WO1997002416A1 - Dispositif de regulation du temps d'injection de carburant pour un moteur - Google Patents

Dispositif de regulation du temps d'injection de carburant pour un moteur Download PDF

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WO1997002416A1
WO1997002416A1 PCT/JP1996/001768 JP9601768W WO9702416A1 WO 1997002416 A1 WO1997002416 A1 WO 1997002416A1 JP 9601768 W JP9601768 W JP 9601768W WO 9702416 A1 WO9702416 A1 WO 9702416A1
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PCT/JP1996/001768
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Kazuhide Togai
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Mitsubishi Jidosha Kogyo Kabushiki Kaisha
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Definitions

  • the present invention relates to a fuel injection timing control device for an engine suitable for use in controlling a fuel injection pump of a diesel engine, and more particularly to an engine that can control the fuel injection timing by adjusting the position of timer biston through an electromagnetic valve.
  • a fuel injection timing control device for an engine suitable for use in controlling a fuel injection pump of a diesel engine, and more particularly to an engine that can control the fuel injection timing by adjusting the position of timer biston through an electromagnetic valve.
  • Diesel engine fuel injection pumps have a configuration as shown in FIG.
  • the fuel injection pump shown in FIG. 4 is a so-called electronic control type distribution type fuel injection pump.
  • reference numeral 10 denotes a pump main body, and inside the pump main body 10 is a vane type.
  • Feed pump 1 1 is provided.
  • the feed pump 11 is also shown in a front view in which the illustrated angle is changed by 90 ° in line with the original side view.
  • the feed pump 11 is rotationally driven by a drive shaft 12 operated by rotation of the engine, and pumps fuel from a fuel tank.
  • the fuel output from the feed pump 11 is sent to the pump chamber 13 inside the pump body 10, and from the pump chamber 13 to the fuel pressure feed plunger 15 through the passage 14. Is sent.
  • a magnetic valve 16 for fuel cut is interposed in the passage 14.
  • the plunger 15 moves in and out of the plunger chamber 17 formed in the pump body 10 while passing through the passage 14 through the communication port 1 A formed therein. These fuels are supplied from the passage 18 to the delivery valve 19. The advance and retreat of the plunger 15 is performed by the action of the cam disk 20 connected to one end of the plunger 15.
  • the plunger 15 and the cam disk 20 are driven to rotate by the drive shaft 12 in accordance with the engine rotation. Further, the cam disk 20 is urged by a spring 21 via a plunger 15, so that the cam disk 20 is in contact with a roller 23 supported by a mouth holder 22.
  • the mouth holder 22 does not move in the direction of the axis of the drive shaft 12, and in normal times (except for the rotation phase adjustment described later) around the shaft center of the drive shaft 12. Does not rotate.
  • the cam disk 20 moves in the axial direction while being ejected by the rollers 23 according to the cam profile. In this way, the plunger 15 moves back and forth to supply fuel at the required timing.
  • the passage 18 and the delivery valve 19 are provided for each cylinder.
  • the passage 18 and the delivery valve 19 are also provided.
  • a plurality of rollers 23 are provided in the roller holder 22, and the cam profile of the cam disc 20 is adapted to this. .
  • the cam disk '20 rotates once, the plunger 15 is driven four times.
  • fuel is supplied to, for example, each of the four cylinders sequentially. Will be done.
  • a control sleeve 24 that adjusts the pressure feed stroke of the plunger 15 by moving back and forth around the plunger 15 and a governor (here, an electric (Trick governor) 25 is provided.
  • a governor here, an electric (Trick governor) 25
  • reference numeral 26 denotes a regulator valve
  • reference numeral 27 denotes a sensing gear plate for detecting the rotational speed of the drive shaft 12
  • reference numeral 28 denotes a fuel temperature sensor
  • reference numeral 29 denotes a pump chamber 13. This is an overflow valve that returns excess fuel in the tank to the fuel tank and has a check valve.
  • a timer 30 is provided in order to control the fuel injection timing.
  • the timer 30 is provided with a timer button 31 for changing the rotational direction position of the roller 23.
  • the timer piston 31 is also 90 for convenience. Only the front view is shown with the illustrated angle changed.
  • the timer piston 31 moves backward and forward in the cylinder 32 formed in the pump body 10 while moving the piston.
  • the roller holder 22 is slightly rotated through the ton pin 3 3.
  • the piston piston 31 has a piston pin 33 connected to an intermediate portion thereof, a first pressure chamber 34 for guiding fuel pressure in the pump chamber 13 at one end, and a suction port at the other end.
  • a second pressure chamber 35 is provided for guiding the side fuel pressure (fuel pressure on the upstream side of the feed pump 11).
  • the timer piston 31 is provided with a passage 36 for communicating the pump chamber 13 with the first pressure chamber 34, and an orifice 37 is provided in the passage 36. Further, a timer spring 38 for urging the timer piston 31 toward one end (toward the first pressure chamber 34) is provided in the second pressure chamber 35.
  • the position of the timer piston 31 is determined by the balance between the fuel pressure in the first pressure chamber 34, the fuel pressure in the second pressure chamber 35, and the urging force of the timer spring 38. For example, when the fuel pressure in the first pressure chamber 34 becomes higher than the state shown in FIG. 5 (A), as shown in FIG. 5 (B), The timer piston 31 moves to the left in the figure. At this time, the fuel injection timing is adjusted to the advanced side. Conversely, when the fuel pressure in the first pressure chamber 34 decreases, the timer biston 31 moves to the right in the figure, and the fuel injection timing is adjusted to the retard side.
  • the timer piston 31 moves to the left in the figure, and the fuel injection timing is adjusted to the advance side.
  • a timing control valve (TCV) 39 capable of adjusting the pressure balance between the first pressure chamber 34 and the second pressure chamber 35 is provided.
  • TCV timing control valve
  • the timing control valve 39 is an electronically controlled solenoid valve, and its opening (valve opening time per unit time) is adjusted by duty control. Therefore, by controlling the duty of the timing control valve 39, the pressure difference between the first pressure chamber 34 side and the second pressure chamber 35 side is appropriately adjusted according to the opening degree of the valve 39 (here. In this case, the position of the timer piston 31 is adjusted, and as a result, the fuel injection timing is adjusted.
  • the timing control valve 39 is driven by a timing control valve driver (TCV driver) (not shown).
  • TCV driver controls the target fuel injection amount Q and engine speed by a controller (not shown).
  • the operation is controlled according to Ne (the number of engine revolutions per unit time, hereinafter referred to as the engine revolution number).
  • FIG. 6 shows experimental data on this fluctuation phenomenon, in which the engine rotation speed Ne was set at around 800 rpm and the driving frequency of the timing control valve 39 was set at 60 Hz.
  • the experimental results under the conditions are shown.
  • the horizontal axis is time
  • the vertical axis is the position of the timer piston 31 (TPS)
  • the curve S shows the TPS fluctuation characteristics. You can see that it is oscillating in seconds.
  • the cause of such a fluctuation phenomenon is that, when the orifice 37 operates constantly and the opening of the timing control valve 39 is constant, the pressure difference between the two ends of the timer piston 31 causes the pressure chambers 34, 3 The inflow and outflow of fuel at 5, ie the position of the timer piston 31 is governed. Therefore, it is considered that the differential pressure fluctuation is a cause of the fluctuation (that is, the displacement of the timer piston 31).
  • the pressure fluctuation of the pump chamber 13 may be caused by the fluctuation of the discharge pressure of the feed pump 11 or the fuel spill of the plunger 15.
  • the pressure fluctuation in the timer piston cylinder 32 is caused by the reaction force when the cam disk 20 passes over the roller 23 transmitted through the piston pin 33 and the mass of the timer piston 31 Thailand Masupuri ring 3 among 8 c thereof contemplated for such as by resonance due to the elastic properties of, in particular, those effects is large, a reaction force at the time beyond riding of the cam disc.
  • This reaction force is simply considered because the movement of the timer piston 31 when the cam disk gets over causes the inflow pressure of both ends of the timer piston 31 (that is, both pressure chambers 34, 35) to fluctuate.
  • the pressure fluctuation of the pump chamber 13 is twice as large. Moreover, since the forced pressure acting on the timer piston 31 also has a large fluctuation, it can be said that this is the most influential. In the case of a four-cylinder engine, the reaction force at the time of overcoming the cam disc is 2 It has twice the frequency and the amplitude is almost constant.
  • This technique is disclosed in, for example, Japanese Patent Publication No. 63-82898.
  • the timing control valve 39 As shown by the broken line L4 in FIG. 8, while changing the drive frequency of the timing control valve 39 in a sawtooth manner with respect to the engine speed Ne, the timing control valve 39 The driving frequency of the engine Do not approach the resonance point with rotation, that is, the engine rotation speed Ne, 2Ne, or 4Ne. This technique is disclosed, for example, in Japanese Patent Publication No. 11-19059.
  • these measures are based on the characteristic that fluctuation (piston amplitude) decreases as the frequency difference between the timing control valve and the engine increases.
  • the characteristics with Ne are near the 0.5th resonance point, that is, when the driving frequency of the timing control valve is near the engine speed Ne, and 2 * Ne is added.
  • the characteristics are for the vicinity of the primary resonance point, that is, when the operating frequency of the timing control valve is close to twice the engine speed Ne, and the characteristic with 4 * Ne is the characteristic for the secondary resonance point. This is the case where the operating frequency of the timing control valve is set to be close to four times the engine speed Ne.
  • the above-mentioned Japanese Patent Publication No. 63-82898 discloses that the operating frequency of an on-off valve (timing control valve) is an integral multiple of the engine speed based on the fuel feed pressure. (For example, 2 times), the operating cycle of the on-off valve is synchronized with the pressure fluctuation cycle of the fuel feed pressure, the pressure fluctuation of the fuel feed pressure is reduced, and the fuel injection timing is reduced. This is a technology that attempts to control with high accuracy.
  • the fuel feed pressure is detected and the operation of the on-off valve is controlled based on this pressure.
  • a device must be devised to synchronize the signal based on the detected fuel feed pressure information with the crank angle of the engine. This is because the rise of the fuel feed pressure is synchronized with the injection timing but is not related to the crank angle, and the fall of the fuel feed pressure depends on the injection amount but is not related to the crank angle.
  • the Bston amplitude near the first resonance is larger than that near the 0.5th resonance (characteristic line Ne). Approximately twice or more, and almost four times larger than that near the secondary resonance (characteristic line 4 * Ne).
  • the fuels of engines such as diesel engines are also disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 1-300700, Hei 4-3407346 and Japanese Patent Publication No. Hei 3-256626. Techniques related to injection timing control have been disclosed. The above-mentioned fluctuation phenomenon is not specifically focused on, and the fluctuation phenomenon cannot be appropriately avoided.
  • the present invention has been made in view of the above-described problems, and is intended to provide a device capable of controlling a fuel injection timing by adjusting a position of a timer piston through an electromagnetic valve, so that an effect of suppressing a fluctuation phenomenon can be reliably obtained. It is an object of the present invention to provide an engine fuel injection timing control device capable of appropriately controlling the fuel injection timing. Disclosure of the invention
  • the fuel injection timing control device for an engine includes a timer for changing the fuel injection timing of the engine injected from the fuel injection valve by moving the timer biston according to the supplied oil pressure;
  • a solenoid valve for timer control that adjusts the hydraulic pressure supplied to the timer by opening and closing with a drive signal having a duty ratio set in accordance with the operating state of the engine.
  • First frequency signal generating means for generating and outputting a signal having a second frequency lower than the first frequency
  • a second frequency signal generating means for outputting, an engine rotational speed detecting means for detecting a rotational speed of the engine, and an engine rotational speed detected by the engine rotational speed detecting means.
  • Frequency signal switching means for switching and outputting the output first frequency signal and the second frequency signal output from the second frequency signal generation means, and the frequency output from the frequency signal switching means It has a driving frequency based on the signal and the operating state of the engine Control means for controlling the timer control solenoid valve using a drive signal having a duty ratio set according to the state, wherein the frequency signal switching means is based on a preset signal switching engine rotational speed.
  • the first frequency signal and the second frequency signal are switched, and the signal switching engine rotational speed is changed from an engine rotational speed at which the resonance occurs with respect to the first frequency to a first predetermined rotational speed. And a second predetermined rotation speed difference from the engine rotation speed at which the resonance occurs at the second frequency with respect to the second frequency.
  • the timing of fuel injection from the fuel injection valve is adjusted by moving the timer piston by the timer.
  • the timer bisect controls the supply hydraulic pressure by the duty-controlled solenoid valve for timer control. Operates while being adjusted.
  • a driving force is periodically applied by a timer control solenoid valve, and pressure fluctuations due to the rotation of the engine are also applied. Therefore, such a resonance state is prevented by changing the frequency of the drive signal of the timer control solenoid valve.
  • the frequency signal switching means converts the first frequency signal output from the first frequency signal generation means and the second frequency signal output from the second frequency signal generation means into a predetermined signal switching engine. Based on the rotation speed, the output is switched in accordance with the engine rotation speed detected by the engine rotation speed detection means, and the control means drives the solenoid valve for sunset control in accordance with the output frequency signal. Control.
  • the signal switching engine rotation speed is a first predetermined rotation speed difference from the engine rotation speed at which the resonance occurs at the first frequency, and the resonance occurs at the second frequency.
  • the engine rotation speed is set to a value that is the second predetermined rotation speed difference. It is possible to avoid fluttering and resonance of the timer biston when approaching the first frequency or the second frequency. As a result, fluctuations in the fuel injection timing due to fluctuations in the timer piston can be suppressed, and control of the fuel injection timing can be performed accurately, contributing to an improvement in engine performance.
  • the first predetermined rotation speed difference and the second predetermined rotation speed difference may be different or may be the same.
  • the signal switching engine rotation speed is defined as a primary resonance region where the resonance is a primary resonance region where the primary resonance occurs, and an engine rotation speed region where the resonance is a secondary resonance region where the resonance is a secondary resonance.
  • the frequency signal switching means outputs the second frequency signal in an engine rotation speed region on the primary resonance region side of the signal switching engine rotation speed with respect to the signal switching engine rotation speed. It is preferable that the first frequency signal is output in an engine rotation speed region on the secondary resonance region side of the signal switching engine rotation speed.
  • the rotational speed difference between the signal switching engine rotational speed and the primary resonance engine rotational speed at which the primary resonance occurs with respect to the first frequency is the secondary resonance speed with respect to the second frequency.
  • the signal switching engine rotation speed is divided into a 0.5-order resonance region where the resonance is a 0.5-order resonance and an engine rotation speed region where the resonance is a primary resonance.
  • the frequency signal switching means outputs the second frequency signal in an engine rotation speed region closer to the 0.5th resonance region than the signal switching engine rotation speed. It is preferable that the first frequency signal is output in an engine rotation speed region on the primary resonance region side of the signal switching engine rotation speed.
  • the rotation speed difference between the signal switching engine rotation speed and the primary resonance engine rotation speed at which the primary resonance occurs with respect to the second frequency is the 0.5th order with respect to the first frequency.
  • the signal switching engine rotation speed may be defined as a first N-order resonance engine rotation speed at which N-order resonance occurs at the first frequency and a second N-order resonance at N-order resonance at the second frequency.
  • the frequency signal switching means outputs the first frequency signal in an engine rotation speed region on a lower rotation speed side than the signal switching engine rotation speed, and It is preferable that the second frequency signal be output in an engine speed range higher than the engine speed.
  • the rotation speed difference between the signal switching engine rotation speed and the second N-order resonance engine rotation speed is the first N-order resonance engine rotation speed. 2 Set so that it is larger than the difference between the engine speed and the engine speed.
  • the second frequency signal having a lower drive frequency has a larger margin for the engine rotation speed difference than the first frequency having a higher drive frequency, and a larger amplitude is obtained. Fluctuations and resonances that occur easily at low driving frequencies can be effectively suppressed.
  • N is preferably an integer or 0.5.
  • the signal switching engine rotation speed is defined as a primary resonance region where the resonance is an engine rotation speed region where the primary resonance occurs, and an engine rotation speed region where the resonance is an engine rotation speed region where the resonance is a secondary resonance.
  • the second frequency signal is output. Output The engine rotation speed region on the secondary resonance region side of the first signal switching engine rotation speed, and the engine rotation speed region on the primary resonance region side of the second signal switching engine rotation speed. Then, it is preferable to output the first frequency signal.
  • the first signal switching engine rotation speed is different from the first resonance engine rotation speed at which the first resonance occurs at the first frequency by the second resonance engine rotation speed.
  • the above secondary resonance with respect to frequency Is set so as to be larger than the rotation speed difference from the secondary resonance engine rotation speed at which the first resonance occurs at the second frequency with respect to the second frequency.
  • the difference between the rotation speed of the engine and the rotation speed of the next resonance engine is set to be larger than the difference between the rotation speed of the 0.5th resonance engine and the rotation speed of the 0.5th resonance engine. .
  • the signal switching engine rotation speed includes a primary resonance region where the resonance is an engine rotation speed region where the resonance is a primary resonance, and an engine rotation speed region where the resonance is an engine rotation speed region where the resonance is a secondary resonance.
  • a third signal switching engine rotation provided between the 0.5th resonance engine rotation speed of the second resonance engine and the second 0.5th resonance engine rotation speed at which the 0.5th resonance occurs with respect to the second frequency.
  • Speed and the first frequency A fourth signal switching engine provided between the first primary resonance engine rotation speed at which primary resonance occurs and the second primary resonance engine rotation speed at which primary resonance occurs at the second frequency. Between the rotation speed and the first secondary resonance engine rotation speed at which secondary resonance occurs at the first frequency and the second secondary resonance engine rotation speed at which secondary resonance occurs at the second frequency.
  • the frequency signal switching means comprises: an engine rotation speed region between the third signal switching engine rotation speed and the second signal switching engine rotation speed;
  • the second frequency signal is output in an engine rotation speed region between the signal switching engine rotation speed and the first signal switching engine rotation speed, and the second signal switching engine rotation speed and the above-described second signal switching engine rotation speed are output.
  • the engine rotation speed between the fourth signal switching engine rotation speed and the engine rotation speed between the first signal switching engine rotation speed and the fifth signal switching engine rotation speed It is preferable to output the first frequency signal.
  • the rotation speed difference between the first signal switching engine rotation speed and the primary resonance engine rotation speed at which the primary resonance occurs with respect to the first frequency is the same as the rotation speed difference with respect to the second frequency.
  • the second signal switching engine rotation speed is set so as to be larger than the rotation speed difference from the secondary resonance engine rotation speed at which the secondary resonance occurs, and the second signal switching engine rotation speed is set as described above with respect to the second frequency.
  • the third signal switching engine rotation speed is different from the second 0.5 order resonance engine rotation speed by the first 0.5 order resonance engine rotation speed.
  • the rotation speed difference between the fourth signal switching engine rotation speed and the second primary resonance engine rotation speed is larger than the rotation speed difference between the first primary resonance engine rotation speed and the first primary resonance engine rotation speed.
  • the fifth signal switching engine rotation speed is set so as to be larger than the second secondary resonance engine rotation speed. Set so that it is larger than the rotational speed difference from the next resonance engine rotational speed
  • the second frequency signal having a low driving frequency can be efficiently converted to the second driving signal having a high driving frequency.
  • the 0.5th-order resonance together with the 1st resonance region It is possible to avoid the fluctuation and resonance of the timer biston in the region and the secondary resonance region.
  • the frequency signal switching means outputs the first frequency signal in an engine rotation speed region on a lower rotation speed side than the third signal switching engine rotation speed.
  • the frequency signal switching means outputs the second frequency signal in an engine rotation speed region on a rotation speed side higher than the fifth signal switching engine rotation speed.
  • FIG. 1 is a control block diagram showing a main configuration of a fuel injection timing control device for an engine as one embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a diagram showing a drive control model of a timer biston relating to an engine fuel injection timing control device as one embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 shows an engine fuel injection timing system according to an embodiment of the present invention. It is a figure for explaining operation of a control device.
  • FIG. 4 is a sectional view showing a fuel injection pump of a diesel engine.
  • FIG.5 (A) is a cross-sectional view showing a timer of a fuel injection pump of a diesel engine, and shows a state before the start of advance control of fuel injection timing.
  • FIG. 5 (B) is a cross-sectional view showing a timer of the fuel injection pump of the diesel engine, showing a state after the advance control of the fuel injection timing.
  • FIG. 6 is a graph showing experimental data on the fluctuation phenomenon which is the subject of the present invention.
  • FIG. 7 is a graph showing a simulation result regarding the fluctuation phenomenon, which is the subject of the present invention.
  • FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the driving frequency of the timing control valve and engine rotation, and also showing the conventional technology.
  • FIG. 9 is a diagram showing, for each driving frequency of the timing control valve, the frequency difference between the driving frequency of the timing control valve and the engine rotation and the amplitude of the timer button due to the fluctuation phenomenon.
  • FIGS. 1 to 3 show an engine fuel injection timing control device according to an embodiment of the present invention.
  • the present invention is applied to electronically controlled distributed fuel injection pumps such as those shown in FIGS. 4, 5, and 5. Therefore, with reference to FIG. 4, FIG. 5 (A), and FIG. 5 (II), a brief description will be given of this distributed fuel injection pump.
  • the fuel injection pump equipped with the fuel injection timing control device of this engine is F 1
  • a vane-type feed pump 11 rotated by an engine-driven drive shaft 12 is provided inside the pump body 10.
  • the fuel from the fuel tank is pressure-fed to a pump chamber 13 inside the pump body 10 and further fed to a fuel pressure-feeding plunger 15 via a passage 14.
  • the passage 14 is provided with a fuel valve magnet valve 16.
  • the plunger 15 moves back and forth in the plunger chamber 17, but according to the position of the plunger 15, the fuel in the passage 14 is sucked into the plunger chamber 17, and the passage 1 is connected to the passage 1
  • the pressure is fed from 8 to the delivery valve 19.
  • the passage 18 and the delivery valve 19 are provided for each cylinder.
  • the plunger 15 is driven forward and backward through a cam disk 20 connected to one end thereof.
  • the cam disk 20 is urged by the roller 23 supported by the roller holder 22 by the spring 21 mounted on the plunger 15, and the plunger 15 and the cam disk 20 are driven by the drive shaft.
  • the cam disc 20 is rolled according to its cam profile.
  • a plurality of rollers (here, four rollers) 23 are provided, and the cam profile of the cam disk 20 is also provided. It has become according to.
  • the plunger 15 is driven four times.
  • fuel is sequentially supplied to each of the four cylinders. It is supposed to be.
  • An overflow valve 29 with a check valve to return excess fuel in the tank to the fuel tank is also provided.
  • a timer 30 having a timer piston 31 is provided in order to change the position of the roller 23 in the rotation direction. As shown in FIG. 4, FIG. 5 (A), and FIG. 5 (B), the timer piston 31 advances and retracts in the cylinder 32 formed in the pump body 10 while the piston piston 3 3 To slightly rotate the roller holder 22 through
  • the piston piston 31 is provided with a piston pin 33 at an intermediate portion thereof, a first pressure chamber 34 for guiding fuel pressure in the pump chamber 13 at one end, and a suction-side fuel pressure ( A second pressure chamber 35 for guiding the fuel pressure (upstream side of the feed pump 11) is provided.
  • a second pressure chamber 35 for guiding the fuel pressure (upstream side of the feed pump 11) is provided.
  • the timer piston 31 is provided with a passage 36 for communicating the pump chamber 13 with the first pressure chamber 34, and an orifice 37 is provided in the passage 36. Further, a timer spring 38 that urges the timer piston 31 toward one end (toward the first pressure chamber 34) is provided in the second pressure chamber 35 o
  • the position of the timer piston 31 is determined by the balance between the fuel pressure in the first pressure chamber 34, the fuel pressure in the second pressure chamber 35, and the urging force of the timer spring 36.
  • a timing control valve (TCV) 39 as a timer control solenoid valve capable of adjusting the pressure balance between the first pressure chamber 34 and the second pressure chamber 35 is provided.
  • TCV timing control valve
  • the timing control valve 39 is an electronically controlled solenoid valve, and its opening degree (valve opening time per unit time) can be adjusted by duty control. , The pressure difference between the first pressure chamber 34 side and the second pressure chamber 35 side is appropriately adjusted according to the opening degree of the valve 39 (here, the pressure difference is adjusted to the decreasing side). The position of the timer piston 31 is adjusted, and as a result, the fuel injection timing is adjusted.
  • timing control valve 39 is driven by current control to a timing control valve solenoid (TCV solenoid) 40 A as shown in FIG. 1.
  • the ECU (electronic control unit) 41 as a control means responds to the target fuel injection amount Q and the engine speed (the number of revolutions per unit time; hereinafter, the engine speed is simply referred to as the engine speed) Ne. The operation is controlled.
  • the present fuel injection timing control apparatus is characterized by such drive control of the timing control valve 39.
  • the ECU refers to the drive control model of the timer biston 31 in FIG. The drive control of the timer piston 31 performed through 41 will be described.
  • the position of the timer piston 31 is determined by the pressure applied to the high pressure side first pressure chamber 34 (the pressure difference between the high pressure side first pressure chamber 34 and the low pressure side second pressure chamber 35). Pressure) and the spring force of the timer spring 38 applied from the second pressure chamber side on the low pressure side.
  • the drive control of the timer piston 31 is performed from such a viewpoint. That is, as shown in FIG. 2, assuming that the pressure direction acting on the timer piston 31 from the first pressure chamber 34 on the high pressure side is positive, the timer piston 31 has the first pressure chamber 3 on the high pressure side.
  • the pressure adjustment to the first pressure chamber 34 by the timing control valve 39 and the pressure adjustment P to the second pressure chamber 35 decrease the forward pressure (see a1) and reduce the forward pressure. Increase [see a2].
  • the flow rate of fuel entering the first pressure chamber 34 is proportional to the square root of the pressure difference between the pump chamber 13 side and the timer cylinder 32 side (first pressure chamber 34 side) (see B5). Multiplied by the flow coefficient (orifice coefficient) of the orifice 37 (see B6). Similarly, the amount of fuel flowing out of the timer cylinder 32 side (the first pressure chamber 34 side) is proportional to the square root of the cylinder pressure and the low pressure (see B2). It changes according to the on / off state of 39 (see B7). The position of the timer piston 31 is determined by the amount of fuel flowing into and out of these cylinders 32 o
  • the timing control valve 39 is controlled to change the amount of fuel flowing into and out of the timer cylinder 32, the piston position changes. If the on / off ratio (ie, duty ratio) of the timing control valve 39 is set in accordance with the engine speed Ne and the injection amount Q, the fuel injection timing can be controlled. In addition, the fuel injection timing can be duty-controlled by detecting the actual fuel injection timing.
  • the further processing as shown in FIG. 2 (B8 to B15, a3 to The timer piston can also be controlled by a5, dl, d2).
  • the drive control system of the timing control valve 39 itself by the ECU 41 is configured as shown in FIG.
  • the ECU 41 includes the first frequency signal generating means 42, the second frequency signal generating means 43, the frequency signal switching means 44, the duty ratio determining means 45, and the timing control valve control. Means 46 and a drive circuit 47 are provided.
  • the first frequency signal generating means 42 generates a signal W1 having a first frequency fj (for example, 8 OHz), and the second frequency signal generating means 43 generates a signal W1 having a frequency lower than the first frequency f, A signal having a frequency f 2 of 2 (for example, 60 Hz) is generated.
  • the frequency signal switching means 4 but outputs by switching the first frequency signal and the second frequency signal I 2 according to the engine speed N e, the switching, as shown in FIG-. 3, Thailand
  • the control is performed so as to avoid the resonance region between the mining control valve 39 and the engine.
  • the frequency signal switching means 44 can be composed of a selection frequency determination means 44A and a switch 44B which switches according to a selection signal from the selection frequency determination means 44A. A detailed description of this frequency signal switching control will be described later.
  • the duty ratio determining means 45 determines the duty ratio of the evening control valve (solenoid valve) 39 according to the operating state of the engine.
  • the timer set by the target piston position setting means 48 The duty ratio is determined according to the target position (target piston position) of Biston 31.
  • the target piston position setting means 47 sets a target piston position based on the fuel injection amount (fuel injection time) Q and the engine speed Ne.
  • the duty ratio determination means 45 The excitation time (ON control time) t1 for the coil 39A of the timing control valve 39 corresponding to the power ratio is set based on, for example, a map.
  • the control period is multiplied by this duty ratio to obtain the excitation time t! Can be calculated,
  • the first control period corresponding to the first frequency since the second control period corresponding to the second frequency f 2 are provided, a first frequency a first circumferential wave number map a corresponding to f 1, to prepare a second frequency map B corresponding to the second frequency f 2, the excitation time in accordance with the duty ratio by using these Matsupu appropriate Is set.
  • the control means 46 controls the timing control valve 39 based on the on / off signal, and the on / off signal is generated at a frequency f, or f based on the signal output through the frequency signal switching means 44. 2 and the on / off ratio (ie, duty ratio) determined by the duty ratio determining means 45.
  • control means 46 includes a 0 cross detector 46 A, a triangular wave generator 46 B, a comparator 46 C, and an AND circuit 46 D. I have.
  • the 0 cross detector 46A detects the 0 cross of the frequency signal W1, but if the frequency signal W1 is input, the ON signal is supplied to the triangular wave generator 46B and the AND circuit 46D. When a zero cross is detected, a detection signal is output to the triangle wave generator 46B.
  • the triangular wave generator 46B derives and outputs a triangular wave signal based on the ON signal from the zero cross detector 46A, and the triangular wave signal is reset by the zero cross detection signal.
  • the comparator 46 C is a triangular wave signal from the triangular wave generator 46 B.
  • the output value of 1 is compared with the output value of the excitation time signal of the timing control valve 39 obtained by the duty ratio determination means 43.
  • the output value of the triangular wave signal is smaller than the output value of the excitation time signal. If the value is smaller, an on signal (excitation signal) is output, and when the output value of the triangular wave signal exceeds the output value of the excitation time signal, an off signal (excitation stop signal) is output.
  • the AND circuit 46D outputs the ON signal (excitation signal) when the ON signal is output from the 0 cross detector 46A at the same time when the ON signal is output from the comparator 46C. It outputs to the drive circuit 45.
  • the drive circuit 47 has a power supply 47 A and a transistor 47 B, and the transistor 47 B functions as a switching circuit.
  • a timing control valve is provided. Power is supplied from the power supply 47 A to the coil 39 to excite the coil 39 A of the timing control valve 39.
  • the frequency signal switching means 44 avoids the resonance region between the timing control valve 39 and the engine. Te performs the switching control of frequency signals, first, the resonance region of the c words, the timing control valve 3 9 and the engine will be described resonance region, the integral multiple drive frequency of the engine speed N e of the timing control valve If the drive frequency of the timing control valve is set to several tens of Hz or more in the vicinity of the coincidence, and in the normal engine rotation range (upper limit is about 500 to 600 rpm), the 0.5 order There are a resonance point, a primary resonance point, and a secondary resonance point.
  • the typical resonance between the timing control valve 39 and the engine is, as described above, the timing applied to the timer piston 31.
  • the frequency of the reaction force when climbing over the cam disk is twice the engine speed Ne
  • the driving frequency of the evening control valve 39 is twice the engine speed Ne.
  • the resonance between the timing control valve 39 and the engine also coincides with the integral multiple of the pressure fluctuation frequency (drive frequency) of the timing control valve 39 and the reaction force frequency over the cam disk.
  • the secondary resonance occurs when the driving frequency of the evening control valve 39 becomes twice the overcoming reaction force frequency. In the case of a four-cylinder engine, secondary resonance occurs when the drive frequency of the evening control valve 39 becomes four times the engine speed Ne.
  • the reaction frequency of the overcoming force of the cam disk may be equal to an integral multiple of the driving frequency of the timing control valve 39, and When the force frequency is twice the drive frequency of the timing control valve 39 (in other words, when the drive frequency of the timing control valve 39 is 0.5 times the overcoming reaction force frequency) ) Is the 0.5 order resonance.
  • 0.5-order resonance occurs when the drive frequency of the timing control valve 39 matches the engine speed Ne.
  • the “fluctuation phenomenon” occurring in the timer piston 31 becomes a problem at these 0.5th resonance point, 1st resonance point, and 2nd resonance point.
  • the piston amplitude due to the "fluctuation phenomenon" in the primary resonance region is almost twice as large as that in the 0.5th resonance region, and almost 4 times larger than that in the secondary resonance region. More than double 9 02416
  • the frequency signal switching means 44 uses the lower drive frequency (that is, the second frequency) in the lower frequency. However, avoidance from the resonance region is performed with higher priority than when the drive frequency is high (that is, in the case of the first frequency).
  • the switching of the frequency signal by the frequency signal switching means 4 4 is performed as shown in FIG. 3 by a signal switching engine speed (hereinafter referred to as “switching speed”) N 1 , N 2 , N 3, thereby performing at N 4, N 5. That is, the selected frequency determination means 44 A receives the detection information from the rotation speed sensor (engine rotation speed detection means) 49 for detecting the engine rotation speed, and switches the detected engine rotation speed Ne to the switching rotation speed. N, thereby performing the switching of the al-frequency signal has decreased to either to N 5.
  • switching speed hereinafter referred to as “switching speed”
  • the switching rotation speed (third signal switching engine rotational speed) in 0.5-order resonance region the switching rotation speed (second signal switching engine rotational speed) N 2 between the 0.5-order resonance region and the primary resonance region, the switching rotation speed (fourth signal switching engine rotational speed) N 3 to the primary resonance region, the switching rotation speed (first signal switching N 4 is provided between the primary resonance region and the secondary resonance region, and the switching speed (the fifth signal switching engine rotation speed) N 5 is provided in the secondary resonance region.
  • the engine speed N e is less than the first frequency is used.- If the engine speed N e is not less than N 2 and the second frequency f 2 is used. The first frequency f if less than N 3 by the engine speed Ne is N 2 or more! The use, the second frequency f 2 using if N less than 4 by the engine speed N e is N 3 or more, the first frequency f if less than N 5, the use by the engine speed Ne is N 4 or higher, the engine rotational the number Ne is to use a second frequency f 2 if N 5 or more, thereby performing the switching of the frequency signal.
  • the switching rotation speed, ⁇ 2, ⁇ 3, ⁇ 4, ⁇ 5 is configured as follows.
  • N 5 is set.
  • the second frequency f 2 with a lower driving frequency has a larger margin (rotational speed difference, that is, the rotational speed difference) than the first frequency f with a higher driving frequency. It is provided in.
  • An engine fuel injection timing control device as one embodiment of the present invention
  • the ECU 41 sets the injection timing and injection time (injection amount) while setting the injection valve according to the set injection timing and injection time. Drive.
  • the injection timing is controlled by adjusting the position of the timer piston 31.
  • the hydraulic pressure (fuel pressure) applied to the timer piston 31 is controlled while the duty control of the timing control valve 39 is performed. Perform while adjusting.
  • the control of the timing control valve 39 is performed as follows through the timing control valve control means 46.
  • a signal (first frequency signal) W 1 having the first frequency f is generated from the first frequency signal generating means 42, and the first frequency signal is generated from the second frequency signal generating means 43.
  • a signal (second frequency signal) W2 having a lower second frequency f2 is generated.
  • the frequency signal switching means 44 converts the first frequency signal W 1 from the first frequency signal generating means 42 and the second frequency signal W 2 from the first frequency signal generating means 43 into an engine speed. It outputs while switching with the characteristics shown in FIG. 3 according to Ne.
  • the duty ratio determining means 45 determines the duty ratio according to the target position (target piston position) of the timer piston 31 and further maps the frequency according to the frequency selected by the frequency signal switching means 44. , The excitation time t! Of the timing control valve 39 with respect to the duty ratio and the drive cycle. Set.
  • the "fluctuation" at the second frequency f2 having a lower driving frequency has a larger amplitude than the "fluctuation” at the first frequency fi having a higher driving frequency.
  • the present invention is used for controlling a fuel injection pump for an engine, such as a fuel injection pump for a diesel engine, which can control a fuel injection timing by adjusting a position of a timer biston through an electromagnetic valve, thereby controlling a timer.
  • the fluctuation phenomenon of the timer caused by the relationship between the driving frequency of the solenoid valve for use and the engine speed can be suppressed by simple control. This makes it possible to easily suppress the fluctuation of the fuel injection timing due to the fluctuation of the timer biston, and to control the fuel injection timing with high accuracy. Therefore, it can contribute to improving the performance of such an engine, and its usefulness is considered to be extremely high.

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Description

明 細 書 ェンジンの燃料噴射時期制御装置 技術分野
本発明は、 ディーゼルエンジンの燃料噴射ポンプの制御に用いて好適 のエンジンの燃料噴射時期制御装置に関し、 特に、 電磁弁を通じてタイ マビストンの位置を調整することで燃料噴射時期を制御しうる、 ェンジ ンの燃料噴射時期制御装置に関する。 背景技術
ディーゼルエンジンの燃料噴射ポンプには、 F I G . 4に示すような 構成のものがある。 この F I G . 4に示す燃料噴射ポンプは、 いわゆる 電子制御式の分配型燃料噴射ポンプであり、 F I G . 4において、 1 0 はポンプ本体であり、 ポンプ本体 1 0の内部には、 ベ一ン式のフィ一ド ポンプ 1 1がそなえられている。 ここでは、 フィードポンプ 1 1につい ては、 本来の側面図に並べて 9 0 ° だけ図示角度を変えた正面図につい ても示している。
このフィードポンプ 1 1は、 エンジンの回転で作動する ドライブシャ フ ト 1 2で回転駆動されて、 燃料タンクからの燃料を圧送する。 このフ ィ一ドポンプ 1 1から出力された燃料は、 ポンプ本体 1 0の内部のボン プ室 1 3に送られて、 ポンプ室 1 3から通路 1 4を通って燃料圧送用プ ランジャ 1 5へと送給される。 通路 1 4には燃料カツ ト用マグネッ トバ ルブ 1 6が介装される。
プランジャ 1 5は、 ポンプ本体 1 0に形成されたブランジャ室 1 7内 を進退しながら、 内部に形成された連通口 1 Ί Aを介して、 通路 1 4か らの燃料を通路 1 8からデリバリバルブ 1 9へと供給する。 このような プランジャ 1 5の進退駆動は、 プランジャ 1 5の一端に結合されたカム ディスク 2 0の作用により行なわれる。
つまり、 プランジャ 1 5及びカムディスク 2 0は、 ドライブシャフ 卜 1 2でエンジン回転に応じて回転駆動される。 また、 カムディスク 2 0 は、 プランジャ 1 5を介してスプリ ング 2 1で付勢されることで、 口一 ラホルダ 2 2に軸支されたローラ 2 3に当接している。 なお、 口一ラホ ルダ 2 2は、 ドライブシャフ ト 1 2の軸心線方向へは移動せず、 また、 通常時 （後述する回転位相の調整時以外） はドライブシャフ ト 1 2の軸 心回りに回転することはない。 これにより、 カムディスク 2 0は、 その カムプロフィルに応じてローラ 2 3に排動されながら、 軸方向へ移動す る。 このようにして、 プランジャ 1 5が進退して、 所要のタイミ ングで 燃料の供給を行なうのである。
なお、 通路 1 8， デリバリバルブ 1 9は各気筒毎に設けられている。 例えば 4気筒ェンジンの場合には、 通路 1 8， デリバリバルブ 1 9 も 4 つ設けられることになる。
また、 ローラ 2 3は、 F I G . 5に示すように、 ローラホルダ 2 2に 複数 （ここでは、 4つ） 設けられており、 カムディスク 2 0のカムプロ フィルもこれに応じたものになっている。 これにより、 カムディスク' 2 0が 1回転するとプランジャ 1 5は 4回駆動されることになり、 この 4 回のプランジャ 1 5の作動に応じて、 例えば 4つの気筒のそれぞれに順 に燃料が供給されるようになる。
なお、 燃料の噴射量制御のために、 プランジャ 1 5の外周を進退して プランジャ 1 5の圧送ストロークを調整するコントロールスリーブ 2 4 と、 このコント口一ルスリーブ 2 4を駆動するガバナ （ここではエレク トリ ックガバナ） 2 5とが設けられている。 さらに、 F I G . 4中、 2 6はレギユレ一タバルブ、 2 7はドライブ シャフ ト 1 2の回転速度を検出するセンシングギヤプレー ト、 2 8は燃 料温度センサであり、 2 9はポンプ室 1 3内の過剰な燃料を燃料タンク へ戻すオーバフローバルブであって、 チヱックバルブをそなえている。
ところで、 このような燃料噴射ポンプでは、 燃料の噴射タイ ミ ングを 制御するために、 タイマ 3 0が設けられている。 タイマ 3 0には、 ロー ラ 2 3の回転方向位置を変更するタイマビス 卜ン 3 1がそなえられれて いる。 なお、 このタイマピス トン 3 1についても、 便宜上、 9 0。 だけ 図示角度を変えた正面図で示している。
このタイマピストン 3 1は、 F I G . 4 , F I G'. 5 ( A ) , F I G . 5 ( B ) に示すように、 ポンプ本体 1 0に形成されたシリ ンダ 3 2内で 進退しながら、 ピス トンピン 3 3を通じてローラホルダ 2 2を微小回転 させる。
つまり、 タイマピストン 3 1は、 中間部にビストンピン 3 3をピン結 合され、 その一端にはポンプ室 1 3内の燃料圧を導かれる第 1圧力室 3 4が設けられ、 他端には吸入側燃料圧 （フィードポンプ 1 1の上流側の 燃料圧） を導かれる第 2圧力室 3 5が設けられる。
また、 タイマピストン 3 1には、 ポンプ室 1 3と第 1圧力室 3 4とを 連通する通路 3 6が設けられ、 この通路 3 6にはオリフィス 3 7が介設 されている。 さらに、 第 2圧力室 3 5内には、 タイマピストン 3 1を一 端側 （第 1圧力室 3 4方向） へ付勢するタイマスプリ ング 3 8がそなえ られる。
そして、 第 1圧力室 3 4内の燃料圧と、 第 2圧力室 3 5内の燃料圧及 びタイマスプリ ング 3 8の付勢力とのバランスによって、 タイマビス卜 ン 3 1の位置が決定する。 例えば F I G . 5 ( A ) に示す状態よりも第 1圧力室 3 4内の燃料圧が高くなると、 F I G . 5 ( B ) に示すように- タイマピス ト ン 3 1が図中左方へ移動するが、 この時には、 燃料噴射夕 イミ ングは進角側へ調整される。 逆に、 第 1圧力室 3 4内の燃料圧が低 くなると、 タイマビス トン 3 1が図中右方へ移動して、 燃料噴射タイ ミ ングは遅角側へ調整される。
例えば、 エンジンの回転速度が高まると、 フィ一ドポンプ 1 1からの 出力圧が高まって、 ポンプ室 1 3内の燃料圧も高まり、 第 1圧力室 3 4 が高圧になる。 したがって、 タイマピストン 3 1が図中左方へ移動して、 燃料噴射タイミ ングが進角側へ調整されることになる。
さらに、 このポンプの場合、 F I G . 4に示すように、 第 1圧力室 3 4側と第 2圧力室 3 5側との圧力バランスを調整しうるタイミ ングコン トロールバルブ （T C V ) 3 9が設けられており、 様々なパラメ一夕に 基づいて燃料噴射タイ ミ ングを調整しうるようになっている。
つまり、 タイミ ングコントロールバルブ 3 9は、 電子制御式の電磁弁 であり、 デューティ制御によりその開度 （単位時間当たりの開弁時間） を調整される。 したがって、 タイミ ングコントロールバルブ 3 9をデュ —ティ制御することで、 バルブ 3 9の開度に応じて第 1圧力室 3 4側と 第 2圧力室 3 5側との圧力差が適宜調整 （ここでは減少側へ調整） され、 タイマピストン 3 1の位置が調整されることになり、 この結果、 燃料噴 射タイミ ングが調整される。
このようなタイ ミ ングコント口一ルバルブ 3 9の駆動は、 図示しない タイミ ングコントロールバルブドライバ （T C V ドライバ） により行な われるが、 この T C V ドライバは、 図示しないコントローラにより目標 燃料噴射量 Qやエンジン回転速度 （即ち、 単位時間当たりのエンジン回 転数、 以下、 エンジン回転数という） N eに応じて作動を制御される。
ところで、 タイミ ングコントロールバルブ 3 9をデューティ制御する 場合、 一定の周波数で駆動電流パルスを発しながら制御を行なうことに なるが、 この時の駆動周波数がエンジンの回転数の整数倍に近づく と、 燃料噴射時期が変動することがある。 この現象は 「揺らぎ」 と呼ばれ、 この 「揺らぎ」 は、 近接した異なる 2つの周波数の干渉により生じるい' わゆる 「うなり」 の現象と考えられる。
例えば F I G. 6は、 この揺らぎ現象に関する実験データを示し、 ェ ンジン回転数 N eを 1 8 0 0 r pmの近傍とし、 タイ ミ ングコントロー ルバルブ 3 9の駆動周波数を 6 0 H zとした条件下での実験結果を示し ている。 F I G. 6において、 横軸が時間、 縦軸がタイマピストン 3 1 の位置 （TP S) であり、 曲線 Sが T P Sの変動特性を示しているが、 TP Sが比較的長周期 （約 1秒） で振動していることがわかる。
これは、 エンジン回転数 N eが正確に 1 8 0 0 r pm (= 3 0 H z ) であれば、 タイ ミ ングコントロールバルブ 3 9の駆動周波数 6 0 H zは 丁度エンジン回転数 N eの 2倍になるが、 エンジン回転数 N eが 1 8 0 0 r p mに近いが正確に 1 8 0 0 r p mではないために、 こうした 「う なり」 のような現象が生じるものと考えられる。
そこで、 エンジン回転数 N eを 1 7 7 0 r pm (= 2 9. 5 H z) と してタイ ミ ングコントロールバルブ 3 9の駆動周波数を 6 0 H zとした 場合をシミュレ一シヨンしてみると、 F I G. 7に示すように、 上述の F I G. 6に示す実験結果とほぼ同様の特性が現れる。
このような揺らぎ現象の原因は、 オリフィス 3 7が一定に作用し且つ タイミ ングコントロールバルブ 3 9の開度が一定のときには、 タイマピ ストン 3 1の両端の差圧により、 各圧力室 3 4, 3 5での燃料の流入出 即ちタイマピストン 3 1の位置が支配される。 したがって、 差圧変動が 揺らぎ （即ち、 タイマピストン 3 1の変位） の原因と考えられる。
そこで、 さらに、 差圧変動の要因を考えると、 ポンプ室 1 3の圧力変 動、 及び、 タイマピストン 3 1のシリ ンダ 3 2内の圧力変動が考えられ る o
このうち、 ポンプ室 1 3の圧力変動は、 フィー ドポンプ 1 1の吐出圧 の変動によるものや、 プランジャ 1 5の燃料圧送スピルによるもの等が 考えられる。 また、 タイマピストンシリ ンダ 3 2内の圧力変動は、 カム ディスク 2 0がローラ 2 3を乗り越える時の反力がビストンピン 3 3を 通じて伝達されることによるものや、 タイマピス トン 3 1の質量とタイ マスプリ ング 3 8の弾性特性とによる共振によるものなどが考えられる c これらのなかでも、 特に、 影響が大きいものが、 カムディスクの乗り 越え時の反力である。 この反力は、 カムディスクの乗り越え時にタイマ ピス トン 3 1の動きにより、 タイマピストン 3 1の両端 （即ち、 両圧力 室 3 4， 3 5 ) の流入圧がともに変動するため、 単純に考えると、 ボン プ室 1 3の圧力変動の 2倍の影響がある。 しかも、 タイマピストン 3 1 に作用する強制圧自体も変動が大きいため、 最も影響が大きいと言える なお、 このカムディスクの乗り越え時の反力は、 4気筒エンジンの場合、 エンジン回転数 N eの 2倍の周波数をもち、 振幅はほぼ一定である。
このような揺らぎ現象を回避するには、 以下のような手段が考えられ る。
( 1 ) つまり、 F I G . 8中の直線 L 1， L 2 , L 3に示すように、 夕イ ミ ングコントロールバルブ 3 9の駆動周波数をエンジン回転との共 振点、 即ちエンジン回転数 N e， 又はエンジン回転数 N eの 2倍値 （= 2 N e ) , 又はエンジン回転数 N eの 4倍値 （= 4 N e ) と完全に同期 させる。 この技術は、 例えば特公昭 6 3 - 8 2 9 8号公報に開示されて いる。
( 2 ) F I G . 8中の破線 L 4に示すように、 タイ ミ ングコント口一 ルバルブ 3 9の駆動周波数をエンジン回転数 N eに対して鋸刃状に変更 しながら、 タイミ ングコントロールバルブ 3 9の駆動周波数がエンジン 回転との共振点、 即ちェンジン回転数 N eや 2 N eや 4 N eに接近しな いようにする。 この技術は、 例えば特公平 1 一 1 9 0 5 9号公報に開示 されている。
これらの手段は、 F I G . 9に示すように、 タイミ ングコントロール バルブとエンジンとの周波数差が離れるほど、 揺らぎ （ピストン振幅） が減少するという特性による。 F I G . 9中、 N eを付す特性は 0 . 5 次共振点の近傍、 即ち、 タイミ ングコントロールバルブの駆動周波数を エンジン回転数 N eの近傍にした場合のもので、 2 * N eを付す特性は 1次共振点の近傍、 即ち、 タイミ ングコントロールバルブの作動周波数 をエンジン回転数 N eの 2倍の近傍にした場合のもので、 4 * N eを付 す特性は 2次共振点の近傍、 即ち、 タイミ ングコントロールバルブの作 動周波数をェンジン回転数 N eの 4倍の近傍にした場合のものである。
( 1 ) の解決手段に着目すると、 上述の特公昭 6 3— 8 2 9 8号公報 は、 燃料フィード圧に基づいて、 開閉弁 （タイミングコントロールバル ブ） の作動周波数を機関回転数の整数倍 （例えば 2倍） となるように制 御することで、 開閉弁の作動周期を燃料フィ一ド圧の圧力変動周期と同 期させて、 燃料フィード圧の圧力変動を減少させ、 燃料噴射時期を精度 よく制御しょうとする技術である。
しかしながら、 この技術では、 燃料フィード圧を検出してこの圧力に 基づいて開閉弁の作動を制御するため、 以下のような不具合がある。
ます、 上述のゆらぎ現象に対しては、 燃料フィード圧の影響は比較的 小さいので、 燃料フィ一ド圧に基づいた制御は必ずしも適切ではない。 また、 燃料噴射時期が変化するごとに開閉弁の駆動開始時期も変化す るため、 開閉弁の駆動終了時期 （即ち、 デューティ幅） の設定が複雑に なる。 逆に、 開閉弁の駆動終了時期を回転位相に同期させようとすると 開閉弁の駆動開始時期を正しく設定できないので開閉弁の開度制御 （即 ち、 デューティ制御） を行なえない。
さらに、 機関のクランク角に対して、 検出した燃料フィード圧情報に 基づく信号を同期させるのに工夫が必要になる。 これは、 燃料フィード 圧の立ち上がりは噴射時期に同期するがクランク角とは関連なく、 また、 燃料フィ一ド圧の立ち下がりは噴射量に依存するがやはりクランク角と は関連ないためである。
また、 （2 ) の技術は、 複数の駆動周波数をエンジン回転数 （回転速 度） に応じて選択するが、 駆動周波数の切替ポイントを適切に設定しな いと揺らぎ現象の抑制効果を確実に得ることはできない。
例えば、 F I G . 8の直線 L 2近傍の 1次共振領域内の切替ポイント P 1では、 夕イ ミ ングコン卜ロールバルブの駆動周期とエンジン回転数 とが 1次共振領域に接近するので、 前述の揺らぎ現象が大きく現れ易い これは、 1次共振の領域では、 揺らぎによるピストン振幅が大きくなる ためである。
つまり、 F I G . 9に 2 * N eの特性線で示すように、 1次共振付近 でのビス卜ン振幅は、 0 . 5次共振 （特性線 N e ) の付近でのものに比 ベるとほぼ 2倍以上も大きく、 また、 2次共振 （特性線 4 * N e ) の付 近でのものに比べるとほぼ 4倍以上も大きくなる。
このようにビス卜ン振幅が大きいと、 それだけ燃料噴射時期の制御精 度も低下してしまうので、 特に、 1次共振の領域での揺らぎ現象を回避 できるようにすべきである力 従来の技術では、 このように 1次共振の 領域の揺らぎ対策について特別には考えられておらず、 揺らぎ現象の抑 制効果を確実に得るまでには至っていない。
なお、 特開平 1 _ 3 0 0 0 3 7号， 特開平 4— 3 4 7 3 4 6号， 特公 平 3— 2 5 6 2 6号の各公報にも、 ディーゼルエンジン等のエンジンの 燃料噴射時期制御に関する技術が開示されているが、 これらの技術は、 上述のような揺らぎ現象に関して具体的に着目しておらず、 また、 かか る揺らぎ現象を適切に回避しうるものではない。
本発明は、 上述の課題に鑑み創案されたもので、 電磁弁を通じてタイ マビストンの位置を調整することで燃料噴射時期を制御しうる装置にお いて、 揺らぎ現象の抑制効果を確実に得られるようにして燃料噴射時期 を適切に制御できるようにした、 ェンジンの燃料噴射時期制御装置を提 供することを目的とする。 発明の開示
このため、 本発明のエンジンの燃料噴射時期制御装置は、 供給される 油圧に応じてタイマビストンを移動させることにより燃料噴射弁から噴 射されるェンジンの燃料噴射時期を変更するタイマと、 上記ェンジンの 運転状態に応じて設定されたデューティ比を有する駆動信号で開閉する ことにより上記タイマに供給される油圧を調整するタイマ制御用電磁弁 とを備え、 上記タイマ制御用電磁弁による駆動と上記エンジンの回転に 伴う変動との間で上記タイマビストンに生じる共振を、 上記タイマ制御 用電磁弁の駆動信号の周波数の変更により防止する、 エンジンの燃料噴 射制御装置において、 第 1の周波数を有する信号を発生して出力する第 1周波数信号発生手段と、 上記第 1の周波数よりも低い第 2の周波数を 有する信号を発生して出力する第 2周波数信号発生手段と、 上記ェンジ ンの回転速度を検出するエンジン回転速度検出手段と、 同エンジン回転 速度検出手段によって検出されたエンジン回転速度に基づき、 上記第 1 周波数信号発生手段から出力された上記第 1周波数信号と、 上記第 2周 波数信号発生手段から出力された上記第 2周波数信号とを切り換えて出 力する周波数信号切換手段と、 上記周波数信号切換手段から出力された 周波数信号に基づく駆動周波数を有すると共に、 上記エンジンの運転状 態に応じて設定されたデューティ比を有する駆動信号を用いて上記タイ マ制御電磁弁を制御する制御手段とを備え、 上記周波数信号切換手段が、 予め設定された信号切換用エンジン回転速度に基づき上記第 1周波数信 号と上記第 2周波数信号とを切り換えるように構成され、 上記信号切換 用エンジン回転速度が、 上記第 1の周波数に関して上記共振が発生する ェンジン回転速度から第 1の所定回転速度差で、 かつ上記第 2の周波数 に関して上記共振が発生するェンジン回転速度から第 2の所定回転速度 差となる値に設定されていることを特徴としている。
このような構成により、 燃料噴射弁からの燃料噴射時期は、 タイマが タイマピストンを移動させることで調整されるが、 この際、 タイマビス トンは、 デューティ制御されるタイマ制御用電磁弁により供給油圧を調 整されながら作動する。 タイマピス トンには、 タイマ制御用電磁弁によ り周期的に駆動力が加わるとともにエンジンの回転に伴う圧力変動も加 わり、 これらのタイマ制御用電磁弁による駆動とエンジンの回転に伴う 変動 （圧力変動） との間で共振を生じるため、 タイマ制御用電磁弁の駆 動信号の周波数の変更によりこのような共振状態を防止する。
つまり、 周波数信号切換手段が、 第 1周波数信号発生手段から出力さ れた第 1周波数信号と第 2周波数信号発生手段から出力された第 2周波 数信号とを、 予め設定された信号切換用エンジン回転速度に基づき、 ェ ンジン回転速度検出手段によつて検出されたェンジン回転速度に応じて 切り換えて出力し、 制御手段が、 この出力された周波数信号に応じて夕 イマ制御用電磁弁の駆動を制御する。
ここで、 上記信号切換用エンジン回転速度は、 上記第 1の周波数に関 して上記共振が発生するエンジン回転速度から第 1の所定回転速度差で、 かつ上記第 2の周波数に関して上記共振が発生するェンジン回転速度第 2の所定回転速度差となる値に設定されているので、 ェンジン回転速度 が第 1の周波数又は第 2の周波数に近づいた場合のタイマビストンの摇 らぎ （うなり） や共振を回避しうるようになる。 これにより、 タイマピ ストンの揺らぎに起因した燃料噴射時期の変動を抑制することができ、 燃料噴射時期の制御を精度良く行なえるようになるため、 ェンジン性能 の向上に寄与する。
なお、 第 1の所定回転速度差と第 2の所定回転速度差とは、 異なるも のであってもよく、 同一のものであってもよい。
また、 上記信号切換用エンジン回転速度は、 上記共振が 1次共振とな るェンジン回転速度領域であるところの 1次共振領域と、 上記共振が 2 次共振となるェンジン回転速度領域であるところの 2次共振領域との間 に設けられるものであって、 上記周波数信号切換手段は、 上記信号切換 用ェンジン回転速度よりも上記 1次共振領域側のェンジン回転速度領域 では上記第 2周波数信号を出力し、 上記信号切換用ェンジン回転速度よ りも上記 2次共振領域側のェンジン回転速度領域では上記第 1周波数信 号を出力するものであることが好ましい。
これにより、 1次共振領域及び 2次共振領域におけるタイマピストン の揺らぎや共振を回避しうるようになる。
この場合、 好ましくは、 上記信号切換用エンジン回転速度は、 上記第 1の周波数に関して上記 1次共振が生じる 1次共振ェンジン回転速度と の回転速度差が、 上記第 2の周波数に関して上記 2次共振が生じる 2次 共振エンジン回転速度との回転速度差よりも大となるように、 設定する これにより、 揺らぎや共振の抑制要求の比較的高い 1次共振領域にお けるタイマピストンの揺らぎや共振を効率よく回避しうるようになる。 また、 上記信号切換用エンジン回転速度は、 上記共振が 0 . 5次共振 となるエンジン回転速度領域であるところの 0 . 5次共振領域と、 上記 共振が 1次共振となるェンジン回転速度領域であるところの 1次共振領 域との間に設けられるものであって、 上記周波数信号切換手段は、 上記 信号切換用エンジン回転速度よりも上記 0 . 5次共振領域側のエンジン 回転速度領域では上記第 2周波数信号を出力し、 上記信号切換用ェンジ ン回転速度よりも上記 1次共振領域側のェンジン回転速度領域では上記 第 1周波数信号を出力するものであることが好ましい。
これにより、 1次共振領域及び 0 . 5次共振領域におけるタイマビス 卜ンの揺らぎや共振を回避しうるようになる。
この場合、 好ましくは、 上記信号切換用エンジン回転速度は、 上記第 2周波数に関して上記 1次共振が生じる 1次共振ェンジン回転速度との 回転速度差が、 上記第 1の周波数に関して上記 0 . 5次共振が生じる 0 . 5次共振エンジン回転速度との回転速度差よりも大となるように、 設定 する。
これにより、 揺らぎや共振の抑制要求の比較的高い 1次共振領域にお けるタイマピストンの揺らぎや共振を効率よく回避しうるようになる。 また、 上記信号切換用エンジン回転速度は、 上記第 1の周波数に関し て N次共振が生じる第 1の N次共振ェンジン回転速度と上記第 2の周波 数に関して N次共振が生じる第 2の N次共振ェンジン回転速度との間に あって、 上記周波数信号切換手段は、 上記信号切換用エンジン回転速度 よりも低回転速度側のェンジン回転速度領域では上記第 1周波数信号を 出力し、 上記信号切換用エンジン回転速度よりも高回転速度側のェンジ ン回転速度領域では上記第 2周波数信号を出力するものであることが好 ましい。
これにより、 N次共振領域におけるタイマビストンの揺らぎや共振を 確実に回避しうるようになる。
この場合、 好ましくは、 上記信号切換用エンジン回転速度は、 上記第 2の N次共振エンジン回転速度との回転速度差が、 上記第 1の N次共振 2 エンジン回転速度との回転速度差よりも大となるように、 設定する。
これにより、 同次共振領域の場合、 駆動周波数の低い第 2周波数信号 を駆動周波数の高い第 1の第 1周波数よりもェンジン回転速度差に関す る余裕を大きく とることになり、 より大きな振幅で発生しやすい、 駆動 周波数の低い場合の揺らぎや共振を効果的に抑制することができる。 なお、 上記 Nは、 整数又は 0 . 5が好ましい。
また、 上記信号切換用エンジン回転速度は、 上記共振が 1次共振とな るェンジン回転速度領域であるところの 1次共振領域と上記共振が 2次 共振となるエンジン回転速度領域であるところの 2次共振領域との間に 設けられる第 1の信号切換用エンジン回転速度と、 上記共振が 0 . 5次 共振となるェンジン回転速度領域であるところの 5次共振領域と上 記共振が 1次共振となるェンジン回転速度領域であるところの 1次共振 領域との間に設けられる第 2の信号切換用エンジン回転速度とを有し、 上記周波数信号切換手段は、 上記第 1の信号切換用エンジン回転速度よ りも上記 1次共振領域側のェンジン回転速度領域及び上記第 2の信号切 換用エンジン回転速度よりも上記 0 . 5次共振領域側のエンジン回転速 度領域では上記第 2周波数信号を出力し、 上記第 1の信号切換用ェンジ ン回転速度よりも上記 2次共振領域側のェンジン回転速度領域及び上記 第 2の信号切換用ェンジン回転速度よりも上記 1次共振領域側のェンジ ン回転速度領域では上記第 1周波数信号を出力するものであることが好 ましい。
これにより、 1次共振領域及び 0 . 5次共振領域及び 2次共振領域に おけるタイマピストンの揺らぎや共振を回避しうるようになる。
この場合、 さらに好ましくは、 上記第 1の信号切換用エンジン回転速 度は、 上記第 1の周波数に関して上記 1次共振が生じる 1次共振ェンジ ン回転速度との回転速度差が、 上記第 2の周波数に関して上記 2次共振 が生じる 2次共振エンジン回転速度との回転速度差よりも大となるよう に、 設定し、 上記第 2の信号切換用エンジン回転速度は、 上記第 2の周 波数に関して上記 1次共振が生じる 1次共振ェンジン回転速度との回転 速度差が、 上記第 1の周波数に関して上記 0 . 5次共振が生じる 0 . 5 次共振エンジン回転速度との回転速度差よりも大となるように、 設定す る。
これにより、 揺らぎや共振の抑制要求の比較的高い 1次共振領域にお けるタイマビス トンの揺らぎや共振を効率よく回避しながら、 1次共振 領域とともに、 0 . 5次共振領域及び 2次共振領域におけるタイマビス 卜 ンの揺らぎや共振を回避しうるようになる。
また、 上記信号切換用エンジン回転速度は、 上記共振が 1次共振とな るエンジン回転速度領域であるところの 1次共振領域と、 上記共振が 2 次共振となるエンジン回転速度領域であるところの 2次共振領域との間 に設けられる第 1の信号切換用エンジン回転速度と、 上記共振が 0 . 5 次共振となるエンジン回転速度領域であるところの 0 . 5次共振領域と、 上記共振が 1次共振となるェンジン回転速度領域であるところの 1次共 振領域との間に設けられる第 2の信号切換用ェンジン回転速度と、 上記 第 1の周波数に関して 0 . 5次共振が生じる第 1の 0 . 5次共振ェンジ ン回転速度と上記第 2の周波数に関して 0 . 5次共振が生じる第 2の 0 . 5次共振ェンジン回転速度との間に設けられる第 3の信号切換用ェンジ ン回転速度と、 上記第 1の周波数に関して 1次共振が生じる第 1の 1次 共振ェンジン回転速度と上記第 2の周波数に関して 1次共振が生じる第 2の 1次共振エンジン回転速度との間に設けられる第 4の信号切換用ェ ンジン回転速度と、 上記第 1の周波数に関して 2次共振が生じる第 1の 2次共振ェンジン回転速度と上記第 2の周波数に関して 2次共振が生じ る第 2の 2次共振ェンジン回転速度との間に設けられる第 5の信号切換 用エンジン回転速度とからなり、 上記周波数信号切換手段は、 上記第 3 の信号切換用ェンジン回転速度と上記第 2の信号切換用ェンジン回転速 度との間のェンジン回転速度領域、 及び上記第 4の信号切換用エンジン 回転速度と上記第 1の信号切換用エンジン回転速度との間のエンジン回 転速度領域では上記第 2周波数信号を出力し、 上記第 2の信号切換用ェ ンジン回転速度と上記第 4の信号切換用ェンジン回転速度との間のェン ジン回転速度、 及び上記第 1の信号切換用ェンジン回転速度と上記第 5 の信号切換用ェンジン回転速度との間のェンジン回転速度領域では上記 第 1周波数信号を出力するものであることが好ましい。
これにより、 1次共振領域及び 0 . 5次共振領域及び 2次共振領域に おけるタイマビストンの揺らぎや共振を確実に回避しうるようになる。
この場合、 好ましくは、 上記第 1の信号切換用エンジン回転速度は、 上記第 1の周波数に関して上記 1次共振が生じる 1次共振ェンジン回転 速度との回転速度差が、 上記第 2の周波数に関して上記 2次共振が生じ る 2次共振エンジン回転速度との回転速度差よりも大となるように、 設 定し、 上記第 2の信号切換用エンジン回転速度は、 上記第 2の周波数に 関して上記 1次共振が生じる 1次共振ェンジン回転速度との回転速度差 力 上記第 1の周波数に関して上記 0 . 5次共振が生じる 0 . 5次共振 エンジン回転速度との回転速度差よりも大となるように、 設定し、 上記 第 3の信号切換用エンジン回転速度は、 上記第 2の 0 . 5次共振ェンジ ン回転速度との回転速度差が、 上記第 1の 0 . 5次共振エンジン回転速 度との回転速度差よりも大となるように、 設定し、 上記第 4の信号切換 用ェンジン回転速度は、 上記第 2の 1次共振ェンジン回転速度との回転 速度差が、 上記第 1の 1次共振ェンジン回転速度との回転速度差よりも 大となるように、 設定し、 上記第 5の信号切換用エンジン回転速度は、 上記第 2の 2次共振ェンジン回転速度との回転速度差が、 上記第 1の 2 次共振エンジン回転速度との回転速度差よりも大となるように、 設定す る
これにより、 揺らぎや共振の抑制要求の比較的高い 1次共振領域にお けるタイマピストンの揺らぎや共振を効率よく回避しながら、 且つ、 駆 動周波数の低い第 2周波数信号を駆動周波数の高い第 1周波数信号より もエンジン回転速度差に関する余裕を大きくとって、 より抑制を望まれ る駆動周波数の低い場合の揺らぎや共振を効果的に抑制しながら、 1次 共振領域とともに、 0 . 5次共振領域及び 2次共振領域におけるタイマ ビストンの揺らぎや共振を回避しうるようになる。
さらに好ましくは、 上記周波数信号切換手段は、 上記第 3の信号切換 用ェンジン回転速度より低回転速度側のェンジン回転速度領域では上記 第 1周波数信号を出力するものとする。
これにより、 エンジン回転速度の低い領域で、 0 . 5次共振における タイマピストンの揺らぎや共振を確実に回避することができる。
さらに好ましくは、 上記周波数信号切換手段は、 上記第 5の信号切換 用ェンジン回転速度より高回転速度側のェンジン回転速度領域では上記 第 2周波数信号を出力するものとする。
これにより、 エンジン回転速度の高い領域で、 2次共振におけるタイ マゼス卜ンの揺らぎや共振を確実に回避することができる。 図面の簡単な説明
F I G . 1は、 本発明の一実施例としてのエンジンの燃料噴射時期制 御装置の要部構成を示す制御ブロック図である。
F I G . 2は、 本発明の一実施例としてのエンジンの燃料噴射時期制 御装置に関するタイマビストンの駆動制御モデルを示す図である。
F I G . 3は、 本発明の一実施例としてのエンジンの燃料噴射時期制 御装置の動作を説明するための図である。
F I G. 4は、 ディーゼルエンジンの燃料噴射ポンプを示す断面図で ある。
F I G. 5 (A) は、 ディーゼルエンジンの燃料噴射ポンプのタイマ を示す断面図であり、 燃料噴射時期の進角制御の開始前の状態を示す。
F I G. 5 (B) は、 ディーゼルエンジンの燃料噴射ポンプのタイマ を示す断面図であり、 燃料噴射時期の進角制御後の状態を示す。
F I G. 6は、 本発明の課題である揺らぎ現象に関する実験データを 示すグラフである。
F I G. 7は、 本発明の課題である揺らぎ現象に関するシミュレーシ ョン結果を示すグラフである。
F I G. 8は、 タイ ミ ングコントロールバルブの駆動周波数とェンジ ン回転との関係を示すとともに、 従来の技術を示す図である。
F I G. 9は、 タイ ミ ングコントロールバルブの駆動周波数とェンジ ン回転との周波数差と、 揺らぎ現象によるタイマビス卜ンの振幅の特性 をタイミ ングコントロールバルブの駆動周波数毎に示す図である。 発明を実施するための最良の形態
以下、 図面により、 本発明の実施例について説明する。
F I G. 1〜F I G. 3は本発明の一実施例としてのエンジンの燃料 噴射時期制御装置を示すものであるが、 このェンジンの燃料噴射時期制 御装置は、 従来技術として既に説明したように、 F I G. 4, F I G. 5 (A) , F I G. 5 (B) に示すような電子制御式の分配型燃料噴射 ポンプに適用される。 そこで、 F I G. 4， F I G. 5 (A) , F I G. 5 (Β) を参照して、 この分配型燃料噴射ポンプから簡単に説明する。 本エンジンの燃料噴射時期制御装置をそなえる燃料噴射ポンプは、 F 1
1 G . 4に示すように、 ポンプ本体 1 0の内部に、 エンジン駆動のドラ イブシャフ ト 1 2で回転駆動されるベ一ン式フィードポンプ 1 1をそな え、 このフィードポンプ 1 1で、 燃料夕ンクからの燃料をポンプ本体 1 0の内部のポンプ室 1 3に圧送し、 更に、 通路 1 4を経て燃料圧送用プ ランジャ 1 5へと送給するようになっている。 通路 1 4には、 燃料力ッ ト用マグネッ トバルブ 1 6が設けられる。
プランジャ 1 5はプランジャ室 1 7内を進退するが、 このプランジャ 1 5の位置に応じて、 通路 1 4側の燃料をプランジャ室 1 7に吸入して、 連通口 1 7 Aを介して通路 1 8からデリバリバルブ 1 9へと圧送するよ うになつている。 なお、 通路 1 8 , デリバリバルブ 1 9は各気筒毎に設 けられている。 また、 プランジャ 1 5は、 その一端に結合されたカムデ イスク 2 0を通じて進退駆動されるようになっている。
すなわち、 カムディスク 2 0は、 プランジャ 1 5に装着されたスプリ ング 2 1でローラホルダ 2 2に軸支されたローラ 2 3に付勢されており、 プランジャ 1 5及びカムディスク 2 0がドライブシャフ ト 1 2で回転駆 動されると、 カムディスク 2 0は、 そのカムプロフィルに応じてローラ
2 3に排動されながら、 軸方向へ移動して、 プランジャ 1 5を進退させ て、 所要のタイ ミ ングで燃料の供給を行なうようになっている。
ローラ 2 3は、 F I G . 5 ( A ) , F I G . 5 ( B ) に示すように、 ローラホルダ 2 2に複数 （ここでは、 4つ） 設けられており、 カムディ スク 2 0のカムプロフィルもこれに応じたものになっている。 これによ り、 カムディスク 2 0が 1回転するとブランジャ 1 5は 4回駆動される ことになり、 この 4回のプランジャ 1 5の作動に応じて、 例えば 4つの 気筒のそれぞれに順に燃料が供給されるようになっている。
また、 燃料の噴射量制御のためのコントロールスリーブ 2 4， このコ ン卜口一ルスリーブ 2 4を駆動するガバナ （ここではエレク トリ ックガ バナ） 2 5のほか、 レギユレ一夕バルブ 2 6， ドライブシャフ ト 1 2の 回転速度 （単位時間当たりの回転数） を検出するセンシングギヤプレー 卜 2 7， 燃料温度センサ 2 8， ポンプ室 1 3内の過剰な燃料を燃料タン クへ戻すチヱックバルブ付きオーバフローバルブ 2 9 も設けられる。 そして、 ローラ 2 3の回転方向位置を変更するために、 タイマピスト ン 3 1をそなえたタイマ 3 0が設けられている。 タイマピストン 3 1は、 F I G . 4 , F I G . 5 ( A ) , F I G . 5 ( B ) に示すように、 ボン プ本体 1 0に形成されたシリ ンダ 3 2内で進退しながら、 ビストンピン 3 3を通じてローラホルダ 2 2を微小回転させる。
タイマピストン 3 1は、 中間部にビストンピン 3 3をピン結合され、 一端にはポンプ室 1 3内の燃料圧を導かれる第 1圧力室 3 4が設けられ、 他端には吸入側燃料圧 （フィ ー ドポンプ 1 1の上流側の燃料圧） を導か れる第 2圧力室 3 5が設けられている。 これにより、 例えば F I G . 5 ( A ) に示す状態よりも第 1圧力室 3 4内の燃料圧が高くなると、 F I G . 5 ( B ) に示すように、 タイマピス ト ン 3 1が図中左方へ移動する 力 この時には、 燃料噴射タイ ミ ングは進角側へ調整される。 逆に、 第 1圧力室 3 4内の燃料圧が低くなると、 タイマピストン 3 1が図中右方 へ移動して、 燃料噴射タイ ミ ングは遅角側へ調整される。
また、 タイマピストン 3 1には、 ポンプ室 1 3と第 1圧力室 3 4とを 連通する通路 3 6が設けられ、 この通路 3 6にはオリフィ ス 3 7が介設 されている。 さらに、 第 2圧力室 3 5内には、 タイマピストン 3 1を一 端側 （第 1圧力室 3 4方向） へ付勢するタイマスプリ ング 3 8がそなえ りれる o
これにより、 第 1圧力室 3 4内の燃料圧と、 第 2圧力室 3 5内の燃料 圧及びタイマスプリ ング 3 6の付勢力とのバランスによって、 タイマピ ストン 3 1の位置が決定するが、 このポンプの場合、 F I G . 4に示す ように、 第 1圧力室 3 4側と第 2圧力室 3 5側との圧力バランスを調整 しうるタイマ制御用電磁弁としてのタイ ミ ングコントロールバルブ （T C V ) 3 9が設けられており、 様々なパラメータに基づいて燃料噴射夕 ィ ミ ングを調整しうるようになっている。
このタイミ ングコントロールバルブ 3 9は、 電子制御式電磁弁であり、 デューティ制御によりその開度 （単位時間当たりの開弁時間） を調整さ れるようになっており、 このタイ ミ ングコントロールバルブ 3 9をデュ 一ティ制御することで、 バルブ 3 9の開度に応じて第 1圧力室 3 4側と 第 2圧力室 3 5側との圧力差が適宜調整 （ここでは減少側へ調整） され、 タイマピストン 3 1の位置が調整されることになり、 この結果、 燃料噴 射タイミ ングが調整されるようになっている。
このようなタイミ ングコントロールバルブ 3 9の駆動は、 F I G . 1 に示すようなタイ ミ ングコントロールバルブソレノィ ド （T C Vソレノ ィ ド） 4 0 Aへの電流制御により行われるが、 この電流制御は、 制御手 段としての E C U (電子制御ユニッ ト） 4 1により目標燃料噴射量 Qや エンジン回転速度 （単位時間当たりの回転数、 以下、 エンジン回転速度 を単にエンジン回転数という） N eに応じて作動を制御される。 本燃料 噴射時期制御装置では、 このようなタイミ ングコントロールバルブ 3 9 の駆動制御に特徴があるが、 この説明の前に、 F I G . 2のタイマビス トン 3 1の駆動制御モデルを参照しながら、 E C U 4 1を通じて行なう タイマピス トン 3 1の駆動制御を説明する。
タイマピス トン 3 1の位置は、 高圧側の第 1圧力室 3 4側に加わる圧 力 （高圧側の第 1圧力室 3 4と低圧側の第 2圧力室 3 5内との差圧とし ての圧力） と、 低圧側の第 2圧力室側から加わるタイマスプリ ング 3 8 のバネ力との均衡したところに決まる。 タイマピストン 3 1の駆動制御 はこのような観点から行なわれる。 つまり、 F I G . 2に示すように、 高圧側の第 1圧力室 3 4からタイ マピス トン 3 1に作用する圧力方向を正とすると、 タイマピス トン 3 1 には、 高圧側の第 1圧力室 3 4内の圧力 P 1 〔B 1参照〕 と、 この第 1 圧力室 3 4に作用する元圧変動 （フィ一ドポンプ吐出圧の変動する圧力 影響） P 3 〔B 3参照〕 とが正方向に加わり、 低圧側の第 2圧力室 3 5 内の圧力 P 2 〔B 2参照〕 が負方向に加わる。
また、 タイミ ングコントロールバルブ 3 9による第 1圧力室 3 4力、ら 第 2圧力室 3 5への圧力調整分 P じが、 正方向圧力を減少させ 〔a 1参 照〕 、 正方向圧力を増加させる 〔a 2参照〕 。
第 1圧力室 3 4へ進入する燃料の流量は、 ポンプ室 1 3側とタイマシ リンダ 3 2側 （第 1圧力室 3 4側） との圧力差の平方根に比例し 〔B 5 参照〕 、 これにオリフィ ス 3 7の流量係数 （オリフィ ス係数） を乗算し たものである 〔B 6参照〕 。 同様に、 タイマシリンダ 3 2側 （第 1圧力 室 3 4側） から流出する燃料量は、 シリンダ圧と低圧 〔B 2参照〕 との さの平方根に比例するが、 この流量は、 タイミングコントロールバルブ 3 9のオン ·オフ状態 〔B 7参照〕 に応じて変化する。 タイマピストン 3 1の位置は、 これらのシリンダ 3 2への燃料の流入出量によって決ま る o
このため、 タイミングコントロールバルブ 3 9を制御してタイマシリ ンダ 3 2への燃料の流入出量を変えれば、 ピス トン位置は変化する。 そ して、 エンジン回転数 N eと噴射量 Qとに対応してタイミ ングコン卜口 ールバルブ 3 9のオン ·オフの割合 （即ち、 デューティ比） を設定すれ ば、 燃料噴射時期を制御することができ、 さらに、 実際の燃料噴射時期 を検出することによつて燃料噴射時期をデユーティ制御することもでき る。
例えば、 F I G . 2に示すような更なる処理 （B 8〜 B 1 5 ， a 3〜 a 5， d l， d 2 ) によってタイマピストンを制御することもできる。. そして、 E C U 4 1によるタイ ミ ングコントロールバルブ 3 9自体の 駆動制御系は、 F I G . 1に示すように構成される。
つまり、 E C U 4 1には、 第 1周波数信号発生手段 4 2 と、 第 2周波 数信号発生手段 4 3と、 周波数信号切替手段 4 4 と、 デューティ比決定 手段 4 5と、 タイミ ングコントロールバルブ制御手段 4 6 と、 駆動回路 4 7 とがそなえられる。
第 1周波数信号発生手段 4 2では、 第 1の周波数 f j (例えば 8 O H z ) を有する信号 W 1を発生し、 第 2周波数信号発生手段 4 3では、 第 1の周波数 f , よりも低い第 2の周波数 f 2 (例えば 6 0 H z ) を有す る信号を発生するようになっている。
そして、 周波数信号切替手段 4 4では、 エンジン回転数 N eに応じて 第 1周波数信号 と第 2周波数信号 ί 2 とを切り替えて出力するが、 この切替は、 F I G . 3に示すように、 タイ ミ ングコントロールバルブ 3 9とエンジンとの共振領域を回避するようにして行なわれるようにな つている。 この周波数信号切替手段 4 4は、 選択周波数判定手段 4 4 A とこの選択周波数判定手段 4 4 Aからの選択信号に応じて切り替えるス イッチ 4 4 Bとから構成することができる。 この周波数信号の切替制御 についての詳細な説明は後述する。
また、 デューティ比決定手段 4 5は、 エンジンの運転状態に応じて夕 イ ミ ングコントロールバルブ （電磁弁） 3 9のデューティ比を決定する もので、 目標ビストン位設定手段 4 8で設定されたタイマビストン 3 1 の目標位置 （目標ピストン位置） に応じてデューティ比を決定する。 な お、 目標ピストン位設定手段 4 7では、 燃料噴射量 （燃料噴射時間） Q 及びェンジン回転数 N eに基づいて目標ビストン位置を設定する。 そして、 本実施例では、 デューティ比決定手段 4 5は、 このデューテ ィ比に対応したタイ ミ ングコントロールバルブ 3 9のコイル 3 9 Aへの 励磁時間 （オン制御時間） t 1を例えばマップに基づいて設定するよう になっている。
つまり、 デューティ比が決まれば、 制御周期にこのデューティ比を乗 算することで、 励磁時間 t！ を算出することができ、 ここでは、 第 1の 周波数 に応じた第 1の制御周期と、 第 2の周波数 f 2 に応じた第 2 の制御周期とが設けられているので、 第 1の周波数 f 1 に応じた第 1周 波数用マップ Aと、 第 2の周波数 f 2 に応じた第 2周波数用マップ Bと を用意して、 これらのマツプを適宜用いることでデューティ比に応じた 励磁時間 を設定するようになっている。
制御手段 4 6は、 オン ·オフ信号に基づいてタイミ ングコントロール バルブ 3 9を制御するもので、 このオン ·オフ信号は、 周波数信号切替 手段 4 4を通じて出力された信号に基づく周波数 f , 又は f 2 を有し、 且つ、 デューティ比決定手段 4 5で決定したオン ·オフの割合 （即ち、 デューティ比） を有している。
このため、 制御手段 4 6は、 F I G . 1に示すように、 0クロス検出 器 4 6 Aと、 三角波発生器 4 6 Bと、 コンパレータ 4 6 Cと、 アンド回 路 4 6 Dとをそなえている。
このうち、 0クロス検出器 4 6 Aは周波数信号 W 1の 0クロスを検出 するが、 周波数信号 W 1が入力されていれば三角波発生器 4 6 B及びァ ンド回路 4 6 Dにオン信号を出力し、 また、 0クロスを検出時には、 三 角波発生器 4 6 Bに検出信号を出力する。
三角波発生器 4 6 Bは、 この 0クロス検出器 4 6 Aからのオン信号で 三角波信号を派生して出力するが、 この三角波信号は 0クロス検出信号 によってリセッ 卜される。
また、 コンパレータ 4 6 Cは、 三角波発生器 4 6 Bからの三角波信号 1 の出力値と、 デューティ比決定手段 4 3で求められたタイミ ングコント ロールバルブ 3 9の励磁時間信号の出力値とを比較するもので、 三角波 信号の出力値が励磁時間信号の出力値よりも小さければ、 オン信号 （励 磁信号） を出力し、 三角波信号の出力値が励磁時間信号の出力値以上に なったら、 オフ信号 （励磁停止信号） を出力するようらになっている。 さらに、 アンド回路 4 6 Dは、 コンパレータ 4 6 Cからのォン信号が 出力されたときに、 同時に 0クロス検出器 4 6 Aからオン信号が出力さ れていたら、 オン信号 （励磁信号） を駆動回路 4 5に出力するようにな つている。
駆動回路 4 7は、 電源 4 7 Aと トランジスタ 4 7 Bとを有しており、 トランジスタ 4 7 Bはスィ ツチング回路として機能し、 アン ド回路 4 6 Dからオン信号を受けると、 タイミングコントロールバルブ 3 9のコィ ルに電源 4 7 Aからの電力を供給しタイミングコントロールバルブ 3 9 のコイル 3 9 Aを励磁するようになっている。
ここで、 周波数信号切替手段 4 4による周波数信号の切替制御につい て説明すると、 周波数信号切替手段 4 4では、 前述のように、 タイミン グコントロールバルブ 3 9とエンジンとの共振領域を回避するようにし て周波数信号の切替制御を行なうが、 まず、 共振領域について説明する c つまり、 タイミングコントロールバルブ 3 9とエンジンとの共振領域 は、 タイミ ングコントロールバルブの駆動周波数がエンジン回転数 N e の整数倍と一致する近傍に存在し、 タイミングコン トロールバルブの駆 動周波数を数十 H z以上にすると、 通常のエンジン回転領域 （上限が 5 0 0 0〜 6 0 0 0 r p m程度） では、 0 . 5次共振点， 1次共振点， 及 び 2次共振点が存在する。
すなわち、 タイミ ングコントロールバルブ 3 9とエンジンとの共振の 代表的なものは、 前述のように、 タイマピストン 3 1に加わるタイミン グコン トロールバルブ 3 9の圧力変動の周波数 （即ち、 駆動周波数） と カムディスクの乗り越え時の反力の作用する周波数とが完全に一致する 場合であり、 これが 1次共振である。 カムディスクの乗り越え時の反力 の周波数は、 4気筒エンジンの場合、 エンジン回転数 N eの 2倍であり、 夕イ ミ ングコントロールバルブ 3 9の駆動周波数がェンジン回転数 N e の 2倍となったときに、 1次共振となる。
また、 タイ ミ ングコン卜ロールバルブ 3 9 とエンジンとの共振には、 この他、 タイ ミ ングコン トロールバルブ 3 9の圧力変動周波数 （駆動周 波数） 力 カムディスクの乗り越え反力周波数の整数倍と一致する場合 があり、 夕イ ミ ングコントロールバルブ 3 9の駆動周波数が、 乗り越え 反力周波数の 2倍となる場合が 2次共振である。 4気筒エンジンの場合、 夕イ ミ ングコントロールバルブ 3 9の駆動周波数がエンジン回転数 N e の 4倍となったときに、 2次共振となる。
さらに、 タイミ ングコントロールバルブ 3 9 とエンジンとの共振には、 この他、 カムディスクの乗り越え反力周波数が、 タイミ ングコント口一 ルバルブ 3 9の駆動周波数の整数倍と一致する場合があり、 乗り越え反 力周波数が、 タイミ ングコン卜ロールバルブ 3 9の駆動周波数の 2倍と なる場合 （逆に言うと、 タイミ ングコントロールバルブ 3 9の駆動周波 数が、 乗り越え反力周波数の 0 . 5倍となる場合） が 0 . 5次共振であ る。 4気筒エンジンの場合、 タイミ ングコントロールバルブ 3 9の駆動 周波数がエンジン回転数 N eと一致したときに、 0 . 5次共振となる。 タイマピストン 3 1に生じる 「揺らぎ現象」 は、 これらの 0 . 5次共 振点， 1次共振点及び 2次共振点において問題になるが、 特に、 F I G . 9を参照して既に説明したように、 1次共振領域での 「揺らぎ現象」 に よるピス トン振幅は、 0 . 5次共振領域のものに比べるとほぼ 2倍以上 も大きく、 また、 2次共振領域のものに比べるとほぼ 4倍以上も大きく 9 02416 なる。
そこで、 周波数信号切替手段 4 4では、 このような特性に対応するよ うに、 1次共振領域での 「揺らぎ現象」 の回避を、 0. 5次共振領域や 2次共振領域の場合よりも優先するように周波数信号を切り替えるよう になっている。
また、 同次共振領域では、 周波数が低い方がタイマピストンの揺らぎ の振幅を大きくするので、 周波数信号切替手段 4 4では、 駆動周波数の 低い場合 （即ち、 第 2の周波数の場合） の方を、 駆動周波数の高い場合 (即ち、 第 1の周波数の場合） よりも優先的に共振領域からの回避を行 なうようになっている。
具体的には、 周波数信号切替手段 4 4による周波数信号の切替は、 F I G. 3に示すように、 信号切替用エンジン回転数 （以下、 切替回転数 とぃぅ） N1 , N2 , N3 , N4 ， N5 で行なうようになっている。 つ まり、 選択周波数判定手段 4 4 Aが、 エンジン回転数を検出する回転数 センサ （エンジン回転速度検出手段） 4 9からの検出情報を受けて、 検 出したエンジン回転数 N eを切替回転数 N , 〜N5 のいずれかになつた ら周波数信号の切替を行なうようになっている。
なお、 切替回転数 〜N5 のうち、 切替回転数 （第 3の信号切換用 エンジン回転速度） は 0. 5次共振領域に、 切替回転数 （第 2の信 号切換用エンジン回転速度） N2 は 0. 5次共振領域と 1次共振領域と の間に、 切替回転数 （第 4の信号切換用エンジン回転速度） N3 は 1次 共振領域に、 切替回転数 （第 1の信号切換用エンジン回転速度） N4 は 1次共振領域と 2次共振領域との間に、 切替回転数 （第 5の信号切換用 エンジン回転速度） N5 は 2次共振領域に設けられている。
そして、 エンジン回転数 N eが 未満なら第 1の周波数 を用い- エンジン回転数 N eが 以上で N2 未満なら第 2の周波数 f 2 を用い. エンジン回転数 Neが N2 以上で N3 未満なら第 1の周波数 f ！ を用い、 エンジン回転数 N eが N3 以上で N4 未満なら第 2の周波数 f 2 を用い、 エンジン回転数 Neが N4 以上で N5 未満なら第 1の周波数 f , を用い、 エンジン回転数 Neが N5 以上なら第 2の周波数 f 2 を用いるようにし て、 周波数信号の切替を行なうようになっている。
特に、 各切替回転数 ， Ν2 ， Ν3 , Ν4 ， Ν5 は以下のように設 定されている。
つまり、 第 1の周波数 f , における 0. 5次共振点， 1次共振点， 2 次共振点のエンジン回転数を Nn， N, 2, N13として、 第 2の周波数 f 2 における 0. 5次共振点， 1次共振点， 2次共振点のエンジン回転数 を N21, N22, N23とすると、 各切替回転数 N, , N2 ， N3 ， N4 ， N 5 とこれらに隣接する各共振エンジン回転数 N H， N 12, i 3, N 2 1 ， N22, N 23との間に差 ， L2 , L3 ， L4 , L5 ， U, , U2 ， U3 , U4 ， U5 が設けられることになる。 なお、 これらの差 ， L 2 , L3 , L4 , L5 , Ui , U2 , U3 , U 4 , U5 は次式のように 定義できる。
L 1 = N 1 - N 21
L 2 = N 22 - N 2
L 3 = N 3 - N 22
L4 =N2 3 - N 4
L 5 = N 5 - N 23
Figure imgf000029_0001
Uz =N2 - N 11
U 3 = N 12 - N 3
U4 =N4 - N 12
U5 =Nl3-N5 そして、 このような差分 L , ， L L L L U ,■ , U
U U ， U5 が次式を満たすように、 各切替回転数 ， Ν2 , N
N5 が設定されている。
N, L (1)
N2 L > U2 (2)
N3 L > U3 (3)
N4 U > L (4)
N5 L >U5 (5)
このうち、 切替回転数 の設定にかかる条件 （1) ， 切替回転数 N の設定にかかる条件 （3) ， 及び切替回転数 N 5 の設定にかかる条件 (5) は、 同次共振領域の場合に駆動周波数の低い第 2の周波数 f 2 を 駆動周波数の高い第 1の周波数 f よりも余裕 （回転数差、 即ち、 回転 速度差） を大きくとって、 より優先的に共振領域から回避させるために 設けている。
また、 切替回転数 N 2 の設定にかかる条件 （2) 及び切替回転数 N 4 の設定にかかる条件 （4) は、 1次共振領域の場合に、 0. 5次共振領 域や 2次共振領域の場合よりも余裕 （回転数差、 即ち、 回転速度差） を 大きくとって、 より優先的に共振領域から回避させるために設けている c もちろん、 このような条件だけでは、 各切替回転数 ， N2 ， N3 ， N4 ， 5 を決定することはできず、 実際には、 かかる条件を前提に、 特に 「揺らぎ現象」 によるタイマピストン 3 1の振幅の大きさがほぼ一 様に低下するように、 Li と との割合， L2 と U2 との割合， L3 と U3 との割合， L4 と U4 との割合， L5 と U5 との割合を、 それぞ れ設定する。 このような設定は、 試験データに基づいて適切に行なうこ とができる。
本発明の一実施例としてのエンジンの燃料噴射時期制御装置は、 上述 のように構成されているので、 燃料の噴射にあたっては、 E C U 4 1に より、 噴射時期及び噴射時間 （噴射量） を設定しながら、 設定された噴 射時期及び噴射時間に応じて噴射弁を駆動する。
このとき、 噴射時期の制御は、 タイマピストン 3 1の位置調整により 行われるが、 この位置調整には、 タイミ ングコントロールバルブ 3 9を デューティ制御しながらタイマビストン 3 1に加わる油圧 （燃料圧） を 調整しながら行なう。
このタイミ ングコントロールバルブ 3 9の制御は、 タイミ ングコント ロールバルブ制御手段 4 6を通じて以下のように行われる。
つまり、 この制御時には、 第 1周波数信号発生手段 4 2から第 1の周 波数 f , を有する信号 （第 1周波数信号） W 1が発生され、 第 2周波数 信号発生手段 4 3から第 1の周波数 f ！ よりも低周波の第 2の周波数 f 2 を有する信号 （第 2周波数信号） W 2が発生される。 そして、 周波数 信号切替手段 4 4が、 第 1周波数信号発生手段 4 2からの第 1周波数信 号 W 1と第 1周波数信号発生手段 4 3からの第 2周波数信号 W 2とをェ ンジン回転数 N eに応じて F I G . 3に示すような特性で切り替えなが ら出力する。
一方、 デューティ比決定手段 4 5は、 タイマピストン 3 1の目標位置 (目標ピストン位置） に応じてデューティ比を決定して、 さらに、 周波 数信号切替手段 4 4で選択された周波数に応じたマップに基づいて、 デ ユーティ比及び駆動周期に対するタイミングコントロールバルブ 3 9の 励磁時間 t！ を設定する。
そして、 制御手段 4 6力^ デューティ比決定手段 4 5から励磁時間に 応じた励磁信号を受けて、 各励磁周期において励磁時間 t , 分だけオン 信号を出力して、 駆動回路 4 7を通じてタイミングコントロールバルブ 3 9のコイル 3 9 Aを励磁する。 これにより、 タイミ ングコントロールバルブ 3 9が所要の開度 （時間 平均開度） に制御され、 タイマピス トン 3 1の位置が適切に調整される ため、 所要の燃料噴射タイミ ングに調整される。
そして、 タイ ミ ングコントロールバルブ 3 9の駆動周波数がエンジン 回転数との共振領域に接近すると、 前述のようにタイマビストン 3 1の 「揺らぎ」 という一種のうなり現象が生じる力《、 本装置では、 F I G . 3に示すように、 周波数信号 W 1がその共振領域に近づくと、 比較的共 振領域から離れている周波数'信号 W 2に周波数信号が切り替えられ、 逆 に、 周波数信号 W 2がその共振領域に近づくと、 比較的共振領域から離 れている周波数信号 W 1に周波数信号が切り替えられるので、 タイミ ン グコントロールバルブ 3 9の駆動周波数がエンジン回転数との共振領域 に接近しなくなつて、 タイマピストン 3 1の 「揺らぎ」 が回避されるか、 又は例え生じたとしても振幅の小さなものに抑制される。 もちろん、 共 振自体も回避される。
特に、 1次共振領域での 「揺らぎ」 は 0 . 5次共振領域や 2次共振領 域でのものよりも大きな振幅で発生するが、 切替回転数 N 2 の設定にか かる条件 （2 ) 及び切替回転数 N 4 の設定にかかる条件 （4 ) によって、 1次共振領域からの回避を、 0 . 5次共振領域や 2次共振領域の場合よ りも優先させているので、 最も必要とする 1次共振領域での 「揺らぎ」 を確実に抑制することができる。
さらに、 同次共振領域の場合には、 駆動周波数の低い第 2の周波数 f 2 での 「揺らぎ」 の方が駆動周波数の高い第 1の周波数 f i での 「揺ら ぎ」 よりも大きな振幅で発生しやすいが、 切替回転数 の設定にかか る条件 （ 1 ) ， 切替回転数 N 3 の設定にかかる条件 （3 ) , 及び切替回 転数 N 5 の設定にかかる条件 （5 ) によって、 同次共振領域の場合に駆 動周波数の低い第 2の周波数 f 2 を駆動周波数の高い第 1の周波数 f ！ よりも優先的に共振領域から回避させているので、 より要求度の高い駆 動周波数の低い場合の 「揺らぎ」 を確実に抑制することができる。
このように、 「揺らぎ」 が抑制されると、 「揺らぎ」 によるタイマピ ストン 3 1の振動振幅は小さくなり、 燃料噴射時期の制御精度を十分に 確保できるようになって、 ェンジンの性能向上に寄与しうる利点がある c しかも、 2種類のみの少ない駆動周波数による切替制御で確実に 「摇 らぎ」 を抑制することができ、 ハードゥヱァ面でもソフ トゥヱァ面でも 制御系の構成を簡素なものにできる。
また、 上述の周波数の切替回転数 〜N 5 については、 試験等によ り 「揺らぎ」 の発生特性を検出することで、 確実に設定することができ る。 産業上の利用可能性
本発明を、 ディーゼルエンジン用燃料噴射ポンプをはじめとした、 電 磁弁を通じてタイマビストンの位置を調整することで燃料噴射時期を制 御しうるエンジン用燃料噴射ポンプの制御に用いることにより、 タイマ 制御用電磁弁の駆動周波数とェンジンの回転数との関係から生じるタイ マビス卜ンの揺らぎ現象を簡素な制御により抑制できるようになる。 こ れにより、 このタイマビストンの揺らぎに起因した燃料噴射時期の変動 を容易に抑制することができ、 燃料噴射時期の制御を精度良く行なえる ようになる。 したがって、 かかるエンジンの性能向上に寄与しうるもの であり、 その有用性は極めて高いものと考えられる。

Claims

請 求 の 範 囲
1. 供給される油圧に応じてタイマピストン （3 1) を移動させること により燃料噴射弁から噴射されるェンジンの燃料噴射時期を変更する夕 イマ （ 3 0 ) と、
上記ェンジンの運転状態に応じて設定されたデューティ比を有する駆 動信号で開閉することにより上記タイマ （3 0) に供給される油圧を調 整するタイマ制御用電磁弁 （3 9) とを備え、
上記タイマ制御用電磁弁 （3 9) による駆動と上記エンジンの回転に 伴う変動との間で上記タイマビストン （3 1 ) に生じる共振を、 上記夕 イマ制御用電磁弁 （3 9 ) の駆動信号の周波数の変更により防止する、 ェンジンの燃料噴射制御装置において、
第 1の周波数 （f , ) を有する信号 （W1 ) を発生して出力する第 1 周波数信号発生手段 （4 2) と、
上記第 1の周波数 （ f ) よりも低い第 2の周波数 （ f 2 ) を有する 信号 （W2) を発生して出力する第 2周波数信号発生手段 （4 3) と、 上記エンジンの回転速度 （N e) を検出するエンジン回転速度検出手 段 （4 9) と、
同エンジン回転速度検出手段 （4 9) によって検出されたエンジン回 転速度 （N e) に基づき、 上記第 1周波数信号発生手段 （4 2) から出 力された上記第 1周波数信号 （W1 ) と、 上記第 2周波数信号発生手段 (4 3) から出力された上記第 2周波数信号 （W2) とを切り換えて出 力する周波数信号切換手段 （4 4) と、
上記周波数信号切換手段 （4 4) から出力された周波数信号に基づく 駆動周波数を有すると共に、 上記エンジンの運転状態に応じて設定され たデューティ比を有する駆動信号を用いて上記タイマ制御電磁弁 （3 9 ) を制御する制御手段 （4 6) とを備え、
上記周波数信号切換手段 （4 4) が、 予め設定された信号切換用ェン ジン回転速度 （N, , Ν2 , Ν3 , Ν4 , Ν5 ) に基づき上記第 1周波 数信号 （W1) と上記第 2周波数信号 （W2) とを切り換えるように構 成され、
上記信号切換用エンジン回転速度 （Ν, ， Ν2 , Ν3 ， Ν4 , Ν5 ) が、 上記第 1の周波数 （f , ) に関して上記共振が発生するエンジン回 転速度 （NH， N,2, Ν13)'から第 1の所定回転速度差 , U2 ， U3 ， U4 , U5 ) で、 かつ上記第 2の周波数 （f 2) に関して上記共 振が発生するエンジン回転速度 （N21， N22, N23) から第 2の所定回 転速度差 （I^ ， L2 ， L3 ， L4 ， L5 ) となる値に設定されている ことを特徴とする、 エンジンの燃料噴射時期制御装置。
2. 上記信号切換用エンジン回転速度 （N4 ) は、
上記共振が 1次共振となるエンジン回転速度領域であるところの 1次 共振領域と、 上記共振が 2次共振となるエンジン回転速度領域であると ころの 2次共振領域との間に設けられるものであって、
上記周波数信号切換手段 （44) は、
上記信号切換用エンジン回転速度 （N4 ) より も上記 1次共振領域側 のエンジン回転速度領域では上記第 2周波数信号 （W2) を出力し、 上 記信号切換用エンジン回転速度 （N4 ) よりも上記 2次共振領域側のェ ンジン回転速度領域では上記第 1周波数信号 （W1) を出力するもので あることを特徴とする、 請求の範囲第 1項記載のエンジンの燃料噴射時 期制御装置。
3. 上記信号切換用エンジン回転速度 （N4 ) は、
上記第 1の周波数 （f t ) に関して上記 1次共振が生じる 1次共振ェ ンジン回転速度 （N12) との回転速度差 （U4 ) が、 上記第 2の周波数 ( f 2 ) に関して上記 2次共振が生じる 2次共振エンジン回転速度 （N 23) との回転速度差 （L4 ) よりも大となるように設定されることを特 徴とする、 請求の範囲第 2項記載のエンジンの燃料噴射時期制御装置。
4. 上記信号切換用エンジン回転速度 （N2 ) は、
· 上記共振が 0. 5次共振となるエンジン回転速度領域であるところの 0. 5次共振領域と、 上記共振が 1次共振となるエンジン回転速度領域 であるところの 1次共振領域との間に設けられるものであって、
上記周波数信号切換手段 （ 4 4) は、
上記信号切換用エンジン回転速度 （N2 ) よりも上記 0. 5次共振領 域側のエンジン回転速度領域では上記第 2周波数信号 （W2) を出力し、 上記信号切換用エンジン回転速度 （N2 ) よりも上記 1次共振領域側の エンジン回転速度領域では上記第 1周波数信号 （W1 ) を出力するもの であることを特徴とする、 請求の範囲第 1項記載のェンジンの燃料噴射 時期制御装置。
5. 上記信号切換用エンジン回転速度 （N2 ) は、
上記第 2の周波数 （ f 2 ) に関して上記 1次共振が生じる 1次共振ェ ンジン回転速度 （N22) との回転速度差 （L2 ) 、 上記第 1の周波数 ( f i ) に関して上記 0. 5次共振が生じる 0. 5次共振エンジン回転 速度 （N H) との回転速度差 （U2 ) よりも大となるように設定される ことを特徴とする、 請求の範囲第 4項記載のエンジンの燃料噴射時期制 御装置。
6. 上記信号切換用エンジン回転速度 （Ni ， N3 ， N5 ) は、
上記第 1の周波数 （ f ！ ) に関して N次共振が生じる第 1の N次共振 エンジン回転速度 （N , N i 2 , N,3) と上記第 2の周波数 （ f 2 ) に 関して N次共振が生じる第 2の N次共振エンジン回転速度 （N21， N22, N23) との間にあって、 上記周波数信号切換手段 （ 4 4 ) は、
上記信号切換用エンジン回転速度 ， N3 ， N5 ) よりも低回転 速度側のエンジン回転速度領域では上記第 1周波数信号 （W 1 ) を出力 し、 上記信号切換用エンジン回転速度 ， N3 , N5 ) よりも高回 ■ 転速度側のエンジン回転速度領域では上記第 2周波数信号 （W2) を出 力するものであることを特徴とする、 請求の範囲第 1項記載のエンジン の燃料噴射時期制御装置。
7. 上記信号切換用エンジン回転速度 ， Ν3 , N5 ) は、 上記第 2の N次共振エンジン回転速度 （N21, N22, N23) との回転 速度差 （L , , L3 , L5 ) が、 上記第 1の N次共振エンジン回転速度 (N n , N, 2 , N13) との回転速度差 （U! ， U3 ， U5 ) よりも大と なるように設定されることを特徴とする、 請求の範囲第 6項記載のェン ジンの燃料噴射時期制御装置。
8. 上記 Nは、 整数であることを特徴とする、 請求の範囲第 6項記載の エンジンの燃料噴射時期制御装置。
9. 上記 Nは、 整数であることを特徴とする、 請求の範囲第 7項記載の エンジンの燃料噴射時期制御装置。
1 0. 上記 Nは、 0. 5であることを特徴とする、 請求の範囲第 6項記 載のエンジンの燃料噴射時期制御装置。
1 1. 上記 Nは、 0. 5であることを特徴とする、 請求の範囲第 7項記 載のエンジンの燃料噴射時期制御装置。
1 2. 上記 Nは、 0. 5及び整数のいずれかであることを特徴とする、 請求の範囲第 6項記載のェンジンの燃料噴射時期制御装置。
1 3. 上記 Nは、 0. 5及び整数のいずれかであることを特徴とする、 請求の範囲第 7項記載のェンジンの燃料噴射時期制御装置。
1 4. 上記信号切換用エンジン回転速度は、 上記共振が 1次共振となるェンジン回転速度領域であるところの 1次 共振領域と、 上記共振が 2次共振となるェンジン回転速度領域であると ころの 2次共振領域との間に設けられる第 1の信号切換用エンジン回転 速度 （N4 ) と、
上記共振が 0. 5次共振となるエンジン回転速度領域であるところの 0. 5次共振領域と、'上記共振が 1次共振となるエンジン回転速度領域 であるところの 1次共振領域との間に設けられる第 2の信号切換用ェン ジン回転速度 （N2 ) とを有し、
上記周波数信号切換手段 （4 4) は、
上記第 1の信号切換用エンジン回転速度 （N4 ) より も上記 1次共振 領域側のェンジン回転速度領域及び上記第 2の信号切換用ェンジン回転 速度 （N2 ) よりも上記 0. 5次共振領域側のエンジン回転速度領域で は上記第 2周波数信号 （W2) を出力し、 上記第 1の信号切換用ェンジ ン回転速度 （N4 ) よりも上記 2次共振領域側のエンジン回転速度領域 及び上記第 2の信号切換用エンジン回転速度 （N2 ) よりも上記 1次共 振領域側のエンジン回転速度領域では上記第 1周波数信号 （W1) を出 力するものであることを特徴とする、 請求の範囲第 1項記載のェンジン の燃料噴射時期制御装置。
1 5. 上記第 1の信号切換用エンジン回転速度 （N ) は、
上記第 1の周波数 （f i ) に関して上記 1次共振が生じる 1次共振ェ ンジン回転速度 （N12) との回転速度差 （U4 ) 、 上記第 2の周波数 ( f 2 ) に関して上記 2次共振が生じる 2次共振エンジン回転速度 （N 23) との回転速度差 （L4 ) よりも大となるように設定され、
上記第 2の信号切換用エンジン回転速度 （N2 ) は、
上記第 2の周波数 （f 2 ) に関して上記 1次共振が生じる 1次共振ェ ンジン回転速度 （N22) との回転速度差 （L2 ) が、 上記第 1の周波数 (f , ) に関して上記 0. 5次共振が生じる 0. 5次共振エンジン回転 速度 （N ) との回転速度差 （U2 ) よりも大となるように設定される ことを特徴とする、 請求の範囲第 1 4項記載のエンジンの燃料噴射時期 制御装置。
- 1 6. 上記信号切換用エンジン回転速度 , Ν2 , N3 ， N4 ， N
5 ) は、
上記共振が 1次共振となるェンジン回転速度領域であるところの 1次 共振領域と、 上記共振が 2次共振となるエンジン回転速度領域であると ころの 2次共振領域との間に設けられる第 1の信号切換用エンジン回転 速度 （N4 ) と、
上記共振が 0. 5次共振となるエンジン回転速度領域であるところの 0. 5次共振領域と、 上記共振が 1次共振となるエンジン回転速度領域 であるところの 1次共振領域との間に設けられる第 2の信号切換用ェン ジン回転速度 （N2 ) と、
上記第 1の周波数 （f , ) に関して 0. 5次共振が生じる第 1の 0. 5次共振エンジン回転速度 （Nn) と上記第 2の周波数 （f 2 ) に関し て 0. 5次共振が生じる第 2の 0. 5次共振エンジン回転速度 （N21) との間に設けられる第 3の信号切換用エンジン回転速度 （Ni ) と、 上記第 1の周波数 （f > ) に関して 1次共振が生じる第 1の 1次共振 エンジン回転速度 （N12) と上記第 2の周波数 （f 2 ) に関して 1次共 振が生じる第 2の 1次共振エンジン回転速度 （N22) との間に設けられ る第 4の信号切換用エンジン回転速度 （N3 ) と、
上記第 1の周波数 （f , ) に関して 2次共振が生じる第 1の 2次共振 エンジン回転速度 （N13) と上記第 2の周波数 （f 2 ) に関して 2次共 振が生じる第 2の 2次共振エンジン回転速度 （N23) との間に設けられ る第 5の信号切換用エンジン回転速度 （N5 ) とカヽらなり、 上記周波数信号切換手段 （4 4) は、
上記第 3の信号切換用エンジン回転速度 ) と上記第 2の信号切 換用エンジン回転速度 （N2 ) との間のエンジン回転速度領域、 及び上 記第 4の信号切換用エンジン回転速度 （N3 ) と上記第 1の信号切換用 エンジン回転速度 （N4 ) との間のエンジン回転速度領域では上記第 2 周波数信号 （W2) を出力し、 上記第 2の信号切換用エンジン回転速度 (N2 ) と上記第 4の信号切換用エンジン回転速度 （N3 ) との間のェ ンジン回転速度、 及び上記第 1の信号切換用エンジン回転速度
と上記第 5の信号切換用エンジン回転速度 （N5 ) との間のエンジン回 転速度領域では上記第 1周波数信号 （W1) を出力するものであること を特徴とする、 請求の範囲第 1項記載のエンジンの燃料噴射時期制御装
1 7. 上記第 1の信号切換用エンジン回転速度 （N4 ) は、
上記第 1の周波数 （f , ) に関して上記 1次共振が生じる 1次共振ェ ンジン回転速度 （N12) との回転速度差 （U4 ) 、 上記第 2の周波数 ( f 2 ) に関して上記 2次共振が生じる 2次共振エンジン回転速度 （N
23) との回転速度差 （L4 ) よりも大となるように設定され、
上記第 2の信号切換用エンジン回転速度 （N2 ) は、
上記第 2の周波数 （f 2 ) に関して上記 1次共振が生じる 1次共振ェ ンジン回転速度 （N22) との回転速度差 （L2 ) が、 上記第 1の周波数 (f i) に関して上記 0. 5次共振が生じる 0. 5次共振エンジン回転 速度 （Nn) との回転速度差 （U2 ) よりも大となるように設定され、 上記第 3の信号切換用エンジン回転速度 （Ni ) は、
上記第 2の 0. 5次共振エンジン回転速度 （N21) との回転速度差 （
L! ) が、 上記第 1の 0. 5次共振エンジン回転速度 （Nn) との回転 速度差 （Ui ) よりも大となるように設定され、 上記第 4の信号切換用エンジン回転速度 （N3 ) は、
上記第 2の 1次共振エンジン回転速度 （N22) との回転速度差 （L3 ) が、 上記第 1の 1次共振エンジン回転速度 （N12) との回転速度差 （ U3 ) よりも大となるように設定され、
上記第 5の信号切換用エンジン回転速度 （N5 ) は、
上記第 2の 2次共振エンジン回転速度 （N23) との回転速度差 （L5 ) 、 上記第 1の 2次共振エンジン回転速度 （N13) との回転速度差 （ U5 ) よりも大となるように設定されることを特徴とする、 請求の範囲 第 1 6項記載のエンジンの燃料噴射時期制御装置。
1 8. 上記周波数信号切換手段 （ 4 4) は、
上記第 3の信号切換用エンジン回転速度 ) より低回転速度側の エンジン回転速度領域では上記第 1周波数信号 （W1) を出力するもの であることを特徴とする、 請求の範囲第 1 6項記載のエンジンの燃料噴 射時期制御装置。
1 9. 上記周波数信号切換手段 （4 4) は、
上記第 5の信号切換用エンジン回転速度 （N5 ) より高回転速度側の エンジン回転速度領域では上記第 2周波数信号 （W2) を出力するもの であることを特徴とする、 請求の範囲第 1 6項記載のエンジンの燃料噴 射時期制御装置。
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