JP4968031B2 - engine - Google Patents
engine Download PDFInfo
- Publication number
- JP4968031B2 JP4968031B2 JP2007316263A JP2007316263A JP4968031B2 JP 4968031 B2 JP4968031 B2 JP 4968031B2 JP 2007316263 A JP2007316263 A JP 2007316263A JP 2007316263 A JP2007316263 A JP 2007316263A JP 4968031 B2 JP4968031 B2 JP 4968031B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- valve
- engine
- compression ratio
- piston
- supercharger
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Active
Links
Images
Classifications
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
- Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
Landscapes
- Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)
- Supercharger (AREA)
- Valve Device For Special Equipments (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
- Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
Description
本発明はエンジンに関する。 The present invention relates to an engine.
従来のエンジンのバルブタイミング制御装置は、吸気弁が開弁し始めてから排気弁が閉弁し終わるまでの期間（以下「オーバーラップ期間」という）を、機械式過給機を駆動していないときよりも、駆動しているときのほうが長くなるように設定している（例えば、特許文献１参照）。これにより、過給圧を利用して燃焼室内の既燃ガスを積極的に掃気している。
しかしながら、前述した従来の装置は、ピストンモーションについて全く考慮されていなかった。そのため、エンジン回転速度が高回転になり上死点付近でのピストン速度が速くなると、ピストン運動によって生じる負圧により、十分な掃気ができないという問題点があった。 However, the above-described conventional apparatus does not consider the piston motion at all. For this reason, when the engine rotation speed becomes high and the piston speed near the top dead center increases, there is a problem that sufficient scavenging cannot be performed due to the negative pressure generated by the piston motion.
本発明は、このような従来の問題点に着目してなされたものであり、オーバーラップ期間におけるピストンモーションの適正化を図ることで、高回転時の掃気性能を向上させることを目的とする。 The present invention has been made paying attention to such a conventional problem, and an object thereof is to improve the scavenging performance at the time of high rotation by optimizing the piston motion in the overlap period.
本発明は以下のような解決手段によって、前記課題を解決する。なお、理解を容易にするため、本発明の実施形態に対応する符号を付するが、これに限定されるものではない。 The present invention solves the above problems by the following means. In addition, in order to make an understanding easy, although the code | symbol corresponding to embodiment of this invention is attached | subjected, it is not limited to this.
本発明は、シリンダ（１２０）内を往復動するピストン（１２２）を備え、単一コンロッドエンジンとクランクジャーナル中心及びピストンピン中心のシリンダ軸方向の距離を等しくして比較したときに、ピストン（１２２）の上死点位置付近の速度が遅いエンジンであって、吸気系に設けられ、大気圧よりも高圧の空気をシリンダ（１２０）に供給する過給手段（１１，３１）と、吸気弁開時期及び排気弁閉時期の双方、又は一方を制御してオーバーラップ期間を設定するオーバーラップ期間設定手段（２００）と、過給手段（１１，３１）によって大気圧よりも高圧の空気がシリンダ（１２０）に供給されているときは、オーバーラップ期間を拡大してシリンダ（１２０）内の排ガスを掃気する排ガス掃気手段（Ｓ１９）と、を含むことを特徴とする。 The present invention includes a piston (122) that reciprocates in a cylinder (120), and the piston (122) is compared when the distance between the single connecting rod engine and the crank journal center and the piston pin center in the cylinder axial direction is made equal. ) Is an engine having a slow speed near the top dead center position, and is provided in the intake system, and is provided with supercharging means (11, 31) for supplying air higher than atmospheric pressure to the cylinder (120), and an intake valve opening. The overlap period setting means (200) for setting the overlap period by controlling both or one of the timing and the exhaust valve closing timing, and the supercharging means (11, 31) allow air having a pressure higher than atmospheric pressure to be applied to the cylinder ( 120), an exhaust gas scavenging means (S19) for expanding the overlap period and scavenging the exhaust gas in the cylinder (120). And features.
ピストンが上死点付近に滞在する期間を長くしたので、エンジン回転速度が高回転のときに掃気できる排ガス量を増加させることができる。 Since the period during which the piston stays near the top dead center is lengthened, the amount of exhaust gas that can be scavenged when the engine speed is high can be increased.
以下、図面を参照して本発明の実施形態について説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
（第１実施形態）
図１は、本発明の第１実施形態によるエンジンの吸気装置の概略構成図である。
(First embodiment)
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an engine intake device according to a first embodiment of the present invention.
エンジンのシリンダ１に連通する吸気通路１０には、上流から順に、スーパーチャージャ１１と、インタークーラ１２と、スロットル弁１３とが設けられる。
In the
スーパーチャージャ１１は、クランクプーリ２とベルト３とを介してクランクシャフト（図３参照）によって駆動される容積型の機械式過給機である。スーパーチャージャ１１は、運転条件に応じて過給を停止することができるように、ベルトプーリ１１ａに電磁クラッチを内蔵している。電磁クラッチを締結（ＯＮ）すると、スーパーチャージャ１１がクランクシャフトによって駆動され、過給を開始する。一方、電磁クラッチの締結を解除（ＯＦＦ）すると、スーパーチャージャ１１はクランクシャフトの回転から切り離され作動を停止する。
The
なお、過給を停止したときなど、必要に応じてスーパーチャージャ１１をバイパスして外気を自然吸気としてシリンダ１に取り入れることができるように、バイパス吸気通路２０が設けられる。バイパス吸気通路２０には、バイパス吸気通路２０を開閉するバイパス弁２１が設けられる。バイパス弁２１は、スーパーチャージャ１１の入口側の吸気通路１０ａの圧力に対する出口側の吸気通路１０ｂの圧力（以下「圧力比」という）に応じて開閉され、圧力比が大きくなると開く。
A
インタークーラ１２は、吸気通路１０を流れる空気を冷却する。
The
スロットル弁１３は、吸気コレクタ１４に流入する空気量を調整する。吸気コレクタ１４には、内部の圧力を検出する圧力センサ１５が設けられる。
The
図２は、本発明の第１実施形態によるエンジンに適用される圧縮比可変機構１００及び吸気弁可変動弁機構２００の概略構成を示す図である。
FIG. 2 is a diagram showing a schematic configuration of the compression
圧縮比可変機構１００は、エンジンの圧縮比を圧縮比制御アクチュエータ１３１によって変化させる。
The compression
吸気弁可変動弁機構２００は、リフト・作動角可変機構２１０と位相可変機構２４０とを備える。リフト・作動角可変機構２１０は、吸気弁２１１のリフト・作動角をリフト量制御アクチュエータ２３０によって変化させる。位相可変機構２４０は、吸気弁２１１の中心角（吸気弁２１１が最大リフトを迎えるクランク角度位置）の位相を位相角制御アクチュエータ２４１によって進角又は遅角させる。
The intake valve
コントローラ３００は中央演算装置（ＣＰＵ）、読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）及び入出力インタフェース（Ｉ／Ｏインタフェース）を備えたマイクロコンピュータで構成される。コントローラ３００は、クランク角センサ３１１の検出信号に基づいてエンジン回転数を演算し、エアーフローメータ３１２の検出信号に基づいて負荷を演算し、水温センサ３１３の検出信号に基づいて水温を検出し、筒内圧力センサ３１４の検出信号に基づいて筒内圧を検出する。コントローラ３００は、このようにして演算又は検出した現在のエンジン運転状態に基づいて、圧縮比可変機構１００の圧縮比制御アクチュエータ１３１と、吸気弁可変動弁機構２００のリフト量制御アクチュエータ２３０及び位相角制御アクチュエータ２４１と、を制御する。
The
以下では、図３〜図５を参照して圧縮比可変機構１００を備えたエンジンについて詳しく説明する。
Hereinafter, the engine including the variable
図３は、圧縮比可変機構１００を備えたエンジンを示す図である。
FIG. 3 is a view showing an engine provided with the variable
圧縮比可変機構１００を備えたエンジンは、ピストン１２２とクランクシャフト１２１とを２つのリンク(アッパリンク１１１、ロアリンク１１２)で連結するとともに、コントロールリンク１１３でロアリンク１１２を制御して圧縮比を変更する。
The engine including the variable
アッパリンク１１１は、上端をピストンピン１２４を介してピストン１２２に連結し、下端を連結ピン１２５を介してロアリンク１１２の一端に連結する。ピストン１２２は、シリンダブロック１２３に嵌着させたシリンダライナ１２９に摺動自在に嵌合しており、燃焼圧力を受け、シリンダ１２０内を往復動する。
The
ロアリンク１１２は、一端を連結ピン１２５を介してアッパリンク１１１に連結し、他端を連結ピン１２６を介してコントロールリンク１１３に連結する。また、ロアリンク１１２は、ほぼ中央の連結孔に、クランクシャフト１２１のクランクピン１２１ｂを挿入し、クランクピン１２１ｂを中心軸として揺動する。ロアリンク１１２は左右の２部材に分割可能である。クランクシャフト１２１は、複数のジャーナル１２１ａとクランクピン１２１ｂとを備える。ジャーナル１２１ａは、シリンダブロック１２３及びラダーフレーム１２８によって回転自在に支持される。クランクピン１２１ｂは、ジャーナル１２１ａから所定量偏心しており、ここにロアリンク１１２が揺動自在に連結する。
The
コントロールリンク１１３は、連結ピン１２６を介してロアリンク１１２に連結する。またコントロールリンク１１３は、他端を連結ピン１２７を介してコントロールシャフト１１４に連結する。コントロールリンク１１３は、この連結ピン１２７を中心として揺動する。またコントロールシャフト１１４にはギアが形成されており、そのギアが圧縮比制御アクチュエータ１３１の回転軸１３３に設けられたピニオン１３２に噛合する。圧縮比制御アクチュエータ１３１によってコントロールシャフト１１４が回転させられ、連結ピン１２７が移動する。
The
図４は圧縮比可変機構１００による圧縮比変更方法を説明する図である。
FIG. 4 is a view for explaining a compression ratio changing method by the variable
圧縮比可変機構１００は、コントローラ３００が圧縮比制御アクチュエータ１３１を制御することでコントロールシャフト１１４を回転させて連結ピン１２７の位置を変更させて、圧縮比を変更する。例えば図４(Ａ)、図４(Ｃ)に示すように連結ピン１２７を位置Ｐにすれば、上死点位置(ＴＤＣ)が高くなり高圧縮比になる。
In the compression
そして図４(Ｂ)、図４(Ｃ)に示すように、連結ピン１２７を位置Ｑにすれば、コントロールリンク１１３が上方へ押し上げられ、連結ピン１２６の位置が上がる。これによりロアリンク１１２はクランクピン１２１ｂを中心として反時計方向に回転し、連結ピン１２５が下がり、ピストン上死点におけるピストン１２２の位置が下降する。したがって圧縮比が低圧縮比になる。
Then, as shown in FIGS. 4B and 4C, when the connecting
図５は、圧縮比可変機構１００を備えたエンジンのピストンストローク特性を示す図である。
FIG. 5 is a diagram showing piston stroke characteristics of an engine provided with the compression
圧縮比可変機構１００を備えたエンジンは、ピストンとクランクシャフトとを１つのリンク（コンロッド）で連結し、圧縮比が一定である通常の単一コンロッドエンジン（以下「ノーマルエンジン」という）と、クランクジャーナル中心及びピストンピン中心とのシリンダ軸方向の距離を等しくして比べた場合に、ピストンの上死点付近に滞在する期間が長いという特性がある。
An engine provided with a variable
この点について、図５を参照して説明する。図５において、太線は圧縮比可変機構１００を備えたエンジンのピストンストローク特性を示し、細線はノーマルエンジンのピストンストローク特性を示す。なお、圧縮比可変機構１００の圧縮比は、ノーマルエンジンの圧縮比と同じに設定してある。
This point will be described with reference to FIG. In FIG. 5, a thick line shows the piston stroke characteristic of the engine provided with the compression
図５に示すように、圧縮比可変機構１００を備えたエンジンは、ノーマルエンジンよりも上死点付近ではカーブの傾斜が緩く、下死点付近ではカーブの傾斜がきつい。つまり、ノーマルエンジンの場合、ピストンは上死点付近で早い動き（加速度大）になり、下死点付近では鈍い動き（加速度小）になる。
As shown in FIG. 5, the engine equipped with the variable
これに対し、圧縮比可変機構１００の場合、リンク構成を適切に設定することで、単振動に近いピストンストローク特性を得ることができる。そのため、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得られるとともに、ピストン加速度が平準化され、上死点付近でのピストン速度がノーマルエンジンに比べて遅くなる。その結果、圧縮比可変機構１００は、同じ圧縮比にしたノーマルエンジンに比べて、ピストンが上死点付近に滞在する期間が長くなる。
On the other hand, in the case of the compression
上死点付近では、吸気通路から供給される高圧の新気によって掃気、充填、混合気形成が行われ、さらに点火も行われる。このように行程の集中する上死点付近のピストン速度を低下させることで、出力可能な回転速度を上げることができる。 In the vicinity of the top dead center, scavenging, filling, and air-fuel mixture formation are performed by high-pressure fresh air supplied from the intake passage, and ignition is also performed. By reducing the piston speed in the vicinity of the top dead center where the stroke is concentrated in this way, it is possible to increase the output rotational speed.
また、圧縮比可変機構１００の場合、リンク構成を適切に設定することで、低圧縮比時の上死点付近でのピストン速度を高圧縮比時に比べて遅くして、低圧縮比時にピストンが上死点付近に滞在する期間を高圧縮比時よりも長くすることができる。そのため、高圧縮比時よりも排ガス量が増大する低圧縮比時において、掃気を行う時間を長くすることができる。
Also, in the case of the compression
次に、図６〜図１０を参照して吸気弁可変動弁機構２００について説明する。
Next, the intake valve
図６は、本発明の第１実施形態によるエンジンの吸気弁可変動弁機構２００を示す斜視図である。図６では１つの気筒に対応する一対の吸気弁２１１及びその関連部品のみを簡略的に図示している。図７は、吸気弁可変動弁機構２００の一部を構成するリフト・作動角可変機構２１０の駆動軸方向視図である。
FIG. 6 is a perspective view showing an intake valve
まず、リフト・作動角可変機構２１０の構成について説明する。
First, the configuration of the lift / operating angle
エンジンの各気筒には、一対の吸気弁２１１と一対の排気弁（図示せず）が設けられる。吸気弁２１１の上方には、気筒列方向に延びる中空状の駆動軸２１３が設けられる。駆動軸２１３は、一端部に設けられたスプロケット２４２等を介して、図示しないベルトやチェーンでクランクシャフトと連係され、クランクシャフトに連動して軸周りに回転する。
Each cylinder of the engine is provided with a pair of
駆動軸２１３には、気筒ごとに、一対の揺動カム２２０が駆動軸２１３に対して回転自在に取り付けられる。その作用については後で詳述するが、この一対の揺動カム２２０が駆動軸２１３を中心として所定の回転範囲で揺動（上下動）することによって、その下方に位置する吸気弁２１１のバルブリフタ２１９が押圧され、吸気弁２１１が下方にリフトする。なお、一対の揺動カム２２０は、互いに円筒等で同位相に固定されている。
A pair of rocking
図７に示すように、揺動カム２２０は、ベースサークル２２４ａと、ベースサークル２２４ａからカムノーズ２２３側に円弧状に延びるカム面２２４ｂとを備える。ベースサークル２２４ａ及びカム面２２４ｂは、揺動カム２２０の揺動位置に応じてバルブリフタ２１９に当接する。
As shown in FIG. 7, the
駆動軸２１３の外周には、円筒状の駆動カム２１５が圧入等によって固定される。駆動カム２１５の中心Ｐ４は、駆動軸２１３の軸心Ｐ３から所定量だけ偏心した位置にある。駆動カム２１５は、揺動カム２２０から軸方向に所定の距離だけ離れた位置に固定される。そして、駆動カム２１５の外周面には、リンクアーム２２５の基端２２５ａが、回転自在に嵌合する。
A
駆動軸２１３の斜め上方には、制御軸２１６が、駆動軸２１３と平行に気筒列方向へ延びて、回転自在に支持される。
A
制御軸２１６の一端部には、制御軸２１６を所定回転角度範囲内で回転させるリフト量制御アクチュエータ２３０が設けられる。リフト量制御アクチュエータ２３０は、エンジン１００の運転状態を検出するコントローラ３００からの制御信号に基づいて、第１油圧装置３０１によって制御される。
One end of the
制御軸２１６の外周面には、制御カム２１７が圧入等によって固定される。制御カム２１７の中心Ｐ１は、制御軸２１６の軸心Ｐ２から所定量だけ偏心した位置にある。制御カム２１７には、ロッカアーム２１８が、制御カム２１７の外周面に回転自在に嵌合する。ロッカアーム２１８は、制御カム２１７の軸心Ｐ１を支点として揺動する。
A
ロッカアーム２１８とリンクアーム２２５とは、ロッカアーム２１８が上方に位置するように、両者を挿通する連結ピン２２１によって相対回転可能に連結される。連結ピン２２１の中心をＰ５とする。
The
ロッカアーム２１８とリンク部材２２６とは、両者を挿通する連結ピン２２８によって連結される。
The
リンク部材２２６と揺動カム２２０とは、両者を挿通する連結ピン２２９によって、ロッカアーム２１８の下方に揺動カム２２０が位置するように連結される。
The
各ピン２２１，２２８，２２９の一端部には、リンクアーム２２５やリンク部材２２６の軸方向の移動を規制するスナップリングが設けられる。
A snap ring for restricting the movement of the
続いてリフト・作動角可変機構２１０の作用を詳述する。
Next, the operation of the lift / operating angle
駆動軸２１３がクランクシャフトに連動して回転すると、駆動カム２１５及びその外周に回転自在に嵌合しているリンクアーム２２５を介してロッカアーム２１８が制御カム２１７の中心Ｐ１を中心として揺動（上下動）する。ロッカアーム２１８の揺動は、リンク部材２２６を介して揺動カム２２０へ伝達され、揺動カム２２０が所定角度範囲を揺動する。この揺動カム２２０が揺動、すなわち上下動することによって、バルブリフタ２１９が押圧され、吸気弁２１１が下方にリフトする。
When the
ここで、リフト量制御アクチュエータ２３０を介して制御軸２１６が回転すると、ロッカアーム２１８の揺動支点となる制御カム２１７の中心Ｐ１も回転変位して、エンジン本体に対してロッカアーム２１８の支持位置が変化し、ひいては揺動カム２２０の初期揺動位置が変化する。したがって、揺動カム２２０と、バルブリフタ２１９との初期接触位置も変化する。クランクシャフト一回転あたりの揺動カム２２０の揺動角は常に一定なので、以下で説明する図８及び図９のように最大リフト量が変化する。
Here, when the
図８は、吸気弁２１１のゼロリフト時における揺動カム２２０の最小揺動時及び最大揺動時の位置を示す図である。図９は、吸気弁２１１のピークリフト時における揺動カム２２０の最小揺動時及び最大揺動時の位置を示す図である。ここで、吸気弁のゼロリフト時とは、吸気弁２１１がリフトしないことをいう（つまり吸気弁のリフト量はゼロ）。また、吸気弁のピークリフト時とは、吸気弁２１１が最大のリフト量となることをいう。
FIG. 8 is a diagram illustrating the positions of the
図８に示すように、制御カム２１７の中心Ｐ１が制御軸２１６の軸心Ｐ２の上方に位置し、制御カムの厚肉部２１７ａが上方に位置しているときは、ロッカアーム２１８は全体として上方へ位置し、揺動カム２２０の連結ピン２２９側の端部が相対的に上方へ引き上げられた状態となる。つまり、揺動カム２２０の初期位置は、カム面２２４ｂがバルブリフタ２１９から離れる方向に傾く（図８（Ａ）参照）。したがって、駆動軸２１３の回転に伴って揺動カム２２０が揺動した際に、ベースサークル２２４ａが長くバルブリフタに接触し続け、カム面２２４ｂがバルブリフタに接触する期間が短くなる。このため、吸気弁２１１の最大リフト量が小さくなる（図８（Ｂ）参照）。また、吸気弁２１１の開時期から閉時期までのクランク角度区間、つまり吸気弁２１１の作動角も縮小する。
As shown in FIG. 8, when the center P1 of the
一方、図９に示すように、制御カム２１７の中心Ｐ１が制御軸２１６の軸心Ｐ２の下方に位置し、制御カムの厚肉部２１７ａが下方に位置している場合には、ロッカアーム２１８は全体として下方へ位置し、揺動カム２２０の連結ピン２２９側の端部が相対的に下方へ押し下げられた状態となる。つまり、揺動カム２２０の初期位置は、カム面２２４ｂがバルブリフタ２１９に近付く方向に傾く（図９（Ａ）参照）。したがって、駆動軸２１３の回転に伴って揺動カム２２０が揺動した際に、バルブリフタ２１９と接触する部位がベースサークル２２４ａからカム面２２４ｂへと直ちに移行する。このため、吸気弁２１１の最大リフト量が大きくなる（図９（Ｂ）参照）。また、吸気弁２１１の作動角も拡大する。
On the other hand, as shown in FIG. 9, when the center P1 of the
次に、再び図６を参照して位相可変機構２４０の構成・作用について説明する。
Next, referring to FIG. 6 again, the configuration and operation of the phase
位相可変機構２４０は、位相角制御アクチュエータ２４１と第２油圧装置３０２とを備える。
The phase
位相角制御アクチュエータ２４１は、スプロケット２４２と駆動軸２１３とを所定の角度範囲内において相対的に回転させる。
The phase
第２油圧装置３０２は、エンジンの運転状態を検出するコントローラ３００からの制御信号に基づいて、位相角制御アクチュエータ２４１を制御する。
The second
第２油圧装置３０２による位相角制御アクチュエータ２４１への油圧制御によって、スプロケット２４２と駆動軸２１３とが相対的に回転し、リフト中心角が進角又は遅角する。
By the hydraulic control to the phase
図１０は、吸気弁可変動弁機構２００による作用を説明する図である。
FIG. 10 is a diagram for explaining the operation of the intake valve
先に図８及び図９を参照して説明したように、制御カム２１７の初期位置は連続的に変化させ得るので、これに伴って、吸気弁２１１のバルブリフト特性は連続的に変化する。つまり、図１０の実線に示したように、吸気弁可変動弁機構２００は、リフト・作動角可変機構２１０によって、吸気弁２１１のリフト量及び作動角を、両者同時に連続的に拡大、縮小させることができる。各部のレイアウトによるが、例えば、吸気弁２１１のリフト量及び作動角の大小変化に伴い、吸気弁２１１の開時期と閉時期とがほぼ対称に変化する。
As described above with reference to FIGS. 8 and 9, the initial position of the
さらに、図１０の破線に示したように、吸気弁可変動弁機構２００は、位相可変機構２４０によって、リフト中心角を進角又は遅角させることができる。
Furthermore, as shown by the broken line in FIG. 10, the intake valve
このように、リフト・作動角可変機構２１０と位相可変機構２４０とを組み合わせることによって、吸気弁可変動弁機構２００は、任意のクランク角度位置で吸気弁２１１を開閉できる。
In this way, by combining the lift / operation angle
なお、排気弁側には位相可変機構２４０のみが備えられており、排気弁の中心角の位相を任意に進角又は遅角させることができるようになっている。これにより、排気弁の開閉時期を任意に設定することができる。
In addition, only the phase
図１１は、図７において駆動軸２１３が一回転したときのＰ３〜Ｐ５の軌跡を模式的に表す図である。
FIG. 11 is a diagram schematically showing the locus of P3 to P5 when the
機関の回転に伴って駆動軸２１３が回転すると、駆動カム２１５の軸心Ｐ４は、駆動軸２１３の軸心Ｐ３を中心とする円上を移動する。
When the
一方、制御カム２１７の軸心Ｐ１から連結ピン２２１の軸心Ｐ５までの長さ（Ｐ１、Ｐ５間の長さ）及び駆動軸２１３の軸心Ｐ３から連結ピン２２１の軸心Ｐ５までの長さ（Ｐ４、Ｐ５間の長さ）は常に一定である。
On the other hand, the length from the axis P1 of the
したがって、図１１に示すように、ロッカアーム２１８の揺動中心が軸心Ｐ１に保持された状態で、駆動軸２１３の回転に伴って軸心Ｐ４が軸心Ｐ３の周りを移動すると、軸心Ｐ５は、軸心Ｐ１を中心とする円上の一部を上下に移動する。
Therefore, as shown in FIG. 11, when the axis P4 moves around the axis P3 as the
駆動軸２１３の回転に伴って、揺動カム２２０が開弁方向に揺動するとバルブリフトが開始する。バルブリフトは、駆動カム２１５の軸心Ｐ４がＰ４OPENに位置したときに開始する。そして、Ｐ４OPENから駆動軸回転方向（時計回り）に移動してＰ４CLOSEに位置したときに終了する。すなわち、Ｐ４OPENからＰ４CLOSEまでの間は、カム面２２４ｂがバルブリフタ２１９と当接し、Ｐ４CLOSEからＰ４OPENまでの間は、ベースサークル２２４ａがバルブリフタ２１９と当接している。
When the
そして、軸心Ｐ３、Ｐ４、Ｐ５が一直線上に並ぶ状態、つまりＰ４、Ｐ５がそれぞれＰ４PEAK、Ｐ５PEAKに位置する状態のときに、揺動カム２２０が最も開弁方向に揺動し、バルブリフト量が最大（ピークリフト）となる。バルブリフト開始時と終了時では、駆動カム２１５の軸心Ｐ４の位置はそれぞれ異なる（Ｐ４OPEN、Ｐ４CLOSE）が、連結ピン２２１の軸心Ｐ５は同じ位置となる（Ｐ５OPEN、Ｐ５CLOSE）。
When the shaft centers P3, P4, and P5 are aligned in a straight line, that is, when P4 and P5 are positioned at P4 PEAK and P5 PEAK , respectively, the
ここで、吸気弁可変動弁機構２００では、図１２に示すように、リフト開始点Ｐ４OPENからピークリフト点Ｐ４PEAKまでの駆動軸角度αは、ピークリフト点Ｐ４PEAKからリフト終了点Ｐ４CLOSEまでの駆動軸角度βより大きくなり、ずれ角Δ（＝α−β）が生じる。
Here, in the intake valve
一方で、駆動軸２１３の回転速度は一定なので、軸心Ｐ５がＰ５OPENからＰ５PEAKまで移動する時間と、Ｐ５PEAKからＰ５OPENまで移動する時間とは同じである。すなわち、リフト開始点Ｐ４OPENからピークリフト点Ｐ４PEAKまでにかかる時間と、ピークリフト点Ｐ４PEAKからリフト終了点Ｐ４CLOSEまでにかかる時間とは同じである。
On the other hand, since the rotational speed of the
そうすると、吸気弁２１１のバルブリフト時の加速度は、同じ時間でずれ角Δだけ多く
進む上りの加速度のほうが下りの加速度よりも大きくなる。
As a result, the acceleration at the time of valve lift of the
このように、吸気弁可変動弁機構２００は、吸気弁２１１のバルブリフト時のリフトカーブの上りの加速度が、下りの加速度よりも大きくなるという特性を有する。これにより、オーバーラップ期間に吸気弁２１１が開口する面積が増加するので、掃気効果を増大させることができる。
As described above, the intake valve
次に、図１３を参照してオーバーラップ期間（吸気弁の開弁時期ＩＶＯから排気弁の閉弁時期ＥＶＣまでの期間）の設定について説明する。 Next, the setting of the overlap period (the period from the intake valve opening timing IVO to the exhaust valve closing timing EVC) will be described with reference to FIG.
図１３は、各エンジン回転速度における排気弁近傍の圧力脈動を示す図である。 FIG. 13 is a diagram showing pressure pulsation near the exhaust valve at each engine speed.
図１３に示すように、排気弁が開くとブローダウンにより排気圧力が増加する。このブローダウンによって生じた圧力波（正圧波）は、排気通路を伝わっていくと、排気通路合流部などの開放端で位相が反転して反射し、負圧波となって戻ってくる。 As shown in FIG. 13, when the exhaust valve is opened, the exhaust pressure is increased by blowdown. When the pressure wave (positive pressure wave) generated by the blowdown is transmitted through the exhaust passage, the phase is inverted and reflected at the open end of the exhaust passage merging portion or the like, and returns as a negative pressure wave.
図１３（Ｃ）（Ｄ）に示すように、エンジン回転速度が中高〜高回転のときは、このブローダウンによって生じた圧力波の反射によってオーバーラップ期間近傍の排気圧力が大気圧より小さくなる。そのため、排気をシリンダから引っ張り出して掃気し、新気を引き込むことができる。 As shown in FIGS. 13C and 13D, when the engine rotation speed is medium to high, the exhaust pressure in the vicinity of the overlap period becomes smaller than the atmospheric pressure due to reflection of the pressure wave generated by this blowdown. Therefore, the exhaust can be pulled out of the cylinder and scavenged, and fresh air can be drawn.
一方で、図１３（Ａ）（Ｂ）に示すように、エンジン回転速度が低〜中回転のときは、オーバーラップ期間近傍の排気圧力は大気圧近傍となる。 On the other hand, as shown in FIGS. 13A and 13B, when the engine speed is low to medium, the exhaust pressure in the vicinity of the overlap period is close to atmospheric pressure.
したがって、エンジン回転速度が中高〜高回転のときは、低〜中回転のときと比較してオーバーラップ期間を長くしたほうが掃気効果を得ることができる。 Therefore, when the engine rotation speed is medium to high, the scavenging effect can be obtained by increasing the overlap period compared to the case of low to medium rotation.
そこで、本実施形態では、図１４に示すように、エンジン回転速度に応じてオーバーラップ期間を変更する。 Therefore, in this embodiment, as shown in FIG. 14, the overlap period is changed according to the engine speed.
図１４は、スーパーチャージャ１１の駆動時及び非駆動時におけるエンジン回転速度に応じたオーバーラップ期間を示した図である。
FIG. 14 is a diagram showing an overlap period according to the engine speed when the
図１３を参照して説明したように、エンジン回転速度が中高〜高回転のときは、低〜中回転のときと比較してオーバーラップ期間を長くしたほうが掃気効果を得ることができる。 As described with reference to FIG. 13, when the engine rotation speed is medium to high, the scavenging effect can be obtained by increasing the overlap period compared to the case of low to medium rotation.
したがって、スーパーチャージャ１１の非駆動時は、エンジン回転速度が低〜中回転のときはオーバーラップ期間を小とする一方で、中高回転のときはオーバーラップ期間を大とする。そして、高回転になると、オーバーラップ期間を中とする。これは、高回転になると、吸入空気の流速が増し、オーバーラップ期間が中でも掃気効果を得られるからである。
Therefore, when the
また、スーパーチャージャ１１の駆動時は、エンジン回転速度が低〜中回転のときはオーバーラップ期間を中に設定する。これは、容積型のスーパーチャージャ１１を使用しているので、低回転から過給圧を上昇させることができるからである。エンジン回転速度が中高〜高回転のときは、過給機の非駆動時と同様である。
When the
図１５は、本発明の第１実施形態による加速時のスーパーチャージャ１１の駆動及びオーバーラップ期間の制御を示すフローチャートである。
FIG. 15 is a flowchart showing driving of the
ステップＳ１０において、コントローラ３００は、車両が加速状態か否かを判定する。具体的には、アクセル踏込み量ＡＰＯが所定量ＡＰＯ1より大きいか否かを判定する。コントローラ３００は、アクセル踏込み量ＡＰＯが所定量ＡＰＯ1より大きければ、加速状態であると判定してステップＳ１２に処理を移行する。一方、アクセル踏込み量ＡＰＯが所定量ＡＰＯ1より小さければ、加速状態ではないと判定してステップＳ１１に処理を移行する。
In step S10, the
ステップＳ１１において、コントローラ３００は、スーパーチャージャ１１の駆動を停止する。具体的には、電磁クラッチをオフとする。
In step S11, the
ステップＳ１２において、コントローラ３００は、スーパーチャージャ１１が駆動しているか否かを判定する。具体的には、スーパーチャージャ１１の回転速度が所定回転速度より大きいか否かを判定する。コントローラ３００は、スーパーチャージャ１１の回転速度が所定回転速度より大きければ、スーパーチャージャ１１が駆動していると判定してステップＳ１７に処理を移行する。一方、スーパーチャージャ１１の回転速度が所定回転速度より小さければ、スーパーチャージャ１１が駆動していないと判定してステップＳ１３に処理を移行する。
In step S12, the
ステップＳ１３において、コントローラ３００は、バイパス弁２１を開弁する。
In step S13, the
ステップＳ１４において、コントローラ３００は、実圧縮比がスーパーチャージャ１１を駆動してもノッキングやプレイグニッションなどの異常燃焼を引き起こさない圧縮比か否かを判定する。具体的には、実圧縮比が所定圧縮比より小さいか否かを判定する。コントローラ３００は、実圧縮比が所定圧縮比より小さければ、スーパーチャージャ１１を駆動しても異常燃焼を引き起こさないと判定してステップＳ１６に処理を移行する。一方、実圧縮比が所定圧縮比より大きければ、スーパーチャージャ１１を駆動すると異常燃焼を引き起こすと判定してステップＳ１５に処理を移行する。
In step S14, the
ステップＳ１５において、コントローラ３００は、オーバーラップ期間を自然吸気時（すなわち、スーパーチャージャ１１の非駆動時）のオーバーラップ期間に設定する。
In step S15, the
ステップＳ１６において、コントローラ３００は、スーパーチャージャ１１を駆動する。具体的には、電磁クラッチをオンとする。
In step S16, the
ステップＳ１７において、コントローラ３００は、バイパス弁２１を閉弁する。
In step S17, the
ステップＳ１８において、コントローラ３００は、吸気コレクタ１４の内部圧力が掃気効果を得ることができる圧力に達しているか否かを判定する。具体的には、吸気コレクタ１４の内部圧力が所定圧力より大きいか否かを判定する。コントローラ３００は、吸気コレクタ１４の内部圧力が所定圧力より大きければ、掃気効果を得ることができると判定して、ステップＳ１９に処理を移行する。一方、吸気コレクタ１４の内部圧力が所定圧力より小さければ、掃気効果を得ることが出来ないと判定して、今回の処理を終了する。
In step S18, the
ステップＳ１９において、コントローラ３００は、オーバーラップ期間を過給時（すなわち、スーパーチャージャ１１の駆動時）のオーバーラップ期間に設定する。
In step S19, the
図１６は、本発明の第１実施形態による加速時のスーパーチャージャ１１の駆動及びオーバーラップ期間の制御の動作を示すタイムチャートである。なお、図１５のフローチャートとの対応を明確にするため、フローチャートのステップ番号を併記して説明する。
FIG. 16 is a time chart showing the operation of driving the
時刻ｔ１で、アクセルが所定量（ＡＰＯ1）より多く踏み込まれると（図１６（Ａ）；Ｓ１０でＹｅｓ）、バイパス弁２１の開閉を決定するため、スーパーチャージャ１１の回転速度が所定回転速度より高いか否かを判定する（Ｓ１２）。時刻ｔ１では、スーパーチャージャ１１の回転速度は所定回転速度より低いので（図１６（Ｆ）；Ｓ１２でＮｏ）、バイパス弁２１を開弁する（図１６（Ｂ）；Ｓ１３）。これは、過給圧はスーパーチャージャ１１の回転速度で決まるので、スーパーチャージャ１１の回転速度が低いときはバイパス弁２１を開いていたほうが好ましいからである。
When the accelerator is depressed more than the predetermined amount (APO 1 ) at time t1 (FIG. 16A; Yes in S10), the rotational speed of the
次に、スーパーチャージャ１１を駆動するか否かを決定するため、実圧縮比が所定圧縮比より小さいか否かを判定する（Ｓ１４）。時刻ｔ１では、実圧縮比が所定圧縮比より大きいので（図１６（Ｈ）；Ｓ１４でＮｏ）、スーパーチャージャ１１を駆動せずに、オーバーラップ期間を、エンジン回転速度に応じて自然吸気のときのオーバーラップ期間に制御する（図１６（Ｅ）；Ｓ１５）。なお、実圧縮比が高いときにスーパーチャージャ１１を駆動しないのは、実圧縮比が高いときに過給すると、ノッキングやプレイグニッションなどの異常燃焼を引き起こす可能性があるからである。
Next, in order to determine whether or not to drive the
時刻ｔ２で、実圧縮比が所定圧縮比より小さくなると（図１６（Ｈ）；Ｓ１４でＹｅｓ）、電磁クラッチをＯＮにしてスーパーチャージャ１１を駆動する（図１６（Ｄ）；Ｓ１６）。 When the actual compression ratio becomes smaller than the predetermined compression ratio at time t2 (FIG. 16 (H); Yes in S14), the electromagnetic clutch is turned on to drive the supercharger 11 (FIG. 16 (D); S16).
時刻ｔ３で、スーパーチャージャ１１の回転速度が所定回転速度より高くなると（図１６（Ｆ）；Ｓ１２でＹｅｓ）、バイパス弁２１を閉じる（図１６（Ｂ）；Ｓ１７）。
When the rotational speed of the
時刻ｔ４で、吸気コレクタ１４の内部圧力が所定圧力より高くなると（図１６（Ｃ）；Ｓ１８でＹｅｓ）、オーバーラップ期間を、エンジン回転速度に応じて過給時のオーバーラップ期間に制御する（図１６（Ｅ）；Ｓ１９）。
When the internal pressure of the
以上説明した本実施形態によれば、エンジン回転速度が低〜中回転時のオーバーラップ期間を、スーパーチャージャ１１の非駆動時よりも駆動時のほうが大きくなるようにした。これにより掃気効果が高まるので、エンジン回転速度が低〜中回転の運転状態における吸気（新気）の充填効率が高まる。その結果、エンジン出力が増大し、良好な加速を得ることができる。
According to the present embodiment described above, the overlap period when the engine rotation speed is low to medium rotation is set to be longer during driving than when the
また、上死点付近でのピストン速度をノーマルエンジンに比べて遅くして、ピストンが上死点付近に滞在する時間を長くした。これにより、掃気効果を高めることができる。 In addition, the piston speed near the top dead center was made slower than the normal engine, and the time that the piston stayed near the top dead center was lengthened. Thereby, the scavenging effect can be enhanced.
また、上死点付近でのピストン速度を、高圧縮比時よりも低圧縮比時のほうが遅くなるように圧縮比可変機構１００のリンク構成を設定した。すなわち、低圧縮比時の上死点付近でのピストン速度を高圧縮比時に比べて遅くして、低圧縮比時にピストンが上死点付近に滞在する期間を長くした。これにより、ガス量が増大する低圧縮比時における掃気効果を高めることができる。
In addition, the link configuration of the compression
このように、オーバーラップ期間のピストンモーションを適正化することで、エンジン回転速度が高回転のときであっても、排ガスを十分に掃気できる。 Thus, by optimizing the piston motion during the overlap period, the exhaust gas can be sufficiently scavenged even when the engine speed is high.
また、吸気弁のバルブリフト時の加速度を、下りの加速度よりも上りの加速度が大きくなるようにした。これにより、オーバーラップ時の吸気弁２１１の開口面積が拡大する。その結果、より多くの過給された新気をシリンダ内に取り込むことができるので、掃気効果を高めることができる。
In addition, the acceleration at the time of valve lift of the intake valve is set so that the upward acceleration is larger than the downward acceleration. Thereby, the opening area of the
（第２実施形態）
次に、図１７を参照して本発明の第２実施形態について説明する。本発明の第２実施形態は、排気弁３１のリフトカーブの下りの作動角を上りの作動角よりも短くした点で第１実施形態と相違する。以下、その相違点について説明する。なお、以下に示す各実施形態では前述した第１実施形態と同様の機能を果たす部分には、同一の符号を用いて重複する説明を適宜省略する。
(Second Embodiment)
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The second embodiment of the present invention is different from the first embodiment in that the downward operating angle of the lift curve of the
図１７は、本発明の第２実施形態による排気カム３２及びバルブリフタ３３の関係を示した図である。なお、図１７（Ａ）は排気カム３２及びバルブリフタ３３の正面図であり、図１７（Ｂ）はバルブリフタ頂面３３ａのカムトラベル（排気カムのカム面がバルブリフタ頂面と接触する領域）を示した図である。
FIG. 17 is a view showing the relationship between the
図１７（Ａ）（Ｂ）に示すように、本実施形態では、リフタ中心軸から径方向に所定量だけオフセットさせた位置に排気カム３２の軸心が位置するように排気カム３２を配置する。
As shown in FIGS. 17A and 17B, in this embodiment, the
排気弁３１のバルブリフトは、排気カム３２がカム軸を中心に回転し、カム面３２ａがＱOPENに達すると開始する。そして、カム面３２ａがＱPEAKに達したときにピークリフトとなり、ＱCLOSEに達したときにバルブリフトが終了する。このとき、カム軸心とＱOPEN及びＱPEAKとを結ぶ線で挟まれる角をθ１、カム軸心とＱPEAK及びＱCLOSEとを結ぶ線で挟まれる角をθ２とする。
The valve lift of the
そうすると、θ１＞θ２とすることで、図１７（Ｂ）に示すように、ＱPEAKからＱCLOSEまでのカムトラベルをＱOPENからＱPEAKまでのカムトラベルよりも短くできる。すなわち、排気弁３１の下りの作動角を上りの作動角よりも短くできる。そうすると、カム軸の回転速度は一定なので、下りのときのリフト形状の傾きが上りのときのリフト形状の傾きよりも大きくなる。これにより、オーバーラップ期間における排気弁のリフト量が大きくなるので、オーバーラップ時の排気弁３１の開口面積を拡大できる。
Then, by setting θ1> θ2, the cam travel from Q PEAK to Q CLOSE can be made shorter than the cam travel from Q OPEN to Q PEAK as shown in FIG. That is, the downward operating angle of the
以上説明した本実施形態によれば、第１実施形態の効果に加えて、排気弁３１の下りの作動角を上りの作動角よりも短くしてオーバーラップ期間における排気弁３１のリフト量が大きくした。これにより、オーバーラップ時の排気弁３１の開口面積を拡大できる。その結果、掃気できるガス量が増大するので、掃気効果を高めることができる。
According to the present embodiment described above, in addition to the effects of the first embodiment, the downward operation angle of the
（第３実施形態）
次に、図１８を参照して本発明の第３実施形態について説明する。本発明の第３実施形態は、遠心型の機械式過給機を用いた点で第１実施形態と相違する。以下、その相違点について説明する。
(Third embodiment)
Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The third embodiment of the present invention is different from the first embodiment in that a centrifugal mechanical supercharger is used. Hereinafter, the difference will be described.
図１８は、本発明の第３実施形態によるエンジンの吸気装置の概略構成図である。 FIG. 18 is a schematic configuration diagram of an engine intake device according to a third embodiment of the present invention.
吸気通路１０には、スーパーチャージャ４１が設けられる。スーパーチャージャ４１は、クランクシャフトによって駆動される遠心型の機械式過給機である。スーパーチャージャ４１は、ベルトプーリ４１ａに電磁クラッチを内蔵している。この電磁クラッチをＯＮにすると、スーパーチャージャ４１がクランクシャフトによって駆動され、過給を開始する。一方、電磁クラッチをＯＦＦにすると、スーパーチャージャ４１はクランクシャフトの回転から切り離され作動を停止する。
A supercharger 41 is provided in the
また、吸気通路１０には、スーパーチャージャ４１で過給された空気をスーパーチャージャ４１の上流側の吸気通路１０ａに戻すリサーキュレーション通路４２が設けられる。リサーキュレーション通路４２には、リサーキュレーション通路４２を開閉するリサーキュレーション弁４３が設けられる。リサーキュレーション弁４３は、圧力比が高くなり過ぎると過給された空気を上流側の吸気通路１０ａに還流させる。これにより、過給圧の過増大を防止して、減速時のサージ音の発生等を防止している。
Further, the
図１９は、エンジン回転速度と圧力比との関係を、本実施形態による遠心型のスーパーチャージャ４１と第１実施形態による容積型のスーパーチャージャ１１とで比較して示した図である。
FIG. 19 is a diagram showing the relationship between the engine speed and the pressure ratio in the centrifugal supercharger 41 according to the present embodiment and the
図１９に示すように、エンジン回転速度が低回転のときは、遠心型は遠心力を利用するので過給圧は上がらず圧力比は低いままである。一方で、容積型は、エンジン回転速度に比例して圧力比が増加する。そのため、エンジン回転速度が低回転のときは遠心型より容積型のほうが圧力比は高くなる。そして、エンジン回転速度が高くなると、遠心型のほうが圧力比は高くなる。 As shown in FIG. 19, when the engine rotation speed is low, the centrifugal type uses centrifugal force, so the supercharging pressure does not increase and the pressure ratio remains low. On the other hand, in the positive displacement type, the pressure ratio increases in proportion to the engine rotation speed. Therefore, when the engine rotation speed is low, the pressure ratio is higher in the positive displacement type than in the centrifugal type. When the engine speed increases, the centrifugal type has a higher pressure ratio.
ところで、図５を参照して前述したように、ピストンストローク特性を単振動に近づけると、上死点近傍のピストン滞在期間は長くなるが、下死点近傍のピストン滞在期間は短くなる。そうすると、エンジン回転速度が低回転のときは吸気の動的効果を有効に活用でき体積効率が向上するが、高回転のときは吸気の動的効果により体積効率が低減することになる。そのため、ピストンストローク特性を単振動に近づけると、高回転時のエンジントルクが低下する。 By the way, as described above with reference to FIG. 5, when the piston stroke characteristic is brought close to simple vibration, the piston stay period near the top dead center becomes longer, but the piston stay period near the bottom dead center becomes shorter. Then, when the engine speed is low, the dynamic effect of intake air can be effectively utilized and the volume efficiency is improved. However, when the engine rotation speed is high, the volume efficiency is reduced due to the dynamic effect of intake air. Therefore, when the piston stroke characteristic is brought close to simple vibration, the engine torque at the time of high rotation is reduced.
そこで、本実施形態のように遠心型のスーパーチャージャ４１を用いることで、容積型のスーパーチャージャ１１を用いたときよりも、高回転時の圧力比を大きくできるので、高回転時の充填効率をあげてエンジントルクの低下を抑制することができる。
Therefore, by using the centrifugal supercharger 41 as in the present embodiment, the pressure ratio at the time of high rotation can be made larger than when the
図２０は、スーパーチャージャ４１の駆動時及び非駆動時におけるエンジン回転速度に応じたオーバーラップ期間を示した図である。 FIG. 20 is a diagram showing an overlap period according to the engine rotation speed when the supercharger 41 is driven and when it is not driven.
図１９を参照して前述したように、遠心型のスーパーチャージャ４１を用いると、エンジン回転速度が低回転のときは、圧力比は低いままなので過給圧により掃気効果は容積型のスーパーチャージャ１１を用いたときよりも低くなる。そのため、スーパーチャージャ４１を駆動しているときであっても、エンジン回転速度が低〜中回転のときはオーバーラップ期間を小に設定する。 As described above with reference to FIG. 19, when the centrifugal supercharger 41 is used, when the engine speed is low, the pressure ratio remains low, so the scavenging effect is obtained by the supercharging pressure. It becomes lower than when using. Therefore, even when the supercharger 41 is being driven, the overlap period is set to be small when the engine speed is low to medium.
以下では、加速時のスーパーチャージャ４１の駆動及びオーバーラップ期間の制御について説明する。 Hereinafter, driving of the supercharger 41 during acceleration and control of the overlap period will be described.
図２１は、本発明の第３実施形態による加速時のスーパーチャージャ４１の駆動及びオーバーラップ期間の制御を示すフローチャートである。 FIG. 21 is a flowchart showing driving of the supercharger 41 and control of the overlap period during acceleration according to the third embodiment of the present invention.
ステップＳ３０において、コントローラ３００は、エンジン回転速度が高回転か否かを判定する。具体的には、エンジン回転速度が所定回転速度より大きいか否かを判定する。コントローラ３００は、エンジン回転速度が所定回転速度より大きければステップＳ３４に処理を移行し、小さければステップＳ３１に処理を移行する。
In step S30, the
ステップＳ３１において、コントローラ３００は、スーパーチャージャ４１を駆動する。具体的には、電磁クラッチをオンとする。
In step S31, the
ステップＳ３２において、コントローラ３００は、吸気コレクタ１４の内部圧力が掃気効果を得ることができる圧力に達しているか否かを判定する。具体的には、吸気コレクタ１４の内部圧力が所定圧力より大きいか否かを判定する。コントローラ３００は、吸気コレクタ１４の内部圧力が所定圧力より大きければ、掃気効果を得ることができると判定して、ステップＳ３３に処理を移行する。一方、吸気コレクタ１４の内部圧力が所定圧力より小さければ、掃気効果を得ることができないと判定して、ステップＳ３５に処理を移行する。
In step S32, the
ステップＳ３３において、コントローラ３００は、オーバーラップ期間を過給時のオーバーラップ期間に設定する。
In step S33, the
ステップＳ３４において、コントローラ３００は、実圧縮比がスーパーチャージャ１１を駆動してもノッキングやプレイグニッションなどの異常燃焼を引き起こさない圧縮比か否かを判定する。具体的には、実圧縮比が所定圧縮比より小さいか否かを判定する。コントローラ３００は、実圧縮比が所定圧縮比より小さければ、スーパーチャージャ１１を駆動しても異常燃焼を引き起こさないと判定してステップＳ３１に処理を移行する。一方、実圧縮比が所定圧縮比より大きければ、スーパーチャージャ１１を駆動すると異常燃焼を引き起こすと判定してステップＳ３５に処理を移行する。
In step S34, the
ステップＳ３５において、コントローラ３００は、オーバーラップ期間を自然吸気時のオーバーラップ期間に設定する。
In step S35, the
図２２及び図２３は、本発明の第３実施形態による加速時のスーパーチャージャ４１の駆動及びオーバーラップ期間の制御の動作を示すタイムチャートである。図２２は加速時のエンジン回転速度が低回転だった場合のタイムチャートであり、図２３は加速時のエンジン回転速度が高回転だった場合のタイムチャートである。 22 and 23 are time charts showing the operation of driving the supercharger 41 and controlling the overlap period during acceleration according to the third embodiment of the present invention. FIG. 22 is a time chart when the engine speed during acceleration is low, and FIG. 23 is a time chart when the engine speed during acceleration is high.
まず図２２を参照して、加速時のエンジン回転速度が低回転の場合の動作について説明する。なお、図２１のフローチャートとの対応を明確にするため、フローチャートのステップ番号を併記して説明する。 First, with reference to FIG. 22, the operation when the engine speed during acceleration is low will be described. In addition, in order to clarify the correspondence with the flowchart of FIG. 21, description will be made with the step number of the flowchart.
時刻ｔ１で、アクセルが所定量（ＡＰＯ1）より多く踏み込まれると（図２２（Ａ）；Ｓ１０でＹｅｓ）、エンジン回転速度と実圧縮比とに応じてスーパーチャージャ４１を駆動するか否かを決定する（Ｓ３０、Ｓ３４）。時刻ｔ１では、エンジン回転速度が低回転なので（図２２（Ｆ）；Ｓ３０でＮｏ）、実圧縮比にかかわらず、スーパーチャージャ４１を駆動する（図２２（Ｃ）；Ｓ３１）。これは、エンジン回転速度が低回転であれば、スーパーチャージャ４１を駆動しても過給圧はあまり上がらないので、ノッキング等も発生しないからである。 When the accelerator is depressed more than a predetermined amount (APO 1 ) at time t1 (FIG. 22 (A); Yes in S10), it is determined whether or not to drive the supercharger 41 according to the engine speed and the actual compression ratio. Determine (S30, S34). At time t1, since the engine speed is low (FIG. 22 (F); No in S30), the supercharger 41 is driven regardless of the actual compression ratio (FIG. 22 (C); S31). This is because if the engine rotational speed is low, the supercharging pressure does not increase much even if the supercharger 41 is driven, so that knocking or the like does not occur.
そして次に、吸気コレクタ１４の内部圧力に応じてオーバーラップ期間を決定する（Ｓ３２）。時刻ｔ１では、吸気コレクタ１４の内部圧力は所定圧力より低いので（図２２（Ｂ）；Ｓ３２でＮｏ）、オーバーラップ期間を、エンジン回転速度に応じて自然吸気時のオーバーラップ期間に制御する（図２２（Ｄ）；Ｓ３５）。
Next, an overlap period is determined according to the internal pressure of the intake collector 14 (S32). At time t1, since the internal pressure of the
時刻ｔ２で、吸気コレクタ１４の内部圧力が所定圧力より高くなると（図２２（Ｂ）；Ｓ３２でＹｅｓ）、オーバーラップ期間を、エンジン回転速度に応じて過給時のオーバーラップ期間に制御する（図２２（Ｄ）；Ｓ３３）。
When the internal pressure of the
次に図２３を参照して、加速時のエンジン回転速度が高回転の場合の動作について説明する。 Next, with reference to FIG. 23, the operation when the engine speed during acceleration is high will be described.
時刻ｔ１で、アクセルが所定量（ＡＰＯ1）より多く踏み込まれると（図２３（Ａ）；Ｓ１０でＹｅｓ）、エンジン回転速度と実圧縮比とに応じてスーパーチャージャ４１を駆動するか否かを決定する（Ｓ３０，Ｓ３４）。時刻ｔ１では、エンジン回転速度が高回転で（図２３（Ｆ）；Ｓ３０でＹｅｓ）、かつ実圧縮比が所定圧縮比より大きいので（図２３（Ｇ）；Ｓ３４でＮｏ）、電磁クラッチをＯＦＦのままとして、スーパーチャージャ４１を駆動しない（図２３（Ｃ））。そのため、オーバーラップ期間は、エンジン回転速度に応じて自然吸気時のオーバーラップ期間に設定される（図２３（Ｄ）；Ｓ３５）。 When the accelerator is depressed more than the predetermined amount (APO 1 ) at time t1 (FIG. 23A; Yes in S10), whether or not to drive the supercharger 41 according to the engine speed and the actual compression ratio is determined. Determine (S30, S34). At time t1, since the engine speed is high (FIG. 23 (F); Yes in S30) and the actual compression ratio is larger than the predetermined compression ratio (FIG. 23 (G); No in S34), the electromagnetic clutch is turned off. As it is, the supercharger 41 is not driven (FIG. 23C). Therefore, the overlap period is set to the overlap period during natural intake according to the engine speed (FIG. 23D; S35).
時刻ｔ２で、実圧縮比が所定圧縮比より小さくなると（図２３（Ｇ）；Ｓ３４でＹｅｓ）、電磁クラッチをＯＮにしてスーパーチャージャ４１を駆動する（図２３（Ｃ）；Ｓ３１）。このとき、吸気コレクタ１４の内部圧力は所定圧力より低いので（図２３（Ｂ）；Ｓ３２でＮｏ）、オーバーラップ期間は自然吸気時のオーバーラップ期間に設定される（図２３（Ｄ）；Ｓ３５）。
When the actual compression ratio becomes smaller than the predetermined compression ratio at time t2 (FIG. 23 (G); Yes in S34), the electromagnetic clutch is turned on to drive the supercharger 41 (FIG. 23 (C); S31). At this time, since the internal pressure of the
時刻ｔ３で、吸気コレクタ１４の内部圧力が所定圧力より高くなると（図２３（Ｂ）；Ｓ３２でＹｅｓ）、オーバーラップ期間を、エンジン回転速度に応じて過給時のオーバーラップ期間に制御する（図２３（Ｄ）；Ｓ３３）。
When the internal pressure of the
以上説明した本実施形態によれば、遠心型のスーパーチャージャ４１を用いたので、高回転時の充填効率を上げることができる。そのため、第１実施形態の効果に加えて、ピストンストローク特性を単振動に近づけたときの高回転時におけるエンジントルクの低下を抑制することができる。 According to the present embodiment described above, since the centrifugal supercharger 41 is used, the charging efficiency at the time of high rotation can be increased. Therefore, in addition to the effects of the first embodiment, it is possible to suppress a decrease in engine torque at the time of high rotation when the piston stroke characteristics are brought close to simple vibration.
（第４実施形態）
次に、図２４を参照して本発明の第４実施形態について説明する。本発明の第４実施形態は、燃料をシリンダ内に直接噴射する点で第１実施形態と相違する。以下その相違点について説明する。
(Fourth embodiment)
Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The fourth embodiment of the present invention is different from the first embodiment in that fuel is directly injected into a cylinder. The differences will be described below.
図２４は、排気弁閉時期ＥＶＣと燃料噴射時期との関係を示した図である。 FIG. 24 is a diagram showing the relationship between the exhaust valve closing timing EVC and the fuel injection timing.
シリンダ内に直接燃料を噴射することとした場合、オーバーラップ期間に燃料を噴射すると、噴射した燃料が排気通路に吹き抜けることがある。したがって、オーバーラップ期間を拡大して排気弁閉時期ＥＶＣを遅角したときは、それに応じて排気弁閉時期ＥＶＣよりも燃料噴射時期が遅くなるように、燃料噴射時期を遅角する。 When fuel is directly injected into the cylinder, if the fuel is injected during the overlap period, the injected fuel may blow through the exhaust passage. Therefore, when the overlap period is extended and the exhaust valve closing timing EVC is retarded, the fuel injection timing is delayed so that the fuel injection timing is later than the exhaust valve closing timing EVC.
一方、高圧縮比に設定したときは、低圧縮比のときよりも噴射燃料がピストン冠面に付着しやすい。したがって、高圧縮比に設定したときは、低圧縮比のときよりも燃料噴射時期を遅角する。これにより、噴射燃料がピストン冠面に付着することを防止できる。 On the other hand, when the high compression ratio is set, the injected fuel is more likely to adhere to the piston crown than at the low compression ratio. Therefore, when the high compression ratio is set, the fuel injection timing is retarded as compared with the low compression ratio. Thereby, it is possible to prevent the injected fuel from adhering to the piston crown surface.
以上説明した本実施形態によれば、第１実施形態の効果に加えて、噴射燃料を有効に活用でき、燃費の向上が図れる。 According to the present embodiment described above, in addition to the effects of the first embodiment, the injected fuel can be used effectively, and the fuel consumption can be improved.
なお、本発明は上記の実施形態に限定されずに、その技術的な思想の範囲内において種々の変更がなしうることは明白である。 Note that the present invention is not limited to the above-described embodiment, and it is obvious that various modifications can be made within the scope of the technical idea.
例えば、高圧縮比時よりも低圧縮比時のほうが掃気しなければならない排気が増加するので、低圧縮比になるにつれてオーバーラップ期間を拡大してもよい。これにより、掃気効果が向上する。 For example, since the amount of exhaust that must be scavenged increases at the time of the low compression ratio than at the time of the high compression ratio, the overlap period may be expanded as the compression ratio becomes low. Thereby, the scavenging effect is improved.
１１ スーパーチャージャ（過給手段）
３１ 排気弁
３２ 排気カム
３３ バルブリフタ
４１ スーパーチャージャ（過給手段）
１００ 圧縮比可変機構（ピストン速度調整手段）
１１１ アッパリンク（第１リンク）
１１２ ロアリンク（第２リンク）
１１３ コントロールリンク（第３リンク）
１１４ コントロールシャフト
１２０ シリンダ
１２１ クランクシャフト
１２２ ピストン
１２４ ピストンピン
２００ 吸気弁可変動弁機構（オーバーラップ期間設定手段）
２１１ 吸気弁
２１３ 駆動軸
２１９ バルブリフタ
２２０ 揺動カム
３００ コントローラ
Ｓ１９ 排ガス掃気手段
Ｓ３３ 排ガス掃気手段
11 Supercharger (supercharger)
31
100 Compression ratio variable mechanism (piston speed adjusting means)
111 Upper link (first link)
112 Lower link (second link)
113 Control link (3rd link)
114
211
Claims (12)
吸気系に設けられ、大気圧よりも高圧の空気を前記シリンダに供給する過給手段と、
吸気弁開時期及び排気弁閉時期の双方、又は一方を制御してオーバーラップ期間を設定するオーバーラップ期間設定手段と、
前記過給手段によって大気圧よりも高圧の空気が前記シリンダに供給されているときは、前記オーバーラップ期間を拡大して前記シリンダ内の排ガスを掃気する排ガス掃気手段と、
を備えたことを特徴とするエンジン。 With a piston that reciprocates in a cylinder, and a single connecting rod engine with a slow speed near the top dead center position when comparing the crank journal center and piston pin center in the cylinder axial direction. There,
A supercharging means provided in the intake system for supplying air having a pressure higher than atmospheric pressure to the cylinder;
An overlap period setting means for setting an overlap period by controlling both or one of the intake valve opening timing and the exhaust valve closing timing;
When air having a pressure higher than atmospheric pressure is supplied to the cylinder by the supercharging means, an exhaust gas scavenging means for expanding the overlap period and scavenging exhaust gas in the cylinder;
An engine characterized by comprising
過給が行われ、バルブオーバラップ期間が拡大されるときに、前記ピストン速度調整手段によって、前記ピストンの上死点付近のピストン速度が低下させられる
ことを特徴とする請求項１に記載のエンジン。 A piston speed adjusting means for changing the speed near the top dead center position of the piston;
The engine according to claim 1, wherein when the supercharging is performed and the valve overlap period is enlarged, the piston speed near the top dead center of the piston is decreased by the piston speed adjusting means. .
一端が前記ピストンにピストンピンを介して連結される第１リンクと、
一端が前記第１リンクの他端に連結されるとともに、クランクシャフトに回転自由に装着される第２リンクと、
一端が前記第２リンクの他端に連結される第３リンクと、
回転中心軸に対して偏心した偏心軸部を有し、その偏心軸部に前記第３リンクの他端を揺動自由に連結するコントロールシャフトと、
を備え、
前記コントロールシャフトを回転して前記偏心軸部を上下動することで前記ピストンの上死点位置を変化させて圧縮比を変更し、圧縮比の低下に伴いピストンの上死点位置付近の速度が低下するよう変化させる圧縮比可変機構である
ことを特徴とする請求項１又は２に記載のエンジン。 The piston speed adjusting means is
A first link having one end connected to the piston via a piston pin;
A second link connected at one end to the other end of the first link and rotatably mounted on the crankshaft;
A third link having one end connected to the other end of the second link;
A control shaft that has an eccentric shaft portion that is eccentric with respect to the rotation center shaft, and to which the other end of the third link is connected to the eccentric shaft portion so as to freely swing;
With
By rotating the control shaft and moving the eccentric shaft part up and down, the top dead center position of the piston is changed to change the compression ratio, and as the compression ratio decreases, the speed near the top dead center position of the piston The engine according to claim 1, wherein the engine is a variable compression ratio mechanism that changes so as to decrease.
ことを特徴とする請求項３に記載のエンジン。 The piston stroke characteristics are set so that the absolute value of the velocity near the top dead center position of the piston is substantially equal to the absolute value of the velocity near the bottom dead center position, or the absolute value of the velocity near the top dead center position of the piston. 4. The engine according to claim 3, wherein the link configuration of the first link, the second link, and the third link is set so that is smaller than an absolute value of the speed near bottom dead center.
エンジン回転に連動して回転する駆動軸と、
前記駆動軸に回転自在に支持されるとともに、吸気弁のバルブリフタに当接し、揺動運動によってそのバルブリフタを介して吸気弁をリフトさせる揺動カムと、
を備え、
前記駆動軸の回転運動を複数のリンクを介して前記揺動運動に変換することによって、前記吸気弁のリフトカーブの上り加速度が下り加速度より大きくなるようにし、前記揺動カムの位相を連続的に変化させることで吸気弁のバルブリフト量を連続的に変化させる可変動弁機構である
ことを特徴とする請求項１から４までのいずれか１つに記載のエンジン。 The overlap period setting means includes
A drive shaft that rotates in conjunction with engine rotation;
A swing cam that is rotatably supported by the drive shaft, contacts the valve lifter of the intake valve, and lifts the intake valve through the valve lifter by a swinging motion;
With
By converting the rotational motion of the drive shaft into the swing motion through a plurality of links, the upward acceleration of the lift curve of the intake valve is made larger than the downward acceleration, and the phase of the swing cam is continuously changed. The engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the engine is a variable valve mechanism that continuously changes the valve lift amount of the intake valve by changing the valve lift.
圧縮比が低圧縮比であるほど、オーバーラップ期間を拡大して前記シリンダ内の排ガスを掃気する
ことを特徴とする請求項１から５までのいずれか１つに記載のエンジン。 The exhaust gas scavenging means includes
The engine according to any one of claims 1 to 5, wherein as the compression ratio is lower, the overlap period is extended to scavenge the exhaust gas in the cylinder.
実圧縮比が所定圧縮比より小さくなるまではその過給機の駆動を禁止する過給機駆動禁止手段を備える
ことを特徴とする請求項１から６までのいずれか１つに記載のエンジン。 The supercharging means is a positive displacement mechanical supercharger driven by an output shaft of an engine via a clutch,
The engine according to any one of claims 1 to 6, further comprising supercharger drive prohibiting means for prohibiting driving of the supercharger until the actual compression ratio becomes smaller than a predetermined compression ratio.
エンジン回転速度が高回転のときは、実圧縮比が所定圧縮比より小さくなるまではその過給機の駆動を禁止する過給機駆動禁止手段を備える
ことを特徴とする請求項１から６までのいずれか１つに記載のエンジン。 The supercharging means is a centrifugal mechanical supercharger driven by an output shaft of an engine via a clutch,
7. A supercharger drive prohibiting means for prohibiting driving of the supercharger until the actual compression ratio becomes smaller than a predetermined compression ratio when the engine speed is high. The engine according to any one of the above.
ことを特徴とする請求項８に記載のエンジン。 The engine according to claim 8, wherein when the engine speed is low, the supercharger is driven regardless of an actual compression ratio.
前記カムシャフト軸心を前記バルブリフの中心軸から径方向に所定量オフセットすることで、排気弁のリフトカーブの下りの作動角を上りの作動角よりも小さくした
ことを特徴とする請求項１から９までのいずれか１つに記載のエンジン。 Provided on the camshaft that rotates in conjunction with engine rotation, has an exhaust cam that contacts the valve lifter of the exhaust valve and lifts the exhaust valve through the valve lifter,
2. The downward operating angle of the lift curve of the exhaust valve is made smaller than the upward operating angle by offsetting the camshaft axis by a predetermined amount in the radial direction from the central axis of the valve riff. The engine according to any one of 9 to 9.
排気弁閉時期が遅角するほど、燃料噴射時期を遅角させる
ことを特徴とする請求項１から１０までのいずれか１つに記載のエンジン。 It has a fuel injection valve that injects fuel directly into the cylinder,
The engine according to any one of claims 1 to 10, wherein the fuel injection timing is retarded as the exhaust valve closing timing is retarded.
圧縮比が高圧縮比になるほど、燃料噴射時期を遅角させる
ことを特徴とする請求項１から１１までのいずれか１つに記載のエンジン。 It has a fuel injection valve that injects fuel directly into the cylinder,
The engine according to any one of claims 1 to 11, wherein the fuel injection timing is retarded as the compression ratio becomes higher.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2007316263A JP4968031B2 (en) | 2007-12-06 | 2007-12-06 | engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2007316263A JP4968031B2 (en) | 2007-12-06 | 2007-12-06 | engine |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2009138638A JP2009138638A (en) | 2009-06-25 |
| JP4968031B2 true JP4968031B2 (en) | 2012-07-04 |
Family
ID=40869500
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2007316263A Active JP4968031B2 (en) | 2007-12-06 | 2007-12-06 | engine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP4968031B2 (en) |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP5549603B2 (en) * | 2011-01-12 | 2014-07-16 | トヨタ自動車株式会社 | Control device for internal combustion engine |
| WO2013141089A1 (en) * | 2012-03-23 | 2013-09-26 | 日産自動車株式会社 | Control method and control device of internal combustion engine |
Family Cites Families (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2761004B2 (en) * | 1988-10-25 | 1998-06-04 | マツダ株式会社 | Control device for supercharged engine |
| JP3968957B2 (en) * | 2000-06-02 | 2007-08-29 | 日産自動車株式会社 | Internal combustion engine |
| JP2006183462A (en) * | 2004-12-24 | 2006-07-13 | Nissan Motor Co Ltd | Brayton cycle engine |
-
2007
- 2007-12-06 JP JP2007316263A patent/JP4968031B2/en active Active
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2009138638A (en) | 2009-06-25 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP3979081B2 (en) | Combustion control system for internal combustion engine | |
| US6792924B2 (en) | Engine control system of internal combustion engine with variable compression ratio mechanism and exhaust-gas recirculation control system | |
| US6397800B2 (en) | Valve control device of internal combustion engine | |
| JP5114046B2 (en) | Variable expansion ratio engine | |
| US7481199B2 (en) | Start control apparatus of internal combustion engine | |
| JP4682713B2 (en) | Engine intake control device | |
| US6516757B2 (en) | Internal combustion engine with a supercharger and an improved piston crank mechanism | |
| US20060037578A1 (en) | Cylinder cutoff control apparatus of internal combustion engine | |
| JP4682697B2 (en) | Engine intake control device | |
| JP2007239555A (en) | Internal combustion engine | |
| JP2012132345A (en) | Control device for internal combustion engine | |
| JP4168756B2 (en) | Control device for internal combustion engine | |
| JP4135394B2 (en) | Control device for internal combustion engine | |
| JP2007231831A (en) | Intake control method and intake control device for engine | |
| JP2002089341A (en) | Control device for internal combustion engine in vehicle | |
| JP3977374B2 (en) | Valve mechanism for internal combustion engine | |
| JP2007239550A (en) | Compression ratio variable engine | |
| JP4968031B2 (en) | engine | |
| JP2007239553A (en) | Two-stroke engine | |
| JP4941168B2 (en) | Supercharged engine and supercharger input torque control device for supercharged engine | |
| JP4622431B2 (en) | Variable valve gear for engine | |
| JP4604358B2 (en) | Internal combustion engine and control system thereof | |
| JP2009036144A (en) | Two cycle internal combustion engine | |
| JP5114077B2 (en) | Supercharged engine | |
| JPWO2019003326A1 (en) | Control method and control device for internal combustion engine |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20101126 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20111227 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20120104 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20120306 |
|
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20120319 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20150413 Year of fee payment: 3 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Ref document number: 4968031 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |