WO2005071245A1 - 可変圧縮比内燃機関 - Google Patents

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cylinder
internal combustion
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Daisuke Akihisa
Eiichi Kamiyama
Shigeo Kikori
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Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
Kikori, Akio
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Definitions

  • the present invention relates to an internal combustion engine that changes a compression ratio by changing a volume of a combustion chamber.
  • the ratio of cylinder volume (cylinder volume) to combustion chamber volume is changed by mechanically changing the volume of the combustion chamber.
  • a variable compression ratio mechanism that changes the compression ratio (mechanical compression ratio) is known. According to the combustion engine having the variable compression ratio mechanism, it is possible to achieve a high level of balance between improvement in output and fuel efficiency and prevention of knocking by changing the compression ratio in accordance with the operating state.
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. H11-106958 discloses that in a variable compression ratio internal combustion engine having a plurality of cylinders, the ignition timing or fuel supply amount in each cylinder is controlled based on the in-cylinder pressure during non-combustion. Technology is disclosed.
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. Hei 11-495695, Registered Utility Model No. 25102047, and Japanese Patent Application Laid-Open No. 2-400556 control ignition timing and the like when switching the compression ratio. A method is disclosed.
  • Japanese Unexamined Patent Application Publication No. Sho 63-183,142 and re-published 97-13063 describe that, when knock is detected in an internal combustion engine equipped with a variable valve mechanism and a variable compression ratio mechanism. There is disclosed a technique for controlling a variable valve mechanism to reduce the effective compression ratio. Disclosure of the invention
  • variable compression ratio internal combustion engine reduces the volume of the combustion chamber by, for example, moving the cylinder block and the crankcase relative to each other, or changing the stroke of the piston by bending a connecting rod. Increase at high compression ratio and decrease at high compression ratio. Make it.
  • the relative speed of the piston with respect to the cylinder also changes. That is, when the stroke amount of the piston with respect to the cylinder decreases, the relative speed of the biston with respect to the cylinder decreases, and when the stroke amount of the biston with respect to the cylinder increases, the relative speed of the biston with respect to the cylinder increases.
  • the fuel injection amount of the internal combustion engine is determined according to operating conditions such as engine load and engine speed in order to make the exhaust air-fuel ratio an air-fuel ratio suitable for exhaust purification by an exhaust purification catalyst. That is, the fuel injection amount of the internal combustion engine is controlled such that the air-fuel ratio of the mixture becomes the target air-fuel ratio.
  • the air-fuel ratio of the mixture may deviate from the target air-fuel ratio. is there. If the air-fuel ratio of the air-fuel mixture deviates from the target air-fuel ratio, the exhaust air-fuel ratio also deviates from the air-fuel ratio suitable for exhaust purification by the exhaust purification catalyst. As a result, the exhaust purification ability of the exhaust purification catalyst may be reduced, and the exhaust characteristics may be deteriorated.
  • the residual volume of combustion gas increases by the increase in the combustion chamber volume. Then there is no change in the inhalation characteristics of fresh air. However, since the residual combustion gas expands in the cylinder, the actual residual volume of the combustion gas exceeds the increase in the volume of the combustion chamber. As the residual volume of the combustion gas exceeds the increase in the volume of the combustion chamber, the intake amount of fresh air decreases.
  • the residual volume of the combustion gas may decrease more than the reduction in the volume of the combustion chamber.
  • the intake amount of fresh air increases accordingly.
  • An object of the present invention is to provide a technology capable of suppressing disturbance of an air-fuel ratio due to a change in the volume of a combustion chamber in an internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism that changes a compression ratio by changing a volume of a combustion chamber.
  • a feature of the present invention is that in an internal combustion engine equipped with a variable compression ratio mechanism that changes the compression ratio by changing the volume of the combustion chamber, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the cylinder changes during the transition when the compression ratio is changed. The point is to control the factors that control the air-fuel ratio so that they are approximately the same as before and after.
  • a variable compression ratio internal combustion engine has an exhaust purification catalyst provided in an exhaust passage, and a compression ratio is changed by changing a volume of a combustion chamber.
  • the fuel injection amount is corrected so that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the cylinder becomes almost the same as before and after the change in the compression ratio.
  • the present invention captures the fuel injection amount such that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture becomes substantially equal to the air-fuel ratio before and after the change in the compression ratio during a transition in which the compression ratio is changed. That is, the present invention corrects the fuel injection amount according to the change in the in-cylinder intake air amount resulting from the change in the compression ratio.
  • the exhaust air-fuel ratio can be made substantially equal to the exhaust air-fuel ratio before and after the change of the compression ratio.
  • the exhaust air-fuel ratio is The air-fuel ratio suitable for exhaust gas purification in the catalyst is maintained.
  • a correction for reducing the fuel injection amount may be performed as compared with the case where the compression ratio is fixed.
  • Cylinders that take an intake stroke during transition when the compression ratio is changed to a high compression ratio have a shorter stroke amount of pistons to cylinders and a smaller amount of bistons to cylinders than when the compression ratio is fixed. Since the relative speed decreases, the amount of intake air in the cylinder decreases.
  • the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the cylinder becomes substantially equal to before and after the change in the compression ratio.
  • the exhaust air-fuel ratio will be almost equal to the exhaust air-fuel ratio before and after the change of the compression ratio. You can do it.
  • a correction may be made to increase the fuel injection amount as compared with the case where the compression ratio is fixed.
  • Cylinders that enter the intake stroke during transition when the compression ratio is changed to a low compression ratio have a longer stroke amount of pistons with respect to the cylinders and a greater amount of bistons with respect to the cylinders than when the compression ratio is fixed. Since the relative speed increases, the amount of intake air in the cylinder increases.
  • the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the cylinder becomes substantially equal to before and after the change in the compression ratio.
  • the compression ratio when the compression ratio is changed to a low compression ratio, if the correction is made to increase the fuel injection amount compared to the case where the compression ratio is constant, the exhaust air-fuel ratio becomes almost equal to the exhaust air-fuel ratio before and after the change of the compression ratio. You can do it.
  • the correction amount when correcting the fuel injection amount may be determined according to the change amount of the compression ratio (in other words, the change amount of the combustion chamber volume).
  • the present invention provides a compression ratio by changing a combustion chamber volume.
  • a variable compression ratio mechanism for changing the combustion chamber volume a combustion chamber volume detecting means for detecting an actual combustion chamber volume realized by the variable compression ratio mechanism, and the actual combustion chamber detected by the combustion chamber volume detecting means.
  • control means for controlling a factor that controls the air-fuel ratio based on the volume.
  • the factor that governs the air-fuel ratio is controlled based on the actual volume of the combustion chamber, so that the turbulence in the air-fuel ratio is suppressed. Is done.
  • the control means may control a fuel injection amount based on the actual combustion chamber volume.
  • the amount of fresh air also changes at the same time as the amount of residual gas changes.However, if the fuel injection amount is controlled based on the actual volume of the combustion chamber, the fuel injection according to the amount of fresh air intake The amount can be realized, and the disturbance of the air-fuel ratio is suppressed.
  • the control means may include a target in-cylinder intake according to an operation state of the internal combustion engine. It is also possible to determine the amount and control the operation of the variable valve mechanism based on the target in-cylinder intake air amount and the actual combustion chamber volume.
  • variable valve mechanism If the operation of the variable valve mechanism is controlled based on the actual combustion chamber volume, the actual in-cylinder intake air volume will be changed to the target in-cylinder intake volume even if the intake volume of fresh air changes due to the change in the combustion chamber volume. As a result, the air-fuel ratio turbulence is suppressed.
  • the control means obtains a target EGR amount according to the operating state of the internal combustion engine, and calculates the target EGR amount and the actual combustion chamber volume. Based on this, the operation of the EGR means may be controlled.
  • the residual gas amount that is, the EGR gas amount
  • the EGR gas amount changes.However, since the operation of the EGR means is controlled based on the actual combustion chamber volume, the actual EGR amount does not change even if the combustion chamber volume changes. It becomes possible to approach the target EGR amount, and the disturbance of the air-fuel ratio is suppressed.
  • the control means controls a factor that controls the air-fuel ratio based on the actual combustion chamber volume detected by the combustion chamber volume detection means when the compression ratio is changed by the variable compression ratio mechanism.
  • the air-fuel ratio turbulence tends to be particularly large because the adjustment of the fuel injection amount by the exhaust air-fuel ratio feedback cannot keep up with the change in the intake characteristics of fresh air.
  • the factors that control the air-fuel ratio are controlled based on the actual volume of the combustion chamber, so that turbulence in the air-fuel ratio is suppressed regardless of changes in the intake characteristics.
  • the disturbance of an air-fuel ratio is suppressed at the time of the transition which changes a compression ratio.
  • the exhaust air-fuel ratio is maintained at an air-fuel ratio suitable for exhaust gas purification in the exhaust gas purification catalyst, so that it is possible to suppress deterioration of the exhaust characteristics at the time when the compression ratio is changed.
  • FIG. 1 is a diagram showing a schematic configuration of a variable compression ratio internal combustion engine according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a diagram showing the stroke amount of the piston with respect to the cylinder.
  • A) of FIG. 2 is a diagram showing the stroke amount of the piston with respect to the cylinder when the compression ratio is fixed.
  • FIG. 2 (b) is a diagram showing the stroke amount of the piston with respect to the cylinder at the time of transition when the compression ratio is changed to the high compression ratio.
  • (C) of FIG. 2 is a diagram showing a stroke amount of the piston for the cylinder at the time of transition when the compression ratio is changed to a low compression ratio.
  • Figure 3 shows the relationship between the throttle valve opening, the compression ratio, the in-cylinder intake air amount, the fuel injection amount, and the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the cylinder in the intake stroke when shifting from high load operation to low load operation. It is a time chart showing.
  • Figure 4 shows the relationship between the throttle valve opening, the compression ratio, the in-cylinder intake air amount, the fuel injection amount, and the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the cylinder in the intake stroke when shifting from low-load operation to high-load operation. It is a time chart which shows.
  • FIG. 5 is a diagram illustrating a schematic configuration of the internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a flowchart of a combustion chamber volume calculation routine executed in the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a flowchart of a fuel injection amount calculation routine executed in the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 is a flowchart of a target in-cylinder intake air amount calculation routine executed in the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a flowchart of a target valve timing calculation routine executed in the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 10 is a flowchart of a target cylinder intake air amount and target EGR amount calculation routine executed in the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 11 is a flowchart of a target valve timing calculation routine executed in the third embodiment of the present invention.
  • FIG. 12 is a flowchart of an EGR valve opening calculation routine executed in the fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a variable compression ratio internal combustion engine according to the present embodiment. Note that the variable compression ratio internal combustion engine 1 is a multi-cylinder internal combustion engine, and FIG. 1 is a cross-sectional view of one of a plurality of cylinders.
  • the variable compression ratio internal combustion engine 1 (hereinafter simply referred to as the internal combustion engine 1) includes a cylinder block 2 having a cylinder 5, a cylinder head 4 provided above a cylinder block 2, and a piston.
  • the crankcase 3 is connected to the crankcase 6.
  • the volume of the combustion chamber 7 is changed by moving the cylinder block 2 in the axial direction of the cylinder 5 with respect to the crankcase 3 by the variable compression ratio mechanism 8, thereby changing the compression ratio.
  • variable compression ratio mechanism 8 the configuration proposed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2003-207671 is used. This is to change the compression ratio by moving the cylinder block 2 in the axial direction of the cylinder 5 with respect to the crankcase 3, and a camshaft is used as a means for moving the cylinder block 2.
  • the camshaft has a shaft portion 11, a cam portion 9 having a circular cam profile fixed to the shaft portion 11 in a state of being eccentric with respect to the center axis of the shaft portion 11, and the same outer shape as the cam portion 9.
  • a movable bearing portion 10 rotatably mounted eccentrically with respect to the shaft portion 11.
  • the cam 9 is rotatably mounted on the cylinder block 2, and the movable bearing 10 is rotatably mounted on the crankcase 3.
  • the cam 9 is rotated by the motor 24, the distance between the cam 9 and the movable bearing 10 changes, and the cylinder block 2 moves relative to the crankcase 3. ing.
  • variable compression ratio mechanism 8 changes the reciprocating position of the piston 6 in the cylinder 5 by moving the cylinder block 2 with respect to the crankcase 3.
  • the stroke volume determined by the stroke of the piston 6 does not change, the gap volume of the combustion chamber 7 when the piston 6 is at the top dead center, that is, the combustion chamber volume changes.
  • This changes the compression ratio which is the ratio between the combustion chamber volume and the cylinder volume (cylinder volume).
  • the speed of changing the compression ratio is determined by the speed of the motor 24, but it may take some time to complete the change of the compression ratio.
  • the cylinder head 4 is provided with an intake port 12 and an exhaust port 13 formed so as to open to the combustion chamber 7.
  • the intake port 12 is connected to an intake pipe 14, and the intake pipe 14 is provided with a throttle valve 22.
  • the exhaust port 13 is connected to an exhaust pipe 15, and the exhaust pipe 15 is provided with an exhaust purification catalyst 23.
  • the exhaust purification catalyst 23 include a three-way catalyst and an occlusion reduction type NOx catalyst.
  • the openings of the intake port 12 and the exhaust port 13 into the combustion chamber 7 are the intake valve 16 and the exhaust port, respectively. It is opened and closed by the air valve 17.
  • the intake valve 16 and the exhaust valve 17 are driven by rotation of an intake cam 18 and an exhaust cam 19, respectively.
  • the intake side cam 18 and the exhaust side cam 19 rotate in conjunction with each other. '
  • a fuel injection valve 20 is disposed in the intake port 12, and an ignition plug 21 for igniting an air-fuel mixture formed in the combustion chamber 7 is disposed in the combustion chamber 7. .
  • an intake port 12 is formed in the cylinder head 4 for each cylinder, and a distal end of the intake pipe 14 is branched for each cylinder and connected to each intake port 12.
  • the fuel injection valve 20 is provided in each section of the intake pipe 14 branched for each cylinder, so that fuel can be supplied in a cylinder unit.
  • the internal combustion engine 1 receives a cam position sensor 31 that outputs an electrical signal corresponding to the rotation angle of the camshaft 11 of the variable compression ratio mechanism 8 and an electrical signal corresponding to the rotation angle of the intake camshaft 18.
  • An intake cam position sensor 32 that outputs a signal
  • an accelerator opening sensor 33 that outputs an electric signal corresponding to the accelerator opening
  • various sensors such as a crank position sensor 34 for outputting a signal.
  • the internal combustion engine 1 is provided with an electronic control unit (ECU) 30 for controlling the internal combustion engine 1.
  • the ECU 30 is a unit that controls the operating state of the internal combustion engine 1 and the like according to the operating conditions of the internal combustion engine 1 and the driver's requirements.
  • Various sensors such as a cam position sensor 31, an intake cam position sensor 32, an accelerator opening sensor 33, and a crank position sensor 34 are connected to the ECU 30 via electric wiring.
  • a signal is input to the ECU 30.
  • the ECU 30 is electrically connected to a fuel injection valve 20, a squib 21, a throttle valve 22, a motor 24, and the like, and these can be controlled by the ECU 30. I have.
  • One of the controls performed by the ECU 30 is a compression ratio control that drives the variable compression ratio mechanism 8 to change the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1.
  • This compression ratio control first, The operation state of the internal combustion engine 1, such as the accelerator opening (engine load) and the engine speed, is detected by the position sensor 33 and the crank position sensor 34. Based on the detected operation state, the target in-cylinder intake air amount is obtained from a map based on the detected operation state. Is calculated.
  • the target compression ratio is calculated from a map using the engine speed and the target in-cylinder intake amount as parameters, and the variable compression is performed so that the actual compression ratio of the internal combustion engine 1 detected by the cam position sensor 31 matches the target compression ratio.
  • the rotation amount of the motor 24 of the ratio mechanism 8 is controlled.
  • the setting of the target compression ratio with respect to the engine speed and the target in-cylinder intake air amount is a design matter and is not particularly limited, but can be set as follows, for example.
  • the compression ratio of a gasoline engine is generally set low in consideration of the occurrence of knocking at a high load. For this reason, there is a margin in the compression ratio at partial load where knocking is unlikely (particularly at low load), and there is room for improving the output and fuel efficiency by increasing the compression ratio.
  • the target compression ratio at high load is set as the reference target compression ratio, and the target compression ratio at partial load (low load) is higher than the reference target compression ratio.
  • the target compression ratio is set low at high load, and high at low load.
  • a sensor that detects the relative position of the cylinder block 2 with respect to the crankcase 3 may be used instead of the cam position sensor 31.
  • the compression ratio may be calculated based on a command value to the motor 24.
  • the ECU 30 controls the amount of fuel injected from the fuel injection valve 20 (fuel injection amount) in addition to the above-described compression ratio control. At the time of steady operation in which the compression ratio is fixed, the ECU 30 determines the fuel injection amount in accordance with the engine operation state as in the past, and also sets the exhaust air-fuel ratio (not shown). The fuel injection amount is feedback-controlled for each cycle and / or for each cylinder so that the exhaust air-fuel ratio detected by the engine becomes the target air-fuel ratio.
  • the ECU 30 performs the following fuel injection control at the time of transition when the compression ratio is changed.
  • FIG. 2 (a) shows the stroke amount (stroke) of the piston 6 with respect to the cylinder 5 (cylinder head 4) when the compression ratio is not in a transient state, that is, when the compression ratio is fixed.
  • FIG. (B) of FIG. 2 is a diagram showing a stroke amount L1 of the piston 6 with respect to the cylinder 5 at the time of transition when the compression ratio is changed to a high compression ratio.
  • (C) of FIG. 2 is a diagram showing the stroke amount L2 of the piston 6 with respect to the cylinder 5 at the time of transition when the compression ratio is changed to the low compression ratio.
  • the cylinder block 2 When the compression ratio is changed to a high compression ratio, the cylinder block 2 is brought closer to the crankcase 3 (the volume of the combustion chamber is reduced), so that the compression ratio becomes high as shown in Fig. 2 (b).
  • the stroke amount L1 of the piston 5 in the cylinder 5 in which the piston 6 descends during the transition to the compression ratio is shorter than the stroke amount L when the compression ratio is constant. Accordingly, the relative speed of the piston 6 with respect to the cylinder 5 decreases.
  • the in-cylinder intake amount of the cylinder 5, which becomes the intake stroke at the time of transition when the compression ratio is changed to the high compression ratio, is constant even if the operating conditions such as the engine load and the engine speed are the same. Will be reduced compared to the case where
  • the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the cylinder 5 becomes lower than the target air-fuel ratio ( (Rich). Therefore, in the present embodiment, as shown in FIG. 3, for the cylinder 5 which is in the intake stroke at the time when the compression ratio is changed to the high compression ratio, the fuel injection amount injected from the fuel injection valve 20 is reduced by the compression ratio. Is corrected so that it is smaller than the case where is fixed.
  • FIG. 3 shows the opening of the throttle valve 22, the compression ratio, the cylinder-to-cylinder intake amount of the cylinder 5, which becomes the intake stroke, and the fuel of the cylinder 5 at the time of transition from high load operation to low load operation.
  • FIG. 4 is a time chart illustrating a relationship between an injection amount and an air-fuel ratio of an air-fuel mixture in a cylinder 5.
  • the period up to (1) indicates high-load operation
  • the period after (2) indicates low-load operation
  • the period from (1) to (2) indicates transient operation. .
  • the opening of the throttle valve 22 is reduced during the period from (1) to (2).
  • the in-cylinder intake air amount is reduced.
  • the fuel injection amount is also reduced.
  • the compression ratio of the internal combustion engine 1 is a low compression ratio up to (2).
  • the ECU 30 reduces the fuel injection amount as shown by the solid line in FIG. 3 compared to the case where the compression ratio is fixed (dotted line in FIG. 3). You.
  • the amount of reduction at this time is determined in accordance with the amount of change in the compression ratio so that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture becomes substantially equal to before and after the change in the compression ratio.
  • the ECU 30 determines the cylinder 5 that will be in the intake stroke during the period from (2) to (3) based on the output values of the intake cam position sensor 32 and the crank position sensor 34.
  • the air-fuel ratio of the mixture may be lower than before and after the change (that is, when the compression ratio is fixed) (dotted line in Fig. 3). That is, during the transition of the compression ratio to the high compression ratio, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture may be lower than the target air-fuel ratio.
  • the ECU 30 performs a correction to reduce the fuel injection amount during the above-mentioned transition, so that the air-fuel ratio during the above-mentioned transition is changed as shown by a solid line in FIG. It will be kept almost the same as before and after. That is, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is maintained at the target air-fuel ratio even during the transition.
  • the exhaust air-fuel ratio is maintained at the air-fuel ratio suitable for the exhaust gas purification catalyst 23 even during the transition when the compression ratio is changed to the high compression ratio. Therefore, deterioration of the exhaust characteristics can be suppressed.
  • the cylinder block 2 is moved away from the crankcase 3 (combustion chamber volume is increased), so that the compression ratio is reduced as shown in Fig. 2 (c).
  • the stroke amount L2 of the biston 6 in the cylinder 5 in which the biston 6 falls during the transition to the low compression ratio is longer than the stroke amount L when the compression ratio is constant. Accordingly, the relative speed of the piston 6 with respect to the cylinder 5 increases.
  • the in-cylinder intake amount of the cylinder 5, which becomes the intake stroke at the time of transition when the compression ratio is changed to the low compression ratio, is set to be constant even when the operating conditions such as the engine load and the engine speed are the same. Will increase compared to the case where
  • the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the cylinder 5 becomes higher than the target air-fuel ratio ( Lean).
  • FIG. 4 shows the opening of the throttle valve 22 and the compression when shifting from low load operation to high load operation.
  • FIG. 6 is a time chart illustrating a relationship among a ratio, an in-cylinder intake amount of a cylinder 5 which becomes an intake stroke at that time, a fuel injection amount of the cylinder 5, and an air-fuel ratio of an air-fuel mixture of the cylinder 5.
  • the period up to (1) indicates low-load operation
  • the period after (2) indicates high-load operation
  • the period from (1) to (2) indicates transient operation. .
  • the opening of the throttle valve 22 is increased in the period from (1) to (2).
  • the in-cylinder intake air amount is increased.
  • the fuel injection amount is increased during this period.
  • the compression ratio of the internal combustion engine 1 is a high compression ratio up to (2).
  • the ECU 30 increases the fuel injection amount as compared with the case where the compression ratio is fixed (dotted line in FIG. 4) as shown by the solid line in FIG. You.
  • the amount of increase at this time is determined according to the amount of change in the compression ratio so that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture becomes substantially equal to before and after the change in the compression ratio.
  • the compression ratio is changed as described above.
  • the air-fuel ratio of the air-fuel mixture may be higher than before and after (that is, when the compression ratio is fixed) (dotted line in Fig. 4). That is, during the transition of the compression ratio to the low compression ratio, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture may become higher than the target air-fuel ratio.
  • the ECU 30 performs the correction to increase the fuel injection amount during the above-mentioned transition, so that the air-fuel ratio at the above-mentioned transition is almost the same as before and after the change of the compression ratio as shown by the solid line in FIG. They will be kept equal. That is, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is maintained at the target air-fuel ratio even during the transition. Therefore, according to the present embodiment, it is possible to maintain the exhaust air-fuel ratio at an air-fuel ratio suitable for the exhaust purification catalyst 23 even during the transition of the compression ratio to the low compression ratio in the variable compression ratio internal combustion engine. Therefore, it is possible to suppress the deterioration of the exhaust characteristics.
  • the compression ratio is changed to the high compression ratio or the low compression ratio after the engine load is shifted to the low load or the high load, but the compression ratio is changed during the shift of the engine load. Is also good. Also at this time, the fuel injection amount may be corrected at the same time as the change in the compression ratio.
  • the difference between the present embodiment and the above-described first embodiment is that the above-described first embodiment optimizes the air-fuel ratio of the cylinder 5 that becomes the intake stroke at the time of transition when the compression ratio is changed. The point is to optimize the air-fuel ratio of the cylinder 5 which becomes the exhaust stroke at the time when the compression ratio is changed.
  • variable valve mechanisms 35 and 36 are opened and closed by variable valve mechanisms 35 and 36, respectively.
  • a mechanical mechanism such as a cam mechanism or an electrical mechanism such as an electromagnetic solenoid can be used.
  • the variable valve mechanism 35 of the intake valve 16 a variable valve mechanism capable of variably controlling the opening and closing timing by driving the intake valve 16 to open and close by the electromagnetic solenoid 35 a is used. .
  • An EGR device 37 is provided between the intake pipe 14 and the exhaust pipe 15 to recirculate a part of the combustion gas passing through the exhaust pipe 15 to the intake pipe 14.
  • the £ 0 device 37 lowers the combustion temperature of the air-fuel mixture by recirculating a part of the combustion gas to the combustion chamber 7, thereby suppressing the amount of NOx generated during the combustion of the air-fuel mixture.
  • the EGR device 37 includes an EGR tube 38 that connects the exhaust pipe 15 and the intake pipe 14, and an EGR valve 39 provided in the middle of the EGR pipe 38.
  • the £ 01 valve 39 is a means for controlling the amount of combustion gas (EGR gas) that is returned to the intake pipe 14 through the £ 01 pipe 38.
  • EGR gas combustion gas
  • the electromagnetic solenoid 35 a and the EGR valve 39 of the variable valve mechanism 35 are connected to the output side of the ECU 30.
  • the amount of combustion gas remaining in the cylinder 5 fluctuates, so that the in-cylinder intake air in the subsequent intake stroke also fluctuates.
  • the residual amount of the combustion gas decreases as the volume of the combustion chamber decreases.
  • the amount of air (in-cylinder intake amount) taken into cylinder 5 in the subsequent intake stroke increases.
  • the ECU 30 corrects the fuel injection amount in accordance with the routine shown in the flowcharts of FIGS. 6 and 7 with respect to the fluctuation of the in-cylinder intake air amount as described above.
  • step 100 the state quantity of the variable compression ratio mechanism 8 is read.
  • the cam position sensor 3 1 Is read.
  • the actual compression ratio is calculated based on the state quantity read in step 100, and the actual combustion chamber volume of the combustion chamber 7 is calculated from the actual compression ratio.
  • the correction amount of the fuel injection amount is calculated based on the actual combustion chamber volume.
  • This routine is also executed for each cycle and for each cylinder. More specifically, in the first step 200, information such as a combustion chamber volume, an engine speed, and an engine load is read. The value calculated in step 102 is read as the combustion chamber volume. The engine speed calculated based on the detection information of the crank position sensor 34 is read, and the engine load is calculated based on the detection information of an intake air amount sensor (air flow meter) (not shown) and the engine speed. Things are read.
  • step 202 the charging efficiency of the cylinder 5 is calculated based on the various information read in step 200.
  • a three-dimensional map is prepared using the combustion chamber volume, engine speed, and engine load as parameters, and the map is used to calculate the charging efficiency according to the current value of each parameter.
  • the tendency of the charging efficiency for each parameter is set so that at least the combustion chamber volume decreases as the combustion chamber volume increases. This is because when the volume of the combustion chamber is increased, the residual volume of the combustion gas in the cylinder 5 is further increased, and the intake amount of fresh air is reduced accordingly.
  • a fuel injection correction coefficient is calculated based on the charging efficiency calculated in step 202.
  • the following equation (1) or equation (2) can be used.
  • Correction factor current value of charging efficiency Z previous value of charging efficiency ⁇ ⁇ ⁇ (1)
  • Correction coefficient current filling efficiency value Z reference value ⁇ ⁇ ⁇ (2)
  • the current value of the charging efficiency in the above equation (1) is the value of the charging efficiency calculated in step 202 this time
  • the previous value of the charging efficiency is the value of the charging efficiency calculated in the previous cycle of the same cylinder.
  • the reference value in the above equation (2) is a variable that changes depending on the engine speed and the engine load, and is read from a map using the engine speed and the engine load as parameters.
  • the ECU 30 multiplies the basic fuel injection amount by the correction coefficient calculated by the above equation (1) or (2), and outputs the obtained value to the fuel injection valve 20 as a fuel injection amount signal.
  • the basic fuel injection amount may be calculated from a map based on the operating state of the internal combustion engine 1, or may be the fuel injection amount obtained by the exhaust air-fuel ratio feedback control. As can be seen from the equations (1) and (2), the fuel injection amount is corrected to increase by increasing the charging efficiency, and is corrected to decrease by decreasing the charging efficiency.
  • Each of the equations (1) and (2) is a formula for calculating a correction coefficient for the basic fuel injection amount. These formulas are transformed into a formula for calculating the fuel correction amount, and the obtained fuel correction amount is converted to the basic fuel injection amount. It may be added (or subtracted) to the injection amount. Further, the fuel correction amount may be calculated from a map using the charging efficiency as a parameter without using the equation. Alternatively, without calculating the charging efficiency, the fuel correction amount may be calculated directly from a three-dimensional map using the parameters of the combustion chamber volume, the engine speed, and the engine load as parameters.
  • the fuel injection amount is corrected according to the actual change in the volume of the combustion chamber. Specifically, when the volume of the combustion chamber is increasing to lower the compression ratio, the fuel injection amount is reduced according to the decrease in the charging efficiency. Conversely, when the volume of the combustion chamber is reduced to increase the compression ratio, the fuel injection amount is increased according to the increase in the charging efficiency.
  • the fuel injection amount is corrected according to the actual change in the volume of the combustion chamber.
  • the disturbance of the air-fuel ratio due to the change in the volume of the combustion chamber is suppressed, and the deterioration of the exhaust gas performance and the deterioration of the fuel consumption are suppressed.
  • the execution of the routine of FIG. 6 by the ECU 30 implements the “combustion chamber volume detecting means” of the present invention
  • the execution of the routine of FIG. 7 implements the “control means” of the present invention. ing. (Example 3)
  • the ECU 30 executes the routine shown in FIGS. 8 and 9 instead of the routine shown in FIG. 7 in the second embodiment.
  • the change in the air-fuel ratio due to the change in the combustion chamber volume is due to the fact that the actual in-cylinder intake amount deviates from the target in-cylinder intake amount due to a change in the residual amount of combustion gas.
  • the turbulence in the air-fuel ratio is suppressed by correcting the fuel injection amount based on the actual combustion chamber volume, but if the actual in-cylinder intake amount can be made closer to the target in-cylinder intake amount, The disturbance of the air-fuel ratio can be suppressed without correcting the fuel injection amount.
  • the actual in-cylinder intake air amount is made closer to the target in-cylinder intake air amount by variably controlling the closing timing of the intake valve 16 by the variable valve mechanism 35.
  • the variable compression ratio mechanism 8 requires a little time to change the compression ratio, whereas the valve timing control by the variable valve mechanism 35 has excellent responsiveness, and the in-cylinder intake amount can be adjusted instantaneously. it can.
  • the routine shown in FIGS. 8 and 9 is a routine for calculating the closing timing of the intake valve 16.
  • the target in-cylinder intake air amount is calculated. This routine is executed for each cycle and for each cylinder. In a stoichiometric gasoline engine, the output torque is determined by the amount of air. Therefore, the target in-cylinder intake amount roughly corresponds to the target torque according to the operating state.
  • the routine will be described in detail.
  • the ECU 30 reads the operating state of the internal combustion engine 1 in the first step 30 °.
  • the operating state mentioned here is information necessary for determining a target torque, such as an accelerator opening and an engine speed.
  • the ECU 30 calculates a target in-cylinder intake air amount from a map (not shown) based on the operating state read in step 300. If the target in-cylinder intake air amount has already been calculated for setting the target compression ratio, the calculated in-cylinder intake air amount may be used.
  • the target valve timing of the intake valve 16 for realizing the target in-cylinder intake air amount is calculated. This routine is also executed for each cycle and for each cylinder.
  • the target valve timing is the closing timing of the intake valve 16, and the opening timing of the intake valve 16 is set to a normal valve timing determined by the operating state of the internal combustion engine 1.
  • the closing timing of the intake valve 16 can be increased by bringing it closer to the bottom dead center to increase the in-cylinder intake air amount when it is set to the advanced side with respect to the bottom dead center.
  • the ignition timing is set to the retard side, the in-cylinder intake air amount can be reduced by further retarding.
  • the ECU 30 first reads information necessary for calculating the target valve timing in step 400.
  • the combustion chamber volume calculated in the routine of FIG. 6 and the target in-cylinder intake air amount calculated in the routine of FIG. 8 are read.
  • the target valve timing of the intake valve 16 is calculated based on the information read in step 400.
  • the target valve timing can be calculated, for example, by calculating a target valve timing to achieve the target in-cylinder intake amount using a physical model that takes into account the effect of the combustion chamber volume, or a target in-cylinder intake amount.
  • the target valve timing is set so as to reduce the intake air amount as the combustion chamber volume becomes smaller (as the compression ratio becomes higher).
  • the closing timing of the intake valve 16 is adjusted according to the actual change in the volume of the combustion chamber. Specifically, when the volume of the combustion chamber is increasing to lower the compression ratio, the closing timing of the intake valve 16 is adjusted so as to increase the in-cylinder intake air amount to compensate for the decrease in the charging efficiency. Conversely, when the volume of the combustion chamber is reduced to increase the compression ratio, the closing timing of the intake valve 16 is adjusted so as to reduce the in-cylinder intake air amount to compensate for the increase in the charging efficiency. By controlling the closing timing of the intake valve 16 based on the actual combustion chamber volume in this manner, the actual in-cylinder intake amount can be made closer to the target in-cylinder intake amount.
  • the disturbance of the air-fuel ratio due to the change in the volume of the combustion chamber is suppressed, and the deterioration of the exhaust gas performance and the fuel consumption are suppressed.
  • the fluctuation in torque is suppressed by realizing the target in-cylinder intake air amount.
  • control means of the present invention is realized by the execution of the routines of FIGS. 8 and 9 by the ECU 3.
  • the ECU 30 executes the routine shown in FIG. 10 in place of the routine shown in FIG. 8 in the third embodiment, and executes the routine shown in FIG. 11 in place of the routine shown in FIG.
  • the turbulence of the air-fuel ratio is suppressed by positively approaching the in-cylinder intake amount to the target in-cylinder intake amount by controlling the variable valve mechanism 35, but the combustion gas in the cylinder 5
  • the residual amount that is, the EGR amount
  • the residual amount may be made to approach the target EGR amount according to the operating state of the internal combustion engine 1.
  • One way to adjust the EGR amount is to variably control the opening timing of the intake valve 16. By changing the opening timing of the intake valve 16, the overlap period between the intake valve 16 and the exhaust valve 17 changes, whereby the so-called internal EGR amount is adjusted.
  • the ECU 30 controls the opening timing of the intake valve 16 by a variable valve mechanism 35 so that the EGR amount approaches the target EGR amount.
  • the close timing of 16 is also variably controlled so that the actual in-cylinder intake air amount is brought closer to the target in-cylinder intake air amount.
  • the variable valve mechanism 35 using the electromagnetic solenoid 35a, the closing timing and the opening timing of the intake valve 16 can be respectively adjusted to any timing.
  • the routine shown in FIGS. 10 and 11 is a routine for calculating the opening / closing timing of the intake valve 16.
  • the target in-cylinder intake air amount and the target EGR amount are calculated. This routine is executed for each cycle and for each cylinder.
  • the ECU 30 first reads the operating state of the internal combustion engine 1 in the first step 5: 0.
  • the driving state here means This information is necessary to determine the target torque, such as the accelerator opening and engine speed.
  • the ECU 30 calculates the target in-cylinder intake air amount and the target EGR amount from a map (not shown) based on the operating state read in step 500.
  • the target valve timing of the intake valve 16 for realizing the target in-cylinder intake amount and the target EGR amount is calculated. This routine is also executed for each cycle and for each cylinder.
  • the target valve timing here refers to both the opening timing and the closing timing of the intake valve 16.
  • the opening timing of the intake valve 16 is adjusted so that the overlap period between the intake valve 16 and the exhaust valve 17 becomes longer, so that the internal EGR amount can be increased and the overlap period becomes shorter. By adjusting to, the internal EGR amount can be reduced.
  • the closing timing of the intake valve 16 can be increased by bringing it closer to the bottom dead center to increase the in-cylinder intake amount.
  • the in-cylinder intake air amount can be reduced by further retarding.
  • the ECU 30 reads information necessary for calculating the target valve timing in step 60 °.
  • the combustion chamber volume calculated in the routine of FIG. 6 and the target in-cylinder intake air amount and the target EGR amount calculated in the routine of FIG. 10 are read.
  • step 600 the ECU 30 determines the target valve timing of the intake valve 16 based on the information read in step 600, that is, the opening timing of the intake valve 16 for realizing the target EGR amount. Then, the closing timing of the intake valve 16 for realizing the target in-cylinder intake air amount is calculated.
  • a method of calculating the target valve timing for example, there is a method of calculating the target valve timing for realizing the target in-cylinder intake air amount and the target EGR amount by using a physical model taking into account the effect of the combustion chamber volume. .
  • the basic value of the target valve timing is calculated from the target in-cylinder intake air amount, and the correction value of the opening timing is calculated from the map using the change in the charging efficiency derived from the combustion chamber volume as a parameter.
  • the opening timing is set so that the internal EGR amount according to the operating state of the internal combustion engine 1 is set, and the opening timing is set so as to obtain the in-cylinder intake amount according to the operating state of the internal combustion engine 1. Done.
  • the opening / closing timing of the intake valve 16 is adjusted according to the actual change in the capacity of the combustion chamber.
  • the specific setting of the opening timing of the intake valve 16 is related to design items such as how to set the EGR amount with respect to the operating state of the internal combustion engine 1.
  • the opening timing of the intake valve 16 may be set so as to prevent a change in the charging efficiency due to a change in the volume. That is, when the combustion chamber volume increases to lower the compression ratio, the opening timing of the intake valve 16 is adjusted so as to reduce the internal EGR amount to suppress the decrease in the charging efficiency, and the compression ratio is increased. Therefore, if the combustion chamber volume is reduced, the internal EGR amount may be adjusted to increase to suppress the increase in the charging efficiency.
  • the opening and closing timing of the intake valve 16 is controlled based on the actual combustion chamber volume, whereby the in-cylinder intake air amount and the EGR amount can be brought close to the respective target values. Become. As a result, turbulence in the air-fuel ratio due to the change in the volume of the combustion chamber is suppressed, and deterioration in exhaust gas performance and fuel consumption are suppressed.
  • variable valve mechanism 35 corresponds to the “EGR means” of the present invention.
  • control means of the present invention is realized by the execution of the routines of FIGS. 1 and 11 by the ECU 30.
  • the ECU 30 executes the routine shown in FIG. 12 in place of the routine shown in FIG.
  • the internal EGR amount is adjusted by variably controlling the opening timing of the intake valve 16, but the combustion gas from the exhaust pipe 15 to the intake pipe 14 is controlled by controlling the EGR device 37.
  • the ECU 30 changes the external EGR amount by variably controlling the EGR valve 39 of the EGR device 37, and brings the total EGR amount obtained by adding the external EGR amount and the internal EGR amount close to the target EGR amount.
  • the routine shown in FIG. 12 is a routine for calculating the opening of the EGR valve 39 of the EGR device 37.
  • the opening of the EGR valve 39 for realizing the target EGR amount is calculated.
  • the external EGR amount can be increased by increasing the opening of the EGR valve 39, and conversely, the external EGR amount can be reduced by decreasing the opening of the EGR valve 39.
  • step 700 the ECU 30 reads information necessary for calculating the opening of the EGR valve 39.
  • the combustion chamber volume calculated by the routine of FIG. 6 and the target EGR amount calculated by the routine of FIG. 10 are read. Note that the target in-cylinder intake air amount calculated in the routine of FIG. 10 is not used in this embodiment.
  • step 702 the ECU 30 calculates the opening of the EGR valve 39 based on the information read in step 700.
  • the calculation of the opening of the EGR valve 39 can be performed, for example, by the following method.
  • the change in the charging efficiency is calculated from the change in the combustion chamber volume, and the change in the intake pipe pressure is estimated from the change in the charging efficiency.
  • the intake pipe pressure increases as the residual amount of the combustion gas in the cylinder 5 increases, that is, as the charging efficiency decreases, and decreases as the residual amount of the combustion gas in the cylinder 5 decreases, that is, as the charging efficiency increases. Become.
  • the ECU 30 calculates the estimated change in the intake pipe pressure.
  • the opening of the EGR valve 39 can be calculated from the differential pressure and the target EGR amount.
  • the pressure of the combustion gas can be detected by a pressure sensor (not shown) provided in the EGR pipe 38.
  • the opening of the EGR valve 39 changes the actual volume of the combustion chamber. Will be adjusted accordingly.
  • the specific setting of the degree of opening of the EGR valve 39 cannot be said unconditionally because it relates to the design matter of how to set the EGR amount for the operating state of the internal combustion engine 1.
  • the opening of the EGR valve 39 may be set so as to prevent a change in the charging efficiency due to a change in the pressure.
  • the opening degree of the £ 01 valve 39 is adjusted to the closed side to reduce the external EGR amount and suppress the decrease in the charging efficiency when the combustion chamber volume is increased to lower the compression ratio.
  • the external EGR amount is increased to adjust to the open side to suppress an increase in the charging efficiency.
  • the actual EGR amount can be made closer to the target EGR amount by controlling the opening degree of the EGR valve 39 based on the actual combustion chamber volume.
  • the air-fuel ratio turbulence resulting from the change is suppressed, and deterioration of exhaust gas performance and fuel consumption are further suppressed.
  • the EGR device 37 corresponds to “EGR means” of the present invention.
  • the “control means” of the present invention is realized by the ECU 30 executing the routines of FIGS. 10 and 12.
  • variable compression ratio mechanism used in the above-described embodiment is merely an example, and other configurations can be adopted as long as the compression ratio is changed at least by changing the volume of the combustion chamber. is there.
  • the series of routines of FIGS. 6 and 7 executed in the second embodiment can be applied to other than the internal combustion engine having the structure shown in FIG.
  • at least a variable compression ratio mechanism and a fuel injection valve need to be provided, and a variable valve mechanism and an EGR device are not required.
  • the series of routines shown in FIGS. 6, 8, and 9 executed in the third embodiment, and the series of routines shown in FIGS. 6, 10, and 11 executed in the fourth embodiment also have the structure shown in FIG. Besides the internal combustion engine Is also applicable.
  • the series of routines of FIGS. 6, 10, and 12 executed in the fifth embodiment can be applied to other than the internal combustion engine having the structure shown in FIG. In order to execute these series of routines, it is sufficient that at least a variable compression ratio mechanism and an EGR device are provided, and a variable valve mechanism may not be provided.
  • variable valve mechanism used in the second to fifth embodiments is merely an example.
  • the type such as the type that changes the lift and working angle simultaneously and continuously.
  • the intake valve but also the exhaust valve may be provided with a variable valve mechanism, and the exhaust valve may be provided with a variable valve mechanism.
  • the closing timing of the intake valve is controlled to adjust the in-cylinder intake amount, but the lift amount of the intake valve may be controlled instead or together.
  • the opening timing of the intake valve is controlled to adjust the internal EGR amount.
  • the closing timing of the exhaust valve may be controlled instead or together.
  • the series of routines executed in the fourth embodiment may be combined with the routine of FIG. 12 executed in the fifth embodiment.
  • the internal EGR amount is adjusted at the opening timing of the intake valve.However, it is also conceivable that the partial EGR amount changes after that, until the intake valve is closed and the in-cylinder intake air amount is adjusted. Can be In such a case, by controlling the external EGR amount so as to correct the internal EGR amount, for example, if the internal EGR amount increases, the external EGR amount can be reduced instead to make the overall EGR amount closer to the target EGR amount. it can.
  • the configuration of the internal combustion engine shown in FIG. 5 assumes a gasoline engine, but the present invention can also be applied to a diesel engine.
  • the diesel engine originally has a higher compression ratio than the gasoline engine, in the compression ratio control by the variable compression mechanism, the target compression ratio under partial load is set as the reference target compression ratio, and the engine load is reduced.
  • the target compression ratio is set lower than the reference target compression ratio. This is just an eye This is an example of setting the target compression ratio, and other settings can of course be used.
  • the present invention can be used for any internal combustion engine that changes the compression ratio by changing the volume of the combustion chamber, regardless of the configuration of the mechanism that changes the compression ratio.

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Abstract

本発明は、燃焼室容積を変更することにより圧縮比を変化させる可変圧縮比内燃機関において、燃焼室容積の変更に伴う空燃比の乱れを抑制できるようにする。圧縮比が変更される過渡時において、可変圧縮比機構により実現されている実際の燃焼室容積を検出し、検出した実際燃焼室容積に基づいて空燃比を支配する要因（例えば、燃料噴射量、シリンダ吸入空気量、ＥＧＲ量）を制御することにより、空燃比が圧縮比の変更前後とほぼ同等となるようにする。

Description

明 細 書 可変圧縮比内燃機関 技術分野
本発明は、 燃焼室容積を変更することにより圧縮比を変化させる内燃機関に関する。 背景技術
従来、 例えば特開昭 6 0— 2 3 0 5 2 2号公幸艮に記載されるように、 燃焼室容積を機械 的に変更することにより気筒容積 （シリンダ容賴） と燃焼室容積との比である圧縮比 （機 械圧縮比） を変化させる可変圧縮比機構が知られている。 可変圧縮比機構を備えた內燃機 関によれば、 運転状態に応じて圧縮比を変化させることで出力及び燃費の向上とノッキン グの防止とを高い次元でバランスさせることが可能になる。
特開平 1一 1 0 6 9 5 8号公報には、 複数の気筒を備えた可変圧縮比内燃機関において、 非燃焼中の筒内圧力に基づき各気筒での点火時期もしくは燃料供給量を制御する技術が開 示されている。
特開平 1一 4 5 9 6 5号公報、 登録実用新案第 2 5 1 0 2 4 7号公報、 特開平 2— 4 0 0 5 6号公報には、 圧縮比切換時に点火時期などを制御する方法が開示されている。
特開昭 6 3— 1 8 1 4 2号公報、 再公表 9 7— 1 3 0 6 3号公報には、 可変動弁機構と 可変圧縮比機構を備えた内燃機関において、 ノ ック検出時に可変動弁機構を制御して有効 圧縮比を低下させる技術が開示されている。 発明の開示
可変圧縮比内燃機関は、 例えば、 シリンダブロックとクランクケースとを相対移動させ たり、 あるいは、 コンロッドを折り曲げること こよってピストンのストローク量を変化さ せたりすることで、 燃焼室の容積を低圧縮比時に増加させるとともに高圧縮比時に減少さ せる。
圧縮比が変更される過渡時には、 気筒に対するピス トンの実質的なス トローク量 （シリ ンダヘッドを基準としたピス トンのス ト口一ク量） は、 圧縮比が一定とされている場合と は異なったものとなる。
このように気筒に対するピス トンのス トローク量が変化すると、 気筒に対するピス トン の相対速度も変化する。 即ち、 気筒に対するピス トンのストローク量が短くなると気筒に 対するビス トンの相対速度は低下し、 気筒に対するビス トンのストローク量が長くなると 気筒に対するビス トンの相対速度は上昇する。
従って、 可変圧縮比内燃機関において、 圧縮比が変更される過渡時は、 圧縮比が一定と されている時とは、 気筒に対するピス トンのストローク量および気筒に対するピス トンの 相対速度が異なったものとなる。 そのため、 圧縮比が変更される過渡時に吸気行程となる 気筒では、 機関負荷や機関回転数等の運転状態が同様であっても圧縮比が一定とされてい る場合とは吸入空気量 （以下、 筒内吸気量と称する） が異なる。
内燃機関の燃料噴射量は、 排気空燃比を排気浄化触媒による排気浄化に適した空燃比と するために、 機関負荷や機関回転数等の運転状態に応じて決定される。 すなわち、 内燃機 関の燃料噴射量は、 混合気の空燃比が目標とする空燃比となるように制御される。
圧縮比が変更される過渡時に吸気行程となる気筒について、 機関負荷や機関回転数等の 運転状態に応じた量の燃料が噴射されると、 混合気の空燃比が目標空燃比からずれる場合 がある。 混合気の空燃比が目標空燃比からずれると、 排気空燃比も排気浄化触媒における 排気浄化に適した空燃比からずれる。 その結果、 排気浄化触媒の排気浄化能力が低下し、 排気特性が悪化する虞がある。
—方、 圧縮比が変更される過渡時に排気行程となる気筒については、 圧縮比を小さくす るために燃焼室容積が増大させられると、 気筒内の燃焼ガスの残留量が増大することにな る。
燃料室容積が増大したときに、 燃焼室容積の増大分だけ燃焼ガスの残留体積が増大する ならば新気の吸入特性に変化はない。 しかしながら、 残留した燃焼ガスは気筒内で膨張す るため、 実際の燃焼ガスの残留体積は燃焼室容積の増大分を超えることになる。 燃焼ガス の残留体積が燃焼室容積の増大分を超えた分、 新気の吸入量は減少する。
逆に、 燃焼室容積が減少するときには燃焼ガスの残留体積は燃焼室容積の減少量を超え て減少する可能性がある。 燃焼ガスの残留体積が燃焼室容積の減少分を超えると、 その分、 新気の吸入量は増大する。
燃焼室容積が変更されている過渡時には、 排気空燃比フィードバックによる燃料噴射量 の調整が吸入特性の変化に間に合わないために空燃比の乱れが特に大きくなり易い。 その 結果、 排ガス性能の悪化や燃費の悪化を招く可能性が高くなる。
本発明は、 燃焼室容積を変更することにより圧縮比を変化させる可変圧縮比機構を備え た内燃機関において、 燃焼室容積の変更に伴う空燃比の乱れを抑制可能な技術を提供する ことを謀題とする。
本発明は、 上記課題を解決するために以下の手段を採用した。 本発明の特徴は、 燃焼室 容積を変更することにより圧縮比を変化させる可変圧縮比機構を備えた内燃機関において、 圧縮比が変更される過渡時に気筒内における混合気の空燃比が圧縮比変更前後と略同等と なるように空燃比を支配する要因を制御する点にある。
例えば、 本発明に係る可変圧縮比内燃機関は、 排気通路に設けられた排気浄化触媒を有 し、 燃焼室の容積を変化させることによって圧縮比が変更される可変圧縮比内燃機関であ つて、 圧縮比が変更される過渡時において、 気筒内における混合気の空燃比が、 圧縮比の 変更前後とほぼ同等となるように、 燃料噴射量を補正する。
この発明は、 圧縮比が変更される過渡時において、 混合気の空燃比が圧縮比変更前後の 空燃比とほぼ同等となるように、 燃料噴射量を捕正する。 即ち、 この発明は、 圧縮比が変 更されることに起因する筒内吸気量の変化に応じて燃料噴射量を補正する。
従って、 本発明によれば、 圧縮比が変更される過渡時において、 排気空燃比を圧縮比の 変更前後の排気空燃比とほぼ同等とすることが出来る。 そのため、 排気空燃比が排気浄化 触媒における排気浄化に適した空燃比に維持されるようになる。 以て、 圧縮比が変更され る過渡時に排気特性が悪化するのを抑制することが出来る。
本発明は、 圧縮比が高圧縮比へ変更される過渡時に、 圧縮比が一定とされている時と比 ベて燃料噴射量を低減する補正を行っても良い。
圧縮比が高圧縮比へ変更される過渡時に吸気行程となる気筒は、 圧縮比を一定としてい る場合と比べて、 気筒に対するピス トンのス トローク量が短くなり、 且つ、 気筒に対する ビス トンの相対速度が低下するため、 筒内吸気量が減少する。
このとき、 圧縮比が一定とされている場合と比べて燃料噴射量を低減する補正が行われ れば、 気筒内における混合気の空燃比が圧縮比の変更前後とほぼ同等となる。
従って、 圧縮比が高圧縮比へ変更される過渡時に、 圧縮比一定の場合より燃料噴射量を 少なくする補正が行われると、 排気空燃比を圧縮比の変更前後の排気空燃比とほぼ同等と することが出来る。
本発明は、 圧縮比が低圧縮比へ変更される過渡時に、 圧縮比が一定とされている時と比 ベて燃料噴射量を増加する補正を行っても良い。
圧縮比が低圧縮比へ変更される過渡時に吸気行程となる気筒は、 圧縮比を一定としてい る場合と比べて、 気筒に対するピス トンのス トローク量が長くなり、 且つ、 気筒に対する ビス トンの相対速度が上昇するため、 筒内吸気量が増加する。
このとき、 圧縮比が一定とされている場合と比べて燃料噴射量を増加させる補正が行わ れれば、 気筒内における混合気の空燃比が圧縮比の変更前後とほぼ同等となる。
従って、 圧縮比が低圧縮比へ変更される過渡時に、 圧縮比一定の場合より燃料噴射量を 多くする補正が行われると、 排気空燃比を圧縮比の変更前後の排気空燃比とほぼ同等とす ることが出来る。
尚、 本発明において、 燃料噴射量を補正するときの補正量は、 圧縮比の変化量 （言い換 えれば燃焼室容積の変化量） に応じて決定されても良い。
また、 本発明は、 上記の課題を達成するため、 燃焼室容積を変更することにより圧縮比 を変更する可変圧縮比機構と、 前記可変圧縮比機構により実現されている実際の燃焼室容 積を検出する燃焼室容積検出手段と、 前記燃焼室容積検出手段により検出される前記実際 の燃焼室容積に基づいて空燃比を支配する要因を制御する制御手段と、 を備えるようにし てもよい。
この発明によれば、 燃焼室容積の変化に伴い新気の吸入特性が変化したとしても、 実際 の燃焼室容積に基づいて空燃比を支配する要因が制御されるので、 空燃比の乱れは抑制さ れる。
前記制御手段は、 前記実際の燃焼室容積に基づいて燃料噴射量を制御するようにしても よい。
燃焼室容積が変化すると残留ガス量の変化と同時に新気の吸入量も変化するが、 実際の 燃焼室容積に基づいて燃料噴射量が制御されると、 新気の吸入量に応じた燃料噴射量を実 現することが可能になり、 空燃比の乱れは抑制される。
本発明にかかる内燃機関が吸気弁及び/又は排気弁の開弁特性を変化させる可変動弁機 構を備えている場合は、 前記制御手段は、 内燃機関の運転状態に応じた目標筒内吸気量を 求め、 目標筒内吸気量と実際の燃焼室容積とに基づいて可変動弁機構の作動を制御するよ うにしてもよレヽ。
実際の燃焼室容積に基づいて可変動弁機構の作動が制御されると、 燃焼室容積の変化に より新気の吸入量が変化したとしても実際の筒内吸気量を目標筒内吸気量に近づけること が可能になり、 空燃比の乱れは抑制される。
本発明にかかる内燃機関が E G R量を変化させる E G R手段を備えている場合は、 前記 制御手段は、 内燃機関の運転状態に応じた目標 E G R量を求め、 目標 E G R量と実際の燃 焼室容積とに基づいて E G R手段の作動を制御するようにしてもよレ、。
燃焼室容積が変化すると残留ガス量、 すなわち E G Rガス量が変化するが、 実際の燃焼 室容積に基づいて E G R手段の作動が制御されるので、 燃焼室容積が変化しても実際の E G R量を目標 E G R量に近づけることが可能になり、 空燃比の乱れは抑制される。 尚、 制御手段は、 可変圧縮比機構により圧縮比が変更されている時に燃焼室容積検出手 段により検出される実際の燃焼室容積に基づいて空燃比を支配する要因を制御するもので ある。
圧縮比が変更されている過渡運転時には、 排気空燃比フィードバックによる燃料噴射量 の調整が新気の吸入特性の変化に間に合わないために空燃比の乱れが特に大きくなりやす いが、 このような過渡運転時において実際の燃焼室容積に基づいて空燃比を支配する要因 が制御されるので、 吸入特性の変化にかかわらず空燃比の乱れは抑制される。
本発明によれば、 圧縮比が変更される過渡時において空燃比の乱れが抑制される。 その 結果、 排気空燃比が排気浄化触媒における排気浄化に適した空燃比に維持され、 以て、 圧 縮比が変更される過渡時に排気特性が悪化するのを抑制することが出来る。 図面の簡単な説明
図 1は、 本発明の実施例に係る可変圧縮比内燃機関の概略構成を示す図である。 図 2は、 気筒に対するピス トンのストローク量を示す図である。 図 2の （a ) は、 圧 縮比が一定とされているときの気筒に対するピストンのストローク量を示す図である。 図 2の （b ) は、 圧縮比が高圧縮比へ変更される過渡時の気筒に対するピス トンのス トロー ク量を示す図である。 図 2の （c ) は、 圧縮比が低圧縮比へ変更される過渡時の気筒に対 するビストンのストローク量を示す図である。
図 3は、 高負荷運転から低負荷運転に移行するときに吸気行程にある気筒における、 スロットル弁の開度、 および、 圧縮比、 筒内吸気量、 燃料噴射量、 混合気の空燃比の関係 を示すタイムチヤ一トである。
図 4は、 低負荷運転から高負荷運転に移行するときに吸気行程にある気筒における、 スロットル弁の開度、 および、 圧縮比、 筒内吸気量、 燃料噴射量、 混合気の空燃比の関係 を示すタイムチャートである。
図 5は、 本発明の実施例 1にかかる内燃機関の概略構成を示す図である。 図 6は、 本発明の実施例 1において実行される燃焼室容積算出ルーチンのフローチヤ ートである。
図 7は、 本発明の実施例 1において実行される燃料噴射量算出ルーチンのフローチヤ ートである。
図 8は、 本発明の実施例 2において実行される目標筒内吸気量算出ルーチンのフロー チヤ一トである。
図 9は、 本発明の実施例 2において実行される目標バルブタイミング算出ルーチンの フローチヤ一トである。
図 1 0は、 本発明の実施例 2において実行される目標筒内吸気量及び目標 E G R量算 出ルーチンのフローチャートである。
図 1 1は、 本発明の実施例 3において実行される目標バルブタイミング算出ルーチン のフローチヤ一トである。
図 1 2は、 本発明の実施例 4において実行される E G R弁開度算出ルーチンのフロー チヤ一トである。 発明を実施するための最良の形態
以下、 本発明の具体的な実施態様について図面に基づいて説明する。
(実施例 1 )
先ず、 本発明の第 1の実施例について図 1〜図 4に基づいて説明する。
<可変圧縮比内燃機関の概略構成〉
図 1は、 本実施例に係る可変圧縮比内燃機関の概略構成を示す図である。 尚、 可変圧縮 比内燃機関 1は、 多気筒の内燃機関であって、 図 1は、 複数の気筒のうちの一気筒の断面 図を示したものである。
可変圧縮比内燃機関 1 (以下、 単に内燃機関 1と称する） は、 気筒 5を有するシリンダ プロック 2、 および、 シリンダブ口ック 2の上部に設けられたシリンダへッド 4、 ビスト ン 6が連結されたクランクケース 3を備えている。 そして、 圧縮比可変機構 8によって、 シリンダブ口ック 2をクランクケース 3に対して気筒 5の軸方向に移動させることで燃焼 室 7の容積を変化させて圧縮比を変更する。
可変圧縮比機構 8として、 ここでは、 特開 2 0 0 3— 2 0 6 7 7 1号公報で提案された 構成が用いられている。 これは、 クランクケース 3に対してシリンダブロック 2を気筒 5 の軸方向に移動させることで圧縮比を変更するものであり、 シリンダブロック 2を移動さ せる手段としてカム軸が用いられている。 カム軸は軸部 1 1と、 軸部 1 1の中心軸に対し て偏心された状態で軸部 1 1に固定された正円形のカムプロフィールを有するカム部 9と、 カム部 9と同一外形を有し軸部 1 1に対して偏心した状態で回転可能に取り付けられた可 動軸受部 1 0とから構成される。 カム部 9はシリンダブロック 2に、 可動軸受部 1 0はク ランクケース 3にそれぞれ回転可能に取り付けられている。 カム部 9がモータ 2 4によつ て回転駆動されると、 カム部 9と可動軸受部 1 0との軸間距離が変化してクランクケース 3に対してシリンダプロック 2が移動するようになっている。
この可変圧縮比機構 8は、 クランクケース 3に対してシリンダブ口ック 2を移動させる ことで気筒 5内でのピストン 6の往復位置を変化させる。 この結果、 ピストン 6のスト口 —クで決まる行程容積は変わらないものの、 ピストン 6が上死点にあるときの燃焼室 7の 隙間容積、 すなわち燃焼室容積が変化する。 これにより、 燃焼室容積と気筒容積 （シリン ダ容積） の比である圧縮比が変更される。 なお、 圧縮比の変更速度はモータ 2 4の速度に よって決まるが、 圧縮比の変更完了までにある程度の時間を要する場合もある。
シリンダへッ ド 4には、 燃焼室 7に開口するように形成された吸気ポート 1 2と排気ポ ート 1 3とが設けられている。 吸気ポート 1 2は吸気管 1 4と接続されており、 吸気管 1 4にはスロットル弁 2 2が設けられている。 一方、 排気ポート 1 3は排気管 1 5と接続さ れており、 排気管 1 5には排気浄化触媒 2 3が設けられている。 この排気浄化触媒 2 3と しては、 三元触媒や吸蔵還元型 N O X触媒等が例示出来る。
吸気ポート 1 2と排気ポート 1 3との燃焼室 7への開口部は、 それぞれ吸気弁 1 6と排 気弁 1 7とによって開閉される。 吸気弁 1 6と排気弁 1 7とは、 それぞれ吸気側カム 1 8 と排気側カム 1 9との回転によって駆動される。 吸気側カム 1 8と排気側カム 1 9とは互 いに連動して回転する。 '
また、 吸気ポート 1 2には燃料嘖射弁 2 0が配置されており、 燃焼室 7には、 該燃焼室 7内にて形成される混合気に点火する点火栓 2 1が配置されている。
図示は省略するがシリンダへッド 4には気筒毎に吸気ポート 1 2が形成され、 吸気管 1 4 の先端は気筒毎に枝分かれして各吸気ポート 1 2に接続されている。 燃料噴射弁 2 0は吸 気管 1 4の気筒毎に枝分かれした各部に設けられ、 気筒単位で燃料を供給できるようにな つている。
内燃機関 1には、 圧縮比可変機構 8のカム軸 1 1の回転角に対応した電気信号を出力す るカムポジションセンサ 3 1や、 吸気側カム軸 1 8の回転角に対応した電気信号を出力す る吸気カムポジションセンサ 3 2、 アクセル開度に対応した電気信号を出力するアクセル 開度センサ 3 3、 クランクケース 3に設けられビストン 6が連結されたクランクシャフト の回転角に対応した電気信号を出力するクランクポジションセンサ 3 4等の各種センサが 設けられている。
さらに内燃機関 1には、 該内燃機関 1を制御するための電子制御ュニット （E C U) 3 0が併設されている。 この E C U 3 0は、 内燃機関 1の運転条件や運転者の要求に応じて 内燃機関 1の運転状態等を制御するユニットである。 E C U 3 0には、 カムポジションセ ンサ 3 1、 吸気カムポジションセンサ 3 2、 アクセル開度センサ 3 3、 クランクポジショ ンセンサ 3 4等の各種センサが電気配線を介して接続されており、 これらの出力信号が E C U 3 0に入力されるようになっている。 また、 E C U 3 0には、 燃料噴射弁 2 0や、 点 火栓 2 1、 スロットル弁 2 2、 モータ 2 4等が電気的に接続されており、 これらが E C U 3 0によって制御可能となっている。
E C U 3 0により行われる制御の一つとして、 可変圧縮比機構 8を駆動して内燃機関 1 の機械圧縮比を変化させる圧縮比制御がある。 この圧縮比制御では、 まず、 アクセルポジ シヨンセンサ 3 3やクランクポジションセンサ 3 4によりアクセル開度 （機関負荷） や機 関回転数等の内燃機関 1の運転状態が検出され、 検出された運転状態に基づきマップから 目標筒内吸気量が算出される。
機関回転数と目標筒内吸気量とをバラメータとするマップから目標圧縮比が算出され、 カムポジションセンサ 3 1で検出される内燃機関 1の実圧縮比が目標圧縮比に一致するよ うに可変圧縮比機構 8のモータ 2 4の回転量が制御される。 機関回転数や目標筒内吸気量 に対する目標圧縮比の設定は設計事項であって特に限定はないが、 例えば以下のように設 定することができる。
本実施例の内燃機関 1はガソリンエンジンを想定しているが、 一般にガソリンエンジン では高負荷時のノッキングの発生を考慮して圧縮比は低めに設定されている。 このためノ ッキングが発生しにくい部分負荷時 （特に、 低負荷時） には圧縮比には余裕があり、 圧縮 比を高めることで出力及び燃費を向上させる余地がある。
そこで、 可変圧縮比機構 8を用いた圧縮比制御では、 高負荷時の目標圧縮比が基準目標 圧縮比とされ、 部分負荷時 （低負荷時） の目標圧縮比は基準目標圧縮比よりも高められる。 すなわち、 高負荷時には目標圧縮比が低く設定され、 低負荷時には目標圧縮比が高く設定 される。 このように機関負荷に応じて目標圧縮比を変化させることで、 出力及び燃費の向 上とノッキングの防止とを高次元で両立させることができる。 なお、 上記の目標圧縮比の 設定例はあくまでも一例であり、 他の設定を用いることは勿論可能である。
尚、 実際の圧縮比を推定する方法としては、 カムポジションセンサ 3 1の代わりに、 ク ランクケース 3に対するシリンダブ口ック 2の相対位置を検出するセンサを用いてもよく、 可変圧縮比機構 8のモータ 2 4がサーボモータの場合にはモータ 2 4への指令値に基づい て圧縮比が算出されるようにしてもよい。
E C U 3 0は上記の圧縮比制御とは別に、 燃料噴射弁 2 0から噴射する燃料量 （燃料噴 射量） の制御も行っている。 圧縮比が固定されている定常運転時には、 E C U 3 0は従来 と同様に機関運転状態に応じて燃料噴射量を定めるとともに、 図示しない排気空燃比セン サにより検出される排気空燃比が目標空燃比になるようにサイクル毎および/または気筒 毎に燃料噴射量をフィードバック制御している。
ところが、 可変圧縮比機構 8により圧縮比が変更される過渡時は新気の吸入特性が変化 するため、 空燃比の乱れが生じてしまう。 そこで、 E C U 3 0は、 圧縮比が変更される過 渡時は、 以下のように燃料噴射制御を行うようにした。
<圧縮比変更過渡時の燃料噴射量制御 >
本実施例に係る圧縮比変更過渡時の燃料噴射制御について、 図 2〜図 4に基づいて説明 する。
図 2の （a ) は、 圧縮比が変更される過渡時ではないとき、 即ち、 圧縮比が一定とされ ているときの、 気筒 5 (シリンダヘッ ド 4 ) に対するピス トン 6のス トローク量 （行程） Lを示す図である。 図 2の （b ) は、 圧縮比が高圧縮比へ変更される過渡時の気筒 5に対 するピス トン 6のス トローク量 L 1を示す図である。 図 2の （c ) は、 圧縮比が低圧縮比 へ変更される過渡時の気筒 5に対するビストン 6のストローク量 L 2を示す図である。
(高圧縮比への変更過渡時について）
圧縮比が高圧縮比へ変更されるときは、 シリンダブロック 2がクランクケース 3に近づ けられる （燃焼室容積が縮小される） ため、 図 2 ( b ) に示すように、 圧縮比が高圧縮比 へ変更される過渡時にビストン 6が降下する気筒 5におけるビストン 6のス トローク量 L 1は、 圧縮比を一定としているときのス トローク量 Lよりも短くなる。 これに伴い、 気筒 5に対するピス トン 6の相対速度は低下する。
そのため、 圧縮比が高圧縮比へ変更される過渡時に吸気行程となる気筒 5の筒内吸気量 は、 機関負荷や機関回転数等の運転状態が同様であっても、 圧縮比が一定とされている場 合と比べて減少することになる。
従って、 このときに、 圧縮比が一定とされているときと同量の燃料が燃料噴射弁 2 0か ら噴射されると、 前記気筒 5における混合気の空燃比が目標空燃比よりも低く （リ ッチ に） なる可能性がある。 そこで、 本実施例では、 図 3に示すように、 圧縮比が高圧縮比へ変更される過渡時に吸 気行程となる気筒 5については、 燃料噴射弁 20から噴射される燃料噴射量を圧縮比が一 定とされている場合よりも低減する補正が行われるようにした。
図 3は、 高負荷運転から低負荷運転に移行するときのスロッ トル弁 22の開度と、 圧縮 比と、 その際に吸気行程となる気筒 5の筒內吸気量と、 当該気筒 5の燃料噴射量と、 当該 気筒 5の混合気の空燃比との関係を示すタイムチャート図である。 図 3において、 （1) までの期間が高負荷運転であり、 （2) 以降の期間が低負荷運転であり、 （1) から (2) までの期間が過渡運転にあることを表している。
高負荷運転から低負荷運転に移行するときは、 （1) から （2) までの期間で、 スロッ トル弁 22の開度が減少される。 その結果、 筒内吸気量が減少される。 また、 この期間で、 燃科噴射量も減少される。 尚、 本実施例では、 内燃機関 1の圧縮比は、 （2) まで低圧縮 比とされる。
(2) において、 スロットル弁 22の開度と燃料噴射量が目標値に達すると （低負荷運 転に移行すると） 、 （2) から （3) までの期間で圧縮比が高圧縮比に変更される。 この 過渡時 （図 3中の （2) 〜 （3) の期間） における筒内吸気量は、 上記したように、 圧縮 比が一定とされている場合と比べて減少する。
そのため、 （2) から （3) までの期間においては、 ECU 30は、 燃料噴射量を図 3 において実線で示すように、 圧縮比が一定とされている場合 （図 3の点線） よりも低減す る。 このときの低減量は、 混合気の空燃比が圧縮比の変更前後とほぼ同等となるように、 圧縮比の変化量に応じて決定される。
尚、 E CU 30は、 吸気カムポジションセンサ 32とクランクポジションセンサ 34と の出力値に基づいて、 （2) から （3) までの期間に吸気行程となる気筒 5を判断する。 圧縮比が高圧縮比に変更される過渡時 （図 3の （2) から （3) までの期間） に燃料噴 射量の減量捕正が行われないと、 上記したように、 圧縮比の変更前後 （即ち圧縮比が一定 とされているとき） と比べて、 混合気の空燃比が低くなる可能性がある （図 3の点線） 。 即ち、 圧縮比が高圧縮比に変更される過渡時に、 混合気の空燃比が目標空燃比よりも低く なる可能性がある。
これに対し、 E C U 3 0が上記の過渡時に燃料嘖射量を低減する補正を行うことによつ て、 上記の過渡時の空燃比は、 図 3において実線で示すように、 圧縮比の変更前後とほぼ 同等に保たれるようになる。 即ち、 上記の過渡時においても混合気の空燃比が目標空燃比 に保たれるようになる。
従って、 本実施例によれば、 可変圧縮比内燃機関において、 圧縮比が高圧縮比に変更さ れる過渡時であっても、 排気空燃比を排気浄化触媒 2 3に適した空燃比に維持することが 可能となり、 以て、 排気特性の悪化を抑制することが出来る。
(低圧縮比への変更過渡時について）
次に、 圧縮比が低圧縮比へ変更されるときは、 シリンダブロック 2がクランクケース 3 から遠ざけられる （燃焼室容積が拡大される） ため、 図 2 ( c ) に示すように、 圧縮比が 低圧縮比へ変更される過渡時にビス トン 6が降下する気筒 5におけるビス トン 6のス ト口 ーク量 L 2は、 圧縮比を一定としているときのス トローク量 Lよりも長くなる。 これに伴 い気筒 5に対するピス トン 6の相対速度は上昇する。
そのため、 圧縮比が低圧縮比へ変更される過渡時に吸気行程となる気筒 5の筒内吸気量 は、 機関負荷や機関回転数等の運転状態が同様であっても、 圧縮比が一定とされている場 合と比べて増加することになる。
従って、 このときに、 圧縮比が一定とされているときと同量の燃料が燃料噴射弁 2 0か ら噴射されると、 気筒 5内における混合気の空燃比が目標空燃比よりも高く （リーンに） なる可能性がある。
そこで、 本実施例では、 図 4に示すように、 圧縮比が低圧縮比へ変更される過渡時に吸 気行程となる気筒 5については、 燃料噴射弁 2 0から噴射される燃料噴射量を圧縮比が一 定とされている場合よりも増加する補正が行われるようにした。
図 4は、 低負荷運転から高負荷運転に移行するときのスロッ トル弁 2 2の開度と、 圧縮 比と、 その際に吸気行程となる気筒 5の筒内吸気量と、 当該気筒 5の燃料噴射量と、 当該 気筒 5の混合気の空燃比との関係を示すタイムチャート図である。 図 4において、 （1) までの期間が低負荷運転であり、 （2) 以降の期間が高負荷運転であり、 （1) から (2) までの期間が過渡運転にあることを表している。
低負荷運転から高負荷運転に移行するときは、 （1) から （2) までの期間で、 スロッ トル弁 22の開度が増加される。 その結果、 筒内吸気量が増加される。 また、 この期間で 燃料噴射量も増加される。 尚、 本実施例では、 内燃機関 1の圧縮比は、 （2) まで高圧縮 比とされる。
(2) において、 スロットル弁 22の開度と燃料噴射量が目標値に達すると （高負荷運 転に移行すると） 、 （2) から （3) までの期間で圧縮比が低圧縮比に変更される。 この 過渡時 （図 4中の （2) 〜 （3) の期間） における筒内吸気量は、 上記したように、 圧縮 比が一定とされている場合と比べて増加する。
そのため、 （2) から （3) までの期間においては、 ECU3 0は、 燃料噴射量を図 4 において実線で示すように、 圧縮比が一定とされている場合 （図 4の点線） よりも増加す る。 このときの増加量は、 混合気の空燃比が圧縮比の変更前後とほぼ同等となるように、 圧縮比の変化量に応じて決定される。
圧縮比が低圧縮比に変更される過渡時 （図 3の （2) から （3) までの期間） に燃料噴 射量の増量補正が行われないと、 上記したように、 圧縮比の変更前後 （即ち圧縮比が一定 とされているとき） と比べて、 混合気の空燃比が高くなる可能性がある （図 4の点線） 。 即ち、 圧縮比が低圧縮比に変更される過渡時に、 混合気の空燃比が目標空燃比よりも高く なる可能性がある。
これに対し、 ECU 30が上記の過渡時に燃料噴射量を増加する補正を行うことによつ て、 上記の過渡時の空燃比は、 図 4において実線で示すように圧縮比の変更前後とほぼ同 等に保たれるようになる。 即ち、 上記の過渡時においても混合気の空燃比が目標空燃比に 保たれるようになる。 従って、 本実施例によれば、 可変圧縮比内燃機関において圧縮比が低圧縮比に変更され る過渡時であっても、 排気空燃比を排気浄化触媒 2 3に適した空燃比に維持することが可 能となり、 以て、 排気特性の悪化を抑制することが出来る。
尚、 本実施例においては、 機関負荷が低負荷または高負荷に移行されてから圧縮比を高 圧縮比または低圧縮比に変更しているが、 機関負荷の移行中に圧縮比を変更しても良い。 このときも、 圧縮比の変更と同時期に燃料噴射量の補正が行われるようにすればよい。
(実施例 2 )
次に、 図 5〜図 7に基づいて、 本発明に係る可変圧縮比内燃機関の制御装置の実施例に ついて説明する。 ここでは前述した実施例 1と異なる構成について説明し、 同様の構成に ついては説明を省略する。 '
本実施例と前述した実施例 1との差違は、 前述した実施例 1は圧縮比が変更される過渡 時に吸気行程となる気筒 5の空燃比を最適化するのに対し、 本実施例は主として圧縮比が 変更される過渡時に排気行程となる気筒 5の空燃比を最適化する点にある。
本実施例の吸気弁 1 6および排気弁 1 7は、 可変動弁機構 3 5， 3 6によって各々開閉 駆動されるようになっている。 可変動弁機構 3 5 , 3 6としてはカム機構のような機械的 なものや電磁ソレノイ ドのような電気的なものを用いることができる。 ここでは、 特に吸 気弁 1 6の可変動弁機構 3 5として、 電磁ソレノイド 3 5 aによって吸気弁 1 6を開閉駆 動することで開閉タイミングを可変制御できる可変動弁機構が用いられている。
また、 吸気管 1 4と排気管 1 5との間には、 排気管 1 5を通過する燃焼ガスの一部を吸 気管 1 4に還流させるための E G R装置 3 7が設けられている。 この£ 0 装置3 7は、 燃焼ガスの一部を燃焼室 7に再循環させることによつて混合気の燃焼温度を下げ、 依って 混合気燃焼時に生成される N O X量を抑制する。
E G R装置 3 7は、 排気管 1 5と吸気管 1 4とを接続する E G R管 3 8と、 E G R管 3 8の途中に設けられた E G R弁 3 9とから構成されている。 £ 0 1 弁3 9は£ 01管3 8 を通って吸気管 1 4に還流される燃焼ガス （E G Rガス） の量を制御するための手段であ り、 弁体の開度或いは開時間を制御することで燃焼ガスの還流量を調整できるようになつ ている。
前記した可変動弁機構 3 5の電磁ソレノイド 3 5 a、 ぉょびE G R弁3 9は、 E C U 3 0の出力側に接続されている。
圧縮比が変更される過渡時に排気行程となる気筒 5では、 当該気筒 5内に残留する燃焼 ガス量が変動するため、 その後の吸気行程における筒内吸気量も変動する。
例えば、 圧縮比が高圧縮比へ変更される過渡時に排気行程となる気筒 5では、 燃焼室容 積の縮小に伴い燃焼ガスの残留量が少なくなる。 これにより、 その後の吸気行程において 気筒 5内へ吸入される空気量 （筒内吸気量） が増大する。
一方、 圧縮比が低圧縮比へ変更される過渡時に排気行程となる気筒 5では、 燃焼室容積 の拡大に伴い燃焼ガスの残留量が多くなる。 これにより、 その後の吸気行程における筒内 吸気量が減少する。
また、 圧縮比が高圧縮比へ変更される過渡時に排気行程となる気筒 5では、 ピス トン 6 の上昇に対してシリンダブ口ック 2及びシリンダへッド 4が降下するため、 ピス トン 6の ス トローク量が増加する。 これにより気筒 5内に残留するガス量が少なくなるため、 その 後の吸気行程において筒内吸気量が増大する。
一方、 圧縮比が低圧縮比へ変更される過渡時に排気行程となる気筒 5では、 ピス トン 6 の上昇に対してシリンダブ口ック 2及びシリンダへッド 4も上昇するため、 ビストン 6の ストローク量が減少する。 これにより気筒 5内に残留する燃焼ガス量が多くなるため、 そ の後の吸気行程において筒内吸気量が減少する。
E C U 3 0は、 上記したような筒内吸気量の変動に対し、 図 6及ぴ図 7にフローチヤ一 トで示されるルーチンに従って燃料噴射量の補正を行う。
図 6に示すルーチンでは燃焼室容積が算出される。 このルーチンはサイクル毎、 気筒毎 に実行され-る。 ルーチンについて具体的に説明すると、 まず、 最初のステップ 1 0 0で可 変圧縮比機構 8の状態量が読込まれる。 ここでは状態量としてカムポジションセンサ 3 1 の検出値が読み込まれる。 続くステップ 1 0 2では、 ステップ 1 0 0で読込まれた状態量 に基づいて実際圧縮比が算出され、 さらに、 実際圧縮比から燃焼室 7の実際の燃焼室容積 が算出される。
図 7に示すルーチンでは実際の燃焼室容積に基づき燃料噴射量の補正量 （燃料噴射補正 量） が算出される。 このルーチンもサイクル毎、 気筒毎に実行される。 ル一チンについて 具体的に説明すると、 まず、 最初のステップ 2 0 0で燃焼室容積、 機関回転数、 機関負荷 等の情報が読込まれる。 燃焼室容積はステップ 1 0 2で算出されたものが読み込まれる。 また、 機関回転数はクランクポジションセンサ 3 4の検出情報に基づき算出されたものが 読み込まれ、 機関負荷は図示しない吸入空気量センサ （エアフローメータ） の検出情報と 機関回転数とに基づき算出されたものが読み込まれる。
ステップ 2 0 2では、 ステップ 2 0 0で読み込まれた各種情報に基づいて気筒 5の充填 効率が算出される。 ここでは、 燃焼室容積、 機関回転数、 機関負荷をパラメータとする三 次元マップが用意されており、 マツプから各パラメータの現在値に応じた充填効率が算出 されるようになっている。
なお、 各パラメータに対する充填効率の傾向としては、 少なくとも燃焼室容積に関して は燃焼室容積が大きくなるほど充填効率が低くなるように設定されている。 これは、 燃焼 室容積が大きくなると気筒 5内の燃焼ガスの残留体積はそれ以上に大きくなり、 その分、 新気の吸入量が減少することによる。
次のステップ 2 0 4では、 ステップ 2 0 2で算出された充填効率に基づいて燃料噴射補 正係数が算出される。 燃料噴射補正係数の算出には、 例えば次の式 （1 ) 、 或いは式 ( 2 ) を用いることができる。
補正係数 = 充填効率今回値 Z充填効率前回値 · · · （1 )
補正係数 = 充填効率今回値 Z基準値 · · · （2 )
上記の （1 ) 式における充填効率今回値は今回ステップ 2 0 2で算出された充填効率の値 であり、 充填効率前回値は同気筒の前回サイクルで算出された充填効率の値である。 また、 上記の （2 ) 式における基準値は機関回転数や機関負荷で変わる変数であり、 機関回転数 及び機関負荷をパラメータとするマップから読み込まれる。
E C U 3 0は、 上記の式 （1 ) 、 或いは式 （2 ) により算出される補正係数を基本燃料 噴射量に乗算し、 得られた値を燃料噴射量信号として燃料噴射弁 2 0に出力する。 基本燃 料噴射量は内燃機関 1の運転状態に基づきマップから算出してもよく、 排気空燃比フィー ドバック制御によって得られる燃料噴射量でもよレ、。 各式 （1 ) , ( 2 ) を見て分かるよ うに燃料噴射量は充填効率の上昇により増量補正され、 充填効率の低下により減量補正さ れるようになっている。
なお、 各式 （1 ) , ( 2 ) は何れも基本燃料噴射量に対する補正係数を求める式である 力 これらの式を燃料補正量を求める式に変形して、 求めた燃料補正量を基本燃料噴射量 に加算 （或いは減算） するようにしてもよレ、。 また、 このように式を用いることなく、 充 填効率をパラメータとするマップから燃料補正量を算出してもよい。 或いは充填効率を算 出することなく、 燃焼室容積、 機関回転数、 機関負荷をパラメータとする三次元マップか ら直接、 燃料補正量を算出してもよい。
図 7のルーチンが実行されることで、 燃料噴射量は実際の燃焼室容積の変化に応じて補 正される。 具体的には、 圧縮比を下げるために燃焼室容積が増大しているときには、 充填 効率の低下に応じて燃料噴射量は減量される。 逆に圧縮比を高めるために燃焼室容積が減 少しているときには、 充填効率の上昇に応じて燃料噴射量は増量される。 このように実際 の燃焼室容積に基づいて燃料噴射量が制御されることで新気の吸入量に応じた燃料噴射量 を実現することが可能になる。
したがって、 本実施例によれば、 燃焼室容積の変更に伴う空燃比の乱れは抑制され、 排 ガス性能の悪化や燃費の悪化が抑制される。
上述した実施例 1においては、 E C U 3 0による図 6のルーチンの実行により本発明の 「燃焼室容積検出手段」 が実現され、 図 7のルーチンの実行により本発明の 「制御手段」 が実現されている。 (実施例 3 )
以下、 図 8及ぴ図 9を参照して、 本発明の第 3の実施例について説明する。
本実施例では、 E C U 3 0は、 前述した実施例 2における図 7に示すルーチンに代えて 図 8及び図 9に示すルーチンを実行する。
燃焼室容積の変更に伴う空燃比の乱れは、 燃焼ガスの残留量の変化により実際の筒内吸 気量が目標筒内吸気量からずれることに起因している。 実施例 2では実際の燃焼室容積に 基づいて燃料噴射量を補正することにより空燃比の乱れを抑制しているが、 実際の筒内吸 気量を目標筒内吸気量に近づけることができれば、 燃料噴射量を補正せずとも空燃比の乱 れを抑制することができる。
本実施例では、 可変動弁機構 3 5により吸気弁 1 6の閉タイミングを可変制御すること で実際の筒内吸気量を目標筒内吸気量に近づけるようにしている。 可変圧縮比機構 8では 圧縮比の変更に若干の時間を要するのに比べ、 可変動弁機構 3 5によるバルブタイミング 制御は応答性が優れており、 筒内吸気量の調整は瞬時に行うことができる。 図 8及び図 9 に示すルーチンは吸気弁 1 6の閉タイミングを算出するためのルーチンである。
図 8に示すルーチンでは目標筒内吸気量が算出される。 このルーチンはサイクル毎、 気 筒毎に実行される。 ストイキ運転されるガソリン機関では出力トルクは空気量によって決 まるので、 目標筒内吸気量は運転状態に応じた目標トルクにおよそ対応している。 ル一チ ンについて具体的に説明すると、 まず、 E C U 3 0は、 最初のステップ 3 0◦で内燃機関 1の運転状態を読込む。 ここでいう運転状態とは、 アクセル開度や機関回転数等、 目標ト ルクを定めるのに必要な情報である。 続くステップ 3 0 2では、 E C U 3 0は、 ステップ 3 0 0で読込まれた運転状態に基づいて、 図示しないマップから目標筒内吸気量を算出す る。 なお、 目標圧縮比の設定のために既に目標筒内吸気量が算出されている場合には、 そ こで算出された目標筒内吸気量を用いるようにしてもよレ、。
図 9に示すルーチンでは目標筒内吸気量を実現するための吸気弁 1 6の目標バルブタイ ミングが算出される。 このルーチンもサイクル毎、 気筒毎に実行される。 なお、 ここでい う目標バルブタイミングは吸気弁 1 6の閉タイミングであり、 吸気弁 1 6の開タイミング は内燃機関 1の運転状態から決まる通常のバルブタイミングに設定される。 吸気弁 1 6の 閉タイミングは、 それが下死点に近づけられることで筒内吸気量を増大させることができ 下死点に対して進角側に設定されている場合にはより進角させることで、 遅角側に設定さ れている場合にはより遅角させることで筒内吸気量を減少させることができる。
図 9のルーチンにおいて、 E C U 3 0は、 まず、 ステップ 4 0 0において目標バルブタ イミングの算出に必要な情報が読み込む。 ここでは、 図 6のルーチンで算出される燃焼室 容積と図 8のルーチンで算出される目標筒内吸気量が読み込まれる。
ステップ 4 0 2では、 ステップ 4 0 0で読み込まれた情報に基づいて吸気弁 1 6の目標 バルブタイミングが算出される。 目標バルブタイミングの算出方法としては、 例えば燃焼 室容積の影響を考慮に入れた物理モデルを用いて目標筒内吸気量を実現するための目標バ ルプタイミングを算出する方法や、 目標筒内吸気量から目標バルブタイミングの基本値を 算出するとともに、 燃焼室容積から導出される充填効率の変化をパラメータとしてマップ から目標バルブタイミングの補正値を算出する方法がある。 何れにしても、 燃焼室容積が 小さくなるほど （圧縮比が高圧縮比になるほど） 吸入空気量を減らすよ.うに目標バルブタ イミングの設定が行われる。 これは、 燃焼室容積が小さくなると燃焼室容積が大きいとき よりも充填効率が上昇するからであり、 燃焼室容積が大きいときと同じバルブタイミング では目標筒内吸気量を超えた過剰の空気を吸入してしまうことになるからである。
図 9のルーチンが実行されることで、 吸気弁 1 6の閉タイミングは実際の燃焼室容積の 変化に応じて調整される。 具体的には、 圧縮比を下げるために燃焼室容積が増大している ときには、 充填効率の低下を補償すべく筒内吸気量を増大させるように吸気弁 1 6の閉タ イミングが調整され、 逆に圧縮比を高めるために燃焼室容積が減少しているときには、 充 填効率の上昇を補償すべく筒内吸気量を低下させるように吸気弁 1 6の閉タイミングが調 整される。 このように実際の燃焼室容積に基づいて吸気弁 1 6の閉タイミングが制御され ることで実際の筒内吸気量を目標筒内吸気量に近づけることが可能になる。 したがって、 本実施例によれば、 実施例 2と同様、 燃焼室容積の変更に伴う空燃比の乱 れは抑制され、 排ガス性能の悪化や燃費の悪化が抑制される。 しかも、 本実施例によれば、 目標筒内吸気量が実現されることでトルクの変動も抑制されるという効果もある。
上述した実施例 3においては、 E C U 3◦による図 8及び図 9のルーチンの実行により 本発明の 「制御手段」 が実現されている。
(実施例 4 )
以下、 図 1 0及び図 1 1を参照して、 本発明の第 4の実施例について説明する。
本実施例では、 E C U 3 0は、 実施例 3における図 8に示すルーチンに代えて図 1 0に 示すルーチンを実行し、 図 9に示すルーチンに代えて図 1 1に示すルーチンを実行する。 実施例 3では可変動弁機構 3 5を制御して筒内吸気量を目標筒内吸気量に積極的に近づ けることで空燃比の乱れを抑制しているが、 気筒 5内の燃焼ガスの残留量、 すなわち E G R量を内燃機関 1の運転状態に応じた目標 E G R量に近づけるようにしてもよレ、。 E G R 量を調整する手段としては、 吸気弁 1 6の開タイミングを可変制御することがその一つと して挙げられる。 吸気弁 1 6の開タイミングを変更することで吸気弁 1 6と排気弁 1 7の オーバーラップ期間が変化し、 これによりいわゆる内部 E G R量が調整される。
本実施例では、 E C U 3 0は、 可変動弁機構 3 5により吸気弁 1 6の開タイミングを可 変制御することで E G R量を目標 E G R量に近づけるとともに、 さらに実施例 3と同様、 吸気弁 1 6の閉タイミングも可変制御することで実際の筒内吸気量を目標筒内吸気量にさ らに近づけるようにしている。 電磁ソレノィド 3 5 aを用いた可変動弁機構 3 5であれば、 吸気弁 1 6の閉タイミング、 開タイミングをそれぞれ任意のタィミングに調整することが できる。
図 1 0及び図 1 1に示すルーチンは吸気弁 1 6の開閉タイミングを算出するためのルー チンである。 図 1 0に示すルーチンでは目標筒内吸気量と目標 E G R量が算出される。 こ のルーチンはサイクル毎、 気筒毎に実行される。 図 1 0のルーチンでは、 E C U 3 0は、 まず、 最初のステップ 5◦ 0で内燃機関 1の運転状態を読込む。 ここでいう運転状態とは、 アクセル開度や機関回転数等、 目標トルクを定めるのに必要な情報である。 続くステップ 5 0 2では、 E C U 3 0は、 ステップ 5 0 0で読込まれた運転状態に基づいて、 図示しな いマップから目標筒内吸気量と目標 E G R量を算出する。
図 1 1に示すルーチンでは目標筒内吸気量及び目標 E G R量を実現するための吸気弁 1 6の目標バルブタイミングが算出される。 このルーチンもサイクル毎、 気筒毎に実行され る。 ここでいう目標バルブタイミングは吸気弁 1 6の開タイミングと閉タイミングの双方 を指す。
吸気弁 1 6の開タイミングは、 吸気弁 1 6と排気弁 1 7のオーバーラップ期間が長くな る方向に調整されることで内部 E G R量を増大させることができ、 オーバーラップ期間が 短くなる方向に調整されることで内部 E G R量を減少させることができる。
一方、 吸気弁 1 6の閉タイミングは、 それが下死点に近づけられることで筒内吸気量を 増大させることができ、 下死点に対して進角側に設定されている場合にはより進角させる ことで、 遅角側に設定されている場合にはより遅角させることで筒内吸気量を減少させる ことができる。
E C U 3 0は、 ステップ 6 0◦では目標バルブタイミングの算出に必要な情報を読み込 む。 ここでは、 図 6のルーチンで算出される燃焼室容積と図 1 0のルーチンで算出される 目標筒内吸気量及び目標 E G R量が読み込まれる。
ステップ 6 0 2では、 E C U 3 0は、 ステップ 6 0 0で読み込まれた情報に基づいて吸 気弁 1 6の目標バルブタイミング、 すなわち、 目標 E G R量を実現するための吸気弁 1 6 の開タイミングと目標筒内吸気量を実現するための吸気弁 1 6の閉タイミングを算出する。 目標バルブタイミングの算出方法としては、 例えば燃焼室容積の影響を考慮に入れた物 理モデルを用いて目標筒内吸気量及び目標 E G R量を実現するための目標バルブタイミン グを算出する方法がある。 また、 目標筒内吸気量から目標バルブタイミングの基本値を算 出するとともに、 燃焼室容積から導出される充填効率の変化をパラメータとしてマップか ら開タイミングの補正値を算出し、 さらに充填効率の変化と目標 E G R量をパラメータと してマップから閉タイミングの補正値を算出する方法もある。 何れにしても、 内燃機関 1 の運転状態に応じた内部 E G R量になるように開タイミングが設定され、 さらに内燃機関 1の運転状態に応じた筒内吸気量になるように開タイミングの設定が行われる。
図 1 1のルーチンが実行されることで、 吸気弁 1 6の開閉タイミングは実際の燃焼室容 積の変化に応じて調整される。 吸気弁 1 6の開タイミングの具体的な設定は内燃機関 1の 運転状態に対して E G R量をどのように設定するかという設計事項に関係するためー概に は言えないが、 例えば、 燃焼室容積の変化に伴う充填効率の変化を防止するように吸気弁 1 6の開タイミングを設定してもよレ、。 すなわち、 吸気弁 1 6の開タイミングは、 圧縮比 を下げるために燃焼室容積が増大する場合には、 充填効率の低下を抑制すべく内部 E G R 量を減少させるように調整され、 圧縮比を高めるために燃焼室容積が減少する場合には、 充填効率の上昇を抑制すべく内部 E G R量を増大させるように調整されるようにしてもよ レ、。
以上述べた本実施例によれば、 実際の燃焼室容積に基づいて吸気弁 1 6の開閉タイミン グが制御されることで筒内吸気量及び E G R量をそれぞれの目標値に近づけることが可能 になる。 その結果、 燃焼室容積の変更に伴う空燃比の乱れは抑制され、 排ガス性能の悪化 や燃費の悪化は抑制される。
上述した実施例 4においては、 可変動弁機構 3 5が本発明の 「E G R手段」 に相当して いる。 また、 E C U 3 0による図 1◦及び図 1 1のル一チンの実行により本発明の 「制御 手段」 が実現されている。
(実施例 5 )
以下、 図 1 2を参照して、 本発明の第 5の実施例について説明する。
本実施例では、 E C U 3 0は、 前述した実施例 4における図 1 1に示すルーチンに代え て図 1 2に示すルーチンを実行する。
前述した実施例 4では吸気弁 1 6の開タイミングを可変制御することで内部 E G R量を 調整しているが、 E G R装置 3 7を制御して排気管 1 5から吸気管 1 4への燃焼ガスの還 流量、 すなわち外部 EGR量を調整するようにしてもよい。 本実施例では、 ECU 30は、 EGR装置 37の EGR弁 39を可変制御することで外部 E G R量を変化させ、 外部 EG R量と内部 EGR量を足した全体の EGR量を目標 EGR量に近づけるようにしている。 図 12に示すルーチンは EGR装置 37の EGR弁 39の開度を算出するためのルーチン である。
図 12に示すルーチンでは目標 EGR量を実現するための EGR弁 39の開度が算出さ れる。 EGR弁 39の開度を大きくすることで外部 EGR量を増大させることができ、 逆 に EG R弁 39の開度を小さくすることで外部 EG R量を減少させることができる。
ECU 30は、 先ずステップ 700で EGR弁 39の開度の算出に必要な情報を読み込 む。 ここでは、 図 6のル一チンで算出される燃焼室容積と図 10のルーチンで算出される 目標 EGR量が読み込まれる。 なお、 図 10のルーチンで算出される目標筒内吸気量は本 実施例では使用しない。
ステップ 702では、 ECU30は、 ステップ 700で読み込まれた情報に基づいて E GR弁 39の開度を算出する。 EGR弁 39の開度の算出は例えば次のような方法で行う ことができる。
まず、 燃焼室容積の変化から充填効率の変化を算出し、 さらに充填効率の変化から吸気 管圧力の変化を推定する。 吸気管圧力は気筒 5内の燃焼ガスの残留量が多くなるほど、 す なわち充填効率が低下するほど高くなり、 気筒 5内の燃焼ガスの残留量が少なくなるほど、 すなわち充填効率が上昇するほど低くなる。
外部 EGR量は EGR弁 39の開度と EGR弁 39の上下流における差圧、 すなわち、 燃焼ガスの圧力と吸気管圧力との差圧により決まるので、 ECU 30は、 推定した吸気管 圧力の変化から差圧を算出し、 差圧と目標 EGR量とから EGR弁 39の開度を算出する ことができる。 なお、 燃焼ガスの圧力は EGR管 38に設けた図示しない圧力センサで検 出することができる。
図 12のルーチンが実行されることで、 EGR弁 39の開度は実際の燃焼室容積の変化 に応じて調整される。 E G R弁 3 9の開度の具体的な設定は内燃機関 1の運転状態に対し て E G R量をどのように設定するかという設計事項に関係するため一概には言えないが、 例えば、 燃焼室容積の変化に伴う充填効率の変化を防止するように E G R弁 3 9の開度を 設定してもよい。 この場合、 £ 0 1弁3 9の開度は、 圧縮比を下げるために燃焼室容積が 増大しているときには、 外部 E G R量を減少させて充填効率の低下を抑制すべく閉じ側に 調整され、 圧縮比を高めるために燃焼室容積が減少しているときには、 外部 E G R量を增 大させて充填効率の上昇を抑制すベく開き側に調整されることになる。
なお、 これはあくまでも一例であり、 圧縮比を下げようとしている場合でも一時的には 開き側に調整されることもありうる。 本実施例によれば、 実際の燃焼室容積に基づいて E G R弁 3 9の開度が制御されることで実際の E G R量を目標 E G R量に近づけることがで き、 その結果、 燃焼室容積の変更に伴う空燃比の乱れは抑制され、 排ガス性能の悪化や燃 費の悪化はさらに抑制される。
上述した実施例 5においては、 E G R装置 3 7が本発明の 「E G R手段」 に相当してい る。 また、 E C U 3 0による図 1 0及び図 1 2のルーチンの実行により本発明の 「制御手 段」 が実現されている。
以上、 本発明の実施例について説明したが、 本発明は上述の実施例に限定されるもので はなく、 本発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々変形して実施することができる。 例えば、 上述の実施例で用いている可変圧縮比機構の構成はあくまでも一例であり、 少なくとも燃 焼室容積を変更することにより圧縮比を変更するものであれば他の構成を採ることも可能 である。
また、 実施例 2で実行される図 6及び図 7の一連のルーチンは、 図 5に示す構造の内燃 機関以外にも適用可能である。 これら一連のルーチンを実行するためには、 少なくとも可 変圧縮比機構と燃料噴射弁を備えていればよく、 可変動弁機構や E G R装置は無くてもよ レ、。 実施例 3で実行される図 6、 図 8及び図 9の一連のルーチン、 実施例 4で実行される 図 6、 図 1 0及ぴ図 1 1の一連のルーチンについても、 図 5に示す構造の内燃機関以外に も適用可能である。 これらの一連のルーチンを実行するためには、 少なくとも可変圧縮比 機構と可変動弁機構を備えていればよく、 E G R装置は無くてもよレ、。 また、 実施例 5で 実行される図 6、 図 1 0及び図 1 2の一連のルーチンも、 図 5に示す構造の内燃機関以外 にも適用可能である。 これら一連のルーチンを実行するためには、 少なくとも可変圧縮比 機構と E G R装置を備えていればよく、 可変動弁機構は無くてもよい。
また、 実施例 2〜 5で用いられる可変動弁機構の構成はあくまでも一例であり、 電磁駆 動弁の他、 カムシャフトの位相を変化させる形式のものや、 リフト量の異なるカムを切り 換える形式のもの、 或いは、 リフト量 ·作用角を同時に連続的に切り換える形式のもの等、 その形式には限定はない。 また、 吸気弁のみならず排気弁にも可変動弁機構を備えてもよ く、 排気弁のみに可変動弁機構を備えてもよい。 例えば、 実施例 3， 4では筒内吸気量を 調整するために吸気弁の閉タイミングを制御しているが、 吸気弁のリフト量を代わりに或 いは共に制御してもよい。 また、 実施例 4では内部 E G R量を調整するために吸気弁の開 タイミングを制御しているが、 排気弁の閉タイミングを代わりに或いは共に制御してもよ レ、。
また、 実施例 4で実行される一連のルーチンに実施例 5で実行される図 1 2のルーチン を組み合わせてもよい。 実施例 4では吸気弁の開タイミングで内部 E G R量を調整してい るが、 その後、 吸気弁が閉じられて筒内吸気量が調整されるまでの間に內部 E G R量が変 化することも考えられる。 このような場合、 内部 E G R量を補正するように外部 E G R量 を制御することで、 例えば内部 E G R量が増えれば代わりに外部 E G R量を減らすことで 全体の E G R量を目標 E G R量により近づけることができる。
また、 図 5に示す内燃機関の構成はガソリンエンジンを想定したものであるが、 本発明 はディーゼルエンジンにも適用することができる。 ただし、 ディ一ゼルエンジンはガソリ ンエンジンに比較して元々高圧縮比であるので、 可変圧縮機構による圧縮比制御では、 部 分負荷時の目標圧縮比を基準目標圧縮比とし、 機関の負荷が高負荷であると判定されると きには目標圧縮比を基準目標圧縮比よりも低めるようにする。 なお、 これはあくまでも目 標圧縮比を設定する上での一例であり、 他の設定を用いることは勿論可能である。 産業上の利用可能性
本発明は、 燃焼室容積を変更することにより圧縮比を可変とする内燃機関であれば、 圧 縮比を変更する機構の構成に拘わらず利用することができる。

Claims

請 求 の 範 囲
1 . 排気通路に設けられた排気浄化触媒と、 燃焼室容積を変更することにより圧縮比を 変更する可変圧縮比機構を備えた可変圧縮比内燃機関であって、
圧縮比が変更される過渡時において気筒内における混合気の空燃比が圧縮比の変更前後 とほぼ同等となるように空燃比を支配する要因を制御する可変圧縮比内燃機関。
2 . 請求項 1において、 圧縮比が変更される過渡時に、 気筒内における混合気の空燃比 力 圧縮比の変更前後とほぼ同等となるように、 燃料噴射量を補正する可変圧縮比内燃機 関。
3 . 請求項 2において、 圧縮比が高圧縮比へ変更される過渡時には、 圧縮比が一定とさ れている場合よりも燃料噴射量が低減される補正を行う可変圧縮比内燃機関。
4 . 請求項 3において、 燃料噴射量が補正される気筒は、 圧縮比が高圧縮比へ変更され る過渡時に吸気行程となる気筒である可変圧縮比内燃機関。
5 . 請求項 2又は 3において、 圧縮比が低圧縮比へ変更される過渡時には、 圧縮比が一 定とされている場合よりも燃料噴射量が増加される補正を行う可変圧縮比内燃機関。
6 . 請求項 5において、 燃料噴射量が補正される気筒は、 圧縮比が高圧縮比へ変更され る過渡時に吸気行程となる気筒である可変圧縮比内燃機関。
7 . 請求項 1において、 圧縮比が変更される過渡時において、 実際の燃焼室容積を検出 し、 検出された実際の燃焼室容積に基づいて空燃比を支配する要因を制御する可変圧縮比 内燃機関。
8 . 請求項 7において、 圧縮比が変更される過渡時に実際の燃焼室容積に基づいて燃料 噴射量を制御する可変圧縮比内燃機関。
9 . 請求項 7において、 吸気弁及び/又は排気弁の開弁特性を変化させる可変動弁機構 を更に備え、 圧縮比が変更される過渡時に実際の燃焼室容積に基づいて可変動弁機構を制 御する可変圧縮比内燃機関。
10. 請求項 7において、 内燃機関の EGR量を変化させる EGR機構を更に備え、 圧 縮比が変更される過渡時に実際の燃焼室容積に基づいて EG R機構を制御する可変圧縮比 内燃機関。
1 1. 請求項 7〜 1◦の何れか一において.、 実際の燃焼室容積に基づいて空燃比を支配 する要因が制御される気筒は、 圧縮比が変更される過渡時に排気行程となる気筒である可 変圧縮比内燃機関。
12. 燃焼室容積を変更することにより圧縮比を変更する可変圧縮比機構と、
前記可変圧縮比機構により実現されている実際の燃焼室容積を検出する燃焼室容積検出 手段と、
前記燃焼室容積検出手段により検出される前記実際の燃焼室容積に基づいて空燃比を支 配する要因を制御する制御手段と、
を備える可変圧縮比内燃機関の制御装置。
13. 請求項 12において、 前記制御手段は、 前記実際の燃焼室容積に基づいて燃料噴 射量を制御する可変圧縮比内燃機関の制御装置。
14. 請求項 13において、 前記制御手段は、 混合気の空燃比が目標空燃比となるよう に燃料噴射量を制御する可変圧縮比内燃機関の制御装置。
15. 請求項 12において、 前記制御手段は、 前記実際の燃焼室容積に基づいて気筒の 吸入空気量を制御する可変圧縮比内燃機関の制御装置。
16. 請求項 15において、 前記制御手段は、 混合気の空燃比が目標空燃比となるよう に気筒の吸入空気量を制御する可変圧縮比内燃機関の制御装置。
17. 請求項 16において、 吸気弁及び Z又は排気弁の開弁特性を変化させる可変動弁 機構を更に備え、 前記制御手段は、 前記内燃機関の運転状態に応じた目標シリンダ吸入空 気量を求め、 前記目標シリンダ吸入空気量と前記実際の燃焼室容積とに基づいて前記可変 動弁機構の作動を制御する可変圧縮比内燃機関の制御装置。
18. 請求項 16において、 EGR量を変化させる EGR手段を更に備え、 前記制御手 段は、 前記内燃機関の運転状態に応じた目標 E G R量を求め、 前記目標 E G R量と前記実 際の燃焼室容積とに基づいて前記 E G R手段の作動を制御する可変圧縮比内燃機関の制御 装置。
1 9 . 請求項 1 2〜1 8の何れか一において、 前記制御手段は、 前記可変圧縮比機構に より圧縮比が変更されている時に前記燃焼室容積検出手段により検出される前記実際の燃 焼室容積に基づいて空燃比を支配する要因を制御する可変圧縮比内燃機関の制御装置。
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