JP4428375B2 - Engine control device - Google Patents

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Description

本発明は往復動ピストンを有するエンジン（内燃機関）の制御装置、特に冷却損失低減技術に関する。   The present invention relates to a control device for an engine (internal combustion engine) having a reciprocating piston, and particularly to a cooling loss reduction technique.

断熱エンジンのアイディアを利用して、燃焼室の壁面の一部または全部にセラミックなどの断熱材料を貼り、冷却損失を低減することにより、低負荷時におけるエンジンの熱効率を高めるものがある（特許文献１参照）。
「遮熱エンジンの燃焼と燃焼室」，機械学会講演論文，１９９６年，Ｎｏ．９６−１ Some ideas improve the thermal efficiency of the engine at low loads by applying a heat insulating material such as ceramic on part or all of the wall surface of the combustion chamber using the idea of the heat insulating engine to reduce the cooling loss (Patent Literature) 1).
“Combustion and combustion chamber of heat-shielding engine”, JSME Lecture, 1996, No. 96-1

しかしながら、セラミックは高負荷時のような高温下で熱伝達率が上昇するため、燃焼室内の吸気の温度が上昇し、圧縮終わりの温度で２００℃以上の上昇となる。このような温度上昇が生じたのでは、ガソリンエンジンにおいては高負荷時のノックの発生を避けることができないため、従来の固定圧縮比エンジンの場合、高負荷時（ひいては全ての運転領域）において圧縮比を下げざるを得ない。このことは低負荷時の燃費効果が大幅に損なわれることを意味する。また、高負荷時には吸気の充填効率が基本的に重要であり、吸気温度が上昇するとその分、空気量が減少し、トルクが低下するトレードオフが生じることになる。   However, since the heat transfer coefficient of ceramic increases at a high temperature such as during a high load, the temperature of the intake air in the combustion chamber increases, and the temperature at the end of compression increases by 200 ° C. or more. When such a temperature rise occurs, knocking at high load cannot be avoided in a gasoline engine. Therefore, in the case of a conventional fixed compression ratio engine, compression is performed at high load (and in all operating regions). The ratio must be lowered. This means that the fuel efficiency effect at low load is greatly impaired. In addition, the charging efficiency of intake air is fundamentally important at high loads, and when the intake air temperature rises, a trade-off occurs in which the amount of air decreases and torque decreases.

一方、ディーゼルエンジンにおいては、上記燃焼室内の吸気温度の上昇により、噴射燃料の着火までの時間が短縮されて拡散燃焼の割合が増大するため、排気エネルギーが増大する結果となり、ターボコンパウンドのコンセプトが検討されたが、システムが複雑になる欠点があった（図２０参照）。   On the other hand, in a diesel engine, the rise in the intake air temperature in the combustion chamber shortens the time until ignition of the injected fuel and increases the rate of diffusion combustion, resulting in an increase in exhaust energy. Although examined, there was a drawback that the system becomes complicated (see FIG. 20).

そこで本発明は、断熱エンジンのアイデアと圧縮比可変エンジンとを組み合わせることにより、低負荷時における熱効率の向上と高負荷時におけるノック回避との両立を図る装置を提案することを目的とする。   Therefore, an object of the present invention is to propose an apparatus that achieves both improvement in thermal efficiency at low load and knock avoidance at high load by combining the idea of an adiabatic engine and a variable compression ratio engine.

本発明は、シリンダライナー（７１）内を往復動するピストン（９）と、駆動量に応じてピストン（９）の上死点位置を変えることにより圧縮比を可変に制御し得る圧縮比可変機構とを有するエンジンにおいて、シリンダライナー（７１）を２つの領域に分割し、ピストン上死点側に位置するライナー上部（７１ａ）を断熱領域とする一方、ピストン下死点側に位置するライナー下部（７１ｂ）を高熱伝導領域とすると共に、低負荷時に圧縮比を大きくし、高負荷時になると圧縮比を低負荷時よりも相対的に小さくする。 The present invention provides a piston (9) that reciprocates in a cylinder liner (71) and a compression ratio variable mechanism that can variably control the compression ratio by changing the top dead center position of the piston (9) according to the drive amount. The cylinder liner (71) is divided into two regions, and the liner upper portion (71a) located on the piston top dead center side serves as a heat insulation region, while the liner lower portion ( 71b) is used as a high heat conduction region, the compression ratio is increased at low loads, and the compression ratio is relatively smaller at high loads than at low loads .

本発明によれば、シリンダライナー（７１）内を往復動するピストン（９）と、駆動量に応じてピストン（９）の上死点位置を変えることにより圧縮比を可変に制御し得る圧縮比可変機構とを有するエンジンにおいて、シリンダライナー（７１）を２つの領域に分割し、ピストン上死点側に位置するライナー上部（７１ａ）を断熱領域とする一方、ピストン下死点側に位置するライナー下部（７１ｂ）を高熱伝導領域とすると共に、低負荷時に圧縮比を大きくし、高負荷時になると圧縮比を低負荷時よりも相対的に小さくする。これによって、ピストンリングの冷却がピストンの下死点側で行えるため、ピストン上死点側のライナー上部の表面温度が上昇しても、潤滑上の問題発生を防止できる。 According to the present invention, the compression ratio can be variably controlled by changing the top dead center position of the piston (9) that reciprocates in the cylinder liner (71) and the drive amount. In an engine having a variable mechanism, the cylinder liner (71) is divided into two regions, and the liner upper portion (71a) located on the piston top dead center side is used as a heat insulating region, while the liner located on the piston bottom dead center side The lower part (71b) is used as a high heat conduction region, and the compression ratio is increased when the load is low, and the compression ratio is relatively smaller when the load is high than when the load is low. As a result, the piston ring can be cooled on the bottom dead center side of the piston, so that even if the surface temperature of the upper portion of the liner on the piston top dead center side rises, it is possible to prevent occurrence of lubrication problems .

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.

図１は複リンク型レシプロ式エンジンの概略構成図である。   FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a multi-link reciprocating engine.

このエンジンは圧縮比可変機構、具体的にはピストン行程を変化させて圧縮比を変更する機構を備えている。なお、圧縮比可変機構を備えるこのエンジンは、本出願人が先に提案したものであるが、例えば特開２００１−２２７３６７号公報等によって公知となっているので、その概要のみを説明する。   This engine is provided with a variable compression ratio mechanism, specifically, a mechanism for changing the compression ratio by changing the piston stroke. The engine provided with the variable compression ratio mechanism has been previously proposed by the applicant of the present application. However, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-227367 discloses such an engine, and only the outline thereof will be described.

クランクシャフト２には、エンジン本体の一部を構成するシリンダブロック１内の主軸受（図示しない）に回転可能に支持されるクランクジャーナル３が各気筒毎に設けられている。各クランクジャーナル３は、その軸心Ｏがクランクシャフト２の軸心（回転中心）と一致しており、クランクシャフト２の回転軸部を構成している。   The crankshaft 2 is provided with a crank journal 3 that is rotatably supported by a main bearing (not shown) in a cylinder block 1 that constitutes a part of the engine body for each cylinder. Each crank journal 3 has an axis O that coincides with the axis (rotation center) of the crankshaft 2 and constitutes a rotating shaft portion of the crankshaft 2.

また、クランクシャフト２は、軸心Ｏから偏心して各気筒毎に設けられたクランクピン４と、クランクピン４をクランクジャーナル３へ連結するクランクアーム４ａと、軸心Ｏに対してクランクピン４と反対側に配置され、主としてピストン運動の回転１次振動成分を低減するカウンターウェイト４ｂとを有している。クランクアーム４ａとカウンターウェイト４ｂとは、この実施形態では一体的に形成されている。   The crankshaft 2 includes a crankpin 4 that is eccentric from the axis O and is provided for each cylinder, a crank arm 4a that connects the crankpin 4 to the crank journal 3, and a crankpin 4 that is connected to the axis O. The counterweight 4b is disposed on the opposite side and mainly reduces the rotational primary vibration component of the piston motion. The crank arm 4a and the counterweight 4b are integrally formed in this embodiment.

そして本実施形態では、各気筒毎に形成されたシリンダ１０に摺動可能に嵌合するピストン９と、上記のクランクピン４とが、複数のリンク部材、すなわちアッパーリンク６とロアーリンク５とにより機械的に連携されている。アッパーリンク６の上端側は、ピストン９に固定的に設けられたピストンピン８に、軸心Ｏｃ周りに相対回転可能に外嵌している。また、アッパーリンク６の下端側とロアーリンク５の、ほぼ二等分された一方の本体５ａとは、両者を挿通する連結ピン７によって、軸心Ｏｄ周りに相対回転可能に連結されている。   In the present embodiment, the piston 9 slidably fitted to the cylinder 10 formed for each cylinder and the crank pin 4 are formed by a plurality of link members, that is, the upper link 6 and the lower link 5. It is mechanically linked. The upper end side of the upper link 6 is externally fitted to a piston pin 8 fixedly provided on the piston 9 so as to be relatively rotatable around the axis Oc. Further, the lower link side of the upper link 6 and the one main body 5a of the lower link 5 which is substantially divided into two halves are connected to each other around the axis Od by a connecting pin 7 through which both are inserted.

ロアーリンク５は、クランクピン４を狭持するように、２つの本体５ａ、５ｂを取付けて構成されており、この狭持部分でクランクピン４と軸心Ｏｅ周りに相対回転可能に装着されている。ほぼ２等分された他方のロアーリンク本体５ｂと制御リンク（サードリンク）１１の上端側とは、両者を挿通する連結ピン１２によって軸心Ｏｆ周りに相対回転可能に連結されている。   The lower link 5 is configured by attaching two main bodies 5a and 5b so as to sandwich the crank pin 4. The lower link 5 is mounted so as to be relatively rotatable around the crank pin 4 and the axis Oe. Yes. The other lower link main body 5b, which is substantially divided into two parts, and the upper end side of the control link (third link) 11 are connected to each other around the axis Of by a connecting pin 12 through which both are inserted.

この制御リンク１１の下端側は、シリンダブロック１に回動可能に支持される、偏心カム部１４を有するコントロールシャフト１３に、その軸心Ｏｂ周りに揺動可能に外嵌，支持されている。すなわち、コントロールシャフト１３の外周には偏心カム部１４が回転可能に設けられており、偏心カム部１４の軸心Ｏａは、コントロールシャフト１３の軸心Ｏｂに対して所定量偏心している。この偏心カム部１４は、ウォームギア１５を介して圧縮比制御アクチュエータ１６によって、機関の運転状態に応じて回動制御されるとともに、任意の回動位置で保持されるようになっている。   The lower end side of the control link 11 is externally fitted and supported on a control shaft 13 having an eccentric cam portion 14 that is rotatably supported by the cylinder block 1 so as to be swingable around its axis Ob. That is, an eccentric cam portion 14 is rotatably provided on the outer periphery of the control shaft 13, and the axis Oa of the eccentric cam portion 14 is eccentric by a predetermined amount with respect to the axis Ob of the control shaft 13. The eccentric cam portion 14 is controlled to rotate according to the operating state of the engine by a compression ratio control actuator 16 via a worm gear 15 and is held at an arbitrary rotation position.

このような構成により、クランクシャフト２の回転に伴って、クランクピン４，ロアーリンク５，アッパーリンク６及びピストンピン８を介してピストン９がシリンダ１０内を昇降するとともに、ロアーリンク５に連結する制御リンク１１が、下端側の揺動軸心Ｏｂを支点として揺動する。   With such a configuration, as the crankshaft 2 rotates, the piston 9 moves up and down in the cylinder 10 via the crankpin 4, the lower link 5, the upper link 6 and the piston pin 8, and is connected to the lower link 5. The control link 11 swings with the swing axis Ob on the lower end side as a fulcrum.

また、上記の圧縮比制御アクチュエータ１６により偏心カム部１４を回動制御することにより、制御リンク１１の揺動軸心となるコントロールシャフト１３の軸心Ｏｂが偏心カム部１４の軸心Ｏａ周りに回転し、つまり制御リンク１１の揺動中心位置Ｏｂが機関本体（及びクランクシャフト回転中心Ｏ）に対して移動する。これにより、ピストン９の行程が変化して、エンジンの各気筒の圧縮比が可変制御される。参考として、図２に、ピストン上死点位置における３つのリンク６、５、１１の姿勢を模式的に示すと、図２左側は高圧縮比位置での、図２右側は低圧縮比位置での各リンク姿勢である。   Further, the eccentric cam portion 14 is controlled to rotate by the compression ratio control actuator 16, so that the axis Ob of the control shaft 13 serving as the pivot axis of the control link 11 moves around the axis Oa of the eccentric cam portion 14. Rotation, that is, the swing center position Ob of the control link 11 moves relative to the engine body (and the crankshaft rotation center O). As a result, the stroke of the piston 9 changes, and the compression ratio of each cylinder of the engine is variably controlled. For reference, FIG. 2 schematically shows the posture of the three links 6, 5, 11 at the piston top dead center position. The left side of FIG. 2 is the high compression ratio position, and the right side of FIG. 2 is the low compression ratio position. Each link posture is.

以上をまとめると、圧縮比可変機構が通常のクランク機構と異なる点は、ピストン９とクランクシャフト２がアッパーリンク６，ロアーリンク５の２つのリンクを介して連結され、さらにこのロアーリンク５には、その挙動を制約する制御リンク１１が連結され、制御リンク１１はさらに、偏心カム部１４を有するコントロールシャフト１３によって、その回転（揺動）中心を変えられる点にある。この圧縮比可変機構の最大の特長はコントロールシャフト１３の角位置制御により、ピストン９の上死点位置を変えられる点にあり、いわゆる可変圧縮比機構としての機能を発揮する。また、ピストンストローク特性が単振動に近づけられるため、バランサシャフトが不要（４気筒）となるような振動低減効果があるが、その反面、従来のピストンストローク特性に比べると、後述するように上死点付近のピストン速度が遅くなるため、冷却損失が増大する傾向にある。   In summary, the variable compression ratio mechanism is different from the normal crank mechanism in that the piston 9 and the crankshaft 2 are connected via two links, an upper link 6 and a lower link 5. The control link 11 that restricts the behavior is coupled, and the control link 11 is further capable of changing the center of rotation (swing) by the control shaft 13 having the eccentric cam portion 14. The greatest feature of this compression ratio variable mechanism is that the top dead center position of the piston 9 can be changed by the angular position control of the control shaft 13, and the function as a so-called variable compression ratio mechanism is exhibited. In addition, since the piston stroke characteristics can be made close to simple vibrations, there is an effect of reducing vibrations that eliminates the need for a balancer shaft (four cylinders). Since the piston speed near the point becomes slow, the cooling loss tends to increase.

図３は、断熱ピストン及び断熱ライナーの各構造を示す一部断面図である。すなわち、図３右側に示したように、ピストン９冠面にセラミック等の断熱材料（非金属材料）からなるコーティング層５５を溶射等で層状に所定厚さとなるまで形成すると共に、シリンダライナー５６を設け、このシリンダライナー５６を同じくセラミック等の断熱材料（非金属材料）で構成する。圧縮比が固定のエンジンに対してこのような断熱ピストン及び断熱ライナーとした構成により冷却損失を低減しエンジンの熱効率を高め得ることは良く知られているのであるが、図３は、駆動量に応じて圧縮比を可変に制御し得る圧縮比可変機構を有するエンジンに対して断熱ピストン及び断熱ライナーを適用したものである。なお、図３左側には通常のピストンの場合を示しており、燃焼による熱はピストン９よりピストンリング５１、５２を介してシリンダ１０へと逃げるのであるが、断熱ピストン及び断熱ライナーの場合には、熱の伝達がセラミック等のコーティング層５５で遮断されている。 FIG. 3 is a partial cross-sectional view showing each structure of the heat insulating piston and the heat insulating liner. That is, as shown on the right side of FIG. 3, a coating layer 55 made of a heat insulating material (non-metallic material) such as ceramic is formed on the crown surface of the piston 9 by spraying or the like until a predetermined thickness is obtained, and the cylinder liner 56 is formed. The cylinder liner 56 is also made of a heat insulating material (non-metallic material) such as ceramic. Although it is well known that an engine having a fixed compression ratio can reduce the cooling loss and increase the thermal efficiency of the engine by using such a heat insulating piston and heat insulating liner, FIG. A heat insulating piston and a heat insulating liner are applied to an engine having a compression ratio variable mechanism that can variably control the compression ratio accordingly. The left side of FIG. 3 shows the case of a normal piston, and the heat from combustion escapes from the piston 9 to the cylinder 10 through the piston rings 51 and 52, but in the case of a heat insulating piston and a heat insulating liner. The heat transfer is blocked by a coating layer 55 such as ceramic.

図４右側は第１実施形態のシリンダの一部を切り欠いたピストン９の概略斜視図で、ピストン９とシリンダライナー７１の構造を示している。比較のため図４左側にはピストン９とシリンダ１０の従来の構造を示している。 The right side of FIG. 4 is a schematic perspective view of the piston 9 with a part of the cylinder of the first embodiment cut away, and shows the structure of the piston 9 and the cylinder liner 71. For comparison, the conventional structure of the piston 9 and the cylinder 10 is shown on the left side of FIG.

ここで、シリンダライナー７１を複合材料で傾斜配合とし、つまりシリンダライナー７１をライナー上部７１ａとライナー下部７１ｂのほぼ２つに分割し、ピストン上死点側に位置するライナー上部７１ａを断熱領域として、これに対してピストン下死点側に位置するライナー下部７１ｂを高熱伝導・熱伝達領域として構成する。すなわち、ライナー上部７１ａはセラミック主体の断熱構造、ライナー下部７１ｂはカーボンナノチューブ材をピストンと摺動する内周側表面に一部コーティング又は混合させ、熱伝導・伝達率をピストン下死点側で大きくしている。この場合、ライナー上部７１ａとライナー下部７１ｂの境界の位置をいずれにするかはエンジン仕様毎に異なるので、適合により定める。   Here, the cylinder liner 71 is slanted with a composite material, that is, the cylinder liner 71 is divided into almost two parts, a liner upper part 71a and a liner lower part 71b, and the liner upper part 71a located on the piston top dead center side is used as a heat insulating region. On the other hand, the liner lower portion 71b located on the piston bottom dead center side is configured as a high heat conduction / heat transfer region. That is, the liner upper portion 71a is a ceramic-based heat insulating structure, and the liner lower portion 71b is partially coated or mixed with the carbon nanotube material on the inner peripheral surface that slides with the piston, so that the heat conduction / transfer rate is increased on the piston bottom dead center side. is doing. In this case, since the position of the boundary between the liner upper portion 71a and the liner lower portion 71b is different for each engine specification, it is determined by conformance.

なお、ピストン９冠面にセラミック等の断熱材料（非金属材料）からなるコーティング層５５を溶射等で層状に所定厚さとなるまで形成する点は図３に示した第１実施形態と同じである。   Note that the coating layer 55 made of a heat insulating material (non-metallic material) such as ceramic is formed on the crown surface of the piston 9 by spraying or the like until it reaches a predetermined thickness in the same manner as the first embodiment shown in FIG. .

このように複合材料で傾斜配合としたシリンダライナー７１を構成すると、ピストンリングの冷却がピストン９下死点側で行なえるため、ピストン９上死点側のライナー上部７１ａの表面温度が上昇しても、潤滑上の問題等を防止、つまりピストンリングの高温化によるコーキングによってピストン９がシリンダ（シリンダライナー７１）の壁面にスティック（固着）することを防止できる。   When the cylinder liner 71 that is slanted with the composite material is configured in this way, the piston ring can be cooled on the bottom dead center side of the piston 9, and the surface temperature of the liner upper portion 71 a on the top dead center side of the piston 9 increases. However, it is possible to prevent lubrication problems, that is, to prevent the piston 9 from sticking (adhering) to the wall surface of the cylinder (cylinder liner 71) due to caulking due to high temperature of the piston ring.

しかしながら、断熱材料としてのセラミックは同時に蓄熱材料でもあるため、図１に示した圧縮比可変エンジンである場合においても、熱負荷の高い条件で圧縮温度が上昇しノッキングの発生が懸念されることとなる。   However, since ceramic as a heat insulating material is also a heat storage material, even in the case of the compression ratio variable engine shown in FIG. 1, the compression temperature rises under a high heat load condition, and there is a concern that knocking may occur. Become.

この場合に、断熱ピストン及び断熱ライナーを適用したエンジンが圧縮比可変エンジンであるので、第１実施形態では、図５に示したように、圧縮比制御システムを構成する。すなわち、エンジンの負荷と回転速度Ｎｅの信号が入力されるエンジンコントローラ３９では、その入力されるエンジンの負荷と回転速度Ｎｅから目標圧縮比のマップ４０を参照することにより、そのときの負荷と回転速度Ｎｅに応じた目標圧縮比を算出し、この目標圧縮比が得られるように、圧縮比制御アクチュエータ１６に与える制御量（圧縮比可変機構への駆動量）を制御する。 In this case, since the engine to which the heat insulating piston and insulation liner is a variable compression ratio engine, in the first implementation embodiment, as shown in FIG. 5, constitute the compression ratio control system. In other words, the engine controller 39 to which signals of the engine load and the rotational speed Ne are input refers to the target compression ratio map 40 based on the input engine load and the rotational speed Ne, so that the load and rotation at that time are determined. A target compression ratio corresponding to the speed Ne is calculated, and a control amount (drive amount to the compression ratio variable mechanism) applied to the compression ratio control actuator 16 is controlled so that this target compression ratio is obtained.

図６は目標圧縮比のマップ４０の内容を示すものである。すなわち、図６に示したように、低回転速度の全負荷領域では燃焼室６２（図５参照）の壁面（セラミック部分）の温度が高温となり、ノックが発生しやすい条件であるため、目標圧縮比εｍとしてはこの場合、８を設定している。もちろん、冷却水温が低いエンジン暖機完了前の条件では高い目標圧縮比εｍ（例えば１０）にしても良い。一方、Ｒ／Ｌ（平坦路走行時）など、部分負荷領域ではノックが発生しにくいため、燃費の向上を狙い目標圧縮比εｍとしては１４程度まで高く設定する。全負荷領域も高回転速度になればノックが発生しにくくなるため、熱効率向上による出力アップを狙いとして、目標圧縮比εｍを比較的高い値とする。   FIG. 6 shows the contents of the target compression ratio map 40. That is, as shown in FIG. 6, since the temperature of the wall surface (ceramic part) of the combustion chamber 62 (see FIG. 5) becomes high in the full load region at a low rotational speed, knocking is likely to occur. In this case, 8 is set as the ratio εm. Of course, a high target compression ratio εm (for example, 10) may be set under the condition before the engine warm-up is completed with a low coolant temperature. On the other hand, knocking is unlikely to occur in a partial load region such as R / L (when running on a flat road), so the target compression ratio εm is set high to about 14 with the aim of improving fuel consumption. Since knocking is less likely to occur when the entire load region also has a high rotational speed, the target compression ratio εm is set to a relatively high value with the aim of increasing output by improving thermal efficiency.

このように、目標圧縮比のマップ４０では、低負荷時に目標圧縮比εｍを大きく、高負荷時になると目標圧縮比εｍを低負荷時よりも相対的に小さく設定し、また、高回転速度時に目標圧縮比εｍを大きく、低回転速度時になると目標圧縮比εｍを高回転速度時よりも相対的に小さく設定している。   Thus, in the target compression ratio map 40, the target compression ratio εm is set to be large at low loads, and the target compression ratio εm is set to be relatively smaller than at low loads at high loads. When the compression ratio εm is large and the rotation speed is low, the target compression ratio εm is set to be relatively smaller than that at the high rotation speed.

さて、平坦路走行状態（低負荷状態）にあっても、それ以前の登坂走行の履歴（平坦路に入ってからの時間など）によっては、燃焼室温度が高く、低下までに時間がかかることが考えられる。そのような場合には、直前の所定時間におけるトルク（負荷）の履歴など、負荷条件の履歴を検出することにより、間接的に燃焼室の温度状態を推定すればよい。   Even in flat road conditions (low load conditions), depending on the previous climbing history (such as the time since entering the flat road), the combustion chamber temperature is high and it takes time to decrease. Can be considered. In such a case, the temperature state of the combustion chamber may be estimated indirectly by detecting a history of load conditions such as a history of torque (load) at a predetermined time immediately before.

これについて図７、図８を参照して説明すると、図８は高負荷状態（例えば登坂走行など）からｔ２のタイミングで低負荷状態（例えば平坦路での定常走行など）に切換わり、ｔ５のタイミングで再び高負荷状態に切換わった場合に、燃焼室壁面の温度Ｔｗ、エンジントルク、点火時期（点火時期指令値ＩＴ）、圧縮比、ノックセンサ出力がどのように変化するのかを示している。高負荷状態での目標圧縮比は所定値ε１と小さいのであるが、高負荷状態が継続すると、燃焼室壁面の温度Ｔｗが目標温度レベルを大きく超えて上昇する。このとき、つまり燃焼室壁面の温度Ｔｗが目標温度レベルを大きく超えて上昇しているのに、ｔ２のタイミングで低負荷状態に切換わったからといって、即座に低負荷状態での目標圧縮比（ε２）へと大きくしたのでは、ノッキングが生じかねない。言い替えると、低負荷状態に移行する直前で燃焼室壁面の温度Ｔｗが目標温度レベルを超えているときには、高負荷状態での目標圧縮比（ε１）から低負荷状態での目標圧縮比（ε２）への切換を、燃焼室壁面の温度Ｔｗが目標温度レベルに落ち着くまでの間、遅らせる必要がある。   This will be described with reference to FIG. 7 and FIG. 8. FIG. 8 is switched from a high load state (for example, uphill traveling) to a low load state (for example, steady traveling on a flat road) at the timing t2. This shows how the combustion chamber wall surface temperature Tw, engine torque, ignition timing (ignition timing command value IT), compression ratio, and knock sensor output change when the engine is switched to the high load state again at the timing. . The target compression ratio in the high load state is as small as the predetermined value ε1, but if the high load state continues, the temperature Tw of the combustion chamber wall surface greatly exceeds the target temperature level. At this time, that is, even if the temperature Tw of the combustion chamber wall surface has risen far beyond the target temperature level, the target compression ratio in the low load state is instantly changed even if it is switched to the low load state at the timing t2. If it is increased to (ε2), knocking may occur. In other words, when the temperature Tw of the combustion chamber wall surface exceeds the target temperature level immediately before shifting to the low load state, the target compression ratio (ε2) in the low load state is changed from the target compression ratio (ε1) in the high load state. It is necessary to delay the switching until the temperature Tw of the combustion chamber wall surface reaches the target temperature level.

この場合に、低負荷状態に切換わるｔ２のタイミングより、過去に遡る所定の期間をレファレンスタイムとして予め定めておき、このレファレンスタイム間のエンジントルクの平均値を算出すれば、このレファレンスタイム間のエンジントルク平均値から高負荷状態での燃焼室壁面の温度Ｔｗを推定することができる。すなわち、レファレンスタイム間のエンジントルク平均値が基準値のとき、高負荷状態での燃焼室壁面の温度Ｔｗが目標温度レベルと一致し、レファレンスタイム間のエンジントルク平均値が基準値を超えて大きくなるほど、高負荷状態での燃焼室壁面温度Ｔｗの目標温度レベルからの温度差が大きくなるものと推定する。従って、図１０に示したように、レファレンスタイム間のエンジントルク平均値が基準値のとき、高負荷状態での目標圧縮比（ε１）から低負荷状態での目標圧縮比（ε２）への切換を即座に行わせるため、遅れ時間τｓをゼロとし、レファレンスタイム間のエンジントルク平均値が基準値を超えて大きくなるほど、高負荷状態での目標圧縮比（ε１）から低負荷状態での目標圧縮比（ε２）への切換を遅らせる時間τｓを長くする。図８は高負荷状態での目標圧縮比から低負荷状態での目標圧縮比への切換を遅らせる時間τｓがｔ２のタイミングよりｔ３のタイミングまでである場合である。   In this case, if a predetermined period that goes back in the past is determined in advance from the timing of t2 when switching to the low load state and an average value of the engine torque between the reference times is calculated, The temperature Tw of the combustion chamber wall surface in a high load state can be estimated from the engine torque average value. That is, when the average engine torque value between the reference times is the reference value, the temperature Tw of the combustion chamber wall surface in the high load state matches the target temperature level, and the average engine torque value between the reference times is larger than the reference value. It is estimated that the temperature difference from the target temperature level of the combustion chamber wall surface temperature Tw in the high load state increases. Therefore, as shown in FIG. 10, when the engine torque average value during the reference time is the reference value, the target compression ratio (ε1) in the high load state is switched to the target compression ratio (ε2) in the low load state. Therefore, as the engine torque average value between the reference times increases beyond the reference value, the target compression ratio in the high load state (ε1) becomes the target compression in the low load state. The time τs for delaying the switching to the ratio (ε2) is lengthened. FIG. 8 shows a case where the time τs for delaying switching from the target compression ratio in the high load state to the target compression ratio in the low load state is from the timing t2 to the timing t3.

このように、高負荷状態から低負荷状態への切換直前に、燃焼室壁面の温度Ｔｗが目標温度レベルを超えているときには、高負荷状態での目標圧縮比から低負荷状態での目標圧縮比への切換を遅らせることで、燃焼室壁面の温度Ｔｗが目標温度レベルを超えている状態で高負荷状態から低負荷状態へと切換わった直後に高負荷状態での目標圧縮比から低負荷状態での目標圧縮比へとステップ切換することに伴うノッキングの発生を有効に回避することができる。   Thus, when the temperature Tw of the combustion chamber wall surface exceeds the target temperature level immediately before switching from the high load state to the low load state, the target compression ratio in the low load state is changed from the target compression ratio in the high load state. By delaying the switch to, immediately after switching from the high load state to the low load state when the temperature Tw of the combustion chamber wall surface exceeds the target temperature level, the target compression ratio in the high load state is reduced to the low load state. The occurrence of knocking associated with step switching to the target compression ratio at can be effectively avoided.

次に、ｔ３からは低負荷状態での目標圧縮比（ε２）へと戻すため、目標圧縮比を徐々に大きくする処理を行い、ｔ２から所定時間τ０が経過したｔ４のタイミングで低負荷状態での目標圧縮比（ε２）と一致させる。そして、ｔ５のタイミングで低負荷状態より高負荷状態へと切換わったときにはノック回避のため、目標圧縮比を高負荷状態での目標圧縮比（ε１）へと即座に切換える。実際には圧縮比制御アクチュエータ１６の応答遅れがあるので、実圧縮比が高負荷状態での目標圧縮比（ε１）に落ち着くのがｔ６のタイミングまで遅れており、この圧縮比の制御応答遅れにより、ｔ５からｔ６の間でノックセンサの出力レベルが大きくなっている。なお、目標圧縮比と実圧縮比とはほぼ同じ動きをするのであるが、このように過渡時にだけずれることがあり、図８のｔ５〜ｔ６の間は特に実圧縮比の動きを示している。   Next, in order to return to the target compression ratio (ε2) in the low load state from t3, processing for gradually increasing the target compression ratio is performed, and in the low load state at the timing t4 when a predetermined time τ0 has elapsed from t2. To the target compression ratio (ε2). When switching from the low load state to the high load state at the timing t5, the target compression ratio is immediately switched to the target compression ratio (ε1) in the high load state in order to avoid knocking. Since there is actually a response delay of the compression ratio control actuator 16, the actual compression ratio is delayed until the timing t6 until the actual compression ratio reaches the target compression ratio (ε1) in a high load state. , The output level of the knock sensor increases between t5 and t6. Note that the target compression ratio and the actual compression ratio move substantially the same, but there are cases where the target compression ratio and the actual compression ratio deviate only during the transition as described above, and the movement of the actual compression ratio is particularly shown between t5 and t6 in FIG. .

図７、図８では燃焼室壁面の温度Ｔｗをレファレンスタイム間のエンジントルク平均値に基づいて推定する場合で説明したが、これに限られるものでなく、図５に示したように、シリンダ１０の壁面（セラミック部分）の温度、つまり燃焼室６２の壁面温度を検出する壁温センサ６３が設けておき、燃焼室壁面の温度を直接測定するようにしてもかまわない。   7 and 8, the temperature Tw of the combustion chamber wall surface is explained based on the estimation of the engine torque average value between the reference times. However, the present invention is not limited to this, and as shown in FIG. Alternatively, a wall temperature sensor 63 for detecting the temperature of the wall surface (ceramic portion), that is, the wall surface temperature of the combustion chamber 62 may be provided to directly measure the temperature of the combustion chamber wall surface.

一方、点火時期については次のように制御する。すなわち、図８においてｔ２のタイミングで高負荷状態での点火時期（ＩＴ１）から低負荷状態での点火時期（ＩＴ２）へとステップ的に進角する。ｔ３からｔ４までの目標圧縮比の漸増に対応して、点火時期を低負荷状態での点火時期（ＩＴ２）より遅角側に所定値ＩＴ３まで補正してゆき、その後は所定値ＩＴ３を保持させる。ｔ５で低負荷状態より高負荷状態へと切換えられると、点火時期を所定値ＩＴ３より高負荷状態での点火時期（ＩＴ１）へとステップ的に遅角する。   On the other hand, the ignition timing is controlled as follows. That is, in FIG. 8, the ignition timing (IT1) in the high load state is advanced stepwise from the ignition timing (IT1) in the low load state at the timing t2. Corresponding to the gradual increase of the target compression ratio from t3 to t4, the ignition timing is corrected to the predetermined value IT3 on the retard side from the ignition timing (IT2) in the low load state, and then the predetermined value IT3 is held. . When the low load state is switched to the high load state at t5, the ignition timing is retarded stepwise from the predetermined value IT3 to the ignition timing (IT1) in the high load state.

エンジンコントローラ３９により実行されるこの制御を以下のフローチャートに従って詳述する。   This control executed by the engine controller 39 will be described in detail according to the following flowchart.

図９のフローチャートは圧縮比指令値を算出するためのもので、一定時間毎（たとえば１０ｍｓ毎）に実行する。   The flowchart in FIG. 9 is for calculating the compression ratio command value, and is executed at regular intervals (for example, every 10 ms).

ステップ１では、エンジンの負荷と回転速度Ｎｅから図６を内容とする目標圧縮比のマップを参照することにより、目標圧縮比εｍを算出する。   In step 1, the target compression ratio εm is calculated by referring to the map of the target compression ratio having the contents shown in FIG. 6 from the engine load and the rotational speed Ne.

ステップ２、３では今回に低負荷状態（例えば定常走行状態）にあるか否か、前回は高負荷状態であったか否かをみる。今回に低負荷状態にあり前回は高負荷状態であった、つまり、高負荷状態より低負荷状態へと切換わったタイミングであるときにはステップ４に進み、レファレンスタイム間のエンジントルク平均値を算出し、ステップ５でこの算出したレファレンスタイム間のエンジントルク平均値から図１０を内容とするテーブルを参照することにより、遅れ時間τｓを算出する。遅れ時間τｓは、前述のように運転条件が低負荷状態に切換わっていても、高負荷状態での目標圧縮比をそのまま維持する時間を定めるものである。   In steps 2 and 3, it is checked whether or not the vehicle is currently in a low load state (for example, a steady running state) and whether or not the previous time was in a high load state. If the current state is a low load state and the previous time was a high load state, that is, the timing when switching from a high load state to a low load state, proceed to step 4 to calculate the engine torque average value during the reference time. In step 5, the delay time τs is calculated by referring to a table having the contents shown in FIG. 10 from the engine torque average value between the calculated reference times. The delay time τs determines the time for maintaining the target compression ratio in the high load state as it is even when the operating condition is switched to the low load state as described above.

ステップ６では圧縮比指令値の前回値εｚ（つまり高負荷状態での目標圧縮比）を圧縮比指令値εに入れ、ステップ７でタイマを起動する（タイマ値ｔ１＝０）。このタイマは、運転条件が高負荷状態より低負荷状態に切換わってからの経過時間を計測するためのものである。   In step 6, the previous value εz of the compression ratio command value (that is, the target compression ratio in a high load state) is entered in the compression ratio command value ε, and in step 7, a timer is started (timer value t1 = 0). This timer is for measuring the elapsed time after the operating condition is switched from the high load state to the low load state.

次回には、今回に低負荷状態にあり前回も低負荷状態であった、つまり低負荷状態を継続することになる。このときにはステップ２、３よりステップ８に進み、タイマ値ｔ１と、ステップ５で算出済みの遅れ時間τｓとを比較する。当初はタイマ値ｔ１は遅れ時間τｓより小さいので、ステップ９に進み圧縮比指令値εを維持する（前回値εｚを今回値εとする）。低負荷状態でタイマ値ｔ１が遅れ時間τｓに達する直前まではステップ２、３、８よりステップ９へと流れることになり、ステップ９の操作を繰り返す。つまり、高負荷状態での目標圧縮比を維持する。   Next time, the current state is the low load state and the previous low load state, that is, the low load state is continued. At this time, the process proceeds from Steps 2 and 3 to Step 8, and the timer value t1 is compared with the delay time τs calculated in Step 5. Initially, since the timer value t1 is smaller than the delay time τs, the process proceeds to step 9 to maintain the compression ratio command value ε (the previous value εz is set to the current value ε). Until the timer value t1 reaches the delay time τs in the low load state, the flow from Steps 2, 3 and 8 to Step 9 is repeated, and the operation of Step 9 is repeated. That is, the target compression ratio in the high load state is maintained.

やがて、タイマ値ｔ１が遅れ時間τｓに達したときには、ステップ８よりステップ１０に進み、タイマ値ｔ１と所定時間τ０とを比較する。所定時間τ０は低負荷状態での圧縮比へと復帰させる時間を定めるためのものである。ステップ１０に進んできた当初はタイマ値ｔ１が所定時間τｓより小さいので、ステップ１１に進み、圧縮比指令値εを所定値だけ大きくする、つまり次式により圧縮比指令値εを増大側に更新する。   Eventually, when the timer value t1 reaches the delay time τs, the process proceeds from step 8 to step 10, and the timer value t1 is compared with the predetermined time τ0. The predetermined time τ0 is for determining the time for returning to the compression ratio in the low load state. Since the timer value t1 is initially smaller than the predetermined time τs at the beginning of step 10, the process proceeds to step 11 where the compression ratio command value ε is increased by a predetermined value, that is, the compression ratio command value ε is updated to the increasing side by the following equation. To do.

ε＝εｚ＋Δε …（１）
ただし、εｚ：εの前回値、
Δε：制御周期当たり（１０ｍｓ当たり）の増加量、
タイマ値ｔ１が所定時間τ０に達する直前まで、ステップ２、３、８、１０よりステップ１１に流れることになり、ステップ１１の操作を繰り返す。これにより、圧縮比指令値εが徐々に大きくなってゆく（漸増）。 ε = εz + Δε (1)
Where εz is the previous value of ε,
Δε: increase amount per control cycle (per 10 ms),
Until the timer value t1 reaches the predetermined time τ0, the flow from step 2, 3, 8, 10 to step 11 is repeated, and the operation of step 11 is repeated. Thereby, the compression ratio command value ε gradually increases (gradual increase).

タイマ値ｔ１が所定時間τ０に達したときには、ステップ２、３、８、１０よりステップ１２に進み、ステップ１で算出済みの目標圧縮比εｍを圧縮比指令値εに入れる。これにより、高負荷状態での目標圧縮比より低負荷状態での目標圧縮比への切換が完了する。   When the timer value t1 reaches the predetermined time τ0, the process proceeds from Steps 2, 3, 8, and 10 to Step 12, and the target compression ratio εm calculated in Step 1 is entered as the compression ratio command value ε. Thereby, switching from the target compression ratio in the high load state to the target compression ratio in the low load state is completed.

一方、ステップ２で今回に低負荷状態（例えば定常走行状態）にないときにはステップ１０に進み、ステップ１で算出済みの目標圧縮比εｍをそのまま圧縮比指令値εに移す。例えば低負荷状態でタイマ値ｔ１が所定時間τ０を経過した後に高負荷状態に切換わったとすれば、このときステップ２よりステップ１０へと進むことになり、高負荷状態での目標圧縮比へと即座に切換えられる。   On the other hand, when it is not in the low load state (for example, steady running state) at step 2 at this time, the routine proceeds to step 10 where the target compression ratio εm calculated at step 1 is directly transferred to the compression ratio command value ε. For example, if the timer value t1 is switched to the high load state after the predetermined time τ0 has elapsed in the low load state, the process proceeds from step 2 to step 10, and the target compression ratio in the high load state is reached. Switch instantly.

このようにして算出された圧縮比指令値εが得られるようにエンジンコントローラ３９が圧縮比制御アクチュエータ１６を駆動する。   The engine controller 39 drives the compression ratio control actuator 16 so that the compression ratio command value ε thus calculated is obtained.

図１１のフローチャートは点火時期指令値を算出するためのもので、一定時間毎（たとえば１０ｍｓ毎）に実行する。図１１のフローでは図９のフローで算出済みの値を用いるため、図１１のフローは図９のフローに続けて実行する。   The flowchart of FIG. 11 is for calculating the ignition timing command value, and is executed at regular intervals (for example, every 10 ms). In the flow of FIG. 11, since the value already calculated in the flow of FIG. 9 is used, the flow of FIG. 11 is executed following the flow of FIG. 9.

ステップ２１ではエンジンの負荷と回転速度ＮＥから所定の点火時期のマップを参照することにより、点火時期ＩＴｍを算出する。   In step 21, the ignition timing ITm is calculated by referring to a predetermined ignition timing map from the engine load and the rotational speed NE.

ステップ２２、２３、２４では運転条件が低負荷状態（たとえば定常走行状態）にあるか否か、図９のフローにより算出済みのタイマ値ｔ１が図９のフローにより算出済みの遅れ時間τｓ以上であるか否か、図９のフローにより算出済みのタイマ値ｔ１が図９のステップ１０で設定されている所定時間τ０以上であるか否かをみる。   In steps 22, 23, and 24, whether or not the driving condition is in a low load state (for example, steady running state), the timer value t1 calculated by the flow of FIG. 9 is equal to or longer than the delay time τs calculated by the flow of FIG. It is checked whether or not the timer value t1 calculated by the flow of FIG. 9 is equal to or longer than the predetermined time τ0 set in step 10 of FIG.

まず、低負荷状態でタイマ値ｔ１が遅れ時間τｓに達する直前まではステップ２２、２３よりステップ２７に進み、ステップ２１で算出済みの点火時期ＩＴｍをそのまま点火時期指令値ＩＴに移す。   First, in the low load state, until just before the timer value t1 reaches the delay time τs, the process proceeds from Steps 22 and 23 to Step 27, and the ignition timing ITm calculated in Step 21 is directly transferred to the ignition timing command value IT.

次に、低負荷状態でタイマ値ｔ１が遅れ時間τｓに達したときからタイマ値ｔ１が所定時間τ０に達する直前まではステップ２２、２３、２４よりステップ２５に進み、点火時期指令値ＩＴを所定値だけ小さくする、つまり次式により点火時期指令値ＩＴを減少側（遅角側）に更新する。   Next, from the time when the timer value t1 reaches the delay time τs in the low load state to immediately before the timer value t1 reaches the predetermined time τ0, the process proceeds from step 22, 23 and 24 to step 25, and the ignition timing command value IT is set to the predetermined value. The ignition timing command value IT is updated to the decreasing side (retarding side) by the following equation.

ＩＴ＝ＩＴｚ−ΔＩＴ …（２）
ただし、ＩＴｚ：ＩＴの前回値、
ΔＩＴ：制御周期当たり（１０ｍｓ当たり）の減少量、
点火時期指令値ＩＴの単位は圧縮上死点から進角側に計測した値［ｄｅｇＢＴＤＣ］であるため、点火時期指令値ＩＴが大きくなれば点火時期が進角側に、この逆に点火時期指令値ＩＴが小さくなれば点火時期が遅角側に移動することを意味する。 IT = ITz−ΔIT (2)
However, ITz: the previous value of IT,
ΔIT: Reduction amount per control cycle (per 10 ms),
Since the unit of the ignition timing command value IT is a value [degBTDC] measured from the compression top dead center to the advance side, if the ignition timing command value IT is increased, the ignition timing is advanced and vice versa. If the value IT decreases, it means that the ignition timing moves to the retard side.

タイマ値ｔ１が所定時間τ０に達する直前まで、ステップ２２、２３、２４よりステップ２５に流れることになり、ステップ２５の操作を繰り返す。これにより、点火時期指令値ＩＴが徐々に小さくなってゆく（遅角されてゆく）。   Until the timer value t1 reaches the predetermined time τ0, the flow from Steps 22, 23 and 24 to Step 25 is repeated, and the operation of Step 25 is repeated. As a result, the ignition timing command value IT gradually decreases (becomes retarded).

タイマ値ｔ１が所定時間τ０に達したときには、ステップ２２、２３、２４よりステップ２６に進み点火時期指令値ＩＴを維持する（前回値ＩＴｚを今回値ＩＴとする）。低負荷状態でタイマ値ｔ１が所定時間τｓに達した以降はステップ２２、２３、２４よりステップ２６へと流れることになり、ステップ２６の操作を繰り返す。つまり、タイマ値ｔ１が所定時間τ０に達したときに算出した点火時期指令値ＩＴを維持する。   When the timer value t1 reaches the predetermined time τ0, the routine proceeds from step 22, 23, 24 to step 26, where the ignition timing command value IT is maintained (the previous value ITz is set as the current value IT). After the timer value t1 reaches the predetermined time τs in the low load state, the flow from step 22, 23 and 24 to step 26 is repeated, and the operation of step 26 is repeated. That is, the ignition timing command value IT calculated when the timer value t1 reaches the predetermined time τ0 is maintained.

一方、ステップ２２で今回に低負荷状態（例えば定常走行状態）にないときにはステップ２７に進み、ステップ２１で算出済みの点火時期ＩＴｍをそのまま点火時期指令値ＩＴに移す。例えば低負荷状態でタイマ値ｔ１が所定時間τ０を経過した後に高負荷状態に切換わったとすれば、このときステップ２２よりステップ２７へと進むことになり、高負荷状態での点火時期へと即座に切換えられる。   On the other hand, when it is not in the low load state (for example, steady running state) at step 22 at this time, the routine proceeds to step 27, and the ignition timing ITm calculated at step 21 is directly transferred to the ignition timing command value IT. For example, if the timer value t1 is switched to the high load state after the predetermined time τ0 has elapsed in the low load state, the process proceeds from step 22 to step 27, and immediately the ignition timing in the high load state is reached. Is switched to.

このようにして算出された点火時期指令値ＩＴで点火されるようにエンジンコントローラ３９が点火装置４１（図５参照）を制御する。   The engine controller 39 controls the ignition device 41 (see FIG. 5) so that the ignition timing command value IT thus calculated is ignited.

ここで、第１実施形態の作用効果を説明する。 Here it will be described the effects of the first implementation embodiment.

第１実施形態（請求項１に記載の発明）によれば、シリンダ１０内を往復動するピストン９と、駆動量に応じて圧縮比を可変に制御し得る圧縮比可変機構とを有するエンジンにおいて、燃焼室６２の壁面の一部（ピストン、シリンダ、ヘッド、吸排気弁の少なくとも一部）を断熱及び蓄熱の効果が高い非金属材料で構成するので、熱負荷の高くない条件で冷却損失を低減して、エンジンの熱効率を高めることができる。 According to a first implementation embodiment (claim 1), the engine having a piston 9 reciprocating cylinder 10, and a variable compression ratio mechanism capable of variably controlling the compression ratio in accordance with the driving amount In FIG. 4, since a part of the wall surface of the combustion chamber 62 (piston, cylinder, head, and at least part of the intake / exhaust valve) is made of a non-metallic material having a high heat insulation and heat storage effect, the cooling loss is not high under a high heat load condition. And the thermal efficiency of the engine can be increased.

第１実施形態（請求項２に記載の発明）によれば、低負荷時に目標圧縮比を大きく、高負荷時になると目標圧縮比を低負荷時よりも相対的に小さく設定した目標圧縮比のマップ４０（図６参照）を有し、エンジンの負荷からこの目標圧縮比のマップを参照することにより、目標圧縮比εｍを算出し（図９のステップ１参照）、この算出した目標圧縮比εｍが得られるように圧縮比制御アクチュエータ１６に与える制御量（圧縮比可変機構への駆動量）を制御するので、低負荷時の高い圧縮比の維持によって冷却損失低減による熱効率を向上できる一方、高負荷時のノック発生を抑制できる。これにより、当初の狙いである断熱による燃費向上が可能となった。 According to a first implementation embodiment (claim 2), low load increases the target compression ratio at the time, the target compression ratio the target compression ratio is set relatively smaller than the low load becomes the high load A target compression ratio εm is calculated by having a map 40 (see FIG. 6) and referring to this target compression ratio map from the engine load (see step 1 in FIG. 9), and this calculated target compression ratio εm. Since the control amount (driving amount to the compression ratio variable mechanism) given to the compression ratio control actuator 16 is controlled so that a high compression ratio is maintained at a low load, the heat efficiency can be improved by reducing the cooling loss. Knock generation at the time of load can be suppressed. As a result, fuel efficiency can be improved by heat insulation, which is the initial aim.

第１実施形態（請求項３に記載の発明）によれば、高回転速度時に目標圧縮比を大きく、低回転速度時になると目標圧縮比を高回転速度時よりも相対的に小さく設定した目標圧縮比のマップ４０（図６参照）を有し、エンジンの回転速度Ｎｅからこの目標圧縮比のマップを参照することにより、目標圧縮比εｍを算出し（図９のステップ１参照）、この算出した目標圧縮比εｍが得られるように圧縮比制御アクチュエータ１６に与える制御量（圧縮比可変機構への駆動量）を制御するので、低回転速度時のノック発生を抑制すると共に、ノックの発生しにくい高回転速度時に熱効率を向上させ出力アップ図ることができる。 According to a first implementation embodiment (claim 3), increasing the target compression ratio at the time of high rotation speed, the target set relatively smaller than at high rotational speeds the target compression ratio becomes at low speed A compression ratio map 40 (see FIG. 6) is provided, and the target compression ratio εm is calculated by referring to the target compression ratio map from the engine speed Ne (see step 1 in FIG. 9). Since the control amount (driving amount to the compression ratio variable mechanism) given to the compression ratio control actuator 16 is controlled so that the target compression ratio εm is obtained, knocking at the low rotational speed is suppressed and knocking is generated. It is possible to improve the thermal efficiency and increase the output at difficult high rotation speeds.

また、ピストンストローク特性を単振動に近づけると、バランサシャフトが不要（４気筒）となるような振動低減効果があるものの、その反面、従来のピストンストローク特性に比べて上死点付近のピストン速度が遅くなるため、冷却損失が増大する傾向にあるのであるが、第１実施形態（請求項１１に記載の発明）によれば、燃焼室６２の壁面の一部を断熱及び蓄熱の効果が高い非金属材料で構成しているので、冷却損失の増大を回避できることとなった。 In addition, when the piston stroke characteristics are brought close to simple vibration, there is a vibration reduction effect that eliminates the need for a balancer shaft (four cylinders), but on the other hand, the piston speed near the top dead center is higher than the conventional piston stroke characteristics. to become slow, but cooling loss is there a tendency to increase, according to (claim 11) a first implementation form, the effect of some thermal insulation and heat storage of the wall surface of the combustion chamber 62 high Since the non-metallic material is used, an increase in cooling loss can be avoided.

第１実施形態では、さらに次の構成のいずれかを付加することができる。
〈１〉ノックセンサ６１（ノック検出装置）を備え、このノックセンサ６１により検出されるノック発生頻度またはノックセンサ６１の検出レベルが所定値以上になったとき、図９により算出した圧縮比指令値ε（目標圧縮比）を減少補正する。
〈２〉壁温センサ６３（壁面温度検出手段）を備え、この壁温センサ６３により検出される燃焼室壁面の温度が所定値よりも高い場合に、図９により算出した圧縮比指令値ε（目標圧縮比）を減少補正する。
〈３〉負荷を含む運転条件の履歴から算出したノック余裕度の指数を算出し、このノック余裕度の指数に基づいてノックが発生すると予測するときには図９により算出した圧縮比指令値ε（目標圧縮比）を減少補正する。 In the first implementation embodiment can be further added one of the following configurations.
<1> A compression ratio command value calculated by FIG. 9 when the knock sensor 61 (knock detection device) is provided and the knock occurrence frequency detected by the knock sensor 61 or the detection level of the knock sensor 61 exceeds a predetermined value. ε (target compression ratio) is corrected to decrease.
<2> When the wall temperature sensor 63 (wall surface temperature detecting means) is provided and the temperature of the combustion chamber wall surface detected by the wall temperature sensor 63 is higher than a predetermined value, the compression ratio command value ε ( Reduce the target compression ratio).
<3> A knock margin index calculated from a history of operating conditions including a load is calculated, and when it is predicted that a knock will occur based on the knock margin index, the compression ratio command value ε (target (target) calculated in FIG. Reduce the compression ratio).

次に、図１２は第２実施形態の目標圧縮比のマップ特性で、第１実施形態の図６と置き換わるものである。 Next, FIG. 12 is a map characteristic of the target compression ratio in the second embodiment, it replaces the 6 in the first implementation embodiment.

第２実施形態は、図３、図４に示した断熱ピストン及び断熱ライナーを図１に示した圧縮比可変エンジンに適用している点で第１実施形態と同じであり、圧縮比と点火時期の制御方法で第１実施形態と相違する。すなわち、第２実施形態は、熱負荷の高くない条件に対応したエンジンの負荷と回転速度Ｎｅとをパラメータとする第１の目標圧縮比のマップと、熱負荷の高い条件に対応したエンジンの負荷と回転速度Ｎｅとをパラメータとする第２の目標圧縮比のマップとを有し、エンジンの負荷と回転速度Ｎｅが同じとき、第１の目標圧縮比のマップを参照することにより求まる目標圧縮比を、第２の目標圧縮比のマップを参照することにより求まる目標圧縮比よりも高くしてあり、熱負荷の高くない条件で第１の目標圧縮比のマップを、熱負荷の高い条件で第２の目標圧縮比のマップを選択し、エンジンの負荷と回転速度Ｎｅからこの選択した各目標圧縮比のマップを参照することにより目標圧縮比を算出し、この算出した目標圧縮比が得られるように圧縮比制御アクチュエータ１６に与える制御量（圧縮比可変機構への駆動量）を制御するものである。この場合、熱負荷の高くない条件であるのか、それとも熱負荷の高い条件になったのかを、シリンダ１０の壁面（セラミック部分）の温度（燃焼室壁面の温度）に基づいて判定する。ここで、シリンダ１０の壁面（セラミック部分）の温度を検出するには壁温センサ６３を設けておけばよい（図５参照）。 The second embodiment, FIG. 3 is the same as the first implementation embodiment in that it applies to the variable compression ratio engine shown in Figure 1 the heat insulating piston and insulation liner shown in FIG. 4, the ignition and compression ratio It differs from the first implementation embodiment in timing control method. That is, in the second embodiment, the map of the first target compression ratio using the engine load and the rotational speed Ne corresponding to the condition where the heat load is not high as parameters, and the engine load corresponding to the condition where the heat load is high. And a map of the second target compression ratio using the rotational speed Ne as parameters, and the target compression ratio obtained by referring to the map of the first target compression ratio when the engine load and the rotational speed Ne are the same. Is set higher than the target compression ratio obtained by referring to the second target compression ratio map, and the first target compression ratio map is set under the condition where the heat load is high. 2 is selected, and the target compression ratio is calculated by referring to the selected target compression ratio map from the engine load and the rotational speed Ne so that the calculated target compression ratio can be obtained. And it controls a control amount to be supplied to the compression ratio control actuator 16 (drive amount of the variable compression ratio mechanism). In this case, it is determined based on the temperature of the wall surface (ceramic portion) of the cylinder 10 (temperature of the combustion chamber wall surface) whether the heat load is not high or the heat load is high. Here, in order to detect the temperature of the wall surface (ceramic part) of the cylinder 10, a wall temperature sensor 63 may be provided (see FIG. 5).

以下、第２実施形態を詳述する。 Hereinafter, the second embodiment will be described in detail.

図１２は熱負荷の高くない条件と熱負荷の高い条件とに対応した目標圧縮比のマップ特性である。図１２のうち左側には熱負荷の高くない条件、例えば燃焼室壁面温度が１５０℃以下となるときの、これに対して右側には熱負荷の高い条件、例えば燃焼室壁面温度が１５０℃を超えるときの特性を示している。   FIG. 12 is a map characteristic of the target compression ratio corresponding to a condition where the heat load is not high and a condition where the heat load is high. In FIG. 12, the left side shows a condition where the heat load is not high, for example, when the combustion chamber wall surface temperature is 150 ° C. or lower, whereas the right side shows a high heat load condition, eg, the combustion chamber wall temperature is 150 ° C. The characteristic when exceeding is shown.

まず、第１と第２の２つの各目標圧縮比のマップにおいて、エンジンの負荷と回転速度Ｎｅに対する目標圧縮比の傾向は第１実施形態と同じである。すなわち、図１２に示したように、低負荷時に目標圧縮比εｍを高く、高負荷時になると目標圧縮比εｍを低負荷時よりも相対的に低く設定している。また、高回転速度時に目標圧縮比εｍを高く、低回転速度時になると目標圧縮比εｍを高回転速度時よりも相対的に低く設定している。 First, in the first and second two maps of the target compression ratio, the tendency of the target compression ratio to the rotational speed Ne and the load of the engine is the same as the first implementation embodiment. That is, as shown in FIG. 12, the target compression ratio εm is set high when the load is low, and the target compression ratio εm is set relatively low when the load is high than when the load is low. Further, the target compression ratio εm is set to be high at a high rotational speed, and the target compression ratio εm is set to be relatively lower than at a high rotational speed at a low rotational speed.

ただし、同じ運転条件（負荷と回転速度Ｎｅから定まる）でも、熱負荷の高くない条件と熱負荷の高い条件とで目標圧縮比εｍの値を異ならせている。すなわち、同じ負荷と回転速度Ｎｅからで比較すると、図１２右側に示す熱負荷の高い条件のほうがノッキングが発生し易くなるので、図１２左側に示す熱負荷の高くない条件のほうが図１２右側に示す熱負荷の高い条件より目標圧縮比εｍを相対的に大きく設定している。   However, even under the same operating conditions (determined from the load and the rotational speed Ne), the value of the target compression ratio εm differs between a condition where the heat load is not high and a condition where the heat load is high. That is, when the same load and the rotational speed Ne are compared, knocking is more likely to occur in the condition of the high thermal load shown in the right side of FIG. 12, and therefore the condition of the low thermal load shown in the left side of FIG. The target compression ratio εm is set to be relatively larger than the high heat load condition shown.

一方、図１２の特性を第１実施形態の図６の特性と比較すると、図１２右側に示す熱負荷の高い条件において目標圧縮比εｍの特性を第１実施形態と同じにしており、これに対して図１２左側に示す熱負荷の高くない条件において第２実施形態のほうが第１実施形態より目標圧縮比εｍを高くしている。このようにすることで、第２実施形態によれば、全開出力時等熱負荷の高い条件での吸気温度の上昇によるノッキング発生を抑制すると共に、ノッキングの発生しにくい熱負荷の高くない条件で熱効率を向上させ出力アップを図ることができる。 On the other hand, when comparing the characteristics shown in FIG. 12 the characteristic of FIG. 6 of the first implementation embodiment, has the characteristics of the target compression ratio εm the same as the first implementation mode in high thermal load condition shown in FIG. 12 right, towards the second embodiment has a higher target compression ratio εm than the first implementation embodiment in not having high condition of hand heat load shown in FIG. 12 left. Thus, according to the second embodiment, the occurrence of knocking due to a rise in the intake air temperature under a high heat load condition such as a fully-open output is suppressed, and the heat load that is difficult to cause knocking is not high. Thermal efficiency can be improved and output can be increased.

このように、熱負荷が高い条件にあるのかそれとも熱負荷が高くない条件にあるのかにより第１と第２の２つの目標圧縮比のマップを切換えて用いるようにしていても、何らかの原因によりノッキングが発生することがあるので、次には主に熱負荷の高い条件においてノッキングが発生した場合の圧縮比制御方法を図１３のモデル図を参照して説明する。   As described above, even if the maps of the first and second target compression ratios are switched and used depending on whether the heat load is high or the heat load is not high, knocking is caused for some reason. Next, a compression ratio control method when knocking occurs mainly under a high heat load condition will be described with reference to the model diagram of FIG.

図１３において、熱負荷が高い条件にあるｔ１１のタイミングでノックセンサ出力がスライスレベルを超えた、つまりノッキングが発生したとすると、このときには点火時期を、ノッキングが発生する直前の値（ＩＴ４）から、所定値ＩＴ５（＜ＩＴ４）へと所定値だけステップ的に小さくし（遅角補正し）、ノッキングがそれ以上継続しないようにする。さらに、ｔ１１のタイミングより目標圧縮比をノッキングが発生する直前での値（ε４）から所定値ε５（＜ε４）へと徐々に小さくする。この目標圧縮比の減少補正により、ノッキングに対して余裕が生じるため、目標圧縮比の減少補正に対応して、点火時期をトレースノック限界（ＩＴ６）まで徐徐に進角側へと復帰させる。   In FIG. 13, if the knock sensor output exceeds the slice level at the timing of t11 under a high heat load condition, that is, if knocking occurs, the ignition timing at this time is determined from the value (IT4) immediately before the occurrence of knocking. Then, the predetermined value IT5 (<IT4) is decreased stepwise by a predetermined value (retarding angle correction) so that knocking does not continue any further. Further, the target compression ratio is gradually decreased from the value (ε4) immediately before the occurrence of knocking to a predetermined value ε5 (<ε4) from the timing of t11. Since this reduction correction of the target compression ratio provides a margin for knocking, the ignition timing is gradually returned to the advance side to the trace knock limit (IT6) in response to the reduction correction of the target compression ratio.

図１４のフローチャートは、図１３に示したモデル波形図のうち特に圧縮比についての制御を実現するためのものである。このフローチャートは、前述の図９、図１１と相違して時系列的な流れを示している。   The flowchart in FIG. 14 is for realizing control of the compression ratio in the model waveform diagram shown in FIG. This flowchart shows a time-series flow unlike the above-described FIGS. 9 and 11.

ステップ３１では、エンジンの負荷と回転速度Ｎｅ、ノックセンサ６１出力、壁温センサ６３により検出される燃焼室壁面温度Ｔｗを読み込む。   In step 31, the engine load, the rotational speed Ne, the knock sensor 61 output, and the combustion chamber wall surface temperature Tw detected by the wall temperature sensor 63 are read.

ステップ３２では目標圧縮比εｍを算出する。この目標圧縮比εｍの算出については図１５のフローにより説明する。図１５（図１４のステップ３２のサブルーチン）においてステップ４１では、燃焼室壁面温度Ｔｗと判定値（ここでは１５０℃）を比較する。燃焼室壁面温度Ｔｗが判定値の１５０℃以下のとき、つまり熱負荷が高くない条件であるときには、ステップ４２に進んで図９左側を内容とする第１の目標圧縮比のマップを選択し、ステップ４３でそのときのエンジン回転速度Ｎｅと負荷（エンジントルク）とからこの第１の目標圧縮比のマップを参照することにより、熱負荷が高くない条件での目標圧縮比εｍ１を算出し、ステップ４４でこの目標圧縮比εｍ１を目標圧縮比εｍに移す。   In step 32, the target compression ratio εm is calculated. The calculation of the target compression ratio εm will be described with reference to the flow of FIG. In FIG. 15 (subroutine of step 32 of FIG. 14), in step 41, the combustion chamber wall surface temperature Tw is compared with a determination value (here 150 ° C.). When the combustion chamber wall surface temperature Tw is equal to or lower than the determination value of 150 ° C., that is, when the heat load is not high, the process proceeds to step 42 to select a first target compression ratio map containing the left side of FIG. In step 43, by referring to the map of the first target compression ratio from the engine rotational speed Ne and the load (engine torque) at that time, the target compression ratio εm1 under the condition that the thermal load is not high is calculated. In 44, the target compression ratio εm1 is shifted to the target compression ratio εm.

一方、燃焼室壁面温度Ｔｗが判定値の１５０℃を超えているとき、つまり熱負荷が高い条件であるときには、ステップ４１よりステップ４５に進んで、図９右側を内容とする第２の目標圧縮比のマップを選択し、ステップ４６でそのときのエンジン回転速度Ｎｅと負荷（エンジントルク）とからこの第２の目標圧縮比のマップを参照することにより、熱負荷が高い条件での目標圧縮比εｍ２を算出し、ステップ４７でこの目標圧縮比εｍ２を目標圧縮比εｍに移す。   On the other hand, when the combustion chamber wall surface temperature Tw exceeds the determination value of 150 ° C., that is, when the heat load is high, the routine proceeds from step 41 to step 45, where the second target compression having the right side in FIG. By selecting a ratio map and referring to the map of the second target compression ratio from the engine speed Ne and the load (engine torque) at that time in step 46, the target compression ratio under a high heat load condition is selected. εm2 is calculated, and in step 47, the target compression ratio εm2 is moved to the target compression ratio εm.

このようにして熱負荷が高い条件でのあるいは熱負荷が高くない条件での各目標圧縮比の算出を終了したら図１４に戻りステップ３３に進む。   When the calculation of each target compression ratio is completed under the condition that the heat load is high or the heat load is not high in this way, the process returns to FIG.

ステップ３３では燃焼室壁面温度Ｔｗと目標温度レベルＴ０（図８参照）を比較する。目標温度レベルＴ０は、ノッキングが発生するか否かを判定するためのものである。燃焼室壁面温度Ｔｗが目標温度レベルＴ０未満であるときにはノッキングが発生する可能性がないと判断し、そのまま今回の処理を終了する。   In step 33, the combustion chamber wall surface temperature Tw is compared with the target temperature level T0 (see FIG. 8). The target temperature level T0 is for determining whether knocking occurs. When the combustion chamber wall surface temperature Tw is less than the target temperature level T0, it is determined that there is no possibility of knocking, and the current process is terminated.

燃焼室壁面温度Ｔｗが目標温度レベルＴ０以上であるときには、ノッキングが発生する可能性があると判断し、ステップ３４に進み、ノックセンサ出力に基づいてノック発生頻度σを算出し、ステップ３５でこのノック発生頻度σと燃焼室壁面温度Ｔｗとに基づいて目標圧縮比の範囲を算出する。   When the combustion chamber wall surface temperature Tw is equal to or higher than the target temperature level T0, it is determined that there is a possibility that knocking may occur, the process proceeds to step 34, and the knock occurrence frequency σ is calculated based on the knock sensor output. The range of the target compression ratio is calculated based on the knock occurrence frequency σ and the combustion chamber wall surface temperature Tw.

ここで、目標圧縮比の範囲は基準圧縮比を中心として上下に所定幅ずつの許容値を設けたものである。基準圧縮比は、図１６に示したように基準の燃焼室壁面温度のとき、ノック発生頻度σが大きくなるほど小さくなる値である。基準圧縮比を、ノック発生頻度σが大きくなるほど小さくするのは、ノック発生頻度をスライスレベルへと小さくするためである。また、燃焼室壁面温度が基準の燃焼室壁面温度より高くなると、ノック発生頻度σが基準の燃焼室壁面温度に対するノック発生頻度よりも大きくなる。そこで、燃焼室壁面温度Ｔｗが基準の燃焼室壁面温度よりも高いときには、基準圧縮比を基準の燃焼室壁面温度に対する基準圧縮比よりも小さくしている。   Here, the range of the target compression ratio is a range in which an allowable value of a predetermined width is provided in the vertical direction around the reference compression ratio. As shown in FIG. 16, the reference compression ratio is a value that decreases as the knock occurrence frequency σ increases at the reference combustion chamber wall surface temperature. The reason why the reference compression ratio is reduced as the knock occurrence frequency σ is increased is to reduce the knock occurrence frequency to the slice level. When the combustion chamber wall surface temperature becomes higher than the reference combustion chamber wall surface temperature, the knock occurrence frequency σ becomes larger than the knock occurrence frequency with respect to the reference combustion chamber wall surface temperature. Therefore, when the combustion chamber wall surface temperature Tw is higher than the reference combustion chamber wall surface temperature, the reference compression ratio is made smaller than the reference compression ratio with respect to the reference combustion chamber wall surface temperature.

図１４に戻り、ステップ３６では、ステップ３２で算出している目標圧縮比εｍがこの目標圧縮比の範囲内にあるか否かをみる。圧縮比可変機構や燃料噴射装置に製作バラツキや経時劣化がなければ、ステップ３２で算出している目標圧縮比εｍがこの目標圧縮比の範囲内に収まるので、そのまま処理を終了する。   Returning to FIG. 14, in step 36, it is determined whether or not the target compression ratio εm calculated in step 32 is within the range of the target compression ratio. If there is no manufacturing variation or deterioration with time in the compression ratio variable mechanism or the fuel injection device, the target compression ratio εm calculated in step 32 is within the range of the target compression ratio.

ところが、圧縮比可変機構には製作バラツキがあり、また経時劣化が生じる。これらの製作バラツキや経時劣化によって実際の圧縮比が目標圧縮比εｍより大きくなっていると、ノック発生頻度σがスライスレベルを超えて大きくなる。あるいは、燃料噴射装置の製作バラツキや経時劣化によって燃料噴射弁からの燃料噴射量に供給過多が生じているときには燃焼室壁面温度Ｔｗが目標温度レベルＴ０を超えて高くなる。従って、こうした事態が生じているときには、ノック発生頻度σと燃焼室壁面温度とに基づいて算出される目標圧縮比の範囲、つまり基準圧縮比は、目標圧縮比εｍよりもずっと小さな値を指示することになり、目標圧縮比εｍが目標圧縮比の範囲内に収まらず、目標圧縮比の範囲の上限を超えるものとなる。このときにはステップ３７に進んで目標圧縮比εｍを減量側に補正する。例えば、ステップ３２で求めた目標圧縮比εｍから所定値を差し引いた値を改めて目標圧縮比εｍとする。   However, the variable compression ratio mechanism has manufacturing variations and also deteriorates with time. If the actual compression ratio is larger than the target compression ratio εm due to these manufacturing variations and deterioration over time, the knock occurrence frequency σ increases beyond the slice level. Alternatively, the combustion chamber wall surface temperature Tw becomes higher than the target temperature level T0 when there is an excessive supply in the fuel injection amount from the fuel injection valve due to manufacturing variations of the fuel injection device or deterioration over time. Therefore, when such a situation occurs, the target compression ratio range calculated based on the knock occurrence frequency σ and the combustion chamber wall surface temperature, that is, the reference compression ratio indicates a value much smaller than the target compression ratio εm. As a result, the target compression ratio εm does not fall within the range of the target compression ratio, and exceeds the upper limit of the range of the target compression ratio. At this time, the routine proceeds to step 37 where the target compression ratio εm is corrected to the decrease side. For example, a value obtained by subtracting a predetermined value from the target compression ratio εm obtained in step 32 is again set as the target compression ratio εm.

ステップ３８では、このようにして補正した後の目標圧縮比εｍが得られるように圧縮比制御アクチュエータ１６を作動する。   In step 38, the compression ratio control actuator 16 is operated so as to obtain the target compression ratio εm corrected in this way.

圧縮比制御アクチュエータ１６の作動後には再びステップ３９で、補正後の目標圧縮比εｍが目標圧縮比の範囲内にあるか否かをみる。補正後の目標圧縮比εｍが目標圧縮比の範囲内に収まっていなければ、ステップ３７、３８に戻り、補正後の目標圧縮比εｍから所定値を差し引いた値を改めて補正後の目標圧縮比εｍとし、このようにして補正した後の目標圧縮比εｍが得られるように圧縮比制御アクチュエータ１６を再び作動する。それでも、ステップ３９で補正後の目標圧縮比εｍが目標圧縮比の範囲内に収まっていなければ、ステップ３７、３８に戻り、ステップ３７、３８の操作を繰り返す。このステップ３７、３８の操作の繰り返しによりやがて補正後の目標圧縮比εｍが目標圧縮比の範囲内に収まることとなる。このときには、ステップ３９よりＥＮＤに進む。   After the operation of the compression ratio control actuator 16, it is checked again in step 39 whether or not the corrected target compression ratio εm is within the target compression ratio. If the corrected target compression ratio εm is not within the range of the target compression ratio, the process returns to steps 37 and 38, and a value obtained by subtracting a predetermined value from the corrected target compression ratio εm is corrected again. Then, the compression ratio control actuator 16 is actuated again so that the target compression ratio εm after correction is obtained in this way. Still, if the corrected target compression ratio εm in step 39 does not fall within the target compression ratio, the process returns to steps 37 and 38 and the operations of steps 37 and 38 are repeated. By repeating the operations in steps 37 and 38, the corrected target compression ratio εm will eventually fall within the range of the target compression ratio. At this time, the process proceeds from step 39 to END.

ここで、第２実施形態の作用効果を説明する。 Here, the effect of 2nd Embodiment is demonstrated.

第２実施形態（請求項７に記載の発明）によれば、熱負荷の高くない条件に対応したエンジンの負荷と回転速度Ｎｅとをパラメータとする第１の目標圧縮比のマップ（図１２左側参照）と、熱負荷の高い条件に対応したエンジンの負荷と回転速度Ｎｅとをパラメータとする第２の目標圧縮比のマップ（図１２右側参照）とを有し、エンジンの負荷と回転速度Ｎｅが同じとき、第１の目標圧縮比のマップを参照することにより求まる目標圧縮比（εｍ１）を、第２の目標圧縮比のマップを参照することにより求まる目標圧縮比（εｍ２）よりも高くしてあり（図１２参照）、熱負荷の高くない条件で第１の目標圧縮比のマップを、熱負荷の高い条件で第２の目標圧縮比のマップを選択し（図１５のステップ４１、４２、４５参照）、エンジンの負荷と回転速度Ｎｅからこの選択した各目標圧縮比のマップを参照することにより目標圧縮比εｍ（εｍ１、εｍ２）を算出し（図１５のステップ４１、４２、４３、４４、４５、４６、４７参照）、この算出した目標圧縮比εｍが得られるように圧縮比制御アクチュエータ１６に与える制御量（圧縮比可変機構への駆動量）を制御するので、熱負荷の高くない条件での高い圧縮比の維持によって冷却損失低減による熱効率を向上できる一方、熱負荷の高い条件でのノック発生を抑制できる。 According to the second embodiment (the invention described in claim 7), a map of the first target compression ratio (the left side of FIG. 12) using the engine load and the rotational speed Ne corresponding to the condition where the heat load is not high as parameters. And a map of the second target compression ratio (see the right side of FIG. 12) using the engine load and the rotational speed Ne corresponding to a high heat load condition as parameters, and the engine load and the rotational speed Ne. Are equal to each other, the target compression ratio (εm1) obtained by referring to the first target compression ratio map is set higher than the target compression ratio (εm2) obtained by referring to the second target compression ratio map. 15 (see FIG. 12), a map of the first target compression ratio is selected under conditions where the heat load is not high, and a map of the second target compression ratio is selected under conditions where the heat load is high (steps 41 and 42 in FIG. 15). 45), engine negative The target compression ratio εm (εm1, εm2) is calculated by referring to the selected target compression ratio map from the load and the rotational speed Ne (steps 41, 42, 43, 44, 45, 46, 47 in FIG. 15). Since the control amount (drive amount to the compression ratio variable mechanism) given to the compression ratio control actuator 16 is controlled so that the calculated target compression ratio εm is obtained, a high compression ratio under a condition where the heat load is not high While maintaining the thermal efficiency by reducing the cooling loss, it is possible to suppress the occurrence of knocking under a high heat load condition.

圧縮比可変機構の製作バラツキや経時劣化によって実際の圧縮比が目標圧縮比εｍより大きくなっていると、ノック発生頻度σがスライスレベルを超えて大きくなる。あるいは、燃料噴射装置の製作バラツキや経時劣化によって燃料噴射弁からの燃料噴射量に供給過多が生じているときには燃焼室壁面温度Ｔｗが目標温度レベルＴ０を超えて高くなる。従って、こうした事態が生じているときには、ノック発生頻度σと燃焼室壁面温度Ｔｗとに基づいて算出される目標圧縮比の範囲、つまり基準圧縮比は、目標圧縮比εｍよりもずっと小さな値を指示することになり、目標圧縮比εｍが目標圧縮比の範囲内に収まらず、目標圧縮比の範囲の上限を超えるものとなるのであるが、第２実施形態（請求項９に記載の発明）によれば、ガソリンエンジンを対象として、ノックセンサ６１（ノック検出装置）と壁温センサ６３（燃焼室壁面温度検出手段）とを備え、ノックセンサ６１により検出されるノック発生頻度σと、壁温センサ６３により検出される燃焼室壁面の温度Ｔｗとから適正な目標圧縮比の範囲を算出し（図１４のステップ３５参照）、目標圧縮比のマップにより設定される目標圧縮比εｍ（εｍ１、εｍ２）がこの算出した目標圧縮比の範囲に収まるように圧縮比制御アクチュエータ１６に与える制御量（圧縮比可変機構への駆動量）を制御する（図１４のステップ３６、３７、３８、３９参照）ので、圧縮比可変機構や燃料噴射装置に製作バラツキや経時劣化があっても、実際の圧縮比を目標圧縮比の範囲内に収めることができる。 If the actual compression ratio is larger than the target compression ratio εm due to manufacturing variations of the variable compression ratio mechanism or deterioration with time, the knock occurrence frequency σ exceeds the slice level. Alternatively, the combustion chamber wall surface temperature Tw becomes higher than the target temperature level T0 when there is an excessive supply in the fuel injection amount from the fuel injection valve due to manufacturing variations of the fuel injection device or deterioration over time. Therefore, when such a situation occurs, the target compression ratio range calculated based on the knock occurrence frequency σ and the combustion chamber wall surface temperature Tw, that is, the reference compression ratio is indicated to be much smaller than the target compression ratio εm. Therefore, the target compression ratio εm does not fall within the range of the target compression ratio and exceeds the upper limit of the range of the target compression ratio. However, in the second embodiment (the invention according to claim 9), Therefore, for a gasoline engine, a knock sensor 61 (knock detection device) and a wall temperature sensor 63 (combustion chamber wall temperature detection means) are provided, and the knock occurrence frequency σ detected by the knock sensor 61 and the wall temperature sensor are provided. An appropriate target compression ratio range is calculated from the temperature Tw of the combustion chamber wall surface detected by 63 (see step 35 in FIG. 14), and the target compression ratio εm set by the target compression ratio map is calculated. The control amount (drive amount to the compression ratio variable mechanism) given to the compression ratio control actuator 16 is controlled so that (εm1, εm2) falls within the calculated target compression ratio range (steps 36, 37, and 38 in FIG. 14). 39), the actual compression ratio can be kept within the range of the target compression ratio even if the variable compression ratio mechanism or the fuel injection device has manufacturing variations or deterioration with time.

実施形態では、ガソリンエンジンを対象として述べたが、ディーゼルエンジンにも本発明を適用可能である。すなわち、ディーゼルエンジンでも前述のように、断熱材料としてのセラミックは同時に蓄熱材料でもあるため、燃焼室内の吸気の温度が高くなると拡散燃焼に移行するため、圧縮比を適性に下げることは効果が有る。   In the embodiment, the gasoline engine has been described as an object, but the present invention can also be applied to a diesel engine. In other words, as described above, since the ceramic as a heat insulating material is also a heat storage material in the diesel engine, it shifts to diffusion combustion when the temperature of the intake air in the combustion chamber increases, so it is effective to appropriately reduce the compression ratio. .

本発明の圧縮比可変機構はコントロールシャフト１３の角位置制御により、ピストン９の上死点位置を変えられる機能の他、図１７に示したようにピストンストローク特性を単振動に近づけることができるため、バランサシャフトが不要（４気筒）となるような振動低減効果があるが、前述したように、従来のピストンストローク特性に比べると、上死点付近のピストン速度が遅くなるため、冷却損失が増大する傾向にあった。これに対しては、断熱ピストン及び断熱ライナーを適用することによって、冷却損失が増大することを防止できることは前述した。   Since the variable compression ratio mechanism of the present invention has a function of changing the top dead center position of the piston 9 by controlling the angular position of the control shaft 13, the piston stroke characteristic can be brought close to simple vibration as shown in FIG. , Vibration reduction effect that eliminates the need for a balancer shaft (4 cylinders), but as mentioned above, the piston speed near the top dead center is slower than the conventional piston stroke characteristics, which increases cooling loss Tended to be. As described above, it is possible to prevent an increase in cooling loss by applying a heat insulating piston and a heat insulating liner.

その一方で、このような上死点付近のストローク特性は、高圧縮比になって燃焼室が扁平となった場合の火炎伝播では時間がかかることになるのであるが、その反面で燃焼期間が長くとれるメリットがある。特に、本発明のように断熱ピストン及び断熱ライナーを適用して高い圧縮比を狙う場合、燃焼室の扁平度は一層大きくなるため（直噴ディーゼルエンジンについて図１８参照）、燃焼期間を長くすることに対して特に効果的となる。   On the other hand, such a stroke characteristic near the top dead center takes a long time in flame propagation when the combustion chamber becomes flat due to a high compression ratio. There is merit that can be taken for a long time. In particular, when applying a heat-insulating piston and a heat-insulating liner as in the present invention and aiming at a high compression ratio, the flatness of the combustion chamber is further increased (refer to FIG. 18 for a direct-injection diesel engine), so the combustion period is lengthened. Particularly effective.

なお、ディーゼルエンジンの燃料噴射装置としては、図１９に示したコモンレール式の燃料噴射装置を用いればよい。コモンレール式の燃料噴射装置の構成は周知であるので、ここでは詳述しない。   As a diesel engine fuel injection device, the common rail type fuel injection device shown in FIG. 19 may be used. Since the configuration of the common rail fuel injection device is well known, it will not be described in detail here.

実施形態では、燃焼室６１の壁面の一部を断熱及び蓄熱の効果が高い材料で構成する場合で説明したが、燃焼室６１の壁面の全部を断熱及び蓄熱の効果が高い材料で構成することもできる。   In the embodiment, the case has been described in which a part of the wall surface of the combustion chamber 61 is made of a material having a high effect of heat insulation and heat storage, but the whole wall surface of the combustion chamber 61 is made of a material having a high effect of heat insulation and heat storage. You can also.

本発明の一実施形態の圧縮比可変エンジンの概略構成図。1 is a schematic configuration diagram of a compression ratio variable engine according to an embodiment of the present invention. 圧縮比可変エンジンにおける高圧縮比位置、低圧縮比位置での各リンクの姿勢図。FIG. 4 is a posture diagram of each link at a high compression ratio position and a low compression ratio position in a variable compression ratio engine. 通常のピストンと断熱ピストン及び断熱ライナーとの各構造を示す一部断面図。Sectional view of a portion showing each structure of the conventional piston and adiabatic piston and insulation liner. 第１実施形態のシリンダライナーの一部を切欠いて示すピストンの概略斜視図。The schematic perspective view of the piston which cuts and shows a part of cylinder liner of 1st Embodiment. 第１実施形態の圧縮比制御システムの全体構成図。Overall configuration diagram of a compression ratio control system of the first implementation embodiment. 第１実施形態の目標圧縮比の特性図。The characteristic diagram of the target compression ratio of the first implementation embodiment. 第１実施形態による平坦路移行直前までのエンジントルクの変化を示す波形図。Waveform diagram showing a change in the engine torque up to a flat road immediately before the transition of the first implementation embodiment. 第１実施形態の作用を示す波形図。Waveform diagram showing an operation of the first implementation embodiment. 第１実施形態の圧縮比指令値の算出を説明するためのフローチャート。Flow chart for explaining the calculation of the compression ratio command value of the first implementation embodiment. レファレンスタイム間のエンジントルク平均値に対する遅れ時間の特性図。The characteristic figure of the delay time with respect to the engine torque average value between reference times. 第１実施形態の点火時期指令値の算出を説明するためのフローチャート。Flow chart for explaining the calculation of the ignition timing command value of the first implementation embodiment. 第２実施形態の目標圧縮比の特性図。The characteristic view of the target compression ratio of 2nd Embodiment. 第２実施形態のノック回避時の目標圧縮比、点火時期の変化を示す波形図。The wave form diagram which shows the change of the target compression ratio at the time of knock avoidance of 2nd Embodiment, and ignition timing. 第２実施形態の圧縮比制御を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating the compression ratio control of 2nd Embodiment. 目標圧縮比の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a target compression ratio. 基準圧縮比の特性図。The characteristic figure of a standard compression ratio. 従来と本発明とを比較して示すピストンスロークの特性図。The characteristic figure of the piston stroke shown in comparison with the past and the present invention. 圧縮比と燃焼室の扁平度合の関係を示す特性図。The characteristic view which shows the relationship between a compression ratio and the flatness degree of a combustion chamber. コモンレール式燃料噴射装置の概略構成図。The schematic block diagram of a common rail type fuel injection device. 従来の断熱ピストンの問題点の説明図。Explanatory drawing of the problem of the conventional heat insulation piston.

符号の説明Explanation of symbols

５ ロアーリンク（第一のリンク）
６ アッパーリンク（第二のリンク）
９ ピストン
１０ シリンダ
１１ 制御リンク（第三のリンク）
１３ コントロールシャフト
３９ エンジンコントロールユニット
５５ コーティング層
５６ シリンダライナー
６１ ノックセンサ（ノック検出装置）
６３ 壁温センサ（燃焼室壁面温度検出手段）
７１ シリンダライナー
７１ａ ライナー上部
７１ｂ ライナー下部 5 Lower link (first link)
6 Upper link (second link)
9 Piston 10 Cylinder 11 Control link (third link)
13 Control shaft 39 Engine control unit 55 Coating layer 56 Cylinder liner 61 Knock sensor (knock detection device)
63 Wall temperature sensor (combustion chamber wall temperature detection means)
71 Cylinder liner 71a Upper liner 71b Lower liner

Claims (11)

シリンダライナー内を往復動するピストンと、
駆動量に応じて前記ピストンの上死点位置を変えることにより圧縮比を可変に制御し得る圧縮比可変機構と
を有するエンジンにおいて、
前記シリンダライナーを２つの領域に分割し、ピストン上死点側に位置するライナー上部を断熱領域とする一方、ピストン下死点側に位置するライナー下部を高熱伝導領域とすると共に、
低負荷時に圧縮比を大きくし、高負荷時になると圧縮比を低負荷時よりも相対的に小さくする
ことを特徴とするエンジンの制御装置。 A piston that reciprocates in the cylinder liner ;
In an engine having a compression ratio variable mechanism capable of variably controlling the compression ratio by changing the top dead center position of the piston according to the drive amount,
The cylinder liner is divided into two regions, and the liner upper portion located on the piston top dead center side is used as a heat insulating region, while the liner lower portion located on the piston bottom dead center side is used as a high heat conduction region,
An engine control device characterized in that a compression ratio is increased at a low load and a compression ratio is relatively smaller at a high load than at a low load . 低負荷時に目標圧縮比を大きく、高負荷時になると目標圧縮比を低負荷時よりも相対的に小さく設定した目標圧縮比のマップを有し、
エンジンの負荷からこの目標圧縮比のマップを参照することにより、目標圧縮比を算出する目標圧縮比算出手段と、
この算出した目標圧縮比が得られるように前記圧縮比可変機構への駆動量を制御する制御手段と
を含むことを特徴とする請求項１に記載のエンジンの制御装置。 It has a target compression ratio map with a large target compression ratio at low loads and a relatively small target compression ratio at low loads than at low loads.
A target compression ratio calculating means for calculating the target compression ratio by referring to the map of the target compression ratio from the engine load;
The engine control device according to claim 1, further comprising: a control unit that controls a driving amount to the compression ratio variable mechanism so that the calculated target compression ratio is obtained. 高回転速度時に目標圧縮比を大きく、低回転速度時になると目標圧縮比を高回転速度時よりも相対的に小さく設定した目標圧縮比のマップを有し、
エンジンの回転速度からこの目標圧縮比のマップを参照することにより、目標圧縮比を算出する目標圧縮比算出手段と、
この算出した目標圧縮比が得られるように前記圧縮比可変機構への駆動量を制御する制御手段と
を含むことを特徴とする請求項１に記載のエンジンの制御装置。 It has a target compression ratio map with a large target compression ratio at high rotational speeds and a relatively small target compression ratio at low rotational speeds compared to high rotational speeds.
A target compression ratio calculating means for calculating the target compression ratio by referring to the map of the target compression ratio from the rotational speed of the engine;
The engine control device according to claim 1, further comprising: a control unit that controls a driving amount to the compression ratio variable mechanism so that the calculated target compression ratio is obtained. 前記エンジンがガソリンエンジンであり、
ノック検出装置を備え、
このノック検出装置により検出されるノック発生頻度またはノック検出装置の検出レベルが所定値以上になったとき、前記算出した目標圧縮比を減少補正することを特徴とする請求項２または３に記載のエンジンの制御装置。 The engine is a gasoline engine;
Equipped with a knock detection device,
4. The calculated target compression ratio is decreased and corrected when the knock occurrence frequency detected by the knock detection device or the detection level of the knock detection device exceeds a predetermined value. Engine control device. 燃焼室壁面の温度を検出する壁面温度検出手段を備え、
この壁面温度検出手段により検出される燃焼室壁面の温度が所定値よりも高い場合に前記算出した目標圧縮比を減少補正することを特徴とする請求項２または３に記載のエンジンの制御装置。 Comprising a wall temperature detection means for detecting the temperature of the combustion chamber wall surface,
The engine control apparatus according to claim 2 or 3, wherein the calculated target compression ratio is decreased and corrected when the temperature of the combustion chamber wall surface detected by the wall surface temperature detecting means is higher than a predetermined value. 負荷を含む運転条件の履歴から算出したノック余裕度の指数を算出し、このノック余裕度の指数に基づいてノックが発生すると予測するときには前記算出した目標圧縮比を減少補正することを特徴とする請求項２または３に記載のエンジンの制御装置。   An index of a knock margin calculated from a history of operating conditions including a load is calculated, and when the knock is predicted to occur based on the index of the knock margin, the calculated target compression ratio is decreased and corrected. The engine control device according to claim 2 or 3. 熱負荷の高くない条件に対応したエンジンの負荷と回転速度とをパラメータとする第１の目標圧縮比のマップと、
熱負荷の高い条件に対応したエンジンの負荷と回転速度とをパラメータとする第２の目標圧縮比のマップとを有し、
エンジンの負荷と回転速度が同じとき、前記第１の目標圧縮比のマップを参照することにより求まる目標圧縮比を、前記第２の目標圧縮比のマップを参照することにより求まる目標圧縮比よりも高くしてあり、
熱負荷の高くない条件で前記第１の目標圧縮比のマップを、熱負荷の高い条件で前記第２の目標圧縮比のマップを選択するマップ選択手段と、
エンジンの負荷と回転速度からこの選択した各目標圧縮比のマップを参照することにより目標圧縮比を算出する目標圧縮比算出手段と、
この算出した目標圧縮比が得られるように前記圧縮比可変機構への駆動量を制御する制御手段と
を含むことを特徴とする請求項１に記載のエンジンの制御装置。 A map of a first target compression ratio with parameters of engine load and rotational speed corresponding to conditions where heat load is not high;
A second target compression ratio map having engine load and rotational speed corresponding to a high heat load as parameters,
When the engine load and the rotational speed are the same, the target compression ratio obtained by referring to the first target compression ratio map is set to be larger than the target compression ratio obtained by referring to the second target compression ratio map. High,
Map selection means for selecting a map of the first target compression ratio under conditions where the heat load is not high, and a map of the second target compression ratio under conditions where the heat load is high;
Target compression ratio calculation means for calculating the target compression ratio by referring to the map of each selected target compression ratio from the engine load and the rotational speed;
The engine control device according to claim 1, further comprising: a control unit that controls a driving amount to the compression ratio variable mechanism so that the calculated target compression ratio is obtained. 燃焼室壁面の温度を検出する燃焼室壁面温度検出手段を備え、
前記熱負荷の高くない条件であるのか、それとも前記熱負荷の高い条件になったのかを、この燃焼室壁面温度検出手段により検出される燃焼室壁面の温度に基づいて判定することを特徴とする請求項７に記載のエンジンの制御装置。 Comprising a combustion chamber wall temperature detection means for detecting the temperature of the combustion chamber wall surface,
Whether the heat load is not high or whether the heat load is high is determined based on the temperature of the combustion chamber wall surface detected by the combustion chamber wall surface temperature detecting means. The engine control device according to claim 7. 前記エンジンがガソリンエンジンであり、
ノック検出装置と、
前記燃焼室壁面の温度を検出する燃焼室壁面温度検出手段と
を備え、
ノック検出装置により検出されるノック発生頻度と、燃焼室壁面温度検出手段により検出される燃焼室壁面の温度とから適正な目標圧縮比の範囲を算出し、前記目標圧縮比設定手段により設定される目標圧縮比がこの算出した目標圧縮比の範囲に収まるように前記圧縮比可変機構への駆動量を制御することを特徴とする請求項７または８に記載のエンジンの制御装置。 The engine is a gasoline engine;
A knock detection device;
Combustion chamber wall surface temperature detecting means for detecting the temperature of the combustion chamber wall surface,
An appropriate target compression ratio range is calculated from the knock occurrence frequency detected by the knock detection device and the temperature of the combustion chamber wall surface detected by the combustion chamber wall surface temperature detection means, and is set by the target compression ratio setting means. The engine control apparatus according to claim 7 or 8, wherein a drive amount to the variable compression ratio mechanism is controlled so that the target compression ratio falls within the range of the calculated target compression ratio. 前記圧縮比可変機構は、ピストンとクランクシャフトが、ピストンピンを介して連結される第一のリンクと、
第一のリンクに揺動可能に連結され、クランク軸に回転可能に装着された第二のリンクとを介して連結される一方、
第二のリンクと揺動可能に連結され、シリンダブロックに設けられた支点を中心に揺動する第三のリンクと、
第三のリンクの回転中心を変え得ると共に偏心カム部を有するコントロールシャフトと、
前記駆動量に応じて偏心カム部を回動可能なアクチュエータと
を有することを特徴とする請求項１に記載のエンジンの制御装置。 The compression ratio variable mechanism includes a first link in which a piston and a crankshaft are connected via a piston pin;
While connected to the first link through a second link that is swingably connected to the crankshaft,
A third link that is swingably connected to the second link and swings about a fulcrum provided on the cylinder block;
A control shaft capable of changing the rotation center of the third link and having an eccentric cam portion;
The engine control device according to claim 1, further comprising: an actuator capable of rotating an eccentric cam portion in accordance with the drive amount. ピストンストローク特性を単振動に近づけることを特徴とする請求項１に記載のエンジンの制御装置。   The engine control device according to claim 1, wherein the piston stroke characteristic is brought close to simple vibration.
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