JP6395118B2

JP6395118B2 - Engine control device

Info

Publication number: JP6395118B2
Application number: JP2016070648A
Authority: JP
Inventors: 養祖　隆; 隆養祖; 隆雅松本; 中村　光男; 光男中村
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2016-03-31
Filing date: 2016-03-31
Publication date: 2018-09-26
Anticipated expiration: 2036-03-31
Also published as: JP2017180362A

Description

本発明は、エンジンの制御装置に関し、特に、可変動弁機構によって排気弁の開閉時期を制御するエンジンの制御装置に関する。 The present invention relates to an engine control device, and more particularly to an engine control device that controls the opening / closing timing of an exhaust valve by a variable valve mechanism.

従来から、エンジンの排気行程において排気弁を開弁すると、高圧の燃焼室から低圧の排気ポートに向かう圧力波が発生することが知られている。この圧力波は、排気弁の開弁と同時に発生し、所定の振動数で伝達される。そして、例えば特許文献１では、排気弁を開弁した際の圧力波の負圧に着目して、負圧発生時に吸気弁を開弁することで吸気口から燃焼室を通り、排気口から排気ポートに至る気流を作り出し、この気流によって燃焼室内の掃気効率を高めることとしている。 Conventionally, it is known that when an exhaust valve is opened in an exhaust stroke of an engine, a pressure wave from a high pressure combustion chamber to a low pressure exhaust port is generated. This pressure wave is generated simultaneously with the opening of the exhaust valve and is transmitted at a predetermined frequency. For example, in Patent Document 1, paying attention to the negative pressure of the pressure wave when the exhaust valve is opened, the intake valve is opened when negative pressure is generated, so that the exhaust valve passes through the combustion chamber and exhausts from the exhaust port. An airflow to the port is created, and this airflow increases scavenging efficiency in the combustion chamber.

特開２０１０−８４５２９号公報JP 2010-84529 A

また、特許文献１では、圧力波が負圧を発生させるタイミングで吸気弁と排気弁とをオーバーラップさせて開弁させることにより燃焼室内の掃気効率を高めることに加え、排気弁の開弁時期を、エンジン回転数の上昇に伴って進角させることとしている。即ち、エンジンの回転数が上昇し、かつ排気弁を開くタイミングを同一とした場合、圧力波の負圧が発生するタイミングが、クランク角度との関係において遅角されることとなる。従って、特許文献１では、排気弁を開くタイミングをエンジン回転数の上昇に伴って進角させることにより、圧力波の発生のタイミングをも進角させている。そして、圧力波の発生のタイミングがクランク角に対して進角すれば、圧力波の負圧が発生するタイミングもクランク角に対して進角することとなり、その結果、負圧波の発生時期を吸気弁と排気弁がオーバーラップして開弁している時期にまで進角させることができる。 Further, in Patent Document 1, in addition to increasing the scavenging efficiency in the combustion chamber by opening the intake valve and the exhaust valve so as to overlap each other at the timing when the pressure wave generates negative pressure, the valve opening timing of the exhaust valve is increased. Is advanced as the engine speed increases. That is, when the engine speed increases and the timing for opening the exhaust valve is the same, the timing at which the negative pressure of the pressure wave is generated is retarded in relation to the crank angle. Therefore, in Patent Document 1, the timing of generating the pressure wave is advanced by advancing the timing of opening the exhaust valve as the engine speed increases. If the pressure wave generation timing is advanced with respect to the crank angle, the pressure wave negative pressure generation timing is also advanced with respect to the crank angle, and as a result, the negative pressure wave generation timing is inhaled. The valve can be advanced to a time when the valve and the exhaust valve are overlapped and opened.

しかしながら、エンジンの回転数の上昇に伴って排気弁の開弁時期を進角させた場合、エンジンの排気行程開始前、即ち直前の膨張行程から排気弁を開弁させることとなってしまい、トルク損失によってエンジンの出力を低下させてしまう可能性があった。 However, if the opening timing of the exhaust valve is advanced as the engine speed increases, the exhaust valve is opened before the start of the exhaust stroke of the engine, that is, immediately before the expansion stroke. Loss could reduce engine output.

そこで、本発明は、上述した課題を解決するためになされたものであり、膨張行程におけるトルク損失を最低限に抑えつつ、圧力波の負圧が発生するタイミングと、吸気弁及び排気弁のオーバーラップのタイミングを合わせることにより掃気効率を高めることができるエンジンの制御装置を提供することを目的とする。 Accordingly, the present invention has been made to solve the above-described problems, and minimizes the torque loss during the expansion stroke, while the negative pressure of the pressure wave is generated, and the intake valve and the exhaust valve are overloaded. An object of the present invention is to provide an engine control device that can improve scavenging efficiency by adjusting the timing of laps.

上記課題を解決するために、本発明は、エンジンの排気行程において吸気弁及び排気弁をオーバーラップさせて開弁するエンジンの制御装置であって、排気行程における排気弁の開弁時期は、エンジン回転数が高くなるほど進角するようになっており、エンジン回転数に応じた排気弁の開弁時期が、排気行程開始前となる場合には、その排気行程開始前のエンジンの膨張行程において排気弁を開弁させると共にその膨張行程の終了と同時に閉弁させて予備排気を行わせ且つその膨張行程に続く排気行程の開始と同時に排気弁を開弁させる。 In order to solve the above-described problems, the present invention provides an engine control device that opens an exhaust valve and an exhaust valve by overlapping each other in an exhaust stroke of the engine, and the opening timing of the exhaust valve in the exhaust stroke is The higher the engine speed, the more the engine is advanced. When the exhaust valve opening timing corresponding to the engine speed is before the start of the exhaust stroke , the exhaust gas is exhausted during the expansion stroke of the engine before the start of the exhaust stroke. The valve is opened and closed simultaneously with the end of the expansion stroke to perform preliminary exhaust, and the exhaust valve is opened simultaneously with the start of the exhaust stroke following the expansion stroke .

このように構成された本発明によれば、排気行程における排気弁の開弁時期を、エンジン回転数の上昇に応じて進角させることができる。これにより、排気時の圧力波が負圧を発生させるタイミングで吸気弁と排気弁とをオーバーラップさせて開弁させることができる。これにより、燃焼室内の掃気効率を高めることができる。また、排気弁の開弁時期をエンジン回転数に応じて進角させた場合において、排気弁の開弁時期が排気行程開始前となるような場合には、排気行程開始前のエンジンの膨張行程において排気弁を開弁させると共にその膨張行程の終了と同時に閉弁させて予備排気を行わせ且つその膨張行程に続く排気行程の開始と同時に排気弁を開弁させる。膨張行程において予備排気を行うことで排気時の圧力波を発生させることができ、これにより、圧力波の発生を早め、負圧波が発生するタイミングで吸気弁と排気弁とをオーバーラップさせて開弁させることができる。 According to the present invention configured as described above, the opening timing of the exhaust valve in the exhaust stroke can be advanced according to the increase in the engine speed. Thereby, the intake valve and the exhaust valve can be overlapped and opened at the timing when the pressure wave during exhaust generates negative pressure. Thereby, scavenging efficiency in the combustion chamber can be increased. Further, when the exhaust valve opening timing is advanced according to the engine speed, and the exhaust valve opening timing is before the exhaust stroke start, the engine expansion stroke before the exhaust stroke start is started. The exhaust valve is opened and closed simultaneously with the end of the expansion stroke to perform preliminary exhaust, and the exhaust valve is opened simultaneously with the start of the exhaust stroke following the expansion stroke . By performing preliminary exhaust during the expansion stroke, it is possible to generate a pressure wave at the time of exhaust, thereby speeding up the generation of the pressure wave and opening the intake valve and the exhaust valve by overlapping at the timing when the negative pressure wave is generated. Can be valved.

また、本発明において、好ましくは、前記予備排気時における前記排気弁の開弁時期は、前記エンジン回転数が高くなるほど進角される。 In the present invention, it is preferable that the opening timing of the exhaust valve during the preliminary exhaust is advanced as the engine speed increases.

このように構成された本発明によれば、エンジン回転数が更に上昇した場合においても、圧力波が負圧を発生させるタイミングで吸気弁と排気弁とをオーバーラップさせて開弁させることができる。 According to the present invention configured as described above, even when the engine speed further increases, the intake valve and the exhaust valve can be overlapped and opened at the timing when the pressure wave generates negative pressure. .

以上のように、本発明によれば、膨張行程におけるトルク損失を最低限に抑えつつ、圧力波の負圧が発生するタイミングと、吸気弁及び排気弁のオーバーラップのタイミングを合わせることにより掃気効率を高めることができる。 As described above, according to the present invention, the scavenging efficiency is achieved by matching the timing at which the negative pressure of the pressure wave is generated with the timing of the overlap between the intake valve and the exhaust valve while minimizing torque loss in the expansion stroke. Can be increased.

本発明の実施形態によるエンジンの概略構成図である。1 is a schematic configuration diagram of an engine according to an embodiment of the present invention. 本発明の実施形態による可変動弁機構の概略構成図である。It is a schematic block diagram of the variable valve mechanism by embodiment of this invention. 本発明の実施形態による可変動弁機構の動作を示すグラフである。It is a graph which shows operation | movement of the variable valve mechanism by embodiment of this invention. 本発明の実施形態によるエンジンの制御ブロック図である。It is a control block diagram of the engine by the embodiment of the present invention. 本発明の実施形態による吸気弁及び排気弁の動作を示すグラフである。It is a graph which shows operation | movement of the intake valve and exhaust valve by embodiment of this invention. 本発明の実施形態による吸気弁及び排気弁の動作を示すグラフである。It is a graph which shows operation | movement of the intake valve and exhaust valve by embodiment of this invention. 本発明の実施形態による吸気弁及び排気弁の動作を示すグラフである。It is a graph which shows operation | movement of the intake valve and exhaust valve by embodiment of this invention.

以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態によるエンジンについて説明する。 Hereinafter, an engine according to an embodiment of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.

まず、図１を参照して、本発明の実施形態によるエンジンの構成について説明する。図１は、本発明の実施形態によるエンジンの概略構成図である。 First, the configuration of an engine according to an embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an engine according to an embodiment of the present invention.

図１に示すように、エンジン１は、車両に搭載される、少なくともガソリンを含有する燃料が供給されるガソリンエンジンである。エンジン１は、複数の気筒１８が設けられたシリンダブロック１１（なお、図１では、１つの気筒のみを図示するが、例えば４つの気筒が直列に設けられる）と、このシリンダブロック１１上に配設されたシリンダヘッド１２と、シリンダブロック１１の下側に配設され、エンジンオイルが貯留されたオイルパン１３とを有している。各気筒１８内には、コンロッド１４２を介してクランクシャフト１５と連結されているピストン１４が往復動可能に嵌挿されている。ピストン１４の頂面には、ディーゼルエンジンの燃焼室に適用されるリエントラント型燃焼室を形成するようなキャビティ１４１が設けられている。キャビティ１４１は、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置するときには、インジェクタ６７に相対する。そして、シリンダヘッド１２と、気筒１８と、キャビティ１４１を有するピストン１４とが、燃焼室１９を画定する。なお、燃焼室１９の形状は、図示する形状に限定されるものではない。例えばキャビティ１４１の形状、ピストン１４の頂面形状、及び、燃焼室１９の天井部の形状等は、適宜変更することが可能である。 As shown in FIG. 1, the engine 1 is a gasoline engine mounted on a vehicle and supplied with fuel containing at least gasoline. The engine 1 includes a cylinder block 11 provided with a plurality of cylinders 18 (in FIG. 1, only one cylinder is illustrated, but four cylinders are provided in series, for example), and the cylinder block 11 is disposed on the cylinder block 11. The cylinder head 12 is provided, and the oil pan 13 is disposed below the cylinder block 11 and stores engine oil. A piston 14 connected to the crankshaft 15 via a connecting rod 142 is fitted in each cylinder 18 so as to be able to reciprocate. The top surface of the piston 14 is provided with a cavity 141 that forms a reentrant combustion chamber that is applied to the combustion chamber of a diesel engine. The cavity 141 is opposed to the injector 67 when the piston 14 is positioned near the compression top dead center. The cylinder head 12, the cylinder 18, and the piston 14 having the cavity 141 define a combustion chamber 19. The shape of the combustion chamber 19 is not limited to the shape illustrated. For example, the shape of the cavity 141, the top surface shape of the piston 14, the shape of the ceiling portion of the combustion chamber 19, and the like can be changed as appropriate.

このエンジン１は、理論熱効率の向上や、圧縮着火燃焼の安定化等を目的として、１５以上の比較的高い幾何学的圧縮比に設定されている。なお、幾何学的圧縮比は１５以上２０以下程度の範囲で、適宜設定すればよい。 The engine 1 is set to a relatively high geometric compression ratio of 15 or more for the purpose of improving the theoretical thermal efficiency, stabilizing compression ignition combustion, and the like. In addition, what is necessary is just to set a geometric compression ratio suitably in the range of about 15-20.

シリンダヘッド１２には、気筒１８毎に、燃焼室１９に連通する吸気ポート１６及び排気ポート１７が形成されていると共に、これら吸気ポート１６及び排気ポート１７には、燃焼室１９側の開口を開閉する吸気弁２１及び排気弁２２がそれぞれ配設されている。 In the cylinder head 12, an intake port 16 and an exhaust port 17 communicating with the combustion chamber 19 are formed for each cylinder 18, and an opening on the combustion chamber 19 side is opened and closed in the intake port 16 and the exhaust port 17. An intake valve 21 and an exhaust valve 22 are disposed respectively.

シリンダヘッド１２には、気筒１８毎に、気筒１８内に燃料を直接噴射する（直噴）インジェクタ６７が取り付けられている。インジェクタ６７は、その噴口が燃焼室１９の天井面の中央部分から、その燃焼室１９内に臨むように配設されている。インジェクタ６７は、エンジン１の運転状態に応じて設定された噴射タイミングでかつ、エンジン１の運転状態に応じた量の燃料を、燃焼室１９内に直接噴射する。この例において、インジェクタ６７は、詳細な図示は省略するが、複数の噴口を有する多噴口型のインジェクタである。これによって、インジェクタ６７は、燃料噴霧が、燃焼室１９の中心位置から放射状に広がるように、燃料を噴射する。ピストン１４が圧縮上死点付近に位置するタイミングで、燃焼室１９の中央部分から放射状に広がるように噴射された燃料噴霧は、ピストン頂面に形成されたキャビティ１４１の壁面に沿って流動する。換言すれば、キャビティ１４１は、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置するタイミングで噴射された燃料噴霧を、その内部に収めるように形成されている。この多噴口型のインジェクタ６７とキャビティ１４１との組み合わせは、燃料の噴射後、混合気形成期間を短くすると共に、燃焼期間を短くする上で有利な構成である。なお、インジェクタ６７は、多噴口型のインジェクタに限定されず、外開弁タイプのインジェクタを採用してもよい。 For each cylinder 18, an injector 67 that directly injects fuel into the cylinder 18 (direct injection) is attached to the cylinder head 12. The injector 67 is disposed so that its nozzle hole faces the inside of the combustion chamber 19 from the central portion of the ceiling surface of the combustion chamber 19. The injector 67 directly injects an amount of fuel into the combustion chamber 19 at an injection timing set according to the operating state of the engine 1 and according to the operating state of the engine 1. In this example, the injector 67 is a multi-hole injector having a plurality of nozzle holes, although detailed illustration is omitted. Thereby, the injector 67 injects the fuel so that the fuel spray spreads radially from the center position of the combustion chamber 19. At the timing when the piston 14 is positioned near the compression top dead center, the fuel spray injected radially from the central portion of the combustion chamber 19 flows along the wall surface of the cavity 141 formed on the top surface of the piston. In other words, the cavity 141 is formed so that the fuel spray injected at the timing when the piston 14 is positioned near the compression top dead center is contained therein. This combination of the multi-hole injector 67 and the cavity 141 is an advantageous configuration for shortening the mixture formation period and the combustion period after fuel injection. In addition, the injector 67 is not limited to a multi-hole injector, and may be an open valve type injector.

図外の燃料タンクとインジェクタ６７との間は、燃料供給経路によって互いに連結されている。この燃料供給経路上には、燃料ポンプ６３とコモンレール６４とを含み、かつ、インジェクタ６７に、比較的高い燃料圧力で燃料を供給することが可能な燃料供給システム６２が介設されている。燃料ポンプ６３は、燃料タンクからコモンレール６４に燃料を圧送し、コモンレール６４は圧送された燃料を、比較的高い燃料圧力で蓄えることが可能である。インジェクタ６７が開弁することによって、コモンレール６４に蓄えられている燃料がインジェクタ６７の噴口から噴射される。ここで、燃料ポンプ６３は、図示は省略するが、プランジャー式のポンプであり、エンジン１によって駆動される。このエンジン駆動のポンプを含む構成の燃料供給システム６２は、３０ＭＰａ以上の高い燃料圧力の燃料を、インジェクタ６７に供給することを可能にする。燃料圧力は、最高で１２０ＭＰａ程度に設定してもよい。インジェクタ６７に供給される燃料の圧力は、エンジン１の運転状態に応じて変更される。なお、燃料供給システム６２は、この構成に限定されるものではない。 A fuel tank (not shown) and the injector 67 are connected to each other by a fuel supply path. A fuel supply system 62 including a fuel pump 63 and a common rail 64 and capable of supplying fuel to the injector 67 at a relatively high fuel pressure is interposed on the fuel supply path. The fuel pump 63 pumps fuel from the fuel tank to the common rail 64, and the common rail 64 can store the pumped fuel at a relatively high fuel pressure. When the injector 67 is opened, the fuel stored in the common rail 64 is injected from the injection port of the injector 67. Here, although not shown, the fuel pump 63 is a plunger type pump and is driven by the engine 1. The fuel supply system 62 configured to include this engine-driven pump enables the fuel with a high fuel pressure of 30 MPa or more to be supplied to the injector 67. The fuel pressure may be set to about 120 MPa at the maximum. The pressure of the fuel supplied to the injector 67 is changed according to the operating state of the engine 1. The fuel supply system 62 is not limited to this configuration.

シリンダヘッド１２にはまた、燃焼室１９内の混合気に強制点火（具体的には火花点火）する点火プラグ２５が取り付けられている。点火プラグ２５は、この例では、エンジン１の排気側から斜め下向きに延びるように、シリンダヘッド１２内を貫通して配置されている。点火プラグ２５の先端は、圧縮上死点に位置するピストン１４のキャビティ１４１内に臨んで配置される。 An ignition plug 25 for forcibly igniting the air-fuel mixture in the combustion chamber 19 (specifically, spark ignition) is also attached to the cylinder head 12. In this example, the spark plug 25 is disposed through the cylinder head 12 so as to extend obliquely downward from the exhaust side of the engine 1. The tip of the spark plug 25 is disposed facing the cavity 141 of the piston 14 located at the compression top dead center.

エンジン１の一側面には、各気筒１８の吸気ポート１６に連通するように吸気通路３０が接続されている。一方、エンジン１の他側面には、各気筒１８の燃焼室１９からの既燃ガス（排気ガス）を排出する排気通路４０が接続されている。 An intake passage 30 is connected to one side of the engine 1 so as to communicate with the intake port 16 of each cylinder 18. On the other hand, an exhaust passage 40 for discharging burned gas (exhaust gas) from the combustion chamber 19 of each cylinder 18 is connected to the other side of the engine 1.

吸気通路３０の上流端部には、吸入空気を濾過するエアクリーナ３１が配設され、その下流側には、各気筒１８への吸入空気量を調節するスロットル弁３６が配設されている。また、吸気通路３０における下流端近傍には、サージタンク３３が配設されている。このサージタンク３３よりも下流側の吸気通路３０は、気筒１８毎に分岐する独立通路とされ、これら各独立通路の下流端が各気筒１８の吸気ポート１６にそれぞれ接続されている。 An air cleaner 31 that filters intake air is disposed at the upstream end of the intake passage 30, and a throttle valve 36 that adjusts the amount of intake air to each cylinder 18 is disposed downstream thereof. A surge tank 33 is disposed near the downstream end of the intake passage 30. The intake passage 30 on the downstream side of the surge tank 33 is an independent passage branched for each cylinder 18, and the downstream end of each independent passage is connected to the intake port 16 of each cylinder 18.

排気通路４０の上流側の部分は、気筒１８毎に分岐して排気ポート１７の外側端に接続された独立通路と該各独立通路が集合する集合部とを有する排気マニホールドによって構成されている。この排気通路４０における排気マニホールドよりも下流側には、排気ガス中の有害成分を浄化する排気浄化装置として、直キャタリスト４１とアンダーフットキャタリスト４２とがそれぞれ接続されている。直キャタリスト４１及びアンダーフットキャタリスト４２はそれぞれ、筒状ケースと、そのケース内の流路に配置した、例えば三元触媒とを備えて構成されている。 The upstream portion of the exhaust passage 40 is constituted by an exhaust manifold having an independent passage branched for each cylinder 18 and connected to the outer end of the exhaust port 17 and a collecting portion where the independent passages gather. A direct catalyst 41 and an underfoot catalyst 42 are connected downstream of the exhaust manifold in the exhaust passage 40 as exhaust purification devices for purifying harmful components in the exhaust gas. Each of the direct catalyst 41 and the underfoot catalyst 42 includes a cylindrical case and, for example, a three-way catalyst disposed in a flow path in the case.

吸気通路３０におけるサージタンク３３とスロットル弁３６との間の部分と、排気通路４０における直キャタリスト４１よりも上流側の部分とは、排気ガスの一部を吸気通路３０に還流するためのＥＧＲ通路５０を介して接続されている。このＥＧＲ通路５０は、排気ガスをエンジン冷却水によって冷却するためのＥＧＲクーラ５２が配設された主通路５１を含んで構成されている。主通路５１には、排気ガスの吸気通路３０への還流量を調整するためのＥＧＲ弁５１１が配設されている。 A portion between the surge tank 33 and the throttle valve 36 in the intake passage 30 and a portion upstream of the direct catalyst 41 in the exhaust passage 40 are used for returning a part of the exhaust gas to the intake passage 30. They are connected via a passage 50. The EGR passage 50 includes a main passage 51 in which an EGR cooler 52 for cooling the exhaust gas with engine coolant is disposed. The main passage 51 is provided with an EGR valve 511 for adjusting the recirculation amount of the exhaust gas to the intake passage 30.

また、エンジン１は、制御手段としてのパワートレイン・コントロール・モジュール（以下では「ＰＣＭ」と呼ぶ。）１０によって制御される。ＰＣＭ１０は、ＣＰＵ、メモリ、カウンタタイマ群、インターフェース及びこれらのユニットを接続するパスを有するマイクロプロセッサで構成されており、このＰＣＭ１０が制御器を構成する。 The engine 1 is controlled by a powertrain control module (hereinafter referred to as “PCM”) 10 as control means. The PCM 10 is constituted by a microprocessor having a CPU, a memory, a counter timer group, an interface, and a path connecting these units, and this PCM 10 constitutes a controller.

図２は、吸気弁及び排気弁に適用される可変動弁機構の概略構成図である。ここでは、排気弁２２に適用される排気側可変動弁機構７２について詳述するが、吸気弁２１に適用される吸気側可変動弁機構７１も同一の構成を有している。 FIG. 2 is a schematic configuration diagram of a variable valve mechanism applied to an intake valve and an exhaust valve. Here, the exhaust side variable valve mechanism 72 applied to the exhaust valve 22 will be described in detail, but the intake side variable valve mechanism 71 applied to the intake valve 21 also has the same configuration.

図２に示すように、排気弁２２に適用される可変動弁機構７２は、外部から供給されたエンジンオイルが通過するオイル供給路７２ａと、オイル供給路７２ａ上に設けられた三方弁としてのソレノイドバルブ７２ｂと、オイル供給路７２ａからソレノイドバルブ７２ｂを介して供給されたエンジンオイルが充填される圧力室７２ｃと、を有する。ソレノイドバルブ７２ｂは、通電されていない状態では開弁しており、通電されている状態では閉弁する。そして、ソレノイドバルブ７２ｂの上流側のオイル供給路７２ａ上には、図示しない逆止弁などが設けられており、オイル供給路７２ａ内をエンジンオイルが逆流しないように構成されている。このような可変動弁機構７２では、ソレノイドバルブ７２ｂが通電しておらず開弁している場合に、オイル供給路７２ａと圧力室７２ｃとが流体連通される。これにより、オイル供給路７２ａからのエンジンオイルは、圧力室７２ｃへと供給される（図２中の矢印Ａ１１参照）。 As shown in FIG. 2, the variable valve mechanism 72 applied to the exhaust valve 22 includes an oil supply path 72a through which engine oil supplied from the outside passes, and a three-way valve provided on the oil supply path 72a. A solenoid valve 72b and a pressure chamber 72c filled with engine oil supplied from the oil supply path 72a via the solenoid valve 72b. The solenoid valve 72b is opened when not energized, and is closed when energized. A check valve (not shown) or the like is provided on the oil supply path 72a on the upstream side of the solenoid valve 72b so that the engine oil does not flow back through the oil supply path 72a. In such a variable valve mechanism 72, when the solenoid valve 72b is not energized and opened, the oil supply path 72a and the pressure chamber 72c are in fluid communication. Thereby, the engine oil from the oil supply path 72a is supplied to the pressure chamber 72c (see arrow A11 in FIG. 2).

また、可変動弁機構７２は、タイミングベルトなどを介してクランクシャフト１５の回転が伝達される排気カムシャフト２３上に設けられたカム７２ｄと、カム７２ｄから伝達された力により揺動するローラーフィンガーフォロア７２ｅと、圧力室７２ｃに連結されており、ローラーフィンガーフォロア７２ｅによって動作されて、圧力室７２ｃ内のエンジンオイルの圧力（油圧）を上昇させるポンプユニット７２ｆと、を有する。加えて、可変動弁機構７２は、ソレノイドバルブ７２ｂを介して圧力室７２ｃに連結され、圧力室７２ｃ内の油圧によって排気弁２２を開弁させるように動作するブレーキユニット７２ｇと、ブレーキユニット７２ｇが動作していないときに排気弁２２の閉状態を維持するための力を付与するバルブスプリング７２ｈと、を有する。このような可変動弁機構７２では、ソレノイドバルブ７２ｂが閉弁すると、オイル供給路７２ａと圧力室７２ｃとの流体連通が遮断され、同時に、圧力室７２ｃとブレーキユニット７２ｇとが流体連通されることで、圧力室７２ｃ内の油圧がブレーキユニット７２ｇに作用する（図２中の矢印Ａ１２参照）。 The variable valve mechanism 72 includes a cam 72d provided on the exhaust camshaft 23 to which the rotation of the crankshaft 15 is transmitted via a timing belt and the like, and a roller finger that swings by a force transmitted from the cam 72d. It has a follower 72e and a pump unit 72f connected to the pressure chamber 72c and operated by the roller finger follower 72e to increase the pressure (hydraulic pressure) of engine oil in the pressure chamber 72c. In addition, the variable valve mechanism 72 is connected to the pressure chamber 72c via a solenoid valve 72b, and operates so that the exhaust valve 22 is opened by the hydraulic pressure in the pressure chamber 72c. And a valve spring 72h for applying a force for maintaining the exhaust valve 22 in a closed state when not operating. In such a variable valve mechanism 72, when the solenoid valve 72b is closed, the fluid communication between the oil supply path 72a and the pressure chamber 72c is interrupted, and at the same time, the pressure chamber 72c and the brake unit 72g are in fluid communication. Thus, the hydraulic pressure in the pressure chamber 72c acts on the brake unit 72g (see arrow A12 in FIG. 2).

可変動弁機構７２が排気弁２２を開弁させる動作について具体的に説明する。カム７２ｄが排気カムシャフト２３と同期して回転すると、カム７２ｄに形成されたカム山（換言するとカムロブ）が所定時間にわたってローラーフィンガーフォロア７２ｅに接触する。そして、カム山がローラーフィンガーフォロアに接触している間、カム山がローラーフィンガーフォロア７２ｅをポンプユニット７２ｆ方向に押し込む。ローラーフィンガーフォロア７２ｅがポンプユニット７２ｆ方向に押し込まれると、ローラーフィンガーフォロア７２ｅがポンプユニット７２ｆを付勢して、ポンプユニット７２ｆが圧力室７１ｃ内のエンジンオイルを圧縮する。これにより、圧力室７２ｃ内の油圧が上昇する。そして、圧力室７２ｃ内の油圧が上昇している間にソレノイドバルブ７２ｂを閉弁すると、上昇した圧力室７２ｃ内の油圧がブレーキユニット７２ｇに作用する。これにより、ブレーキユニット７２ｇが排気弁２２を付勢し、排気弁２２がリフトして開弁する。 The operation of the variable valve mechanism 72 for opening the exhaust valve 22 will be specifically described. When the cam 72d rotates in synchronization with the exhaust camshaft 23, a cam crest (in other words, a cam lobe) formed on the cam 72d contacts the roller finger follower 72e for a predetermined time. Then, while the cam mountain is in contact with the roller finger follower, the cam mountain pushes the roller finger follower 72e toward the pump unit 72f. When the roller finger follower 72e is pushed in the direction of the pump unit 72f, the roller finger follower 72e biases the pump unit 72f, and the pump unit 72f compresses the engine oil in the pressure chamber 71c. Thereby, the hydraulic pressure in the pressure chamber 72c increases. When the solenoid valve 72b is closed while the hydraulic pressure in the pressure chamber 72c is rising, the increased hydraulic pressure in the pressure chamber 72c acts on the brake unit 72g. Thereby, the brake unit 72g urges the exhaust valve 22, and the exhaust valve 22 is lifted and opened.

基本的には、カム７２ｄに形成されたカム山の先行側端面７２ｉがローラーフィンガーフォロア７２ｅに作用している間の何処かのタイミングでソレノイドバルブ７２ｂを閉弁すると、排気弁２２を開弁させることができる。したがって、可変動弁機構７２では、ソレノイドバルブ７２ｂを開状態から閉状態に切り替えるタイミングを変えることで、排気弁２２の開弁時期を変化させることができる。一方で、可変動弁機構７２では、ソレノイドバルブ７２ｂを閉状態から開状態に切り替えるタイミングを変えることで、排気弁２２の閉弁時期を変化させることができる。本実施形態では、排気行程において排気弁２２を開弁できるように、カム７２ｄ上の所定位置にカム山が形成されている。 Basically, if the solenoid valve 72b is closed at some timing while the leading end surface 72i of the cam crest formed on the cam 72d is acting on the roller finger follower 72e, the exhaust valve 22 is opened. be able to. Therefore, in the variable valve mechanism 72, the valve opening timing of the exhaust valve 22 can be changed by changing the timing of switching the solenoid valve 72b from the open state to the closed state. On the other hand, in the variable valve mechanism 72, the valve closing timing of the exhaust valve 22 can be changed by changing the timing of switching the solenoid valve 72b from the closed state to the open state. In the present embodiment, a cam crest is formed at a predetermined position on the cam 72d so that the exhaust valve 22 can be opened in the exhaust stroke.

図３は、可変動弁機構７２の動作を示すグラフである。図３（ａ）の上には、可変動弁機構７２によって排気弁２２を比較的早い時期ｔ１１にて開弁させたときの排気弁２２の動作（リフトカーブ）を示しており、図３（ａ）の下には、このように排気弁２２を動作させたときの可変動弁機構７２のソレノイドバルブ７２ｂの開閉状態を示している。図３（ａ）は、カム山がローラーフィンガーフォロア７２ｅに作用している全期間にわたって、ソレノイドバルブ７２ｂを閉じているときの動作を示す。一方で図３（ｂ）は、カム山がローラーフィンガーフォロア７２ｅに作用してから所定期間後の時期ｔ１２においてソレノイドバルブ７２ｂを閉じたときの動作を示す。 FIG. 3 is a graph showing the operation of the variable valve mechanism 72. FIG. 3 (a) shows the operation (lift curve) of the exhaust valve 22 when the variable valve mechanism 72 opens the exhaust valve 22 at a relatively early timing t11. Below a), the open / close state of the solenoid valve 72b of the variable valve mechanism 72 when the exhaust valve 22 is operated in this way is shown. FIG. 3A shows the operation when the solenoid valve 72b is closed over the entire period in which the cam crest is acting on the roller finger follower 72e. On the other hand, FIG. 3B shows the operation when the solenoid valve 72b is closed at time t12 after a predetermined period from when the cam crest acts on the roller finger follower 72e.

図３（ａ）と図３（ｂ）とを比較すると、図３（ｂ）に示すように、時刻ｔ１２においてソレノイドバルブ７２ｂを閉じると、時刻ｔ１２から排気弁２２のリフトが開始し、図４（ａ）の場合と比較して遅い時期に排気弁２２を開弁させることができる。即ち、時刻ｔ１２においてソレノイドバルブ７２ｂを閉じると、圧力室７２ｃ内の圧力が上昇するためブレーキユニット７２ｇに作用している油圧が上昇し、これにより排気弁２２が開弁する。このように、ソレノイドバルブ７２ｅを閉じるタイミングを制御することにより、排気弁２２が閉弁するタイミングを制御することができる。 Comparing FIG. 3 (a) and FIG. 3 (b), as shown in FIG. 3 (b), when the solenoid valve 72b is closed at time t12, the lift of the exhaust valve 22 starts from time t12. The exhaust valve 22 can be opened at a later time than in the case of (a). That is, when the solenoid valve 72b is closed at time t12, the pressure in the pressure chamber 72c increases, so that the hydraulic pressure acting on the brake unit 72g increases, thereby opening the exhaust valve 22. Thus, the timing at which the exhaust valve 22 is closed can be controlled by controlling the timing at which the solenoid valve 72e is closed.

図４は、本発明の実施形態によるエンジンの制御ブロック図である。図４に示すように、ＰＣＭ１０には、各種のセンサＳＷ１、ＳＷ２、ＳＷ４〜ＳＷ１８の検出信号が入力される。具体的には、ＰＣＭ１０には、エアクリーナ３１の下流側で、新気の流量を検出するエアフローセンサＳＷ１の検出信号と、新気の温度を検出する吸気温度センサＳＷ２の検出信号と、ＥＧＲ通路５０における吸気通路３０との接続部近傍に配置されかつ、外部ＥＧＲガスの温度を検出するＥＧＲガス温センサＳＷ４の検出信号と、吸気ポート１６に取り付けられかつ、気筒１８内に流入する直前の吸気の温度を検出する吸気ポート温度センサＳＷ５の検出信号と、シリンダヘッド１２に取り付けられかつ、気筒１８内の圧力を検出する筒内圧センサＳＷ６の検出信号と、排気通路４０におけるＥＧＲ通路５０の接続部近傍に配置されかつ、それぞれ排気温度及び排気圧力を検出する排気温センサＳＷ７及び排気圧センサＳＷ８の検出信号と、直キャタリスト４１の上流側に配置されかつ、排気中の酸素濃度を検出するリニアＯ₂センサＳＷ９の検出信号と、直キャタリスト４１とアンダーフットキャタリスト４２との間に配置されかつ、排気中の酸素濃度を検出するラムダＯ₂センサＳＷ１０の検出信号と、エンジン冷却水の温度を検出する水温センサＳＷ１１の検出信号と、クランクシャフト１５の回転角を検出するクランク角センサＳＷ１２の検出信号と、車両のアクセルペダル（図示省略）の操作量に対応したアクセル開度を検出するアクセル開度センサＳＷ１３の検出信号と、吸気側及び排気側のカム角センサＳＷ１４、ＳＷ１５の検出信号と、燃料供給システム６２のコモンレール６４に取り付けられかつ、インジェクタ６７に供給する燃料圧力を検出する燃圧センサＳＷ１６の検出信号と、エンジン１の油圧を検出する油圧センサＳＷ１７の検出信号と、エンジンオイルの油温を検出する油温センサＳＷ１８の検出信号と、が入力される。 FIG. 4 is a control block diagram of the engine according to the embodiment of the present invention. As shown in FIG. 4, detection signals of various sensors SW1, SW2, SW4 to SW18 are input to the PCM 10. Specifically, on the downstream side of the air cleaner 31, the PCM 10 includes a detection signal of an air flow sensor SW 1 that detects a flow rate of fresh air, a detection signal of an intake air temperature sensor SW 2 that detects the temperature of fresh air, and an EGR passage 50. The detection signal of the EGR gas temperature sensor SW4 that is disposed in the vicinity of the connection portion with the intake passage 30 and detects the temperature of the external EGR gas, and the intake air that is attached to the intake port 16 and immediately before flowing into the cylinder 18 The detection signal of the intake port temperature sensor SW5 for detecting the temperature, the detection signal of the in-cylinder pressure sensor SW6 attached to the cylinder head 12 and detecting the pressure in the cylinder 18, and the vicinity of the connection portion of the EGR passage 50 in the exhaust passage 40 And the detection signals of the exhaust temperature sensor SW7 and the exhaust pressure sensor SW8 that detect the exhaust temperature and the exhaust pressure, respectively. And it is disposed on the upstream side of the direct catalyst 41, disposed between the detection signal of the linear O ₂ sensor SW9 for detecting the oxygen concentration in the exhaust gas, the direct catalyst 41 and underfoot catalyst 42 and the exhaust A detection signal of a lambda O ₂ sensor SW10 that detects the oxygen concentration of the engine, a detection signal of a water temperature sensor SW11 that detects the temperature of engine cooling water, a detection signal of a crank angle sensor SW12 that detects the rotation angle of the crankshaft 15, A detection signal of an accelerator opening sensor SW13 that detects an accelerator opening corresponding to an operation amount of an accelerator pedal (not shown) of the vehicle, detection signals of intake side and exhaust side cam angle sensors SW14 and SW15, and a fuel supply system A fuel pressure sensor S that is attached to the common rail 64 of 62 and detects the fuel pressure supplied to the injector 67. 16 a detection signal of a detection signal of the hydraulic sensor SW17 for detecting the oil pressure of the engine 1, and the detection signal of the oil temperature sensor SW18 for detecting the oil temperature of the engine oil, is input.

ＰＣＭ１０は、これらの検出信号に基づいて種々の演算を行うことによってエンジン１や車両の状態を判定し、これに応じて、（直噴）インジェクタ６７、点火プラグ２５、吸気弁２１ａ，２１ｂを制御する吸気側可変動弁機構７１、排気弁２２ａ，２２ｂを制御する排気側可変動弁機構７２、燃料供給システム６２、及び、各種の弁（スロットル弁３６、ＥＧＲ弁５１１）のアクチュエータに対して制御信号を出力する。こうしてＰＣＭ１０は、エンジン１を運転する。 The PCM 10 determines the state of the engine 1 and the vehicle by performing various calculations based on these detection signals, and controls the (direct injection) injector 67, the spark plug 25, and the intake valves 21a and 21b accordingly. Control for the intake side variable valve mechanism 71 that controls the exhaust valve 22a and 22b, the fuel supply system 62, and the actuators of various valves (throttle valve 36, EGR valve 511). Output a signal. Thus, the PCM 10 operates the engine 1.

次に、本実施形態の作用について詳述する。 Next, the operation of this embodiment will be described in detail.

図５は、本発明の実施形態による吸気弁及び排気弁の動作、並びに排気ポート内に生じる圧力波の変化を示すグラフであり、この図は、特に、エンジン回転数が低回転領域にある場合における吸気弁及び排気弁の動作を示す。図５中、実線Ｌ１は、排気弁２２のリフト量とクランク角との関係を示し、実線Ｌ２は、吸気弁２１のリフト量とクランク角との関係を示す。排気行程では、時期ｔ１から時期ｔ３の間に示すように、排気弁２２は、実線Ｌ１で表わされるリフトカーブに従って開弁する。そして、時期ｔ３において排気行程が終了する前の時期ｔ２において、吸気弁２１のリフトが開始し、吸気弁２１は、実線Ｌ２であらされるリフトカーブに従って開弁する。そして、排気弁２２と吸気弁２１は、時期ｔ２〜時期ｔ３にかけてオーバーラップして開弁している。図５（ｂ）は、排気ポート１７内での圧力波の挙動を示すグラフである。図５（ｂ）に示すように、時期ｔ１において排気弁２２のリフトが開始すると同時に開弁した排気弁２２で閉じられていた排気口から圧力波が発生する。圧力波は、所定の高次曲線を描きながら減衰する。そして、吸気側可変動弁機構７１は、圧力波の負圧が発生するタイミングにおいて、吸気弁２１と排気弁２２がオーバーラップして開弁するよう、吸気弁２１の開弁を制御する。これにより、排気ポート１７内で生じた負圧により燃焼室１９内が掃気され、燃焼室１９内への新気の充填効率を向上させることができる。 FIG. 5 is a graph showing the operation of the intake valve and the exhaust valve according to the embodiment of the present invention, and the change of the pressure wave generated in the exhaust port. In this graph, particularly, when the engine speed is in the low speed region. The operation of the intake valve and the exhaust valve in FIG. In FIG. 5, the solid line L1 indicates the relationship between the lift amount of the exhaust valve 22 and the crank angle, and the solid line L2 indicates the relationship between the lift amount of the intake valve 21 and the crank angle. In the exhaust stroke, the exhaust valve 22 opens according to the lift curve represented by the solid line L1, as shown between the time t1 and the time t3. Then, at time t2 before the exhaust stroke ends at time t3, the lift of the intake valve 21 starts, and the intake valve 21 opens according to the lift curve represented by the solid line L2. The exhaust valve 22 and the intake valve 21 are overlapped and opened from time t2 to time t3. FIG. 5B is a graph showing the behavior of the pressure wave in the exhaust port 17. As shown in FIG. 5B, a pressure wave is generated from the exhaust port closed by the opened exhaust valve 22 at the same time as the lift of the exhaust valve 22 starts at time t1. The pressure wave attenuates while drawing a predetermined higher order curve. The intake side variable valve mechanism 71 controls the opening of the intake valve 21 so that the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are opened at the timing when the negative pressure wave is generated. Thereby, the inside of the combustion chamber 19 is scavenged by the negative pressure generated in the exhaust port 17, and the efficiency of charging fresh air into the combustion chamber 19 can be improved.

ここで、エンジン回転数が増加した場合、クランク角に対する圧力波の速度が見た目上遅くなるため、排気弁２２の開弁時期をｔ１とすると圧力波は破線Ｌ４に示すような波形をとる。そして、破線Ｌ４によれば、負圧は、吸気弁２１と排気弁２２とがオーバーラップしている時期（時期ｔ２〜時期ｔ３）よりも遅れて発生することとなる。従って、エンジン回転数が増加して負圧波が破線Ｌ４に示す波形をとった場合、燃焼室１９内の掃気効率を高めることができない。 Here, when the engine speed increases, the speed of the pressure wave with respect to the crank angle becomes apparently slow. Therefore, when the opening timing of the exhaust valve 22 is t1, the pressure wave has a waveform as shown by a broken line L4. According to the broken line L4, the negative pressure is generated later than the time (time t2 to time t3) when the intake valve 21 and the exhaust valve 22 overlap. Therefore, when the engine speed increases and the negative pressure wave takes the waveform indicated by the broken line L4, the scavenging efficiency in the combustion chamber 19 cannot be increased.

図６は、図５に示す例と比較してエンジン回転数を上昇させた場合における吸気弁及び排気弁の動作、並びに圧力波を示すグラフである。図５に示す状態と比較してエンジン回転数が上昇した場合、図６の実線Ｌ１’によって示すように、排気側可変動弁機構７２は、排気弁２２の開弁時期を最大進角時期とし、時期ｔ１よりも更に早い時期ｔ０において排気弁２２を開弁する。これにより、排気ポート１７内で生じる圧力波は、破線Ｌ４で示す場合と比較して発生時期が早まり、排気弁２２が開弁する時期ｔ０において発生する、なお、実線Ｌ４’は、破線Ｌ４と同一の形状を有している。図６に示すように、エンジン回転数が上昇した場合、排気弁２２の開弁時期を早めることにより圧力波の発生時期も早まる。これにより、実線Ｌ４’によって示すように、圧力波の負圧は、吸気弁２１と排気弁２２との開弁時期がオーバーラップしている時期ｔ２〜時期ｔ３の間で発生することとなる。これにより、エンジン回転数が上昇した場合でも、燃焼室１９内の掃気効率を高めることができる。 FIG. 6 is a graph showing the operation of the intake and exhaust valves and the pressure wave when the engine speed is increased compared to the example shown in FIG. When the engine speed increases as compared with the state shown in FIG. 5, as shown by the solid line L1 ′ in FIG. 6, the exhaust side variable valve mechanism 72 sets the valve opening timing of the exhaust valve 22 as the maximum advance timing. The exhaust valve 22 is opened at a time t0 that is earlier than the time t1. As a result, the pressure wave generated in the exhaust port 17 is generated earlier than the time indicated by the broken line L4, and is generated at the time t0 when the exhaust valve 22 is opened. The solid line L4 ′ is the same as the broken line L4. Have the same shape. As shown in FIG. 6, when the engine speed increases, the pressure wave generation time is also advanced by increasing the opening timing of the exhaust valve 22. As a result, as indicated by the solid line L4 ', the negative pressure wave is generated between the time t2 and the time t3 when the valve opening timings of the intake valve 21 and the exhaust valve 22 overlap. Thereby, even when the engine speed increases, the scavenging efficiency in the combustion chamber 19 can be increased.

図７は、図６に示す例と比較して更にエンジン回転数を上昇させた場合における吸気弁及び排気弁の動作、並びに圧力波を示すグラフである。図６に示す状態では、排気弁２２を最大進角時期（時刻ｔ０）で開弁しているため、排気弁２２の開弁時期をこれ以上進角させることができない。従って、図６に示す状態よりもエンジン回転数が更に上昇した場合、排気側可変動弁機構７２は、排気行程（ｔ０〜ｔ３）の直前の膨張行程（ｔ０より前）において、圧力波を発生させるための予備排気を行う。予備排気行程において排気側可変動弁機構７２は、時期ｔ０よりも早い時期ｔ０’において排気弁２２を開弁させ、膨張行程が終わり、かつ排気行程が始まる時期ｔ０において排気弁２２を閉弁させる。これにより、実線Ｌ７によって示すように、時期ｔ０’において圧力波が発生する。実線Ｌ７で示す圧力波の波形は、図５に示す例で用いた圧力波の波形（図５では実線Ｌ４で示し、図６では破線Ｌ４で示す）よりも更に進角している。これにより、実線Ｌ７で示す圧力波の負圧は、吸気弁２１と排気弁２２がオーバーラップして開弁する時期ｔ２〜時期ｔ３の間で発生する。これにより、エンジン回転数が上昇した場合でも、燃焼室１９内の掃気効率を高めることができる。 FIG. 7 is a graph showing the operation of the intake valve and the exhaust valve and the pressure wave when the engine speed is further increased as compared with the example shown in FIG. In the state shown in FIG. 6, since the exhaust valve 22 is opened at the maximum advance timing (time t0), the valve opening timing of the exhaust valve 22 cannot be advanced any further. Therefore, when the engine speed further increases from the state shown in FIG. 6, the exhaust side variable valve mechanism 72 generates a pressure wave in the expansion stroke (before t0) immediately before the exhaust stroke (t0 to t3). Preliminary exhaust to make it happen. In the preliminary exhaust stroke, the exhaust-side variable valve mechanism 72 opens the exhaust valve 22 at time t0 ′ earlier than time t0, and closes the exhaust valve 22 at time t0 when the expansion stroke ends and the exhaust stroke starts. . As a result, as indicated by the solid line L7, a pressure wave is generated at time t0 '. The pressure wave waveform indicated by the solid line L7 is further advanced than the pressure wave waveform (shown by the solid line L4 in FIG. 5 and indicated by the broken line L4 in FIG. 6) used in the example shown in FIG. As a result, the negative pressure wave indicated by the solid line L7 is generated between time t2 and time t3 when the intake valve 21 and the exhaust valve 22 overlap and open. Thereby, even when the engine speed increases, the scavenging efficiency in the combustion chamber 19 can be increased.

また、予備排気時における排気弁２２の開弁時期も、排気行程における排気弁２２の開弁時期と同様に、エンジン回転数が上昇するに従って進角させることができる。即ち、時刻ｔ０’において排気弁２２を開弁した場合よりも更にエンジン回転数が上昇した場合、可変動弁機構７２は、予備排気時における排気弁２２の開弁時期を更に進角させ、時期ｔ０’よりも早い時期ｔ０’’において排気弁２２を開弁させる。これにより、時期ｔ０’’において圧力波が発生し、一点鎖線Ｌ８に示すような波形をとる。このような制御によっても、圧力波の負圧を、吸気弁２１と排気弁２２がオーバーラップして開弁する時期ｔ２〜時期ｔ３の間で発生させることができ、これにより、エンジン回転数が上昇した場合でも、燃焼室１９内の掃気効率を高めることができる。 Further, the opening timing of the exhaust valve 22 during the preliminary exhaust can be advanced as the engine speed increases, similarly to the opening timing of the exhaust valve 22 during the exhaust stroke. That is, when the engine speed increases further than when the exhaust valve 22 is opened at time t0 ′, the variable valve mechanism 72 further advances the opening timing of the exhaust valve 22 during preliminary exhaust. The exhaust valve 22 is opened at time t0 ″ earlier than t0 ′. As a result, a pressure wave is generated at time t0 ″, and a waveform as indicated by a one-dot chain line L8 is obtained. Even by such control, the negative pressure of the pressure wave can be generated between the time t2 and the time t3 when the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are overlapped to open the valve. Even when it rises, the scavenging efficiency in the combustion chamber 19 can be increased.

予備排気を行う場合、排気弁２２のリフト量は、排気行程時における排気弁２２のリフト量より少ないことが好ましい。即ち、予備排気は、エンジンの膨張行程において行われるものであり、エンジンの膨張行程において排気弁２２を開弁すると、エンジン出力が低下する可能性があるためである。また、予備排気を行って排気弁２２を開閉した場合、排気行程における排気弁２２の開弁時期は、排気行程の開始と同時であり、予備排気から排気行程に移行する際に、排気弁２２の動作が途切れないようにすることが好ましい。このように排気弁２２の動作を連続させることで、圧力波の波形が乱れるのを防止することができる。 When performing preliminary exhaust, it is preferable that the lift amount of the exhaust valve 22 is smaller than the lift amount of the exhaust valve 22 during the exhaust stroke. That is, the preliminary exhaust is performed in the expansion stroke of the engine, and if the exhaust valve 22 is opened in the expansion stroke of the engine, the engine output may be reduced. In addition, when preliminary exhaust is performed and the exhaust valve 22 is opened and closed, the opening timing of the exhaust valve 22 in the exhaust stroke is simultaneous with the start of the exhaust stroke, and when the transition from the preliminary exhaust to the exhaust stroke is performed, the exhaust valve 22 is opened. It is preferable not to interrupt the operation. Thus, by making the operation of the exhaust valve 22 continuous, it is possible to prevent the waveform of the pressure wave from being disturbed.

１エンジン
１０ＰＣＭ
１８気筒
２１吸気弁
２２排気弁
７１吸気側可変動弁機構
７２排気側可変動弁機構 1 engine 10 PCM
18 cylinder 21 intake valve 22 exhaust valve 71 intake side variable valve mechanism 72 exhaust side variable valve mechanism

Claims

An engine control device for opening an intake valve and an exhaust valve by overlapping them in an exhaust stroke of the engine,
The valve opening timing of the exhaust valve in the exhaust stroke is advanced as the engine speed increases.
Opening timing of the exhaust valve in accordance with the engine speed, when the pre-start exhaust stroke, the end of the expansion stroke causes opens the exhaust valve in the expansion stroke of the exhaust stroke before starting the engine An engine control device that closes the valve simultaneously to perform preliminary exhaust and opens the exhaust valve simultaneously with the start of the exhaust stroke following the expansion stroke .

The preliminary opening timing of the exhaust valve during the exhaust, the engine speed is higher advanced higher, the control device for an engine according to claim 1.