WO2013141089A1 - 内燃機関の制御方法及び制御装置 - Google Patents

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高橋　英二
忍 釜田
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日産自動車株式会社
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention relates to a control method and a control device for an internal combustion engine having a compression ratio combustible means capable of changing a mechanical compression ratio.
  • Patent Document 1 discloses an internal combustion engine including a variable compression ratio mechanism that changes a mechanical compression ratio of the internal combustion engine.
  • the internal combustion engine of Patent Document 1 is an in-cylinder direct injection internal combustion engine that directly injects fuel into a cylinder, and suppresses fuel adhesion to the piston crown by lowering the mechanical compression ratio during cold operation. In this way, the performance degradation of the internal combustion engine is suppressed.
  • Patent Document 1 does not consider response delay when changing the mechanical compression ratio and fuel adhesion after warm-up. Therefore, there is room for further improvement in suppressing performance deterioration of the internal combustion engine at the time of transition.
  • control method for an internal combustion engine of the present invention is characterized in that the fuel injection timing is corrected based on the difference between the target compression ratio and the actual compression ratio in the internal combustion engine that directly injects fuel into the combustion chamber.
  • the mechanical compression ratio and the fuel injection timing is possible to suppress performance degradation due to non-conformity.
  • FIG. 1 is an explanatory diagram schematically showing a system configuration of an internal combustion engine (engine) 1 to which the present invention is applied.
  • An intake passage 4 is connected to the combustion chamber 2 of the internal combustion engine 1 via an intake valve 3, and an exhaust passage 6 is connected via an exhaust valve 5.
  • Fuel is directly injected into the combustion chamber 2 by a fuel injection valve 7.
  • the fuel injected into the combustion chamber 2 is ignited by the spark plug 8.
  • the internal combustion engine 1 has a variable compression ratio mechanism 10 that can change the mechanical compression ratio by changing the relative position between the piston 9 and the combustion chamber 2 at the top dead center.
  • the variable compression ratio mechanism 10 is driven by an actuator 11 composed of an electric motor.
  • the actuator 11 is driven and controlled by an ECU (Engine Control Unit) 12.
  • the ECU 12 incorporates a microcomputer and performs various controls of the internal combustion engine 1.
  • the ECU 12 includes a rotation speed sensor 13 for detecting the rotation speed of the internal combustion engine 1 (engine rotation speed), a cooling water temperature sensor 15 for detecting the cooling water temperature in the water jacket 14, and the internal combustion engine 1 from the accelerator opening. Signals from various sensors such as an accelerator pedal sensor 16 that detects a required load on the vehicle and a fuel sensor 17 that detects temperature and pressure in a fuel tank (not shown) are input.
  • the actuator 11 has a function of outputting a rotation angle pulse of the motor. Based on the signal of the rotation angle pulse of the motor output from the actuator 11, the ECU 12 determines the current compression ratio (actual compression ratio). Can be detected. That is, the actuator 11 has a function of a compression ratio sensor that can detect the actual compression ratio.
  • the ECU 12 controls the fuel injection timing and fuel injection amount by the fuel injection valve 7, the ignition timing by the ignition plug 8, and the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1 by the variable compression ratio mechanism 10 according to the operating state.
  • FIG. 2 is an explanatory view schematically showing a schematic configuration of the variable compression ratio mechanism 10 described above.
  • This variable compression ratio mechanism 10 uses a multi-link type piston-crank mechanism, and an upper link 24 having one end connected to a piston 9 that slides in a cylinder 22 of a cylinder block 21 via a piston pin 23;
  • the lower link 28 is connected to the other end of the upper link 24 via a connecting pin 25 and is rotatably connected to the crankpin 27 of the crankshaft 26, and the degree of freedom of the lower link 28 is limited.
  • a control link 30 having one end connected to the lower link 28 via a connecting pin 29 and the other end swingably supported by the internal combustion engine body.
  • the swing support position is variably controlled by the eccentric cam portion 32 of the control shaft 31.
  • the control shaft 31 is arranged in parallel with the crankshaft 26 and is rotatably supported by the cylinder block 21.
  • the control shaft 31 is rotationally driven by the actuator 11 via the gear mechanism 33 and its rotational position is controlled.
  • variable compression ratio mechanism 10 having such a configuration, the swing support position at the lower end of the control link 30 changes depending on the rotational position of the control shaft 31, that is, the position of the eccentric cam portion 32, and the posture of the lower link 28 changes.
  • the top dead center position changes. That is, in the variable compression ratio mechanism 10, when the control shaft 31 rotates, the relative position between the combustion chamber 2 and the piston 9 at the top dead center is changed, and the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1 can be changed. Yes.
  • variable compression ratio mechanism 10 is a multi-link type piston-crank mechanism as described above, the variable compression ratio mechanism 10 is compared with a single-link type piston-crank mechanism in which the piston and crank pin are connected by a single link.
  • the piston stroke characteristic is set to a characteristic close to simple vibration.
  • the piston speed near the top dead center when the mechanical compression ratio is low is set to be slower than the piston speed near the top dead center when the mechanical compression ratio is high. Yes.
  • the internal combustion engine 1 is of a so-called direct injection type in which fuel is directly injected into the combustion chamber 2, when fuel injection is performed during the intake stroke, if the fuel injection timing is advanced too much, the piston crown surface And the fuel spray approach each other, the fuel adheres to the piston crown, and a part of the fuel becomes unburned, resulting in deterioration of fuel consumption and exhaust.
  • the direct injection type internal combustion engine 1 if the fuel injection timing is retarded too much, the mixing time of the fuel spray and the intake air is shortened, so that the mixing becomes insufficient. Leads to worsening. For this reason, there exists a fuel injection timing between the over-advance angle and the over-retard angle that can obtain good performance for a certain operating state of the internal combustion engine 1.
  • the relative position between the fuel injection valve 7 and the piston crown surface also changes as the mechanical compression ratio is changed by the variable compression ratio mechanism 10. Therefore, when the mechanical compression ratio is changed, the degree of fuel adhesion to the piston crown surface changes even if the fuel injection timing is the same. That is, in the internal combustion engine 1, if the engine compression ratio changes, the fuel injection timing at which good performance can be obtained also changes.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram showing the concept of fuel consumption with respect to the compression ratio and fuel injection timing. As shown in FIG. 3, if the compression ratio changes, the fuel injection timing at which the thermal efficiency is the best also changes. FIG. 3 shows a state in which thermal efficiency is not hindered by knocking or the like even if the high compression ratio is set (for example, a low load state), and is an operation state in which the target compression ratio is set to a high compression ratio.
  • the fuel injection timing is set according to the compression ratio of the internal combustion engine 1, but in a transient time when the mechanical compression ratio is changed by the variable compression ratio mechanism 10, the variable compression ratio mechanism 10
  • the actual compression ratio may not match the target compression ratio due to response delay.
  • the thermal efficiency is relatively lowered. That is, if the fuel injection timing is not set in consideration of the response delay of the variable compression ratio mechanism 10 during the transition, the relative performance of the internal combustion engine 1 is degraded.
  • correction is performed based on the difference between the target compression ratio and the actual compression ratio when setting the fuel injection timing.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram showing the concept of correction of the fuel injection timing when the actual compression ratio is higher than the target compression ratio.
  • FIG. 4 shows a state in which the target compression ratio is a low compression ratio. For example, this is a high-load operation state in which the thermal efficiency decreases when the ignition timing is limited by knocking and the compression ratio becomes high.
  • the piston crown When the actual compression ratio is higher than the target compression ratio, that is, when the distance between the fuel injection valve 7 and the piston crown surface at the same crank angle is shorter than when the actual compression ratio matches the target compression ratio, the piston crown The effect of fuel adhesion to the surface becomes stronger. Therefore, by correcting the fuel injection timing to the retarded angle side, the distance between the fuel injection valve 7 and the piston crown surface when fuel is injected is relatively increased to reduce fuel adhesion to the piston crown surface, The relative performance deterioration of the internal combustion engine 1 can be suppressed.
  • FIG. 5 is an explanatory diagram showing the concept of correction of the fuel injection timing when the actual compression ratio is lower than the target compression ratio.
  • FIG. 5 shows a state where the target compression ratio is a high compression ratio.
  • the larger the difference between the actual compression ratio and the target compression ratio the larger the correction amount of the fuel injection timing
  • FIG. 6 is an explanatory diagram showing the concept of correction of the fuel injection timing in a state where fuel adhesion is likely to occur.
  • the same compression ratio actual compression ratio
  • the fuel injection timing at which the thermal efficiency becomes the best changes.
  • the correction amount to the advance side of the fuel injection timing based on the difference between the target compression ratio and the actual compression ratio is reduced from the piston crown surface temperature and the fuel evaporation characteristics.
  • the fuel injection timing correction amount based on the difference between the target compression ratio and the actual compression ratio is advanced. Make it smaller.
  • the piston crown surface temperature is estimated and calculated from the coolant temperature.
  • the fuel evaporation characteristic is calculated by estimating the fuel vapor pressure from the temperature and pressure of the fuel tank.
  • FIG. 7 is an explanatory view schematically showing a difference in piston stroke characteristics between a multi-link type piston-crank mechanism and a single-link type piston-crank mechanism.
  • FIG. 7a is a graph from top dead center to bottom dead center.
  • FIG. 7B is an explanatory diagram schematically showing the correlation between the crank angle and the piston position by enlarging the vicinity of the top dead center of FIG. 7A.
  • the multi-link type piston-crank mechanism has a piston speed near the top dead center as compared with the single-link type piston-crank mechanism, if its piston stroke characteristic is set to a characteristic close to a single vibration. Can be lowered.
  • variable compression ratio mechanism 10 which is a multi-link type piston-crank mechanism has a piston stroke characteristic set to a characteristic close to a single vibration, so that the distance between the fuel injection valve 7 and the piston crown surface approaches the top dead.
  • the change of the piston position with respect to the crank angle near the point is smaller than that of the single link type piston-crank mechanism as described above.
  • FIG. 8 is a block diagram showing the control contents of the internal combustion engine 1 described above.
  • S1 is a target compression ratio calculation unit that calculates a target compression ratio (tCR) from the required load (tT) detected by the accelerator pedal sensor 16 and the engine speed (Ne) detected by the rotational speed sensor 13.
  • S2 is a fuel injection timing calculation unit that calculates a pre-correction fuel injection timing (ITa) from the required load (tT) and the engine speed (Ne).
  • S3 is a piston crown surface temperature calculation unit, and calculates the piston crown surface temperature (Tp) from the coolant temperature (Tw) detected by the coolant temperature sensor 15.
  • S4 is a fuel evaporation characteristic calculation unit that calculates the fuel evaporation characteristic (Ef) from the fuel tank pressure (Pf) and the fuel tank temperature (Tf) detected by the fuel sensor 17.
  • S5 is a variable compression ratio driving force calculation unit, and the driving force (Tacr) of the actuator 11 is calculated from the target compression ratio (tCR) calculated in S1 and the actual compression ratio (rCR) detected by the compression ratio sensor (actuator 11). ) Is calculated. Then, the actuator 11 is driven according to the actuator driving force (Tacr) calculated in S5, and the mechanical compression ratio of the variable compression ratio mechanism 10 is changed.
  • S6 is a fuel injection timing correction calculation unit, which is the target compression ratio (tCR) calculated in S1, the pre-correction fuel injection timing (ITa) calculated in S2, and the piston crown surface temperature (S3) calculated in S3.
  • the corrected fuel injection timing (ITb) is calculated from Tp), the evaporation characteristic (Ef) calculated in S4, and the actual compression ratio (rCR). Then, fuel is injected from the fuel injection valve 7 in accordance with the corrected fuel injection timing (ITb) calculated in S6.
  • FIG. 9 is a flowchart showing a flow of control of the internal combustion engine 1 described above.
  • the required load (tT), engine speed (Ne), actual compression ratio (rCR), coolant temperature (Tw), fuel tank pressure (Pf), and fuel tank temperature (Tf) are read.
  • the target compression ratio (tCR) is calculated from the target compression ratio calculation map stored in the ECU 12 in advance using the required load (tT) and the engine speed (Ne).
  • the target compression ratio calculation map is a map in which a target compression ratio (tCR) is assigned in correspondence with the required load (tT) and the engine speed (Ne).
  • the pre-correction fuel injection timing (ITa) is calculated from the pre-correction fuel injection timing calculation map stored in advance in the ECU 12, using the required load (tT) and the engine speed (Ne).
  • the pre-correction fuel injection timing calculation map is assigned with the pre-correction fuel injection timing (ITa) corresponding to the required load (tT) and the engine speed (Ne).
  • the piston crown surface temperature (Tp) is calculated from the coolant temperature (Tw).
  • the calculation of the piston crown surface temperature (Tp) is performed by examining the relationship between the coolant temperature (Tw) and the piston crown surface temperature (Tp) in advance through experiments or the like, and the coolant temperature (Tw) and the piston crown surface temperature.
  • a map corresponding to (Tp) may be stored in the ECU 12 and calculated using this map, or the piston crown surface temperature (Tp) is estimated from the coolant temperature (Tw) in the ECU 12. A method of performing calculation may be used.
  • the evaporation characteristic (Ef) is calculated from the fuel tank pressure (Pf) and the fuel tank temperature (Tf).
  • the evaporation characteristic (Ef) is calculated by estimating the vapor pressure of the fuel from the fuel tank pressure (Pf) and the fuel tank temperature (Tf), but the evaporation is performed by sensing the specific gravity and components of the fuel. A method of estimating the characteristic (Ef) may be used.
  • the actuator driving force (Tacr) is calculated from the target compression ratio (tCR) and the actual compression ratio (rCR).
  • the corrected fuel injection timing (ITb) is calculated from the target compression ratio (tCR), the actual compression ratio (rCR), the pre-correction fuel injection timing (ITa), the piston crown surface temperature (Tp), and the evaporation characteristic (Ef). To do.
  • the corrected fuel injection timing (ITb) can be expressed as the following equation (1).
  • ITb ITa + HTp + HEf + HCR ⁇ KTp ⁇ KEf
  • HTp piston crown surface temperature correction term, which is 0 when the piston crown surface temperature (Tp) is the equilibrium temperature after warm-up, and the retardation correction is performed as the piston crown surface temperature (Tp) is low.
  • HEf is a fuel evaporation characteristic correction term, which is set to 0 when the evaporation characteristic (Ef) is a standard fuel value, and is set so that the retardation is corrected as the evaporation characteristic (Ef) is smaller (evaporation is less likely).
  • HCR is a compression ratio correction term, and is set to be retarded when the actual compression ratio (rCR)> target compression ratio (tCR) (the larger the difference, the larger the retard correction amount).
  • (rCR) ⁇ target compression ratio (tCR) advance angle correction (advance angle correction amount increases as the difference increases) is set.
  • KTp is a piston crown surface temperature correction term for the compression ratio correction, and is 1 when the actual compression ratio (rCR)> the target compression ratio (tCR), and the piston when the actual compression ratio (rCR) ⁇ the target compression ratio (tCR). The lower the crown surface temperature (Tp), the smaller the temperature (however, 1>KTp> 0).
  • KEf is a fuel evaporation characteristic correction term for the compression ratio correction, and is 1 when the actual compression ratio (rCR)> the target compression ratio (tCR), and the evaporation characteristic when the actual compression ratio (rCR) ⁇ the target compression ratio (tCR). It is set so that (Ef) becomes smaller (harder to evaporate) and becomes smaller (1>KEf> 0).
  • FIG. 10 shows a timing chart when the increase in the actual compression ratio (rCR) is delayed with respect to the increase in the target compression ratio (tCR).
  • the required load (tT) decreases stepwise, and accordingly, the target compression ratio (tCR) increases stepwise, and the actual compression ratio (rCR) starts increasing.
  • the pre-correction fuel injection timing (ITa) after t0 is an injection timing corresponding to the steady state after the compression ratio is increased, it is a retarded injection timing corresponding to the high compression ratio.
  • the target compression ratio (tCR) and the pre-correction fuel injection timing (ITa) are constant, but the actual compression ratio (rCR) gradually increases due to a response delay.
  • the corrected fuel injection timing (ITb) is corrected to the advance side with respect to the pre-correction fuel injection timing (ITa), and the difference from the pre-correction fuel injection timing (ITa). Will shrink.
  • FIG. 11 shows a timing chart when the decrease in the actual compression ratio (rCR) is delayed with respect to the decrease in the target compression ratio (tCR).
  • the required load (tT) increases stepwise, and accordingly, the target compression ratio (tCR) decreases stepwise, and the actual compression ratio (rCR) starts decreasing.
  • the pre-correction fuel injection timing (ITa) after t0 is an injection timing corresponding to the steady state after the compression ratio is increased, it is an advance timing corresponding to the low compression ratio.
  • the target compression ratio (tCR) and the pre-correction fuel injection timing (ITa) are constant, but the actual compression ratio (rCR) gradually decreases due to a response delay.
  • the corrected fuel injection timing (ITb) is corrected to the retard side with respect to the pre-correction fuel injection timing (ITa), and the difference from the pre-correction fuel injection timing (ITa). Will shrink.
  • FIG. 12 shows a timing chart when the cooling water temperature is rising.
  • the required load (tT) decreases stepwise, and accordingly, the target compression ratio (tCR) increases and the actual compression ratio (rCR) starts increasing.
  • the coolant temperature (Tw) is low and the estimated value of the piston crown surface temperature (Tp) is also low, the correction amount to the advance side of the fuel injection timing (equivalent to the piston crown surface temperature correction term HTp) is reduced. Therefore, the difference between the corrected fuel injection timing (ITb) and the pre-correction fuel injection timing (ITa) is smaller than that in FIG.
  • the required load (tT) rises and the actual compression ratio (rCR) starts to fall.

Abstract

燃料噴射の少なくとも一部が吸気行程中に行われる運転状態において、実圧縮比が目標圧縮比よりも高い場合には、目標圧縮比において熱効率が良好となる燃料噴射時期（補正前燃料噴射時期）を遅角側に補正して、実圧縮比において熱効率が良好となる燃料噴射時期（補正後燃料噴射時期）とする。これによって、燃料が噴射される際の燃料噴射弁（７）とピストン冠面との間隔を相対的に大きくしてピストン冠面に対する燃料付着を低減し、内燃機関（１）の相対的な性能低下を抑制することができる。

Description

内燃機関の制御方法及び制御装置
　本発明は、機械圧縮比を変更可能な圧縮比可燃手段を有する内燃機関の制御方法と制御装置に関する。
　特許文献１には、内燃機関の機械圧縮比を変更する可変圧縮比機構を備えた内燃機関が開示されている。この特許文献１の内燃機関は、燃料を筒内に直接噴射する筒内直接噴射式の内燃機関であって、冷機運転時に機械圧縮比を下げることで、ピストン冠面への燃料付着を抑制し、内燃機関の性能低下を抑制するようにしている。
　しかしながら、この特許文献１では、機械圧縮比を変更する際の応答遅れや、暖機後の燃料付着を考慮していない。そのため、過渡時における内燃機関の性能低下を抑制する上で更なる改善の余地がある。
特開２００９－２９３４９３号公報
　そこで、本発明の内燃機関の制御方法は、燃焼室内に直接燃料を噴射する内燃機関において、目標圧縮比と実圧縮比との差に基づいて燃料噴射時期を補正することを特徴としている。
　本発明によれば、目標圧縮比と実圧縮比との差に基づいて燃料噴射時期を補正するので、過渡時等で圧縮比可変手段の応答が遅れても、機械圧縮比と燃料噴射時期との不適合による性能低下を抑制することができる。
本発明に係る内燃機関の制御装置の概略構成を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の制御装置に用いられる可変圧縮比機構の概略構成を模式的に示した説明図。 圧縮比と燃料噴射時期に対する燃費の概念を示す説明図。 実圧縮比が目標圧縮比よりも高い場合の燃料噴射時期の補正の概念を示す説明図。 実圧縮比が目標圧縮比よりも低い場合の燃料噴射時期の補正の概念を示す説明図。 燃料付着が生じやすい状態における燃料噴射時期の補正の概念を示す説明図。 ピストン－クランク機構のピストンストローク特性を複リンク式と単リンク式とで対比させた説明図であって、（ａ）は上死点から下死点にかけてのクランク角度とピストン位置の相関を示した説明図であり、（ｂ）は上死点付近を拡大してクランク角度とピストン位置の相関を示した説明図である。 本発明に係る内燃機関の制御内容を示すブロック図。 本発明に係る内燃機関の制御の流れを示すフローチャート。 機械圧縮比を変化させた過渡時の一例を示すタイミングチャート。 機械圧縮比を変化させた過渡時の一例を示すタイミングチャート。 機械圧縮比を変化させた過渡時の一例を示すタイミングチャート。
　以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。図１は、本発明が適用された内燃機関（エンジン）１のシステム構成を模式的に示した説明図である。
　内燃機関１の燃焼室２には、吸気弁３を介して吸気通路４が接続され、排気弁５を介して排気通路６が接続されている。この燃焼室２には、燃料噴射弁７によって直接燃料が噴射される。燃焼室２内に噴射された燃料は点火プラグ８によって点火される。
　また、この内燃機関１は、上死点におけるピストン９と燃焼室２との相対位置を変更することで機械圧縮比が変更可能な可変圧縮比機構１０を有している。可変圧縮比機構１０は、電動モータからなるアクチュエータ１１により駆動される。
　アクチュエータ１１は、ＥＣＵ（エンジンコントロールユニット）１２により駆動制御される。ＥＣＵ１２は、マイクロコンピュータを内蔵し、内燃機関１の種々の制御を行うものである。このＥＣＵ１２には、内燃機関１の回転数（エンジン回転数）を検知する回転数センサ１３、ウォータジャケット１４内の冷却水温度を検知する冷却水温度センサ１５のほか、アクセル開度から内燃機関１への要求負荷を検知するアクセルペダルセンサ１６、燃料タンク（図示せず）内の温度及び圧力を検知する燃料センサ１７等の各種センサからの信号が入力されている。ここで、アクチュエータ１１は、モータの回転角パルスを出力する機能を備えており、アクチュエータ１１から出力されたモータの回転角パルスの信号を基に、ＥＣＵ１２では、現在の圧縮比（実圧縮比）を検知可能となっている。つまり、アクチュエータ１１は、実圧縮比を検知可能な圧縮比センサの機能を有している。
　そして、ＥＣＵ１２は、運転状態に応じて、燃料噴射弁７による燃料噴射時期や燃料噴射量、点火プラグ８による点火タイミング、可変圧縮比機構１０による内燃機関１の機械圧縮比を制御する。
　図２は、上述した可変圧縮比機構１０の概略構成を模式的に示した説明図である。この可変圧縮比機構１０は、複リンク式ピストン－クランク機構を利用したもので、シリンダブロック２１のシリンダ２２内を摺動するピストン９にピストンピン２３を介して一端が連結されたアッパリンク２４と、このアッパリンク２４の他端に連結ピン２５を介して連結されると共に、クランクシャフト２６のクランクピン２７に回転可能に連結されたロアリンク２８と、このロアリンク２８の自由度を制限するためにロアリンク２８にさらに連結ピン２９を介して一端が連結され、かつ他端が内燃機関本体に揺動可能に支持されたコントロールリンク３０と、を備えており、コントロールリンク３０の他端側の揺動支持位置が制御軸３１の偏心カム部３２によって可変制御される構成となっている。
　制御軸３１はクランクシャフト２６と平行に配置され、かつシリンダブロック２１に回転自在に支持されている。そして、この制御軸３１は、歯車機構３３を介して、アクチュエータ１１によって回転駆動され、その回転位置が制御されるようになっている。
　このような構成の可変圧縮比機構１０では、制御軸３１の回転位置つまり偏心カム部３２の位置によってコントロールリンク３０下端の揺動支持位置が変化し、ロアリンク２８の姿勢が変わるため、ピストン９の上死点位置が変化する。すなわち、この可変圧縮比機構１０では、制御軸３１が回転することにより、上死点における燃焼室２とピストン９との相対位置が変更され、内燃機関１の機械圧縮比を変更可能となっている。
　そして、可変圧縮比機構１０は、上述したように複リンク式のピストン－クランク機構となっているので、ピストンとクランクピンとを一本のリンクで連結した単リンク式のピストン－クランク機構に比して、ピストンストローク特性が単振動に近い特性に設定されている。さらに、この可変圧縮比機構１０においては、機械圧縮比が低いときの上死点付近のピストン速度が、機械圧縮比が高いときの上死点付近のピストン速度よりも遅くなるように設定されている。
　ここで、内燃機関１は、燃料が燃焼室２に直接噴射されるいわゆる直接噴射式となっているので、燃料噴射を吸気行程中に行う場合、燃料噴射時期を進角し過ぎるとピストン冠面と燃料噴霧とが接近するためピストン冠面への燃料付着が多くなり、この一部が未燃となるため燃費および排気が悪化する。一方、直接噴射式の内燃機関１において、燃料噴射時期を遅角し過ぎると燃料噴霧と吸気との混合時間が短くなるため混合が不十分となり、進角し過ぎた場合と同様に燃費および排気の悪化につながる。このため、内燃機関１のとある運転状態に対して良好な性能を得られる燃料噴射時期が上記の過進角と過遅角との間に存在する。
　また、本発明が適用される内燃機関１では、可変圧縮比機構１０による機械圧縮比の変更に伴って燃料噴射弁７とピストン冠面との相対位置も変化する。そのため、機械圧縮比を変更すると、燃料噴射時期が同一であってもピストン冠面への燃料付着の度合いが変化する。つまり、内燃機関１においては、機関圧縮比が変化すれば良好な性能を得られる燃料噴射時期も変化することになる。
　図３は、圧縮比と燃料噴射時期に対する燃費の概念を示す説明図である。図３に示すように、圧縮比が変われば、熱効率が最も良くなる燃料噴射時期も変化することになる。なお、図３は、高圧縮比に設定してもノッキング等により熱効率が阻害されない状態（例えば低負荷状態）を示しており、目標圧縮比を高圧縮比に設定するような運転状態である。
　ここで、燃料噴射時期は、内燃機関１の圧縮比に応じて設定されることになるが、可変圧縮比機構１０により機械圧縮比を変更するような過渡時においては、可変圧縮比機構１０の応答遅れにより実圧縮比と目標圧縮比とが一致しない場合がある。そのため、このような過渡時において、実圧縮比に対して、目標圧縮比のときに最適な燃料噴射時期を適用すると、熱効率が相対的に低下することになる。すなわち、過渡時において、可変圧縮比機構１０の応答遅れを考慮して燃料噴射時期を設定しなければ、内燃機関１の相対的な性能低下を招くことになる。
　そこで、本実施例では、燃料噴射時期を設定するにあたって、目標圧縮比と実圧縮比との差に基づいた補正を実施する。これによって、過渡時等で圧縮比可変機構１０の応答が遅れても、機械圧縮比と燃料噴射時期との不適合による内燃機関１の相対的な性能低下を抑制することができる。
　詳述すると、燃料噴射の少なくとも一部が吸気行程中に行われる運転状態において、実圧縮比が目標圧縮比よりも高い場合には、図４に示すように、目標圧縮比において熱効率が良好となる燃料噴射時期（補正前燃料噴射時期）を遅角側に補正して、実圧縮比において熱効率が良好となる燃料噴射時期（補正後燃料噴射時期）とする。図４は、実圧縮比が目標圧縮比よりも高い場合の燃料噴射時期の補正の概念を示す説明図である。この図４は、目標圧縮比が低圧縮比の状態であり、例えば、ノッキングにより点火時期を制限されて高圧縮比なると熱効率が低下してしまうような高負荷運転状態である。
　実圧縮比が目標圧縮比よりも高い場合、つまり実圧縮比が目標圧縮比と一致している場合に比べて同一クランク角度における燃料噴射弁７とピストン冠面との距離が近い場合、ピストン冠面への燃料付着の影響が強くなる。そのため、燃料噴射時期を遅角側に補正することで、燃料が噴射される際の燃料噴射弁７とピストン冠面との間隔を相対的に大きくしてピストン冠面に対する燃料付着を低減し、内燃機関１の相対的な性能低下を抑制することができる。
　また、燃料噴射の少なくとも一部が吸気行程中に行われる運転状態において、実圧縮比が目標圧縮比よりも低い場合には、図５に示すように、目標圧縮比において熱効率が良好となる燃料噴射時期（補正前燃料噴射時期）を進角側に補正して、実圧縮比において熱効率が良好となる燃料噴射時期（補正後燃料噴射時期）とする。図５は、実圧縮比が目標圧縮比よりも低い場合の燃料噴射時期の補正の概念を示す説明図である。この図５は、目標圧縮比が高圧縮比の状態を示している。
　実圧縮比が目標圧縮比よりも低い場合、つまり実圧縮比が目標圧縮比と一致している場合に比べて同一クランク角度における燃料噴射弁７とピストン冠面との距離が離れている場合、ピストン冠面への燃料付着の影響が弱くなる。そのため、燃料噴射時期を進角側に補正することで、噴射された燃料と燃焼室２内の吸気との混合時間を相対的に長くして燃料噴霧と吸気との混合を促進し、内燃機関１の相対的な性能低下を抑制することができる。
　また、実圧縮比と目標圧縮比との差に基づいて、燃料噴射時期を設定するにあたっては、実圧縮比と目標圧縮比との差が大きくなるほど、燃料噴射時期の補正量を大きくすれば、機械圧縮比と燃料噴射時期との不適合による内燃機関１の相対的な性能低下を一層効果的に抑制することができる。
　そして、燃料噴射の少なくとも一部が吸気行程中に行われる運転状態において、ピストン冠面に一旦付着した燃料が蒸発しにくい状態のときに、実圧縮比が目標圧縮比よりも低くなって、燃料噴射時期を進角側に補正するような場合には、燃料が噴射される際の燃料噴射弁７とピストン冠面との距離が相対的に近づくことによりピストン冠面への燃料付着が一層生じやすくなる。
　そこで、目標圧縮比と実圧縮比との差に基づいて燃料噴射時期を進角側に補正する際に、ピストン冠面に一旦付着した燃料が蒸発しにくい状態であれば、そのときのピストン冠面からの燃料の蒸発しにくさの程度に応じて、目標圧縮比と実圧縮比との差に基づく燃料噴射時期の補正量を小さくする。
　図６は、燃料付着が生じやすい状態における燃料噴射時期の補正の概念を示す説明図である。例えば、実圧縮比が目標圧縮比よりも低い場合に、燃料付着が生じやすい状態と、燃料付着が生じにくい状態とでは、図６に示すように、同一の圧縮比（実圧縮比）であっても、熱効率の最も良くなる燃料噴射時期が変化する。また、燃料付着が生じやすい状態では、燃料噴射時期が進角するほど、ピストン冠面への燃料付着の影響を強く受けることになり、図６中に破線で示すように、熱効率が相対的に低下する傾向にある。そこで、本実施例では、ピストン冠面温度及び燃料の蒸発特性から、目標圧縮比と実圧縮比との差に基づく燃料噴射時期の進角側への補正量を小さくする。
　詳述すると、ピストン冠面温度が低くなるほど、ピストン冠面への燃料付着が生じやすい状態となるので、目標圧縮比と実圧縮比との差に基づく燃料噴射時期の進角側への補正量を小さくする。ピストン冠面温度は、冷却水温度から推定して演算する。
　また、燃料が蒸発しにくい状態であるほど、ピストン冠面への燃料付着が生じやすい状態となるので、目標圧縮比と実圧縮比との差に基づく燃料噴射時期の進角側への補正量を小さくする。燃料の蒸発特性は、上記燃料タンクの温度と圧力から燃料の蒸気圧を推定して演算する。
　これによって、燃料が蒸発しづらく、ピストン冠面への燃料付着が生じやすい（一旦付着した燃料が蒸発しにくい）状態では、燃料噴射時期の進角側への補正量が小さくなるので、ピストン冠面への燃料付着を抑制することができる。
　図７は、複リンク式のピストン－クランク機構と単リンク式のピストン－クランク機構のピストンストローク特性の違いを模式的に示した説明図であり、図７ａは、上死点から下死点にかけてのクランク角度とピストン位置の相関を模式的に示す説明図であり、図７ｂは図７ａの上死点付近を拡大してクランク角度とピストン位置の相関を模式的に示す説明図である。
　図７ａに示すように、複リンク式のピストン－クランク機構は、そのピストンストローク特性を単振動に近い特性に設定すれば、単リンク式のピストン－クランク機構に比べ上死点付近でピストン速度を低くできる。
　そのため、複リンク式のピストン－クランク機構において、そのピストンストローク特性を単振動に近い特性に設定すると、上死点付近でクランク角度がθ１からθ２に変化するとき、図７ｂに示すように、複リンク式のピストン－クランク機構におけるピストン位置の変化量Ｐは、単リンク式のピストン－クランク機構におけるピストン位置の変化量Ｑよりも小さくなっている。
　つまり、複リンク式のピストン－クランク機構である可変圧縮比機構１０は、ピストンストローク特性が単振動に近い特性に設定されているため、燃料噴射弁７とピストン冠面との距離が近づく上死点付近でのクランク角度に対するピストン位置の変化が、上述したような単リンク式のピストン－クランク機構に比べて小さくなっている。
　そのため、可変圧縮比機構１０のピストンストローク特性が単振動に近い特性に設定された内燃機関１においては、可変圧縮比機構１０の応答遅れによるピストン位置の違いの影響が大きいので、目標圧縮比と実圧縮比との差に基づいて燃料噴射時期を補正することで、内燃機関１の相対的な性能低下をより顕著に抑制することが可能となる。
　図８は、上述した内燃機関１の制御内容を示すブロック図である。
　Ｓ１は目標圧縮比演算部であって、アクセルペダルセンサ１６で検知された要求負荷（ｔＴ）と、回転数センサ１３で検知されたエンジン回転数（Ｎｅ）から目標圧縮比（ｔＣＲ）を算出する。Ｓ２は燃料噴射時期演算部であって、上記要求負荷（ｔＴ）と上記エンジン回転数（Ｎｅ）から補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）を算出する。Ｓ３はピストン冠面温度演算部であって、冷却水温度センサ１５で検知された冷却水温度（Ｔｗ）からピストン冠面温度（Ｔｐ）を算出する。Ｓ４は燃料蒸発特性演算部であって、燃料センサ１７で検知された燃料タンク圧力（Ｐｆ）と燃料タンク温度（Ｔｆ）から燃料の蒸発特性（Ｅｆ）を算出する。Ｓ５は可変圧縮比駆動力演算部であって、Ｓ１で算出された目標圧縮比（ｔＣＲ）と圧縮比センサ（アクチュエータ１１）で検知された実圧縮比（ｒＣＲ）からアクチュエータ１１の駆動力（Ｔａｃｒ）を算出する。そしてＳ５で算出されたアクチュエータ駆動力（Ｔａｃｒ）に応じてアクチュエータ１１を駆動し、可変圧縮比機構１０の機械圧縮比を変更する。Ｓ６は燃料噴射時期補正演算部であって、Ｓ１で算出された目標圧縮比（ｔＣＲ）と、Ｓ２で算出された補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）と、Ｓ３で算出されたピストン冠面温度（Ｔｐ）と、Ｓ４で算出された蒸発特性（Ｅｆ）と、実圧縮比（ｒＣＲ）と、から補正後燃料噴射時期（ＩＴｂ）を算出する。そして、Ｓ６で算出された補正後燃料噴射時期（ＩＴｂ）に応じて燃料噴射弁７から燃料を噴射する。
　図９は、上述した内燃機関１の制御の流れを示すフローチャートである。Ｓ１１では、要求負荷（ｔＴ）、エンジン回転数（Ｎｅ）、実圧縮比（ｒＣＲ）、冷却水温度（Ｔｗ）、燃料タンク圧力（Ｐｆ）と燃料タンク温度（Ｔｆ）を読み込む。
　Ｓ１２では、要求負荷（ｔＴ）とエンジン回転数（Ｎｅ）を用い、予めＥＣＵ１２内に記憶させておいた目標圧縮比算出マップから目標圧縮比（ｔＣＲ）を算出する。目標圧縮比算出マップは、要求負荷（ｔＴ）とエンジン回転数（Ｎｅ）に対応させて目標圧縮比（ｔＣＲ）が割り付けられたものである。
　Ｓ１３では、要求負荷（ｔＴ）とエンジン回転数（Ｎｅ）を用い、予めＥＣＵ１２内に記憶させておいた補正前燃料噴射時期算出マップから補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）を算出する。補正前燃料噴射時期算出マップは、要求負荷（ｔＴ）とエンジン回転数（Ｎｅ）に対応させて補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）が割り付けられたものである。
　Ｓ１４では、冷却水温度（Ｔｗ）からピストン冠面温度（Ｔｐ）を算出する。ここで、ピストン冠面温度（Ｔｐ）の算出は、予め実験等により冷却水温度（Ｔｗ）とピストン冠面温度（Ｔｐ）との関係を調べて、冷却水温度（Ｔｗ）とピストン冠面温度（Ｔｐ）とを対応させたマップをＥＣＵ１２内に記憶させておき、このマップを用いて算出してもよいし、ＥＣＵ１２内で冷却水温度（Ｔｗ）からピストン冠面温度（Ｔｐ）を推定する演算を行う方法でもよい。
　Ｓ１５では、燃料タンク圧力（Ｐｆ）と燃料タンク温度（Ｔｆ）から蒸発特性（Ｅｆ）を算出する。本実施例では、蒸発特性（Ｅｆ）を燃料タンク圧力（Ｐｆ）と燃料タンク温度（Ｔｆ）から燃料の蒸気圧を推定して演算する方法としたが、燃料の比重や成分をセンシングして蒸発特性（Ｅｆ）を推定する方法でもよい。
　Ｓ１６では、目標圧縮比（ｔＣＲ）と実圧縮比（ｒＣＲ）からアクチュエータ駆動力（Ｔａｃｒ）を算出する。
　Ｓ１７では、目標圧縮比（ｔＣＲ）、実圧縮比（ｒＣＲ）、補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）、ピストン冠面温度（Ｔｐ）、蒸発特性（Ｅｆ）から補正後燃料噴射時期（ＩＴｂ）を算出する。
　ここで、補正後燃料噴射時期（ＩＴｂ）は、次式（１）のように表すことができる。
［数１］
　ＩＴｂ＝ＩＴａ＋ＨＴｐ＋ＨＥｆ＋ＨＣＲ×ＫＴｐ×ＫＥｆ　…（１）
　式（１）において、ＨＴｐは、ピストン冠面温度補正項であり、ピストン冠面温度（Ｔｐ）が暖機後の平衡温度のとき０で、ピストン冠面温度（Ｔｐ）が低いほど遅角補正されるように設定される。ＨＥｆは、燃料蒸発特性補正項であり、蒸発特性（Ｅｆ）が標準燃料の値のとき０で、蒸発特性（Ｅｆ）が小さい（蒸発しにくい）ほど遅角補正されるように設定される。ＨＣＲは、圧縮比補正項であり、実圧縮比（ｒＣＲ）＞目標圧縮比（ｔＣＲ）のとき遅角補正（差が大きいほど遅角補正量が大）されるように設定され、実圧縮比（ｒＣＲ）＜目標圧縮比（ｔＣＲ）のとき進角補正（差が大きいほど進角補正量が大）されるように設定される。ＫＴｐは、圧縮比補正に対するピストン冠面温度補正項であり、実圧縮比（ｒＣＲ）＞目標圧縮比（ｔＣＲ）のとき１で、実圧縮比（ｒＣＲ）＜目標圧縮比（ｔＣＲ）のときピストン冠面温度（Ｔｐ）が低いほど小さくなる（但し１＞ＫＴｐ＞０）ように設定される。ＫＥｆは、圧縮比補正に対する燃料蒸発特性補正項であり、実圧縮比（ｒＣＲ）＞目標圧縮比（ｔＣＲ）のとき１で、実圧縮比（ｒＣＲ）＜目標圧縮比（ｔＣＲ）のとき蒸発特性（Ｅｆ）が小さい（蒸発しにくい）ほど小さくなる（但し１＞ＫＥｆ＞０）よう設定される。
　図１０は、目標圧縮比（ｔＣＲ）の上昇に対して実圧縮比（ｒＣＲ）の上昇が遅れた場合のタイミングチャートを示している。ｔ０で要求負荷（ｔＴ）がステップ的に低下し、これに伴って目標圧縮比（ｔＣＲ）がステップ的に上昇し、実圧縮比（ｒＣＲ）が上昇を開始する。ｔ０以降の補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）は、圧縮比上昇後の定常状態に対応した噴射時期となるので、高圧縮比に対応した遅角側の噴射時期となる。ｔ０からｔ１までの期間は、目標圧縮比（ｔＣＲ）と補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）は一定となるが、実圧縮比（ｒＣＲ）は応答遅れにより徐々に上昇する。そのためｔ０からｔ１までの期間は、目標圧縮比（ｔＣＲ）＞実圧縮比（ｒＣＲ）の状態で、目標圧縮比（ｔＣＲ）と実圧縮比（ｒＣＲ）との差が縮小していくことになる。そこで、ｔ０からｔ１までの期間において、補正後燃料噴射時期（ＩＴｂ）は、補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）に対して進角側に補正されながら、補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）との差を縮小していく。
　図１１は、目標圧縮比（ｔＣＲ）の低下に対して実圧縮比（ｒＣＲ）の低下が遅れた場合のタイミングチャートを示している。ｔ０で要求負荷（ｔＴ）がステップ的に上昇し、これに伴って目標圧縮比（ｔＣＲ）がステップ的に低下し、実圧縮比（ｒＣＲ）が低下を開始する。ｔ０以降の補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）は、圧縮比上昇後の定常状態に対応した噴射時期となるので、低圧縮比に対応した進角側の噴射時期となる。ｔ０からｔ１までの期間は、目標圧縮比（ｔＣＲ）と補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）は一定となるが、実圧縮比（ｒＣＲ）は応答遅れにより徐々に低下する。そのためｔ０からｔ１までの期間は、目標圧縮比（ｔＣＲ）＜実圧縮比（ｒＣＲ）の状態で、目標圧縮比（ｔＣＲ）と実圧縮比（ｒＣＲ）との差が縮小していくことになる。そこで、ｔ０からｔ１までの期間において、補正後燃料噴射時期（ＩＴｂ）は、補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）に対して遅角側に補正されながら、補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）との差を縮小していく。
　図１２に冷却水温度が上昇中のタイミングチャートを示す。ｔ０で要求負荷（ｔＴ）がステップ的に低下し、これに伴って目標圧縮比（ｔＣＲ）が上昇し、実圧縮比（ｒＣＲ）が上昇を開始する。この時、冷却水温度（Ｔｗ）が低いため、ピストン冠面温度（Ｔｐ）の推定値も低いため燃料噴射時期の進角側への補正量（ピストン冠面温度補正項ＨＴｐに相当）を小さくしており、図１０に比べて補正後燃料噴射時期（ＩＴｂ）と補正前燃料噴射時期（ＩＴａ）との差が小さくなっている。ｔ１では要求負荷（ｔＴ）が上昇し、実圧縮比（ｒＣＲ）が下降を始めるが、この場合は遅角側への噴射時期の補正であるため水温に関係なく図１１と同様の補正が行われる。ｔ２で再び要求負荷（ｔＴ）が低下するが、ｔ２では冷却水温が十分に上昇しており、従ってｔ０からｔ１に比べて補正後燃料噴射時期（ＩＴｂ）は進角側への補正が大きく行われることになる。

Claims (8)

  1. 　燃焼室内に直接燃料を噴射する燃料噴射弁と、
    　上死点における燃焼室とピストンとの相対位置を変更することで機械圧縮比を変更可能な圧縮比可変手段と、
    　内燃機関の運転状態に応じて機械圧縮比の制御目標値を算出する目標圧縮比算出手段と、
    　実際の機械圧縮比を検知する実圧縮比検知手段と、を備え、
    　目標圧縮比と実圧縮比との差に基づいて燃料噴射時期を補正する内燃機関の制御方法。
  2. 　燃料噴射の少なくとも一部が吸気行程中に行われる運転状態において、実圧縮比が目標圧縮比よりも高い場合に、燃料噴射時期を遅角側に補正する請求項１に記載の内燃機関の制御方法。
  3. 　燃料噴射の少なくとも一部が吸気行程中に行われる運転状態において、実圧縮比が目標圧縮比よりも低い場合に、燃料噴射時期を進角側に補正する請求項１または２に記載の内燃機関の制御方法。
  4. 　ピストン冠面の温度を検知する手段を有し、ピストン冠面温度が低いほど燃料噴射時期を進角側に補正する場合の補正量を小さくする請求項３に記載の内燃機関の制御方法。
  5. 　燃料の蒸発特性を検知する手段を有し、燃料が蒸発しづらいほど燃料噴射時期を進角側に補正する場合の補正量を小さくする請求項３または４に記載の内燃機関の制御方法。
  6. 　実圧縮比と目標圧縮比との差が大きくなるほど燃料噴射時期の補正量を大きくする請求項１～５のいずれかに記載の内燃機関の制御方法。
  7. 　圧縮比可変手段は、複数のリンク部材からなる複リンク式のピストンクランク機構である請求項１～６のいずれかに記載の内燃機関の制御方法。
  8. 　燃焼室内に直接燃料を噴射する燃料噴射弁と、
    　上死点における燃焼室とピストンとの相対位置を変更することで機械圧縮比を変更可能な圧縮比可変手段と、
    　内燃機関の運転状態に応じて機械圧縮比の制御目標値を算出する目標圧縮比算出手段と、
    　実際の機械圧縮比を検知する実圧縮比検知手段と、
    　目標圧縮比と実際の圧縮比との差に基づいて燃料噴射時期を補正する燃料噴射時期補正手段と、を備える内燃機関の制御装置。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2016092625A1 (ja) * 2014-12-09 2016-06-16 日産自動車株式会社 内燃機関の制御装置

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2005344644A (ja) * 2004-06-04 2005-12-15 Nissan Motor Co Ltd 複リンク式ピストンクランク機構を備えたエンジン
JP2006291971A (ja) * 2006-06-28 2006-10-26 Denso Corp 筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置
JP2009138638A (ja) * 2007-12-06 2009-06-25 Nissan Motor Co Ltd エンジン
JP2011256815A (ja) * 2010-06-11 2011-12-22 Hitachi Automotive Systems Ltd 筒内燃料噴射式内燃機関の制御装置

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2005344644A (ja) * 2004-06-04 2005-12-15 Nissan Motor Co Ltd 複リンク式ピストンクランク機構を備えたエンジン
JP2006291971A (ja) * 2006-06-28 2006-10-26 Denso Corp 筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置
JP2009138638A (ja) * 2007-12-06 2009-06-25 Nissan Motor Co Ltd エンジン
JP2011256815A (ja) * 2010-06-11 2011-12-22 Hitachi Automotive Systems Ltd 筒内燃料噴射式内燃機関の制御装置

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2016092625A1 (ja) * 2014-12-09 2016-06-16 日産自動車株式会社 内燃機関の制御装置
JPWO2016092625A1 (ja) * 2014-12-09 2017-05-18 日産自動車株式会社 内燃機関の制御装置
US10087874B2 (en) 2014-12-09 2018-10-02 Nissan Motor Co., Ltd. Control device for internal combustion engine

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