JP5310747B2 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents
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Description
斯かる火花点火式内燃機関では、機関低負荷運転時には機械圧縮比(膨張比)を20以上とすると共に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れた時期とすることで機械圧縮比に対して実圧縮比を比較的低く維持し、実圧縮比が高くなることによるノッキングの発生を抑制しつつ、極めて高い熱効率を実現している。
ところで、燃焼室内への吸入空気量を減少させるべく吸気弁の閉弁時期を吸気下死点から離れるように遅角させると、一旦燃焼室内に吸入された吸気ガスの一部が上昇するピストンに押し出されて機関吸気通路内に吹き返される。機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返し量は吸気弁の閉弁時期を遅角させるほど多くなり、また機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返しの強さは吸気弁の閉弁時期を遅角させるほど強くなる。特開2007−303423号公報に記載された火花点火式内燃機関では、吸気弁の閉弁時期を極端に遅角させる場合があり、このような場合には吸気ガスの吹き返し量は極めて多く、また吸気ガスの吹き返しの強さは極めて強くなる。
このように吸気ガスの吹き返しが多く且つ強い状況下において、排気ガスの一部を再び燃焼室内に流入させる排気再循環(EGR)が行われると、気筒間でのEGRガスの分配悪化や、気筒間でのデポジットの付着程度のバラツキ等が生じる。
すなわち、機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返しが多く且つ強いと、吸気ガスの一部はサージタンク(すなわち、吸気枝管の集合部)まで吹き返される。この場合、サージタンクまで吹き返された吸気ガスの一部は、元の気筒内ではなく、例えば元の気筒に隣接する気筒や吸気ガスがサージタンク内にまで吹き返された時に吸気行程中となっている気筒内に吸入される。
このとき、EGRを行っていると、機関吸気通路内へ吹き返される吸気ガス中にはEGRガスが含まれることになる。したがって、機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返しが多く且つ強いと、EGRガスの一部は、元の気筒内ではなく、元の気筒に隣接する気筒や吸気ガスがサージタンク内にまで吹き返された時に吸気行程中となっている気筒内に吸入されることになる。元の気筒とは異なる気筒に吸入されるEGRガスの量はサージタンク内での吸気ガスの流れや吸気行程が行われる順序等に応じて変わり、このため吸気ガス中のEGRガス量が多くなる気筒と吸気ガス中のEGRガス量が少なくなる気筒とができてしまう。
この結果、気筒間でEGRガス量にバラツキが生じ、これに伴って気筒間で空燃比にバラツキが生じる。さらに、EGRガスの流通量が多いほど吸気ポートの壁面上にデポジットが付着し易いことから、EGRガス量の多くなる気筒では吸気ポートの壁面上へのデポジットの付着量が多くなると共に、EGRガス量の少なくなる気筒では吸気ポートの壁面上へのデポジットの付着量が少なくなり、気筒間で吸気ガスに対する吸気抵抗が異なるものとなってしまう。このように、気筒間で空燃比や吸気抵抗にバラツキが生じると、燃焼の悪化や燃費の悪化を招いてしまう。
本発明は、上記課題を解決するための手段として、請求の範囲の各請求項に記載された火花点火式内燃機関を提供する。
本発明の1番目の態様では、吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、排気ガスの一部をEGRガスとして再び燃焼室内に流入させるEGR機構とを具備し、吸気弁の閉弁時期が特定の閉弁時期よりも遅角側の領域において、吸気弁の閉弁時期が遅角側にあるほどEGR率が減少するようにEGR機構が制御される。
本発明の2番目の態様では、機関負荷が高いときには低いときに比べてEGRガス量を減少させる程度を小さくする。
本発明の3番目の態様では、機関回転数が高いときには低いときに比べてEGRガス量を減少させる程度を小さくする。
本発明の4番目の態様では、機関冷却水の温度が高いときには低いときに比べてEGRガス量を減少させる程度を小さくする。
本発明の5番目の態様では、燃料中のエタノール濃度が高いときには低いときに比べてEGRガス量を減少させる程度を小さくする。
本発明の6番目の態様では、燃焼室内に供給すべきEGRガス量は、吸気弁の閉弁時期に加えて、機関冷却水の温度に基づいて算出され、上記EGR機構は、吸気弁の閉弁時期に基づいて算出されたEGRガス量と、機関冷却水の温度に基づいて算出されたEGRガス量とのうち少ない方のEGRガス量となるように制御される。
本発明の7番目の態様では、上記EGR機構は、機関排気通路と機関吸気通路とに連通したEGR通路と、該EGR通路に設けられたEGR弁とを具備し、EGRガス量を減少させるときには、EGR弁の開度を小さくする。
本発明の8番目の態様では、上記EGR弁は、サージタンク内にまで戻されるEGRガス量が一定量以下となるように、その開度が制御される。
本発明の9番目の態様では、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構をさらに具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる。
本発明の10番目の態様では、機関低負荷運転時には機械圧縮比が最大機械圧縮比とされる。
本発明の11番目の態様では、機関低負荷運転時には膨張比が20以上とされる。
本発明の12番目の態様では、吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、排気ガスの一部をEGRガスとして再び燃焼室内に流入させるEGR機構とを具備し、吸気弁の閉弁時期が遅角側にあるときには進角側にあるときに比べてEGRガス量を減少させ、燃焼室内に供給すべきEGRガス量は、吸気弁の閉弁時期に加えて、機関冷却水の温度に基づいて算出され、上記EGR機構は、吸気弁の閉弁時期に基づいて算出されたEGRガス量と、機関冷却水の温度に基づいて算出されたEGRガス量とのうち少ない方のEGRガス量となるように制御される。
以下、添付図面と本発明の好適な実施形態の記載から、本発明を一層十分に理解できるであろう。
図2は、可変圧縮比機構の分解斜視図である。
図3A及び図3Bは、図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
図4は、可変バルブタイミング機構を示す図である。
図5A及び図5Bは、吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
図6A〜図6Cは、機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
図7は、理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
図8A及び図8Bは、通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。
図9は、機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
図10A及び図10Bは、吸気ガスが燃焼室内から機関吸気通路内へ吹き返される様子を示す図である。
図11は、吸気ガスの吹き返しと気筒間の機関空燃比のズレとの関係を説明するための図である。
図12は、吸気弁の閉弁時期とEGR弁の目標開度との関係を示す図である。
図13A及び図13Bは、EGR弁の目標開度を算出するために用いられる各種マップを示す図である。
図14は、EGR弁の目標開度を算出するために用いられるマップを示す図である。
図15は、第一実施形態におけるEGR弁開度制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
図16吸気弁の閉弁時期とEGR弁の目標開度との関係を示す図である。
図17A〜図17Cは、機関回転数、機関負荷、エタノール濃度と吸気弁の閉弁時期の補正係数との関係を示す図である。
図18は、第二実施形態におけるEGR弁開度制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
図19A及び図19Bは、機関冷却水の温度に基づいたEGR弁開度が算出弁の目標開度を算出するために用いられるマップを示す図である。
図20は、第三実施形態におけるEGR弁開度制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
図21は、吸気ガス中の供給されるEGRガス量と、吸気弁閉弁の遅角ガード時期との関係を示す図である。
図22は、機関負荷が比較的低い領域における機関負荷に応じた吸気弁7の閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比の各変化を示している。
図23は、第四実施形態における運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
2…シリンダブロック
3…シリンダヘッド
4…ピストン
5…燃焼室
7…吸気弁
70…吸気弁駆動用カムシャフト
A…可変圧縮比機構
B…可変バルブタイミング機構
図1に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
図1を参照すると、1はクランクケース、2はシリンダブロック、3はシリンダヘッド、4はピストン、5は燃焼室、6は燃焼室5の頂面中央部に配置された点火プラグ、7は吸気弁、8は吸気ポート、9は排気弁、10は排気ポートをそれぞれ示す。吸気ポート8は吸気枝管11を介してサージタンク12に連結され、各吸気枝管11にはそれぞれ対応する吸気ポート8内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁13が配置される。なお、燃料噴射弁13は各吸気枝管11に取付ける代りに各燃焼室5内に配置してもよい。
サージタンク12は吸気ダクト14を介してエアクリーナ15に連結され、吸気ダクト14内にはアクチュエータ16によって駆動されるスロットル弁17と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器18とが配置される。一方、排気ポート10は排気マニホルド19を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ20に連結され、排気マニホルド19内には空燃比センサ21が配置される。
排気マニホルド19と吸気枝管11(または、吸気ポート8)とは再循環排気ガス(以下、EGRガスという)用のEGR通路23を介して互いに連結され、このEGR通路23内にはEGR制御弁24が配置される。またEGR通路23周りにはEGR通路23内を流れるEGRガスを冷却するためのEGR冷却装置25が配置される。図1に示した内燃機関ではEGR冷却装置25内に機関冷却水が導かれ、この機関冷却水によりEGRガスが冷却される。なお、以下の説明では、吸気ポート8、吸気枝管11、サージタンク12、吸気ダクト14をまとめて機関吸気通路と称する。
一方、図1に示される実施形態ではクランクケース1とシリンダブロック2との連結部にクランクケース1とシリンダブロック2のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積を変更可能な可変圧縮比機構Aが設けられており、さらに吸気弁7の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構Bが設けられている。
電子制御ユニット30はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス31によって互いに接続されたROM(リードオンリメモリ)32、RAM(ランダムアクセスメモリ)33、CPU(マイクロプロセッサ)34、入力ポート35および出力ポート36を具備する。吸入空気量検出器18の出力信号、空燃比センサ21の出力信号はそれぞれ対応するAD変換器37を介して入力ポート35に入力される。また、アクセルペダル40にはアクセルペダル40の踏込み量に比例した出力電圧を発生する負荷センサ41が接続され、負荷センサ41の出力電圧は対応するAD変換器37を介して入力ポート35に入力される。さらに入力ポート35にはクランクシャフトが例えば30°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ42が接続される。一方、出力ポート36は対応する駆動回路38を介して点火プラグ6、燃料噴射弁13、スロットル弁駆動用アクチュエータ16、EGR制御弁24、可変圧縮比機構Aおよび可変バルブタイミング機構Bに接続される。
図2は図1に示す可変圧縮比機構Aの分解斜視図を示しており、図3A及び図3Bは図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図2を参照すると、シリンダブロック2の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部50が形成されており、各突出部50内にはそれぞれ断面円形のカム挿入孔51が形成されている。一方、クランクケース1の上壁面上には互いに間隔を隔ててそれぞれ対応する突出部50の間に嵌合せしめられる複数個の突出部52が形成されており、これらの各突出部52内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔53が形成されている。
図2に示されるように一対のカムシャフト54、55が設けられており、各カムシャフト54、55上には一つおきに各カム挿入孔51内に回転可能に挿入される円形カム56が固定されている。これらの円形カム56は各カムシャフト54、55の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム56間には図3A及び図3Bにおいてハッチングで示すように各カムシャフト54、55の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸57が延びており、この偏心軸57上に別の円形カム58が偏心して回転可能に取付けられている。図2に示されるようにこれら円形カム58は各円形カム56間に配置されており、これら円形カム58は対応する各カム挿入孔53内に回転可能に挿入されている。
図3Aに示すような状態から各カムシャフト54、55上に固定された円形カム56を図3Aにおいて実線の矢印で示されるように互いに反対方向に回転させると偏心軸57が下方中央に向けて移動するために円形カム58がカム挿入孔53内において図3Aの破線の矢印に示すように円形カム56とは反対方向に回転し、図3Bに示されるように偏心軸57が下方中央まで移動すると円形カム58の中心が偏心軸57の下方へ移動する。
図3Aと図3Bとを比較するとわかるようにクランクケース1とシリンダブロック2の相対位置は円形カム56の中心と円形カム58の中心との距離によって定まり、円形カム56の中心と円形カム58の中心との距離が大きくなるほどシリンダブロック2はクランクケース1から離れる。シリンダブロック2がクランクケース1から離れるとピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積は増大し、したがって各カムシャフト54、55を回転させることによってピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積を変更することができる。
図2に示されるように各カムシャフト54、55をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ59の回転軸にはそれぞれ螺旋方向が逆向きの一対のウォームギア61、62が取付けられており、これらウォームギア61、62と噛合する歯車63、64がそれぞれ各カムシャフト54、55の端部に固定されている。本実施形態では駆動モータ59を駆動することによってピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積を広い範囲に亘って変更することができる。なお、図1から図3Bに示される可変圧縮比機構Aは一例を示すものであっていかなる形式の可変圧縮比機構でも用いることができる。
一方、図4は図1において吸気弁7を駆動するためのカムシャフト70に対して設けられている可変バルブタイミング機構Bを示している。図4に示したように可変バルブタイミング機構Bはカムシャフト70の一端に取付けられてカムシャフト70のカムの位相を変更するためのカム位相変更部B1と、カムシャフト70と吸気弁7のバルブリフタ26との間に配置されてカムシャフト70のカムの作用角を異なる作用角に変更して吸気弁7に伝達するカム作用角変更部B2から構成されている。なお、カム作用角変更部B2については図4に側面断面図と平面図とが示されている。
まず初めに可変バルブタイミング機構Bのカム位相変更部B1について説明すると、このカム位相変更部B1は機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ71と、タイミングプーリ71と一緒に回転する円筒状ハウジング72と、カムシャフト70と一緒に回転し且つ円筒状ハウジング72に対して相対回転可能な回転軸73と、円筒状ハウジング72の内周面から回転軸73の外周面まで延びる複数の仕切壁74と、各仕切壁74の間で回転軸73の外周面から円筒状ハウジング72の内周面まで延びるベーン75とを具備しており、各ベーン75の両側にはそれぞれ進角用油圧室76と遅角用油圧室77とが形成されている。
各油圧室76、77への作動油の供給制御は作動油供給制御弁78によって行われる。この作動油供給制御弁78は各油圧室76、77にそれぞれ連結された油圧ポート79、80と、油圧ポンプ81から吐出された作動油の供給ポート82と、一対のドレインポート83、84と、各ポート79、80、82、83、84間の連通遮断制御を行うスプール弁85とを具備している。
カムシャフト70のカムの位相を進角すべきときは図4においてスプール弁85が下方に移動せしめられ、供給ポート82から供給された作動油が油圧ポート79を介して進角用油圧室76に供給されると共に遅角用油圧室77内の作動油がドレインポート84から排出される。このとき回転軸73は円筒状ハウジング72に対して矢印X方向に相対回転せしめられる。
これに対し、カムシャフト70のカムの位相を遅角すべきときは図4においてスプール弁85が上方に移動せしめられ、供給ポート82から供給された作動油が油圧ポート80を介して遅角用油圧室77に供給されると共に進角用油圧室76内の作動油がドレインポート83から排出される。このとき回転軸73は円筒状ハウジング72に対して矢印Xと反対方向に相対回転せしめられる。
回転軸73が円筒状ハウジング72に対して相対回転せしめられているときにスプール弁85が図4に示した中立位置に戻されると回転軸73の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸73はそのときの相対回転位置に保持される。したがってカム位相変更部B1によって図5Aに示したようにカムシャフト70のカムの位相を所望の量だけ進角又は遅角させることができる。すなわち、カム位相変更部B1によって吸気弁7の開弁時期を任意に進角又は遅角させることができることになる。
次に可変バルブタイミング機構Bのカム作用角変更部B2について説明すると、このカム作用角変更部B2はカムシャフト70と平行に並列配置され且つアクチュエータ91によって軸線方向に移動せしめられる制御ロッド90と、カムシャフト70のカム92と係合し且つ制御ロッド90上に形成された軸線方向に延びるスプライン93に摺動可能に嵌合せしめられている中間カム94と、吸気弁7を駆動するためにバルブリフタ26と係合し且つ制御ロッド90上に形成された螺旋状に延びるスプライン95に摺動可能に嵌合する揺動カム96とを具備しており、揺動カム96上にはカム97が形成されている。
カムシャフト70が回転するとカム92によって中間カム94が常に一定の角度だけ揺動せしめられ、このとき揺動カム96も一定の角度だけ揺動せしめられる。一方、中間カム94及び揺動カム96は制御ロッド90の軸線方向には移動不能に支持されており、したがって制御ロッド90がアクチュエータ91によって軸線方向に移動せしめられたときに揺動カム96は中間カム94に対して相対回転せしめられることになる。
中間カム94と揺動カム96との相対回転位置関係によりカムシャフト70のカム92が中間カム94と係合し始めたときに揺動カム96のカム97がバルブリフタ26と係合し始める場合には図5Bにおいてaで示したように吸気弁7の開弁期間及びリフトは最も大きくなる。これに対し、アクチュエータ91によって揺動カム96が中間カム94に対して図4の矢印Y方向に相対回転せしめられると、カムシャフト70のカム92が中間カム94に係合した後、暫らくしてから揺動カム96のカム97がバルブリフタ26と係合する。この場合には図5Bにおいてbで示したように吸気弁7の開弁期間及びリフト量はaに比べて小さくなる。
揺動カム96が中間カム94に対して図4の矢印Y方向にさらに相対回転せしめられると図5Bにおいてcで示したように吸気弁7の開弁期間及びリフト量はさらに小さくなる。すなわち、アクチュエータ91により中間カム94と揺動カム96の相対回転位置を変更することによって吸気弁7の開弁期間(作用角)を任意に変えることができる。ただし、この場合、吸気弁7のリフト量は吸気弁7の開弁期間が短くなるほど小さくなる。
このようにカム位相変更部B1によって吸気弁7の開弁時期を任意に変更することができ、カム作用角変更部B2によって吸気弁7の開弁期間を任意に変更することができるのでカム位相変更部B1とカム作用角変更部B2との双方によって、すなわち可変バルブタイミング機構Bによって吸気弁7の開弁時期と開弁期間とを、すなわち吸気弁7の開弁時期と閉弁時期とを任意に変更することができることになる。
なお、図1および図4に示した可変バルブタイミング機構Bは一例を示すものであって、図1および図4に示した例以外の種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。特に、本発明による実施形態では、吸気弁7の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構であれば、如何なる形式の機構を用いてもよい。また、排気弁9に対しても吸気弁7の可変バルブタイミング機構Bと同様な可変バルブタイミング機構を設けてもよい。
次に図6A〜図6Cを参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図6A〜図6Cには説明のために燃焼室容積が50mlでピストンの行程容積が500mlであるエンジンが示されており、これら図6A〜図6Cにおいて燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。
図6Aは機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は(燃焼室容積+行程容積)/燃焼室容積で表される。図6Aに示される例ではこの機械圧縮比は(50ml+500ml)/50ml=11となる。
図6Bは実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は(燃焼室容積+実際の行程容積)/燃焼室容積で表される。すなわち、図6Bに示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。したがって実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記のように表される。図6Bに示される例では実圧縮比は(50ml+450ml)/50ml=10となる。
図6Cは膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は(燃焼室容積+行程容積)/燃焼室容積で表される。図6Cに示される例ではこの膨張比は(50ml+500ml)/50ml=11となる。
次に図7、図8A及び図8Bを参照しつつ本発明において最も基本となっている特徴について説明する。なお、図7は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図8A及び図8Bは本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。
図8Aは吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ圧縮下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図8Aに示す例でも図6A〜図6Cに示す例と同様に燃焼室容積が50mlとされ、ピストンの行程容積が500mlとされている。図8Aからわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は(50ml+500ml)/50ml=11であり、実圧縮比もほぼ11であり、膨張比も(50ml+500ml)/50ml=11となる。すなわち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
図7における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、すなわち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、すなわち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。したがって通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも12程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
一方、機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分して理論熱効率を高めることについて検討すると、理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えない。すなわち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。したがって膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図7の破線ε=10は実圧縮比を10に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図7の実線で示したように実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、したがって実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大幅に高めることができる。図8Bは可変圧縮比機構Aおよび可変バルブタイミング機構Bを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。
図8Bを参照すると、この例では可変圧縮比機構Aにより燃焼室容積が50mlから20mlまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Bによって実際のピストン行程容積が500mlから200mlになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は(20ml+200ml)/20ml=11となり、膨張比は(20ml+500ml)/20ml=26となる。図8Aに示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ11で膨張比が11であり、この場合に比べると図8Bに示される場合には膨張比のみが26まで高められていることがわかる。このため、図8Bに示したサイクルを超高膨張比サイクルと称する。
前述したように一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、したがって車両走行時における熱効率を向上させるためには、すなわち燃費を向上させるには機関低負荷運転時における熱効率を向上させることが必要となる。一方、図8Bに示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室5内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、したがってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。したがって本発明では機関低負荷運転時には図8Bに示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図8Aに示す通常のサイクルとするようにしている。
次に図9を参照しつつ運転制御全般について説明する。
図9には或る機関回転数における機関負荷に応じた機械圧縮比、膨張比、吸気弁7の閉弁時期、実圧縮比、吸入空気量、スロットル弁17の開度およびポンピング損失の各変化が示されている。なお、本発明による実施形態では触媒コンバータ20内の三元触媒によって排気ガス中の未燃HC、COおよびNOXを同時に低減しうるように通常燃焼室5内における平均空燃比は空燃比センサ21の出力信号に基づいて理論空燃比にフィードバック制御されている。
さて、前述したように機関高負荷運転時には図8Aに示される通常のサイクルが実行される。したがって図9に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、吸気弁7の閉弁時期は早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁17の開度は全開又はほぼ全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。
一方、図9に示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁7の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図9に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、したがって機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁17は全開又はほぼ全開状態に保持されており、したがって燃焼室5内に供給される吸入空気量はスロットル弁17によらずに吸気弁7の閉弁時期を変えることによって制御されている。このときにもポンピング損失は零となる。
このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。すなわち、吸入空気量の減少に比例してピストン4が圧縮上死点に達したときの燃焼室5の容積が減少せしめられる。したがってピストン4が圧縮上死点に達したときの燃焼室5の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき燃焼室5内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン4が圧縮上死点に達したときの燃焼室5の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
機関負荷がさらに低くなると機械圧縮比はさらに増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷よりの中負荷L1まで低下すると、機械圧縮比は燃焼室5の構造上限界となる限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷L1よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。したがって低負荷側の機関中負荷運転時及び機関低負荷運転時には機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると低負荷側の機関中負荷運転時及び機関低負荷運転時に最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。
一方、図9に示される実施形態では、機関負荷がL1よりも低くなっても吸気弁7の閉弁時期は機関負荷が低くなるにつれて遅らされ、機関負荷がL2まで低下すると吸気弁7の閉弁時期が燃焼室5内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると、吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷L2よりも負荷の低い領域では吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁7の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図9に示される実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷L2よりも負荷の低い領域では、スロットル弁17によって燃焼室5内に供給される吸入空気量が制御される。ただし、スロットル弁17による吸入空気量の制御が行われると図9に示されるようにポンピング損失が増大する。
なお、このようなポンピング損失が発生しないように吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷L2よりも負荷の低い領域ではスロットル弁17を全開又はほぼ全開に保持した状態で機関負荷が低くなるほど空燃比を大きくすることもできる。このときには燃料噴射弁13を燃焼室5内に配置して成層燃焼させることが好ましい。
また、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷L1よりも負荷の低い運転領域では、必ずしも上述したように吸気弁7の閉弁時期及びスロットル弁17の開度を制御しなくてもよく、斯かる運転領域では、吸気弁17の閉弁時期及びスロットル弁17の開度のいずれか一方を制御することにより吸入空気量を制御すればよい。
一方、図9に示されるように機関負荷がL1よりも高いとき、すなわち高負荷側の機関中負荷運転時および機関高負荷運転時には実圧縮比は同一の機関回転数に対してはほぼ同一の実圧縮比に維持される。これに対し、機関負荷がL1よりも低いとき、すなわち機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されているときには実圧縮比は吸気弁7の閉弁時期によって決まり、機関負荷がL1とL2の間におけるように吸気弁7の閉弁時期が遅らされると実圧縮比は低下し、機関負荷がL2よりも低い運転領域におけるように吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されると実圧縮比は一定に維持される。
なお、機関回転数が高くなると燃焼室5内の混合気に乱れが発生するためにノッキングが発生しにくくなり、したがって本発明による実施形態では機関回転数が高くなるほど実圧縮比が高くされる。
一方、前述したように図8Bに示す超高膨張比サイクルでは膨張比が26とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図7からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε=5に対しても20以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。したがって本発明では膨張比が20以上となるように可変圧縮比機構Aが形成されている。
また、図9に示される例では機械圧縮比は機関負荷に応じて連続的に変化せしめられている。しかしながら機械圧縮比は機関負荷に応じて段階的に変化させることもできる。
ところで、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点以降で制御している場合、吸気弁の閉弁時期を遅角させると、一旦燃焼室5内に吸入された吸気ガスの一部が燃焼室5内から機関吸気通路へ吹き返される。すなわち、図10Aに示したように、吸気行程中に、すなわちピストン4が下降しているときに吸気弁7が開弁されている場合には、ピストン4の下降に伴って燃焼室5内に吸気ガスが吸入される。EGR弁24が開弁されていて、EGR通路23を介して吸気枝管11にEGRガスが供給されている場合には、吸気ガス中には空気に加えてEGRガスが含まれている。
一方、図10Bに示したように、圧縮行程中に、すなわちピストン4が上昇しているときに吸気弁7が開弁されている場合には、ピストン4の上昇に伴って燃焼室5内に吸入されていた吸気ガスの一部が燃焼室5内から機関吸気通路へ吹き返される。EGR通路23を介して吸気枝管11にEGRガスが供給されている場合には、燃焼室5内から機関吸気通路へ吹き返される吸気ガス中にEGRガスが含まれていると共に、サージタンク12へ向かって逆流する吸気ガス中にEGR通路23から新たにEGRガスが供給される。したがって、この場合、機関吸気通路内を逆流する吸気ガス中にもEGRガスが含まれていることになる。
また、機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返し量は、ピストン4の上昇中に吸気弁7が開弁されている期間が長くなるほど、すなわち吸気弁7の閉弁時期が遅くなるほど多くなる。さらに、機関吸気通路内への混合気の吹き返し強さは、吸気弁7の閉弁時におけるピストン4の上昇速度が速いと、すなわち吸気弁7の閉弁時期が比較的遅くなると強くなる。
特に、上述したように機関低負荷運転時において超高膨張比サイクルを実行している場合には、吸気弁7の閉弁時期は、吸気弁7の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御し得ない限界閉弁時期まで遅角される。このため、ピストン4の上昇中に吸気弁7が開弁されている期間は極めて長く、よって燃焼室5内から機関吸気通路内への混合気の吹き返しは極めて多く且つ強くなる。
このように燃焼室5内から機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返しが多く且つ強い場合に、EGR弁24の開度が大きいと(或いは、吸気ガス中に供給されるEGRガス量が多いと)、気筒間及びサイクル間で空燃比にバラツキが生じてしまうと共に、吸気枝管11及び吸気ポート8内を通過する吸気ガスの流れに対する吸気抵抗に気筒間でバラツキが生じてしまう。以下では、図11を参照してこの理由について説明する。
燃焼室5内から機関吸気通路内への吸気ガスの吹き返しが多く且つ強いと、吸気ガスの一部はサージタンク12(すなわち、吸気枝管11の集合部)まで吹き返される。この場合、サージタンク12まで吹き返された吸気ガスの一部は、元の気筒内ではなく、例えば元の気筒に隣接する気筒や吸気ガスがサージタンク12内にまで吹き返された時に吸気行程中となっている気筒内に吸入される。図11に示された例を参照すると、或る気筒5aに連通する吸気枝管11aを介してサージタンク12まで戻された吸気ガスの一部は、吸気枝管11aではなく、この吸気枝管11aとは異なる吸気枝管11bに流入し、結果として元の気筒5aとは異なる気筒5b(吸気枝管11bに連通する気筒)に吸入されることになる。
ここで、EGR弁24の開度が大きい場合には、サージタンク12まで吹き返された吸気ガス中には多量のEGRガスが含まれている。このため、吸気枝管11aを介してサージタンク12まで吹き返された吸気ガスの一部が元の気筒5aとは異なる気筒5bに吸入されると、この気筒5bに吸入される吸気ガス中のEGRガス量が増大すると共に、元の気筒5aに吸入される吸気ガス中のEGRガス量が減少する。
このようなサージタンク12まで吹き返された吸気ガスの気筒間での移動が全ての気筒間で均一に行われれば、或る気筒から他の気筒へ移動する吸気ガスの量と、他の気筒から或る気筒へ移動する吸気ガスの量とが一致するため、結果的に全ての気筒において最終的に吸入されるEGRガス量は均一となる。ところが、実際には、サージタンク12の形状、サージタンク12内での吸気ガスの流れ及び吸気行程が行われる順序等によって、他の気筒からサージタンク12まで吹き返された吸気ガスを多く吸入する気筒と、少なく吸入する気筒とが存在する。他の気筒からサージタンク12まで吹き返された吸気ガスを多く吸入する気筒では、吸気ガス中のEGRガス量が多くなり、よって空気が少なくなる。一方、他の気筒からサージタンク12まで吹き返された吸気ガスを少なく吸入する気筒では、吸気ガス中のEGRガス量が少なくなり、よって空気が多くなる。このように、気筒間で燃焼室5内に吸入される空気量にバラツキが生じると、その結果、気筒間で空燃比にバラツキが生じてしまう。
また、他の気筒からサージタンク12まで吹き返された吸気ガスを多く吸入する気筒では、他の気筒に比べて吸気枝管11及び吸気ポート8内を通過するEGRガスの量が多く、その結果、吸気枝管11及び吸気ポート8の壁面上にデポジットが付着し易くなる。逆に、他の気筒からサージタンク12まで吹き返された吸気ガスを少なく吸入する気筒では、他の気筒に比べて吸気枝管11及び吸気ポート8内を通過するEGRガスの量が少なく、その結果、吸気枝管11及び吸気ポート8の壁面上にデポジットが付着しにくくなる。このため、吸気枝管11及び吸気ポート8の壁面上に付着するデポジットの量に気筒間でバラツキが生じ、その結果、吸気枝管11及び吸気ポート8内を通過する吸気ガスの流れに対する吸気抵抗に気筒間でバラツキが生じてしまう。
このように機関空燃比に気筒間及びサイクル間のバラツキが生じていたり、気筒間で吸気抵抗にバラツキが生じていたりすると、混合気の燃焼悪化や、燃費の悪化を招く。
そこで、本発明の第一実施形態では、EGRガスの導入中における機関空燃比の気筒間及びサイクル間のバラツキを抑制すべく、吸気弁の閉弁時期が遅角側にあるときには進角側にあるときに比べてEGRガス量を減少させることとしている。
図12は、吸気弁7の閉弁時期とEGR弁24の開度との関係を示す図である。図12に示したように、機関回転数及び機関負荷が同一である条件下では、EGR弁24の開度は吸気弁7の閉弁時期が遅角側にあるときには進角側にあるときに比べて小さくされる。特に、図12に示したように、特定の閉弁時期VCXよりも遅角側の領域では、吸気弁7の閉弁時期が遅角されるにつれてEGR弁24の開度が小さくされる。機関回転数及び機関負荷が同一である条件下では、EGR弁24の開度が小さくなるほどEGRガス量が減少することから、本実施形態では、吸気弁7の閉弁時期が遅角されるにつれてEGRガス量が減少することになる。
吸気ガスがサージタンク12まで吹き返されている状況下で、EGRガス量を減少させると、サージタンク12まで吹き返される吸気ガス中に含まれるEGRガス量が減少する。本実施形態では、吸気弁7の閉弁時期が遅角されるにつれて、すなわちサージタンク12まで吹き返される吸気ガスの量が多くなるにつれて、EGRガス量が減少せしめられ、その結果、サージタンク12まで吹き返される吸気ガス中に含まれるEGRガス量が減少せしめられる。このようにサージタンク12まで吹き返される吸気ガス中に含まれるEGRガス量が減少すると、サージタンク12まで吹き返された吸気ガスが気筒間で移動しても、気筒間で移動するEGRガスの量が極めて少なくなり、よって気筒間で燃焼室5内に吸入される空気量に生じるバラツキが抑制せしめられ、また気筒間で吸気ポート8及び吸気枝管11の壁面上に付着せしめられるデポジットの量に生じるバラツキが抑制せしめられる。
なお、上記特定の閉弁時期VCXは、吸気弁7の閉弁時期がこの特定の閉弁時期VCXよりも進角側の領域にあるときには、燃焼室5内から吸気ガスが吹き返されてもサージタンク12までは吸気ガスが吹き返されないような時期とされる。また、EGR弁24の開度は、サージタンク12内にまで吹き返されるEGRガス量が一定量以下に維持されるように、吸気弁7の閉弁時期が遅角されるにつれて小さくされる。
次に、図13A及び図13Bを参照して、EGR弁24の目標開度の具体的な算出方法について説明する。図13A及び図13Bは、EGR弁24の目標開度を算出するために用いられる各種マップを示す図であり、図13Aは機関回転数及び機関負荷とEGR弁24の開度との関係を、図13Bは吸気弁7の閉弁時期と閉弁時期補正係数との関係をそれぞれ示している。また、図13A中のラインa〜dは、EGR弁24の目標開度が同一である機関回転数と機関負荷との関係を表しており、ラインa、b、c、dの順にEGR弁24の目標開度が大きくされる。
EGR弁24の目標開度を算出するにあたっては、まず、機関負荷及び機関回転数に基づいてEGR弁24の目標開度が算出される。ここで、EGR弁24の目標開度は、一般に、図13Aに示したように、機関負荷が高くなるほど且つ機関回転数が高くなるほど大きくされる。ただし、機関負荷がほぼ0であるとき及び機関負荷がほぼ最大(全負荷)のときには、EGR弁の目標開度は0とされる。本実施形態でも、同様に、図13Aに示したようなマップを用いて、機関負荷及び機関回転数に基づいてEGR弁24の目標開度が算出される。
次いで、本実施形態では、図13Aに示したようなマップを用いて算出されたEGR弁24の目標開度が、吸気弁7の閉弁時期に応じて補正される。EGR弁24の目標開度を補正するにあたっては、図13Bに示したマップに基づいて、吸気弁7の閉弁時期に応じて閉弁時期補正係数が算出される。図13Bからわかるように、閉弁時期補正係数は、吸気弁7の閉弁時期が進角側にあるときには1であり、吸気弁7の閉弁時期が遅角されるにつれて小さくなるような係数である。このようにして算出された閉弁時期補正係数を、図13Aに示したようなマップを用いて算出されたEGR弁24の目標開度に乗算することによって、最終的なEGR弁24の目標開度が算出されることになる。
なお、上記実施形態では、図13Aに示した機関負荷及び機関回転数とEGR弁24の開度との関係を示したマップと、吸気弁7の閉弁時期と閉弁時期補正係数との関係を示したマップとを用いて最終的なEGR弁24の目標開度を算出している。しかしながら、例えば図14に示したように、吸気弁7の閉弁時期毎に機関負荷及び機関回転数とEGR弁24の目標開度との関係を示したマップを用いて最終的なEGR弁の目標開度を算出するようにしてもよい。なお、図14において、実線は吸気弁7の閉弁時期が進角側にあるとき(例えば、90°BDC)、破線は吸気弁7の閉弁時期が中程度の時期にあるとき(例えば、60°BDC)、一点鎖線は吸気弁7の閉弁時期が遅角側にあるとき(例えば、30°BDC)におけるEGR弁24の目標開度をそれぞれ示している。
図15は、本実施形態におけるEGR弁開度制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図15に示したように、まずステップS11では、EGR制御の実行条件が成立しているか否かが判定される。EGR制御の実行条件が成立しない場合とは、例えば、内燃機関の始動直後や、スロットル弁17の開度の変化量が負であるとき(減速時)が挙げられる。ステップS11において、EGR制御の実行条件が成立していないと判定された場合には、ステップS12へと進み、EGRが禁止される。
一方、ステップS11において、EGR制御の実行条件が成立していると判定された場合には、ステップS13へと進む。ステップS13では、機関負荷KL及び機関回転数NEに基づいて、図13Aに示したマップを用いて、暫定EGR弁目標開度tegrが算出される。次いで、ステップS14では、暫定EGR弁目標開度tegrが全開であるか否かが判定される。暫定EGR弁目標開度tergが全開であると判定された場合にはステップS15へと進み、最終EGR弁目標開度TEGRが暫定EGR弁目標開度tergと同じ開度、すなわち全開とされ、この最終EGR弁目標開度TEGRに基づいてEGR弁24の開度が制御される。したがって、図13Aに示したマップにおいてEGR弁24の目標開度が全開とされる領域では、吸気弁7の閉弁時期に応じてEGR弁24の開度が補正されることはない。
一方、ステップS14において、暫定EGR弁目標開度tegrが全開でないと判定された場合には、ステップS16へと進む。ステップS16では、吸気弁7の閉弁時期に基づいて、図13Bに示したマップを用いて、閉弁時期補正係数kivcが算出される。次いで、ステップS17では、ステップS13で算出された暫定EGR弁目標開度tegrにステップS16で算出された閉弁時期補正係数kivcを乗算した値が最終EGR弁目標開度TEGRとされ、この最終EGR弁目標開度TEGRに基づいてEGR弁24の開度が制御される。
次に、本発明の第二実施形態について説明する。第二実施形態の火花点火式内燃機関の構成は基本的に第一実施形態の火花点火式内燃機関の構成と同様である。ただし、第一実施形態では、吸気弁7の閉弁時期のみに応じてEGR弁24の開度が変更されていたのに対して、第二実施形態では、吸気弁7の閉弁時期に加えて機関回転数、機関負荷及び燃料性状に応じてEGR弁24の開度が変更される。以下、図16、図17A〜図17Cを参照して、機関回転数、機関負荷及び燃料性状に応じたEGR弁の開度の変更について説明する。
図16は、図12と同様な図である。図中の実線Aは、機関回転数が低く且つ機関負荷が低い場合、破線Bは機関回転数が高く且つ機関負荷が低い場合、一点鎖線Cは機関回転数が低く且つ機関回転数が高い場合、二点鎖線Dは燃料中のエタノールの濃度が高い場合における吸気弁の閉弁時期とEGR弁の開度との関係を示している。
図16からわかるように、本実施形態では、第一実施形態と同様に、特に特定の閉弁時期VCXよりも遅角側の領域では、吸気弁7の閉弁時期が遅角されるほどEGR弁24の開度を小さくするようにしている。さらに、本実施形態では、機関回転数が高い場合(図中の破線B)には、機関回転数が低い場合(図中の実線A)に比べて、EGR弁24の開度を減少させる程度(EGR弁24の開度の減少量)が小さくされる。
すなわち、図16に示したように、特定の閉弁時期VCXよりも遅角側の領域では、吸気弁7の閉弁時期が遅角されるほどEGR弁24の開度の減少量Mが大きくなっているが、本実施形態ではこのEGR弁24の開度の減少量Mを機関回転数が高くなるほど小さくするようにしている。具体的には、吸気弁7の閉弁時期に基づいて算出されたEGR弁24の開度の減少量Mに、図17Aに示したような回転数補正係数を乗算することにより、最終的なEGR弁24の開度の減少量Nが算出され、したがって最終的なEGR弁の目標開度が算出される。
ここで、吸気ポート8、吸気弁7、ピストン4等の形状は、吸気ガスが機関吸気通路から燃焼室5内に流入し易いような形状となっている。逆に言うと、これらの形状は吸気ガスが燃焼室5から機関吸気通路内へ流出し易いような形状とはなっていない。このため、吸気ガスが燃焼室5から機関吸気通路内へ流出するときの流路抵抗は、吸気ガスが機関吸気通路から燃焼室5内へ流入するときの流路抵抗よりも大きい。この吸気ガス流入時の流路抵抗と吸気ガス流出時の流路抵抗との差は、吸気ガスの流速が高いときほど、すなわち機関回転数が高いときほど大きい。したがって、機関回転数が高いほど燃焼室5内の吸気ガスは機関吸気通路内へ流出しにくく、一旦燃焼室5内に吸入された吸気ガスが燃焼室5内から機関吸気通路へ吹き返されにくくなる。換言すると、機関回転数が高いほど、吸気弁7の閉弁時期を遅角させたことによる吸気ガスの吹き返しへの影響が小さくなる。
本実施形態では、機関回転数が高くなるにつれて、EGR弁24の開度の減少量を小さく、すなわちEGR弁24の開度を大きくしている。上述したように機関回転数が高いほど吸気ガスの吹き返しが生じにくいことから、EGR弁24の開度を大きくして機関吸気通路内へ供給されるEGRガス量が増大しても、気筒間でのEGRガス量のバラツキが抑制される。また、EGR弁24の開度が大きくされることから、燃焼室5内に供給するEGRガスの量を増大させることができる。
また、本実施形態では、機関負荷が高い場合(図中の一点鎖線C)には、機関負荷が低い場合(図中の実線A)に比べて、EGR弁24の開度を減少させる程度が小さくされる。すなわち、本実施形態ではEGR弁24の開度の減少量Mを機関負荷が高くなるほど小さくするようにしている。具体的には、吸気弁7の閉弁時期に基づいて算出されたEGR弁24の開度の減少量Mに、図17Bに示したような負荷補正係数を乗算することにより、最終的なEGR弁24の開度の減少量が算出され、したがって最終的なEGR弁の目標開度が算出される。
ここで、一般に、機関負荷が低いほど、燃焼温度は低下する。また、機関負荷が低いほど、燃焼室5内の残留ガス比率が高くなる。すなわち、機械圧縮比が一定である限り排気上死点における燃焼室容積は機関負荷に応じては変化せず、よって燃焼室5内の未燃の残留ガスの量は機関負荷に関わらずにほぼ一定となる。一方、機関負荷が低くなると、燃焼室5内に供給される吸入ガス量は少なくなる。このため、吸気弁7閉弁時における燃焼室5内の吸気ガス中に占める残留ガスの比率は、機関負荷が低くなるほど高くなる。このように、機関負荷が低いほど燃焼温度が低下すると共に残留ガス比率が高くなることにより、機関負荷が低いほど燃焼室5内の混合気が燃焼しにくくなると共に、失火し易くなる。したがって、機関負荷が低いほど、吸気ガスの吹き返しによって生じる機関空燃比の気筒間及びサイクル間のバラツキの影響を受けやすくなる。
本実施形態では、機関負荷が高くなるにつれて、EGR弁24の開度の減少量を小さく、すなわちEGR弁24の開度を大きくしている。上述したように機関負荷が高いほど燃焼温度が上昇し、燃焼室5内の残留ガス比率が低くなることから、EGR弁24の開度を大きくして機関吸気通路内へ供給されるEGRガス量が増大しても、安定して混合気を燃焼させることができる。
さらに、本実施形態では、燃焼室5に供給される燃料中のエタノールの濃度が高い場合(図中の二点鎖線D)には、エタノールの濃度が低い場合(図中の実線A)に比べて、EGR弁24の開度を減少させる程度が小さくされる。すなわち、本実施形態では、EGR弁24の開度の減少量Mを燃料中のエタノールの濃度が高くなるほど小さくするようにしている。具体的には、吸気弁7の閉弁時期に基づいて算出されたEGR弁24の開度の減少量Mに、図17Cに示したような性状補正係数を乗算することにより、最終的なEGR弁24の開度の減少量が算出され、したがって最終的なEGR弁の目標開度が算出される。
ここで、燃料としてエタノールを用いた場合、内燃機関が暖機された後では、ガソリンよりも燃焼し易い。したがって、燃料中のエタノール濃度が高いほど、燃焼室5内に供給された混合気は燃焼し易くなる。したがって、燃料中のエタノール濃度が高いほど、吸気ガスの吹き返しよって生じる機関空燃比の気筒間及びサイクル間のバラツキの影響を受けにくくなる。
本実施形態では、燃料中のエタノール濃度が高くなるにつれて、EGR弁24の開度の減少量を小さく、すなわちEGR弁の開度を大きくしている。上述したように燃料中のエタノール濃度が高いほど混合気が燃焼し易くなることから、EGR弁24の開度を大きくして機関吸気通路内へ供給されるEGRガス量が増大しても、安定して混合気を燃焼させることができる。
図18は、第二実施形態におけるEGR弁開度制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図18のステップS21〜S25は、図15のステップS11〜S15と同様であるため、説明を省略する。
ステップS24において、暫定EGR弁目標開度tegrが全開でないと判定された場合には、ステップS26へと進む。ステップS26では、吸気弁24の閉弁時期に基づいて、図13Bに示したマップを用いて、閉弁時期補正係kivcが算出される。また、機関回転数に基づいて、図17Aに示したマップを用いて、回転数補正係数kneが算出される。また、機関負荷に基づいて、図17Bに示したマップを用いて、負荷補正係数kklが算出される。さらに、燃料中のエタノール濃度に基づいて、図17Cに示したマップを用いて、性状補正係数kflが算出される。
次いで、ステップS27では、ステップS23で算出された暫定EGR弁目標開度tegrにステップS26で算出された開弁時補正係数kive、回転数補正係数kne、負荷補正係数kkl、性状補正係数kflを乗算した値が最終EGR弁目標開度TEGRとされ、この最終EGR弁目標開度TEGRに基づいてEGR弁24の開度が制御される。
次に、本発明の第三実施形態について説明する。第三実施形態の火花点火式内燃機関の構成は基本的に第二実施形態の火花点火式内燃機関の構成と同様である。ただし、第二実施形態では、機関冷却水の温度と無関係にEGR弁24の開度が変更されていたのに対して、第三実施形態では、機関冷却水の温度を考慮してEGR弁24の開度が変更される。以下、図19A及び図19Bを参照して機関冷却水の温度を考慮したEGR弁の開度の変更について説明する。
ところで、機関冷却水の温度が低いほど、すなわち内燃機関の温度が低いほど燃焼室5内での混合気の燃焼が悪化する。一方、EGR率(吸気ガス中のEGRガスの濃度)が低いほど、燃焼室5内での混合気の燃焼が安定する。このため、一般に、燃焼室5内での混合気の良好な燃焼を維持すべく、機関冷却水の温度が低いほどEGR弁24の開度が小さくされる。
また、上述したように、EGRガスが含まれた吸気ガスの吹き返しにより気筒間で機関空燃比にバラツキが生じ、混合気の燃焼悪化等を招く。そこで、上記第一実施形態及び第二実施形態では、吸気弁7の閉弁時期等に応じてEGR弁24の開度を設定することで混合気の燃焼悪化等を抑制している。
ここで、EGRガスが含まれた吸気ガスの吹き返しに伴う混合気の燃焼悪化は、機関冷却水の温度の影響を受けにくい。逆に、機関冷却水の温度の低下に伴う混合気の燃焼悪化は、吹き返される吸気ガスの量の影響を受けにくい。
そこで、本実施形態では、上記第一実施形態又は第二実施形態と同様に吸気弁7の閉弁時期、機関回転数、機関負荷及び燃料性状に基づいてEGR弁24の目標開度を算出すると共に、これとは別に機関冷却水の温度に基づいてEGR弁24の目標開度を算出し、EGR弁24の開度をこれら算出されたEGR弁24の目標開度のうち小さい方の目標開度に制御することとしている。
次に、図19Aを参照して、機関冷却水の温度に基づいたEGR弁24の目標開度の具体的な算出方法について説明する。図19Aは、機関冷却水の温度と水温補正係数との関係を示している。
機関冷却水の温度に基づいたEGR弁24の目標開度を算出するにあたっては、まず、図13Aに示したようなマップを用いて、機関負荷及び機関回転数に基づいてEGR弁24の目標開度が算出される。次いで、本実施形態では、このようにして算出されたEGR弁24の目標開度が、機関冷却水の温度に応じて補正される。EGR弁24の開度を補正するにあたっては、図19Aに示したマップに基づいて、機関冷却水の温度に応じて水温補正係数が算出される。図19Aからわかるように、水温補正係数は、機関冷却水の温度が高いときには1であり、機関冷却水の温度が低くなるにつれて小さくなるような係数である。このようにして算出された水温補正係数を、図13Aに示したようなマップを用いて算出されたEGR弁24の目標開度に乗算することによって、機関冷却水の温度に基づいたEGR弁24の目標開度が算出されることになる。
なお、上記実施形態では、図13Aに示したマップと、図19Aに示したマップとを用いて、機関冷却水の温度に基づいたEGR弁24の目標開度を算出している。しかしながら、例えば、図19Bに示したように、機関冷却水の温度毎に機関負荷及び機関回転数とEGR弁24の開度との関係を示したマップを用いて機関冷却水の温度に基づいたEGR弁24の目標開度を算出するようにしてもよい。なお、図19Bにおいて、実線は機関冷却水の温度が高いとき(例えば、80℃以上)、破線は機関冷却水の温度が中程度のとき(例えば、50℃)、一点鎖線は機関冷却水の温度が低いとき(例えば、30℃)におけるEGR弁24の目標開度をそれぞれ示している。
本実施形態では、このようにして算出された機関冷却水の温度に基づいたEGR弁24の目標開度と、上記第一実施形態又は第二実施形態に示したように算出されたEGR弁24の目標開度とが比較され、これらEGR弁24の目標開度のうち小さい方にEGR弁24の開度を制御するようにしている。
この結果、できる限りEGR率を高く維持しつつ、吸気ガスの吹き返しという観点からも、機関冷却水の温度という観点からも、混合気の燃焼悪化を抑制することができる。
図20は、第三実施形態におけるEGR弁開度制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図20のステップS31〜S36は、図18のステップS21〜S26と同様であるため、説明を省略する。
ステップS37では、ステップS33で算出された暫定EGR弁目標開度tegrにステップS36で算出された開弁時補正係数kive、回転数補正係数kne、負荷補正係数kkl、性状補正係数kflを乗算した値が第一EGR弁目標開度TEGR1とされる。
次いで、ステップS38では、機関冷却水の温度に基づいて、図19Aに示したマップを用いて、水温補正係数kwtが算出される。次いで、ステップS39では、ステップS33で算出された暫定EGR弁開度tegrにステップS38で算出された水温補正係数kwtを乗算した値が第二EGR弁目標開度TEGR2とされる。
ステップS40では、ステップS37で算出された第一EGR弁目標開度TEGR1が第二EGR弁目標開度TEGR2以下であるか否かが判定され、TEGR1がTEGR2以下であると判定された場合にはステップS41へと進み、第一EGR弁目標開度TEGR1が最終EGR弁目標開度TEGRとされる。一方、TEGR2がTEGR1よりも大きいと判定された場合にはステップS42へと進み、第二EGR弁目標開度TEGR2が最終EGR弁目標開度とされる。すなわち、ステップS40〜S42では、最終EGR弁目標開度が、第一EGR弁目標開度TEGR1と第二EGR弁目標開度TEGR2のうち小さい方の値とされる。その後、この最終EGR弁目標開度TEGRとなるようにEGR弁24の開度が制御される。
なお、上記第三実施形態では、機関冷却水の温度に基づいたEGR弁24の目標開度と、上記第一実施形態又は第二実施形態に示したように算出されたEGR弁24の目標開度とを別々に算出している。しかしながら、例えば、吸気弁7の閉弁時期等に基づいて算出されたEGR弁24の目標開度を、機関冷却水の温度に基づいて補正するようにしてもよい。
次に、本発明の第四実施形態について説明する。第四実施形態の火花点火式内燃機関の構成は基本的に第一実施形態〜第三実施形態の火花点火式内燃機関の構成と同様である。しかしながら、第一実施形態〜第三実施形態では、吸気弁7の閉弁時期に応じてEGR弁24の開度を制御しているのに対して、第四実施形態では、EGR弁24の開度(或いはEGR率)に応じて吸気弁7の閉弁時期を制御している。
ところで、EGR弁24の開度は、燃焼室5から排出される排気ガス中のHC、CO及びNOX低減の観点及び燃費改善の観点から、図13Aに示したように機関回転数及び機関負荷に応じて最適な値が定まる。すなわち、供給すべきEGRガス量は、機関回転数及び機関負荷に応じて最適な値が定まる。しかしながら、上述したように、吸気ガスの吹き返しが多い状態でEGRガスを多量に供給すると、燃焼状態の悪化を招く。そこで、上記第一実施形態から第三実施形態では、吸気弁の閉弁時期が遅角側にあるときにはEGR弁24の開度を小さくするように、すなわち供給するEGRガス量を減らすようにすることで、燃焼状態の悪化を抑制している。
一方、上述したような燃焼状態の悪化は、供給するEGRガス量を減らさずに、吸気ガスの吹き返し量を減らすことによっても抑制することができる。そこで、本実施形態では、供給すべきEGRガス量が多いときには、吸気ガスの吹き返しに伴う燃焼の悪化を抑制するために、吸気弁閉弁の遅角ガード時期を進角側の時期に変更するようにしている。
図21は、本実施形態における吸気ガス中に供給されるEGRガス量と、吸気弁閉弁の遅角ガード時期との関係を示す図である。ここで、遅角ガード時期とは、吸気弁7の閉弁時期の遅角側限界値であり、よって吸気弁7の閉弁時期を変更可能な範囲は遅角ガード時期よりも進角側に制限される。EGRガス量の少ない領域においては、遅角ガード時期は限界閉弁時期とされる。
図21からわかるように、本実施形態では、EGRガス量が多いほど吸気弁閉弁の遅角ガード時期を進角側に設定するようにしている。より詳細には、吸気弁閉弁の遅角ガード時期は、サージタンク12内にまで吹き返されるEGRガス量が一定量以下に維持されるように、EGRガス量が増大するにつれて進角される。
吸気弁閉弁の遅角ガード時期をこのように設定することにより、吸気弁の閉弁時期がガードされない場合には吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期とされる機関低負荷運転領域では、EGRガス量が多いときには少ないときに比べて吸気弁7の閉弁時期が進角されることになる。
図22は、機関負荷が比較的低い領域における機関負荷に応じた吸気弁7の閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比の各変化を示している。図22中の実線AはEGRガス量が多い場合、破線BはEGRガス量が少ない場合、一点鎖線CはEGRガス量が零である場合における各変化を示している。
図22に示したように、EGRガス量が多い場合には、吸気弁閉弁の遅角ガード時期が進角側に設定される。このため、吸気弁7の閉弁時期は、この遅角ガード時期よりも遅角側の時期にはされず、この結果、図13に実線Aで示したように、EGRガス量が零の場合(図13中の一点鎖線C)よりも進角側の時期に設定される。
このように、吸気弁7の閉弁時期が機関低負荷運転領域においてEGRガス量が零である場合よりも進角側の時期に設定されると、その進角量に応じて機械圧縮比が小さくされる。この結果、実圧縮比は、EGRガス量が零である場合とほぼ同一とされる。逆に言うと、機械圧縮比は、EGRガス量が多い場合であってもEGRガス量が零である場合と同一となるように、吸気弁7の閉弁時期の進角量に応じて小さくされる。
また、EGRガス量が少なくなると、図21に示したように、吸気弁閉弁の遅角ガード時期は遅角側に変更される。このため、EGRガス量が少ない場合には、吸気弁7の閉弁時期は、図22に破線Bで示したように、EGRガス量が多い場合(図中の実線A)よりも遅角側の時期とされる。
なお、本実施形態では、スロットル弁17の開度は、EGRガス量が零の場合と同様に制御される。
このように、本実施形態では、EGRガス量が多いときには、吸気弁7の閉弁時期が進角され、このため、吸気ガスの吹き返し量が減少せしめられる。したがって、吸気ガスの吹き返しに伴う燃焼の悪化を抑制することができる。
なお、上述したように、機関負荷が高いほど、残留ガス比率が低減されるため、燃焼が悪化しにくくなる。また、機関回転数が高いほど、吸気ガスの吹き返しに対する流路抵抗が大きくなり、吸気ガスが吹き返しにくくなる。さらに、燃料中のエタノール濃度が高くなるほど混合気が燃焼し易くなる。このため、本実施形態では、機関負荷が高いほど、機関回転数が高いほど、且つ燃料中のエタノール濃度が高いほど、吸気弁閉弁のガード時期の進角量を減少するようにしてもよい。
吸気弁閉弁の遅角ガード時期をこのように設定することにより、吸気弁7の閉弁時期がガードされない場合には吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期とされる機関低負荷運転領域では、機関回転数が低いときには高いときに比べて吸気弁7の閉弁時期が進角されることになる。同様に、機関低負荷運転領域では、機関負荷が低いときには高いときに比べて吸気弁7の閉弁時期が進角されることになる。さらに、機関低負荷運転領域では、燃料中のエタノール濃度が低いときには高いときに比べて吸気弁7の閉弁時期が進角されることになる。
図23は、本実施形態における運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図23に示したように、まず、ステップ51では、機関負荷KL及び機関回転数NEに基づいて、図9に示したようなマップを用いて目標機械圧縮比tεm及び吸気弁7の目標閉弁時期tivcが算出される。次いで、ステップS52では、EGR制御の実行条件が成立しているか否かが判定される。EGR制御の実行条件が成立していないと判定された場合には、ステップS53へと進み、EGRが禁止される。次いで、ステップS59では、可変圧縮比機構Aは機械圧縮比がステップS51で算出された機械圧縮比εmとなるように制御され、可変バルブタイミング機構Bは吸気弁7の閉弁時期がステップS51で算出された目標吸気弁閉弁時期tivcとなるように制御される。
一方、ステップS52において、EGR制御の実行条件が成立していると判定された場合には、ステップS54へと進む。ステップS54では、機関負荷KL及び機関回転数NEに基づいて、図13Aに示したようなマップを用いて、EGR弁開度tegrが算出される。次いで、ステップS55では、ステップS54で算出されたEGR弁開度tegrに基づいて、図21に示したようなマップを用いて吸気弁閉弁の遅角ガード時期givcが算出される。ステップS56では、ステップS51で算出された吸気弁7の目標閉弁時期tivcがステップS55で算出された吸気弁閉弁の遅角ガード時期givcよりも遅角側であるか否かが判定される。
ステップS56において、吸気弁7の目標閉弁時期tivcが吸気弁閉弁の遅角ガード時期givcと同時期又は進角側であると判定された場合には、ステップS57、S58がスキップされる。一方、ステップS56において吸気弁7の目標閉弁時期tivcが吸気弁閉弁の遅角ガード時期givcよりも遅角側であると判定された場合にはステップS57へと進む。ステップS57では、目標閉弁時期tivcが吸気弁閉弁の遅角ガード時期givcとされ、ステップS58へと進む。ステップS58では、ステップS57で算出された目標閉弁時期tivcに基づいて、実圧縮比が変化しないように目標機械圧縮比tεmが補正される。次いで、ステップS59では、ステップS51又はステップS57で算出された吸気弁7の目標閉弁時期となるように、且つステップS51又はステップS58で算出された目標機械圧縮比となるように、可変バルブタイミング機構B及び可変圧縮比機構Aが制御される。
なお、吸気弁7の閉弁時期を算出するにあたって、上記実施形態のようにEGR弁24の開度等に基づいて吸気弁7の目標閉弁時期を算出すると共に、これとは別に機関冷却水の温度に基づいて吸気弁7の目標閉弁時期を算出し、これら目標閉弁時期のうち進角側の目標閉弁時期となるように吸気弁7の閉弁時期を制御するようにしてもよい。
或いは、機関冷却水の温度が高いほど、吸気弁閉弁のガード時期の進角量を減少するようにしてもよい。吸気弁閉弁の遅角ガード時期をこのように設定することにより、吸気弁7の閉弁時期がガードされない場合には吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期とされる機関低負荷運転領域では、機関冷却水の温度が低いときには高いときに比べて吸気弁7の閉弁時期が進角されることになる。
次に、本発明の第五実施形態について説明する。第五実施形態の火花点火式内燃機関の構成は、基本的に第四実施形態の火花点火式内燃機関の構成と同様である。しかしながら、第四実施形態では、スロットル弁17の開度と無関係にEGR弁24の開度を制御していたのに対して、本実施形態では、スロットル弁17の開度に応じてEGR弁24の開度を制御することとしている。
ところで、図9に示した実施形態では、機関負荷がL1よりも低い低負荷側の機関中負荷運転時及び機関低負荷運転時には実圧縮比が機関高負荷運転時の実圧縮比に比べて低下せしめられている。このように実圧縮比が低下すると圧縮端における燃焼室5内の温度が低下し、燃料の着火及び燃焼が悪化する。ところがこの場合、スロットル弁17の開度を小さくするとスロットル弁17による吸入空気量の絞り作用によって燃焼室5内に乱れが発生し、斯くして燃料の着火及び燃焼を向上させることができる。
しかしながら、この場合、スロットル弁17の開度を小さくすると、ポンピング損失の増大を招くと共に、燃焼室5内に供給される空気量の減少を招く。そこで、本実施形態では、スロットル弁17の開度を小さくしたときには、EGR弁24の開度を大きくし、EGRガス量を増大させると共に、吸気弁7の閉弁時期を進角側に補正することとしている。
すなわち、EGR弁24の開度を大きくすることにより、スロットル弁17の下流側の機関吸気通路内の圧力が負圧になるのを抑制することができる。したがって、スロットル弁17の開度を小さくするのに伴ってEGR弁24の開度を大きくすることにより、ポンピング損失の増大を補償することができる。
したがって、上記実施形態では、スロットル弁17の開度とは無関係に機関負荷及び機関回転数に基づいてEGR弁24の開度を設定しているのに対して、本実施形態では、機関負荷及び機関回転数に加えてスロットル弁17の開度に基づいてEGR弁24の開度を設定することとしている。そして、本実施形態では、このようにして設定されたEGR弁24の開度に基づいて、図21に示したように吸気弁閉弁の遅角ガード時期を設定するようにしている。
なお、本発明について特定の実施形態に基づいて詳述しているが、当業者であれば本発明の請求の範囲及び思想から逸脱することなく、様々な変更、修正等が可能である。
Claims (12)
- 吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、排気ガスの一部をEGRガスとして再び燃焼室内に流入させるEGR機構とを具備し、
吸気弁の閉弁時期が特定の閉弁時期よりも遅角側の領域において、吸気弁の閉弁時期が遅角側にあるほどEGR率が減少するようにEGR機構が制御される、火花点火式内燃機関。 - 機関負荷が高いときには低いときに比べてEGRガス量を減少させる程度を小さくする、請求項1に記載の火花点火式内燃機関。
- 機関回転数が高いときには低いときに比べてEGRガス量を減少させる程度を小さくする、請求項1に記載の火花点火式内燃機関。
- 機関冷却水の温度が高いときには低いときに比べてEGRガス量を減少させる程度を小さくする、請求項1に記載の火花点火式内燃機関。
- 燃料中のエタノール濃度が高いときには低いときに比べてEGRガス量を減少させる程度を小さくする、請求項1に記載の火花点火式内燃機関。
- 燃焼室内に供給すべきEGRガス量は、吸気弁の閉弁時期に加えて、機関冷却水の温度に基づいて算出され、
上記EGR機構は、吸気弁の閉弁時期に基づいて算出されたEGRガス量と、機関冷却水の温度に基づいて算出されたEGRガス量とのうち少ない方のEGRガス量となるように制御される、請求項1に記載の火花点火式内燃機関。 - 上記EGR機構は、機関排気通路と機関吸気通路とに連通したEGR通路と、該EGR通路に設けられたEGR弁とを具備し、EGRガス量を減少させるときには、EGR弁の開度を小さくする、請求項1に記載の火花点火式内燃機関。
- 上記EGR弁は、サージタンク内にまで戻されるEGRガス量が一定量以下となるように、その開度が制御される、請求項7に記載の火花点火式内燃機関。
- 機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構をさらに具備し、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる、請求項1に記載の火花点火式内燃機関。
- 機関低負荷運転時には機械圧縮比が最大機械圧縮比とされる、請求項9に記載の火花点火式内燃機関。
- 機関低負荷運転時には膨張比が20以上とされる、請求項9に記載の火花点火式内燃機関。
- 吸気下死点以降で吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構と、排気ガスの一部をEGRガスとして再び燃焼室内に流入させるEGR機構とを具備し、
吸気弁の閉弁時期が遅角側にあるときには進角側にあるときに比べてEGRガス量を減少させ、
燃焼室内に供給すべきEGRガス量は、吸気弁の閉弁時期に加えて、機関冷却水の温度に基づいて算出され、
上記EGR機構は、吸気弁の閉弁時期に基づいて算出されたEGRガス量と、機関冷却水の温度に基づいて算出されたEGRガス量とのうち少ない方のEGRガス量となるように制御される、火花点火式内燃機関。
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