equation (13) is an equation for the rate of temperature rise of the adiabatic compressed gas. Note that “^” on the right side of equation (13) represents power calculation (hereinafter the same).
[0055]
κ is a value obtained by dividing the constant pressure specific heat of the gas adiabatically compressed by the constant volume specific heat. If the gas adiabatically compressed is air, κ = 1.4, and this value may be used simply. However, the calculation accuracy can be further improved by experimentally determining the value of κ for the air-fuel mixture.
[0056]
FIG. 11 illustrates equation (13). Therefore, it is possible to obtain the temperature increase rate TCOMP by storing a table of such characteristics in advance in the memory of the engine controller 31 and searching the table based on the effective compression ratio Ec.
[0057]
In step 25, the temperature T0 [K] at the combustion start timing of the combustion chamber 5 is multiplied by the temperature TINI at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 by the temperature increase rate TCOMP, that is,
T0 = TINI × TCOMP (14)
Calculate with the following formula.
[0058]
In step 26, a laminar combustion speed SL1 [m / sec] is calculated by the following equation (known).
[0059]
SL1 = SLstd × (T0 × Tstd) ^2.18 × (P0 / Pstd) ^-0.16 ... (15)
Where Tstd: reference temperature [K],
Pstd: Reference pressure [Pa]
SLstd: reference laminar burning velocity [m / sec] at reference temperature Tstd and reference pressure Pstd,
T0: temperature [K] at the combustion start timing of the combustion chamber 5;
P0: Pressure [Pa] at the combustion start timing of the combustion chamber 5
The reference temperature Tstd, the reference pressure Pstd, and the reference laminar combustion speed SLstd are values determined in advance by experiments.
[0060]
Under a pressure of 2 bar or more, which is a normal pressure in the combustion chamber 5, the pressure term (P0 / Pstd) in the equation (15) ^-0.16 Is a small value. Therefore, the pressure term (P0 / Pstd) ^-0.16 It is also possible to define the reference laminar combustion speed SLstd only by the reference temperature Tstd, with a constant value.
[0061]
Accordingly, when the reference temperature Tstd is 550 [K], the reference laminar combustion rate SLstd is 1.0 [m / sec], and the pressure term is 0.7, the temperature T0 and the laminar combustion rate at the combustion start timing The relationship with SL1 can be approximately defined by the following equation.
[0062]
SL1 = f9 (T0)
= 1.0 × 0.7 × (T0 / 550) ^2.18 (16)
In step 27, the turbulence intensity ST1 of the gas flow in the initial combustion is calculated. The turbulence intensity ST1 of the gas flow is a dimensionless value, and depends on the flow rate of fresh air flowing into the combustion chamber 5 and the penetration of injected fuel from the fuel injector 21.
[0063]
The flow rate of fresh air flowing into the combustion chamber 5 depends on the shape of the intake passage, the operating state of the intake valve 15, and the shape of the intake port 4 where the intake valve 15 is provided. The penetration of the injected fuel depends on the injection pressure of the fuel injector 21, the fuel injection period, and the combustion injection timing.
[0064]
Finally, the turbulence strength ST1 of the gas flow in the initial combustion can be expressed by the following equation as a function of the engine speed NRPM.
[0065]
ST1 = f10 (NRPM) = C1 × NRPM (17)
C1: Constant
It is also possible to obtain the turbulence intensity ST1 from a table using the rotational speed NRPM as a parameter.
[0066]
In step 28, the gas combustion speed FLAME1 [m / sec] in the initial combustion is calculated from the laminar combustion speed S1 and the turbulence intensity ST1 by the following equation.
[0067]
FLAME1 = SL1 × ST1 (18)
If there is gas turbulence in the combustion chamber 5, the gas combustion speed changes. Equation (18) takes into account the contribution (influence) to the combustion speed associated with this gas turbulence.
[0068]
In step 29, the initial combustion period BURN1 [deg] is calculated by the following equation.
[0069]

However, AF1: Reaction area of flame kernel (fixed value) [m ² ]
Here, BR1 on the right side of the equation (19) is the amount of change in the combustion mass ratio from the combustion start timing to the end timing of the initial combustion period BURN1, and here BR1 = 2% is set. (NRPM × 6) on the right side of equation (19) is a measure for converting the unit from rpm to crank angle (deg). The reaction area AF1 of the flame kernel is set experimentally.
[0070]
Next, in the flow of FIG. 12, in step 31, the rotational speed NRPM and the reaction probability RPROBA calculated in step 14 of FIG. 5 are read.
[0071]
In step 32, the turbulence intensity ST2 of the gas flow in the main combustion is calculated. The turbulence intensity ST2 of the gas flow can be expressed by the following equation as a function of the engine rotational speed NRPM, similarly to the turbulence intensity ST1 of the gas flow in the initial combustion.
[0072]
ST2 = f11 (NRPM) = C2 × NRPM (20)
However, C2: Constant
It is also possible to obtain the turbulence intensity ST2 from a table using the rotation speed as a parameter.
[0073]
In step 33, the combustion speed FLAME2 [m / sec] in the main combustion is calculated from the laminar combustion speed SL2 [m / sec] and the gas flow turbulence strength ST2 in the main combustion by the following equation.
[0074]
FLAME2 = SL2 × ST2 (21)
However, SL2: Laminar burning velocity [m / sec]
Equation (21) considers the contribution to the combustion speed associated with gas turbulence, as in Equation (18).
[0075]
As described above, the length of the main combustion period BURN2 is not easily affected by changes in temperature and pressure in the combustion chamber 5. Therefore, a fixed value obtained experimentally in advance is applied to the laminar combustion speed SL2.
[0076]
In step 34, the main combustion period BURN2 [deg] is calculated by the following equation similar to the equation (19).
[0077]

V2: Volume at start of main combustion period of combustion chamber 5 [m ^Three ],
AF2: Reaction area of flame kernel [m ² ]
Here, BR2 on the right side of Equation (22) is the amount of change in the combustion mass ratio from the start timing to the end timing of the main combustion period. Since the combustion mass ratio becomes 2% at the end of the initial combustion period, and then the main combustion period starts and the combustion mass ratio reaches 60% and the main combustion period ends, BR2 = 60% − 2% = 58% is set. AF2 is an average reaction area in the growth process of the flame kernel, and is set to a fixed value experimentally determined in advance, like AF1 in the equation (19). The volume V2 at the start of the main combustion period of the combustion chamber 5 is also a fixed value.
[0078]
FIG. 13 is for calculating the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC], and is executed at regular intervals (for example, every 10 msec). This is executed following the flow that is executed later in FIGS.
[0079]
In step 41, the initial combustion period BURN1 calculated in step 29 of FIG. 10, the main combustion period BURN2 calculated in step 34 of FIG. 12, and the ignition timing dead time equivalent crank calculated in step 16 of FIG. The angle IGNDEAD, the reference crank angle θPMAX calculated in step 15 of FIG. 5, is read.
[0080]
In step 42, the sum of the initial combustion period BURN1 and the main combustion period BURN2 is calculated as the combustion period BURN [deg].
[0081]
In step 43, the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC] is calculated by the following equation.
[0082]
MBTCAL = BURN−θPMAX + IGNDEAD (23)
In step 44, a value obtained by subtracting the ignition dead time equivalent crank angle IGNDEAD from the basic ignition timing MBTCAL is calculated as the previous combustion start timing MBTCYCL [degBTDC].
[0083]
The basic ignition timing MBTCAL calculated in this way is compared with the ignition timing of the knock limit or the combustion limit, which will be described later, and the minimum value (the closest value) is selected as the ignition timing minimum value PADV [degBTDC]. Is done. The ignition timing command value QADV [degBTDC] is calculated by adding various corrections to the ignition timing minimum value PADV, such as retarding for early exhaust temperature rise and retarding for shifting torque reduction. To do. The ignition timing command value QADV is transferred to the ignition register, and an ignition signal for cutting off the primary current is output from the engine controller 31 to the ignition coil 13 at a timing when the actual crank angle coincides with the ignition timing command value QADV.
[0084]
If the basic ignition timing MBTCAL calculated in step 43 is used as the ignition timing command value for the current cycle, the previous combustion start timing MBTCYCL calculated in step 44 is displayed until the ignition timing for the next cycle is reached. Used in 10 steps 22.
[0085]
As described above, in the present embodiment, the basic ignition timing MBTCAL, which is the ignition timing at which MBT is obtained, is calculated without performing mass calculation such as the amount of unburned gas in the combustion chamber 5, so the calculation load is kept small. be able to.
[0086]
Further, as shown in the above equation (19), the initial combustion period BURN1 is expressed as a function of the combustion chamber volume V0 at the combustion start timing, the reaction probability RPROBA indicating the ease of combustion of the air-fuel mixture, and the combustion speed FLAME1. ing. Here, the larger the combustion chamber volume V0 at the combustion start timing, the smaller the reaction probability RPROBA, and the slower the combustion speed FLAME1, the longer the initial combustion period BURN1 and, as a result, the basic ignition timing MBTCAL advances.
[0087]
Similarly, as shown in the above equation (22), the main combustion period BURN2 is a function of the combustion chamber volume V2 at the start timing of the main combustion period, the reaction probability RPROBA indicating the ease of air-fuel mixture, and the combustion rate FLAME2. It is represented by Here, the larger the combustion chamber volume V2 at the start timing of the main combustion period, the smaller the reaction probability RPROBA, and the slower the combustion speed FLAME2, the longer the main combustion period BURN2, and as a result, the ignition timing MBTCAL is advanced.
[0088]
Thus, by calculating the combustion periods BURN1 and BURN2 as a function of various parameters that affect the combustion period, the combustion periods BURN1 and BURN2 can be accurately calculated. As a result, the basic ignition timing MBTCAL calculated based on the combustion periods BURN1 and BURN2 can also be calculated with high accuracy. Further, since the combustion period BURN is calculated by dividing it into an initial combustion period BURN1 corresponding to a flame nucleus growth period in which temperature and pressure are greatly affected and a main combustion period in which the influence of temperature and pressure is small, the combustion period BURN1 is calculated. BURN calculation accuracy is improved. By further dividing the combustion period BURN into three or more, the calculation accuracy can be further improved.
[0089]
Here, the combustion speed FLAME1 used for calculating the initial combustion period BURN1 is the product of the laminar combustion speed SL1 and the turbulence intensity ST1, and the combustion speed FLAME2 used for calculating the main combustion period BURN2 is turbulent with the laminar combustion speed SL2. Although each calculation is performed as the product of the strength ST2, it may be obtained by a calculation method by addition as described in JP-A-10-30535. Further, the initial combustion period is defined as a combustion mass ratio from zero to 2% (that is, BR1 = 2%), and the main combustion period is defined as a combustion mass ratio from 2 to 60% (that is, BR2 = 58%). Is not necessarily limited to this value.
[0090]
Next, calculation of the knock limit ignition timing KNKCAL will be described with reference to FIGS.
[0091]
FIG. 15 is a flowchart showing a calculation method. In the figure, first, at step 61, it is determined whether the fuel is high-octane gasoline or regular gasoline. Various determination methods are known, for example, by ignition timing feedback control using a knock sensor. Next, in accordance with this determination result, in the case of high-octane gasoline, in step 62, and in the case of regular gasoline, in step 63, the basic ignition timing correction amount corresponding to the knock limit from each map. The value KNM [deg] is obtained. FIG. 16 shows an example of the map. As shown in the figure, the value of KNM is assigned to this map with the engine speed Ne and the load (fuel injection amount) Tp as parameters. In general, knocking is more likely to occur at lower rotational speed and higher load, so a smaller value, that is, a value on the retard side is set. However, the value increases as the fuel octane number increases even at the same rotational speed and load.
[0092]
Next, in step 64, the temperature T0a [K] of the intake air-fuel mixture is obtained by the following equation.
[0093]
T0a = Ta × WTTA # + Tw (1-WTTA #) (24)
Where Ta: intake air temperature [K],
Tw: Cooling water temperature [K]
WTTA #: Constant determined according to the engine
This T0a is a value that internally divides between the engine coolant temperature Tw and the intake air temperature Ta. That is, the temperature of the intake air drawn into the cylinder rises with respect to the outside air temperature (≈Ta) due to the influence of the engine temperature in the intake system, and this is corrected by the cooling water temperature Tw.
[0094]
In the next step 65, a correction amount KNT [deg] based on the temperature is obtained from the intake mixture temperature T0a with reference to a table as shown in FIG. Further, in step 66, a correction amount KNW [deg] by humidity is obtained from the humidity (water vapor partial pressure) obtained by a known method with reference to a table as shown in FIG. Since each of the correction amounts KNT and KNW changes with a simple linear characteristic as shown in the figure, a corresponding linear function may be set and obtained by calculation. Note that the temperature correction amount KNT may be set using the combustion chamber temperature T0 obtained by the equation (14) instead of the intake mixture temperature T0a.
[0095]
Finally, at step 67, the sum of the above-mentioned KNM, KNT, and KNW is set as the knock limit ignition timing KNKCAL.
[0096]
Next, calculation of the ignition timing CCLCAL at the combustion limit will be described with reference to FIGS.
[0097]
FIG. 19 is a flowchart showing a calculation method. In the figure, first, in step 71, a basic value CCL [deg] is obtained with reference to the map shown in FIG. The parameters are the engine speed Ne and the load Tp. In general, the lower the rotational speed and the lower the load, the lower the flow rate of the air-fuel mixture, and the poorer mixing of the residual gas in the cylinder and fresh air makes it difficult for the combustion flame to propagate. Move to the retard side.
[0098]
Next, in step 72, the correction amount CCLT [deg] depending on the temperature is obtained by referring to the table shown in FIG. 21 from the intake gas mixture temperature T0a (or the combustion chamber temperature T0) obtained by the above equation (24). Ask. Since the combustion stability increases as the temperature increases, the table characteristics are also set so that the CCLT value increases as the temperature increases, as shown in the figure.
[0099]
Next, in step 73, when a swirl control valve is provided in the intake system, a correction amount CCLS [deg] corresponding to the opening degree is obtained. The swirl control valve is a device that increases the flow rate of the intake air mixture flowing into the cylinder by restricting the opening area of the engine intake port portion. As the opening degree is reduced, the intake flow velocity becomes faster, and the mixing of fresh air and residual gas is promoted, so that the combustion limit moves to the advance side. Therefore, as shown in FIG. 22, the CCLS is set by referring to a table set so as to give an advance value as the opening of the swirl control valve decreases.
[0100]
Since the characteristics shown in FIGS. 21 and 22 are also linear, there is no possibility that the calculation load of the controller will be excessive even if CCLT and CCLS are obtained by a method of calculating a functional expression instead of a table search.
[0101]
In the last step 74, add the above-mentioned CCL, CCLT, CCLS Combustion stability Set as limit ignition timing CCLCAL.
[0102]
Among the basic ignition timing MBTCAL, knock limit ignition timing KNKCAL, and combustion limit ignition timing CCLCAL determined as described above, the smallest one, that is, the one that gives the most retarded ignition timing as described with reference to FIG. The ignition timing command value QADV selected as the ignition timing minimum value PADV corresponding to the disturbance and calculated by performing various corrections on the ignition timing minimum value PADV is given to the ignition timing control unit 61 of FIG.
[0103]
In this embodiment, the basic ignition timing MBTCAL giving the MBT, the knock limit ignition timing KNKCAL, and the combustion limit ignition timing CLCCAL are compared and the minimum one is selected, but the basic ignition timing MBTCAL and the knock limit are selected. The ignition timing KNKCAL or the combustion limit ignition timing CLCCAL may be compared and the smaller one may be selected as the optimum ignition timing minimum value PADV.
[0104]
In this way, the basic ignition timing MBTCAL is used as a basis, and this is compared with the knock limit ignition timing KNKCAL or the combustion limit ignition timing CLCCAL, and the ignition timing that becomes the most retarded angle is selected. It is possible to appropriately control the ignition timing by obtaining a more appropriate one from the characteristics of the timing by relatively simple arithmetic processing.
[0105]
23 to 25 show a second embodiment relating to the ignition timing calculation method of the present invention. In this embodiment, the configuration of the engine system and the ignition timing system as the premise is the same as that shown in FIG. 1 or FIG. 2, but the main combustion period (BURN2) used for the calculation of the basic ignition timing MBTCAL described above is used. By applying the calculation to the knock limit ignition timing KNKCAL, it is different from the first embodiment in that the optimum ignition timing value PADV can be obtained with high accuracy in a form closer to a physical model.
[0106]
Referring to FIG. 23, first, in step 81, the amount MASSZ of residual gas remaining in the cylinder without being exhausted and the temperature Te are calculated. The residual gas amount MASSZ can be obtained by adding the residual gas amount corresponding to the combustion chamber volume and the amount of exhaust gas flowing back from the exhaust system to the intake system during the intake and exhaust valve overlap. The temperature Te can be approximately obtained from a table based on the intake air amount. In any case, the calculation method itself is known, for example, from Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-221105.
[0107]
Subsequently, at step 82, the fresh air amount MASSA and its temperature Ta are read from the output results of the air flow meter 32 and the intake air temperature sensor 43 (see FIG. 1), respectively.
[0108]
Next, in step 83, using the MASSZ, Te, MASSA, and Ta, the following formulas (25) and (26) are used to determine the amount of gas mixture MASSC at the start of compression (when the intake valve is closed). The air temperature Tc0 is obtained.

Further, the pressure Pc0 at the start of compression is obtained from the output result of the intake pressure sensor 44 (see FIG. 1). The pressure Pc0 may be a value predicted from the intake air amount and the rotational speed.
[0109]
In the next step 84, the basic ignition timing MBTCAL to be MBT is obtained by the method described above. In this embodiment, the main combustion period BURN2 obtained in the MBTCAL calculation process (FIG. 12) is used as a representative value of the combustion speed for subsequent calculations.
[0110]
Step 85 and subsequent steps are a flow for calculating the knock limit ignition timing KNKCAL. First, at step 85, a knock index value MBTKN is obtained. The knock index value MBTKN is an instantaneous self-ignition time (ms) from the maximum combustion pressure crank angle to the maximum temperature crank angle during MBT. Here, the crank angle indicating the maximum pressure is set to 13 degATDC (hereinafter referred to as θPMAX). = 13 degrees) will be described with reference to the time chart of FIG. First, an average temperature Tc and a pressure Pc at θPMAX = 13 degrees are obtained from the following equations (27) and (28), respectively.

Where ε is the compression ratio,
Q: Combustion calorific value,
TUP #: temperature rise coefficient,
pt: Polytropic index = 1.35
VUP #: Gas volume change rate
The compression ratio ε is the ratio of the volume when the intake valve is closed (IVC) to the volume when θPMAX = 13 degrees. In an engine equipped with a variable intake valve mechanism that can control the opening / closing timing of the intake valve, it may be obtained from its control value, or may be set as a known constant if the opening / closing timing is fixed. In order to further improve the accuracy, IVC = effective IVC in which the actual intake air amount is determined may be used. However, since it moves in the advance direction at the crank angle depending on the rotational speed, a method of obtaining ε from the rotational speed may be used.
[0111]
The combustion calorific value Q is a calorific value due to combustion of the air-fuel mixture when the combustion rate at θPMAX = 13 degrees is 60%.
[0112]
The temperature increase coefficient TUP # is a coefficient applied to the calculation when heating the air-fuel mixture in which the combustion heat generation amount Q is MASSC. TUP # also includes specific heat.
[0113]
The gas volume change rate VUP # is a gas volume change rate due to a change in molecular weight when a mixture of gasoline and air burns 60% to become a gas in the middle of combustion. Specifically, a value slightly larger than 1 (for example, about 1.03) may be applied.
[0114]
Further, the temperature T of the unburned mixture compressed by the rise of the piston and the temperature expansion of the combustion gas is obtained from the following equation.
T = Tc0 × ε ^pt-1 (Tc / Tc0 × ε ^pt-1 ) ^pt-1 [K] ... (29)
Finally, the knock index value MBTKN is obtained from the following equation using the pressure Pc and the unburned mixture temperature T at θPMAX = 13 degrees obtained as described above.
MBTKN = OCT × Pc ^-1.7 Xexp (3800 / T) [ms] (30)
OCT in the equation is a coefficient determined by the octane number of the fuel. For example, a value of about 15 is used for high-octane gasoline and about 10 is used for regular gasoline. This formula is a formula for obtaining the self-ignition time of elementary reaction, and is basically based on a conventionally known formula.
[0115]
In the next step 86, a combustion speed correction coefficient KNFLV for the knock index value MBTKN is obtained. When the engine knocks, the temperature and pressure change from moment to moment, so the actual self-ignition time is strongly influenced by the time during which the temperature and pressure are kept high. It is easy to knock. Therefore, in this embodiment, the correction coefficient KNFLV is obtained using the main combustion period BURN2 obtained by MBT calculation. FIG. 24 shows an example of the characteristic. When the main combustion period BURN2 is long, that is, when the combustion is slow, the characteristic becomes a small value and is corrected in a direction in which knocking is likely to occur.
[0116]
Next, in step 87, a retardation amount KNRT from the MBT for obtaining a trace knock is obtained by map search using the MBTKN and KNFLV. FIG. 25 shows an example of the characteristic. The retard amount KNRT is obtained from a map assigned by the vertical axis MBTKN × KNFLV and assigned by the horizontal axis rotational speed Ne. This is a characteristic that the amount of retardation increases as the numerical value on the vertical axis increases or the rotational speed decreases.
[0117]
In the next step 88, knock limit ignition timing KNKCAL is obtained from the following equation.
KNKCAL = MBTCAL-KNRT (31)
In steps 89 and 90, the smaller one of MBTCAL and KNKCAL, that is, the retarded side is selected as the ignition timing minimum value PADV, and various corrections are added to the ignition timing control unit 61 in FIG. The ignition timing command value QADV is set and the current process is terminated.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an engine control system diagram according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a block diagram of ignition timing control executed by an engine controller.
FIG. 3 is a pressure change diagram of a combustion chamber.
FIG. 4 is a characteristic diagram illustrating a change in combustion mass ratio.
FIG. 5 is a flowchart for explaining calculation of a physical quantity.
FIG. 6 is a diagram for explaining the positional relationship between an engine crankshaft and a connecting rod.
FIG. 7 is a characteristic diagram of a water temperature correction coefficient.
FIG. 8 is a characteristic diagram of an equivalence ratio correction coefficient.
FIG. 9 is a characteristic diagram of a reference crank angle.
FIG. 10 is a flowchart for explaining calculation of an initial combustion period.
FIG. 11 is a characteristic diagram of a temperature rise rate.
FIG. 12 is a flowchart for explaining calculation of a main combustion period.
FIG. 13 is a flowchart for explaining calculation of basic ignition timing.
FIG. 14 is a flowchart showing a processing procedure of the first embodiment related to ignition timing control according to the present invention.
FIG. 15 is a flowchart for explaining calculation of a knock limit ignition timing.
FIG. 16 is an explanatory diagram of a map that gives a basic value of a knock limit ignition timing.
FIG. 17 is an explanatory diagram of a table for giving a temperature correction amount with respect to a knock limit ignition timing.
FIG. 18 is an explanatory diagram of a table for giving a humidity correction amount with respect to a knock limit ignition timing.
FIG. 19 is a flowchart for explaining calculation of a combustion limit ignition timing.
FIG. 20 is an explanatory diagram of a map for giving a basic value of the combustion limit ignition timing.
FIG. 21 is an explanatory diagram of a table for giving a temperature correction amount with respect to the combustion limit ignition timing.
FIG. 22 is an explanatory diagram of a table that gives a correction amount corresponding to the swirl control valve opening with respect to the combustion limit ignition timing.
FIG. 23 is a flowchart showing a processing procedure of a second embodiment relating to ignition timing control according to the present invention.
FIG. 24 is a characteristic diagram of a knock index value.
FIG. 25 is a characteristic diagram of the amount of retardation from MBT giving a trace knock.
FIG. 26 is a time chart according to the control of the second embodiment.
[Explanation of symbols]
1 engine
5 Combustion chamber
13 Ignition coil
14 Spark plug
15 Intake valve
16 Exhaust valve
21 Fuel injector
27 Intake VTC mechanism
28 Exhaust VTC mechanism
31 Engine controller
33, 34 Crank angle sensor
43 Intake air temperature sensor
44 Intake pressure sensor
45 Exhaust temperature sensor
46 Exhaust pressure sensor

Claims

Driving state detection means for detecting the driving state of the spark ignition engine;
MBT calculating means for calculating MBT ignition timing using the operating state;
Combustion stability limit calculation means for calculating the ignition timing of the combustion stability limit using the operating state;
Ignition timing selection means for selecting the later of the MBT ignition timing and the combustion stability limit ignition timing ;
An engine ignition timing control device comprising ignition timing control means for outputting an ignition timing based on the selected ignition timing.

Driving state detection means for detecting the driving state of the spark ignition engine;
MBT calculating means for calculating MBT ignition timing using the operating state;
Knock limit calculating means for calculating a knock limit ignition timing using the operating state ;
Combustion stability limit calculation means for calculating the ignition timing of the combustion stability limit using the operating state;
Ignition timing selection means for selecting the latest ignition timing among the MBT ignition timing, knock limit ignition timing, and combustion stability limit ignition timing;
An engine ignition timing control device comprising ignition timing control means for outputting an ignition timing based on the selected ignition timing.