WO2017159652A1 - エンジンの制御装置 - Google Patents

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WO2017159652A1
WO2017159652A1 PCT/JP2017/010094 JP2017010094W WO2017159652A1 WO 2017159652 A1 WO2017159652 A1 WO 2017159652A1 JP 2017010094 W JP2017010094 W JP 2017010094W WO 2017159652 A1 WO2017159652 A1 WO 2017159652A1
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valve
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exhaust valve
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賢也 末岡
敏彰 ▲高▼橋
匡聡 日高
橋口　匡
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マツダ株式会社
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    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to an engine control device, and more particularly to an engine control device including an intake valve for introducing intake air into a cylinder and a cylinder provided with an exhaust valve for discharging exhaust gas from the cylinder.
  • variable valve mechanism in other words, a variable valve mechanism that changes the opening / closing timing and / or lift amount of an exhaust valve and an intake valve provided in a cylinder.
  • a variable valve mechanism that changes the opening / closing timing and / or lift amount of an exhaust valve and an intake valve provided in a cylinder.
  • Patent Document 1 regarding an engine system including a variable valve mechanism that changes the opening and closing timing of an exhaust valve, the opening timing of the exhaust valve is retarded by the variable valve mechanism as the engine speed decreases.
  • a technique is described in which air supplied to the exhaust passage is prevented from flowing back into the cylinder during low rotation.
  • variable valve mechanism By the way, at the time of high engine rotation, it is considered that the so-called pumping loss can be reduced if the valve opening timing of the exhaust valve is advanced with respect to the exhaust bottom dead center by the variable valve mechanism. On the other hand, when the engine is running at a low speed, it is considered that the expansion ratio in the cylinder can be improved by retarding the valve opening timing of the exhaust valve to near the exhaust bottom dead center by the variable valve mechanism.
  • variable valve mechanism having a characteristic that the lift amount decreases as the opening timing of the exhaust valve is retarded.
  • the opening timing of the exhaust valve is retarded too much to improve the expansion ratio at low engine speed
  • the exhaust valve lifts at the exhaust top dead center.
  • the amount (this amount of lift defines the opening area of the exhaust valve) becomes considerably small.
  • the lift amount of the exhaust valve becomes zero at the exhaust top dead center, that is, the exhaust valve is fully closed.
  • the present invention was made to solve the above-described problems of the prior art, and in an engine in which a variable valve mechanism is applied to an exhaust valve, the lift amount at the exhaust top dead center of the exhaust valve is secured,
  • An object of the present invention is to provide an engine control device that can appropriately suppress loss due to exhaust.
  • the present invention provides an engine control device including an intake valve for introducing intake air into a cylinder and a cylinder provided with an exhaust valve for discharging exhaust gas from the cylinder.
  • a variable valve mechanism for operating the exhaust valve by changing the opening / closing timing of the exhaust valve, and a control means for controlling the variable valve mechanism to change the opening / closing timing of the exhaust valve.
  • the valve mechanism is configured such that the lift amount decreases as the exhaust valve opening timing is retarded from a predetermined reference timing, and the control means performs exhaust gas control based on the lift amount at the exhaust top dead center of the exhaust valve.
  • the maximum retarded valve opening timing of the exhaust valve is set based on the lift amount of the exhaust valve at the exhaust top dead center, and the advanced angle is advanced from the maximum retarded valve opening timing. Since the variable valve mechanism is controlled so that the exhaust valve is opened at the time of the exhaust side, the exhaust valve lift amount at the exhaust top dead center is appropriately secured to suppress exhaust loss (pumping loss). Can do. As a result, when the engine speed is low, the exhaust valve opening timing can be retarded up to an appropriate maximum retarded valve opening timing, and the exhaust valve lift amount at the exhaust top dead center is ensured. Thus, the expansion ratio can be improved while suppressing loss due to exhaust.
  • the control means sets the maximum retarded valve opening timing so that the lift amount at the exhaust top dead center of the exhaust valve does not become zero. According to the present invention configured as described above, since the maximum retarded valve opening timing is set so that the exhaust valve is at least opened at the exhaust top dead center, the exhaust valve at the exhaust top dead center is set. The lift amount can be ensured reliably.
  • control means sets the maximum retarded valve opening timing so that the lift amount at the exhaust top dead center of the exhaust valve is equal to or greater than a predetermined amount.
  • the lift amount of the exhaust valve at the exhaust top dead center can be ensured more than a desired amount, and loss due to exhaust can be effectively suppressed.
  • the control means sets the maximum retarded valve opening timing to the advance side as the engine speed increases.
  • the maximum retarded valve opening timing of the exhaust valve is set to the advance side, and the lift amount of the exhaust valve at the exhaust top dead center is increased. Therefore, exhaust that increases as the engine speed increases can be appropriately discharged from the exhaust valve, and loss due to exhaust can be suppressed.
  • control means advance the exhaust valve opening timing as the engine speed increases, and retard the exhaust valve opening timing as the engine speed decreases. Controls the variable valve mechanism. According to the present invention configured as described above, the expansion ratio can be appropriately improved at low revolutions, and the pumping loss can be appropriately reduced at high revolutions. It becomes possible to improve fuel consumption over the rotational range.
  • variable valve mechanism includes a cam that rotates in synchronization with the rotation of the crankshaft, a pressure chamber in which engine oil is filled and the oil pressure of the engine oil is changed by the operation of the cam, and a pressure A hydraulic valve that is connected to the chamber and controls the hydraulic pressure applied to the exhaust valve by opening and closing, and the control means operates when the cam operates to increase the hydraulic pressure in the pressure chamber.
  • Control for switching the opening and closing of the valve is performed, the hydraulic pressure in the pressure chamber is applied to the exhaust valve to open the exhaust valve, and the timing for switching the opening and closing of the hydraulic valve is controlled to change the opening and closing timing of the exhaust valve.
  • the hydraulic pressure of the engine oil in the pressure chamber is changed using the cam that rotates in synchronization with the rotation of the crankshaft, and the hydraulic pressure in the pressure chamber is changed to the exhaust valve by the control of the hydraulic valve. Since the variable valve mechanism configured to open and operate the exhaust valve is applied, the opening / closing timing of the exhaust valve can be changed with a simple configuration.
  • a lift amount at the exhaust top dead center of the exhaust valve can be secured, and loss due to exhaust can be appropriately suppressed.
  • 1 is a schematic configuration diagram of an engine to which an engine control device according to an embodiment of the present invention is applied.
  • 1 is a schematic side view of an exhaust-side variable valve mechanism that is applied to an exhaust valve of an engine according to an embodiment of the present invention.
  • It is a block diagram which shows the electrical structure regarding the control apparatus of the engine by embodiment of this invention.
  • It is explanatory drawing of the driving
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an engine to which an engine control apparatus according to an embodiment of the present invention is applied
  • FIG. 2 is an exhaust side variable valve mechanism applied to an exhaust valve in the engine according to the embodiment of the present invention.
  • Fig. 3 is a schematic side view (partially showing a cross-sectional view), and Fig. 3 is a block diagram showing an electrical configuration of an engine control apparatus according to an embodiment of the present invention.
  • the engine 1 is a gasoline engine that is mounted on a vehicle and supplied with fuel containing at least gasoline.
  • the engine 1 includes a cylinder block 11 provided with a plurality of cylinders 18 (in FIG. 1, only one cylinder is illustrated, but four cylinders are provided in series, for example), and the cylinder block 11 is disposed on the cylinder block 11.
  • the cylinder head 12 is provided, and an oil pan 13 is provided below the cylinder block 11 and stores lubricating oil.
  • a piston 14 connected to the crankshaft 15 via a connecting rod 142 is fitted in each cylinder 18 so as to be able to reciprocate.
  • a cavity 141 like a reentrant type in a diesel engine is formed on the top surface of the piston 14.
  • the cavity 141 is opposed to an injector 67 described later when the piston 14 is positioned near the compression top dead center.
  • the cylinder head 12, the cylinder 18, and the piston 14 having the cavity 141 define a combustion chamber 19.
  • the shape of the combustion chamber 19 is not limited to the shape illustrated.
  • the shape of the cavity 141, the top surface shape of the piston 14, the shape of the ceiling portion of the combustion chamber 19, and the like can be changed as appropriate.
  • This engine 1 is set to a relatively high geometric compression ratio of 15 or more for the purpose of improving theoretical thermal efficiency, stabilizing compression ignition combustion, which will be described later, and the like. In addition, what is necessary is just to set a geometric compression ratio suitably in the range of about 15-20.
  • the cylinder head 12 is provided with an intake port 16 and an exhaust port 17 for each cylinder 18.
  • the intake port 16 and the exhaust port 17 have an intake valve 21 and an exhaust for opening and closing the opening on the combustion chamber 19 side.
  • Each valve 22 is disposed. Further, as shown in FIG. 3, the intake valve 21 has its valve opening timing and / or lift amount changed by the intake side variable valve mechanism 71, and the exhaust valve 22 has the valve opening timing by the exhaust side variable valve mechanism 72. Is changed.
  • two exhaust valves 22 are provided for each cylinder 18, but the exhaust side variable valve mechanism 72 is not limited to both of the two exhaust valves 22, and one of the exhaust valves 22 is not limited.
  • the exhaust side variable valve mechanism 72 may be applied only to the valve 22, and the other valve 22 may be a mechanical valve mechanism having a constant valve opening timing and lift amount. The same applies to the intake valve 21.
  • an exhaust side variable valve mechanism 72 applied to the exhaust valve 22 includes an oil supply path 72a through which engine oil supplied from the outside passes, and a three-way valve provided on the oil supply path 72a.
  • a solenoid valve 72b (corresponding to a hydraulic valve) and a pressure chamber 72c filled with engine oil supplied from the oil supply passage 72a via the solenoid valve 72b.
  • the solenoid valve 72b is open, the oil supply path 72a and the pressure chamber 72c are in fluid communication, and engine oil is supplied from the oil supply path 72a to the pressure chamber 72c (in FIG. 2). Arrow A11).
  • the solenoid valve 72b is open when not energized and closes when energized. More specifically, the solenoid valve 72b is maintained in a closed state by being energized.
  • a check valve (not shown) is provided on the oil supply path 72a upstream of the solenoid valve 72b.
  • the exhaust-side variable valve mechanism 72 swings by a cam 72d provided on the exhaust camshaft 23 to which the rotation of the crankshaft 15 is transmitted via a timing belt or the like, and a force transmitted from the cam 72d.
  • a roller finger follower 72e and a pump unit 72f connected to the pressure chamber 72c and operated by the roller finger follower 72e to increase the pressure (hydraulic pressure) of engine oil in the pressure chamber 72c.
  • the exhaust side variable valve mechanism 72 is connected to the pressure chamber 72c via the solenoid valve 72b, and operates to open the exhaust valve 22 by the hydraulic pressure in the pressure chamber 72c.
  • a valve spring 72h that applies a force for maintaining the exhaust valve 22 in a closed state when the 72g is not operating.
  • a substantially sealed space is formed by the unit 72g, and the hydraulic pressure of the engine oil in this space is increased by the operation of the pump unit 72f. Then, the brake unit 72g is operated by the increased hydraulic pressure to urge the exhaust valve 22, whereby the exhaust valve 22 is lifted, that is, the exhaust valve 22 is opened.
  • the solenoid valve 72b is kept open in the above situation, the oil supply passage 72a and the pressure chamber 72c are in fluid communication with each other. The engine oil is pushed out to the oil supply path 72a. (Naturally, when the solenoid valve 72b is closed, the fluid communication between the pressure chamber 72c and the brake unit 72g is cut off, so the hydraulic pressure in the pressure chamber 72c is Does not act on the brake unit 72g).
  • the exhaust valve 22 can be opened by closing the solenoid valve 72b at some timing while the cam crest formed on the cam 72d acts on the roller finger follower 72e. Therefore, the valve opening timing of the exhaust valve 22 can be changed by changing the timing of switching the solenoid valve 72b from the open state to the closed state.
  • the cam crest is formed at a predetermined position on the cam 72d so that the exhaust valve 22 can be opened in the exhaust stroke, and the exhaust valve 22 can be opened in the intake stroke in addition to the exhaust stroke.
  • another cam crest is formed at a predetermined position on the cam 72d so that the exhaust can be opened twice.
  • control for switching the opening and closing of the solenoid valve 72b is performed to change the opening and closing timing of the exhaust valve 22.
  • the exhaust double opening is executed when burnt gas (internal EGR gas) flows backward from the exhaust port 17 to the combustion chamber 19 and is reintroduced.
  • the cylinder head 12 is provided with an injector 67 for direct injection of fuel into the cylinder 18 for each cylinder 18 (direct injection).
  • the injector 67 is disposed so that its nozzle hole faces the inside of the combustion chamber 19 from the central portion of the ceiling surface of the combustion chamber 19.
  • the injector 67 directly injects an amount of fuel into the combustion chamber 19 at an injection timing set according to the operating state of the engine 1 and according to the operating state of the engine 1.
  • the injector 67 is a multi-hole injector having a plurality of nozzle holes, although detailed illustration is omitted. Thereby, the injector 67 injects the fuel so that the fuel spray spreads radially from the center position of the combustion chamber 19.
  • the fuel spray injected radially from the central portion of the combustion chamber 19 flows along the wall surface of the cavity 141 formed on the top surface of the piston.
  • the cavity 141 is formed so that the fuel spray injected at the timing when the piston 14 is located near the compression top dead center is contained therein.
  • This combination of the multi-hole injector 67 and the cavity 141 is an advantageous configuration for shortening the mixture formation period and the combustion period after fuel injection.
  • the injector 67 is not limited to a multi-hole injector, and may be an open valve type injector.
  • the fuel tank (not shown) and the injector 67 are connected to each other by a fuel supply path.
  • a fuel supply system 62 including a fuel pump 63 and a common rail 64 and capable of supplying fuel to the injector 67 at a relatively high fuel pressure is interposed on the fuel supply path.
  • the fuel pump 63 pumps fuel from the fuel tank to the common rail 64, and the common rail 64 can store the pumped fuel at a relatively high fuel pressure.
  • the fuel pump 63 is a plunger type pump and is driven by the engine 1.
  • the fuel supply system 62 configured to include this engine-driven pump enables the fuel with a high fuel pressure of 30 MPa or more to be supplied to the injector 67.
  • the fuel pressure may be set to about 120 MPa at the maximum.
  • the pressure of the fuel supplied to the injector 67 is changed according to the operating state of the engine 1.
  • the fuel supply system 62 is not limited to this configuration.
  • the cylinder head 12 is also provided with an ignition plug 25 for forcibly igniting the air-fuel mixture in the combustion chamber 19 (specifically, spark ignition).
  • the spark plug 25 is disposed through the cylinder head 12 so as to extend obliquely downward from the exhaust side of the engine 1.
  • the tip of the spark plug 25 is disposed facing the cavity 141 of the piston 14 located at the compression top dead center.
  • an intake passage 30 is connected to one side of the engine 1 so as to communicate with the intake port 16 of each cylinder 18.
  • an exhaust passage 40 for discharging burned gas (exhaust gas) from the combustion chamber 19 of each cylinder 18 is connected to the other side of the engine 1.
  • An air cleaner 31 that filters intake air is disposed at the upstream end of the intake passage 30, and a throttle valve 36 that adjusts the amount of intake air to each cylinder 18 is disposed downstream thereof.
  • a surge tank 33 is disposed near the downstream end of the intake passage 30.
  • the intake passage 30 on the downstream side of the surge tank 33 is an independent passage branched for each cylinder 18, and the downstream end of each independent passage is connected to the intake port 16 of each cylinder 18.
  • the upstream portion of the exhaust passage 40 is constituted by an exhaust manifold having an independent passage branched for each cylinder 18 and connected to the outer end of the exhaust port 17 and a collecting portion where the independent passages gather.
  • a direct catalyst 41 and an underfoot catalyst 42 are connected downstream of the exhaust manifold in the exhaust passage 40 as exhaust purification devices for purifying harmful components in the exhaust gas.
  • Each of the direct catalyst 41 and the underfoot catalyst 42 includes a cylindrical case and, for example, a three-way catalyst disposed in a flow path in the case.
  • a portion between the surge tank 33 and the throttle valve 36 in the intake passage 30 and a portion upstream of the direct catalyst 41 in the exhaust passage 40 are used for returning a part of the exhaust gas to the intake passage 30. They are connected via a passage 50.
  • the EGR passage 50 includes a main passage 51 in which an EGR cooler 52 for cooling the exhaust gas with engine coolant is disposed.
  • the main passage 51 is provided with an EGR valve 511 for adjusting the recirculation amount of the exhaust gas to the intake passage 30.
  • the engine 1 is controlled by a powertrain control module (hereinafter referred to as “PCM”) 10 as a control means.
  • the PCM 10 includes a microprocessor having a CPU, a memory, a counter timer group, an interface, and a path connecting these units. This PCM 10 constitutes a controller.
  • the PCM 10 includes a detection signal of an air flow sensor SW 1 that detects a flow rate of fresh air, a detection signal of an intake air temperature sensor SW 2 that detects the temperature of fresh air, and an EGR passage 50.
  • the detection signal of the EGR gas temperature sensor SW4 that is disposed in the vicinity of the connection portion with the intake passage 30 and detects the temperature of the external EGR gas, and the intake air that is attached to the intake port 16 and immediately before flowing into the cylinder 18
  • the detection signals of the exhaust temperature sensor SW7 and the exhaust pressure sensor SW8 that detect the exhaust temperature and the exhaust pressure, respectively.
  • a detection signal of a lambda O 2 sensor SW10 that detects the oxygen concentration of the engine, a detection signal of a water temperature sensor SW11 that detects the temperature of engine cooling water, a detection signal of a crank angle sensor SW12 that detects the rotation angle of the crankshaft 15, A detection signal of an accelerator opening sensor SW13 that detects an accelerator opening corresponding to an operation amount of an accelerator pedal (not shown) of the vehicle, detection signals of intake side and exhaust side cam angle sensors SW14 and SW15, and a fuel supply system A fuel pressure sensor S that is attached to the common rail 64 of 62 and detects the fuel pressure supplied to the injector 67. 16 a detection signal of a detection signal of the hydraulic sensor SW17 for detecting the oil pressure of the engine 1, and the detection signal of the oil temperature sensor SW18 for detecting the oil temperature of the
  • the PCM 10 performs various calculations based on these detection signals to determine the state of the engine 1 and the vehicle, and in response to this, (direct injection) injector 67, spark plug 25, intake side variable valve mechanism 71 Control signals are output to the exhaust side variable valve mechanism 72, the fuel supply system 62, and the actuators of various valves (throttle valve 36, EGR valve 511). Thus, the PCM 10 operates the engine 1.
  • the PCM 10 outputs a control signal to the solenoid valve 72b of the exhaust side variable valve mechanism 72 (specifically, supplies a voltage or current to the solenoid valve 72b), and the solenoid valve 72b.
  • the control for changing the opening / closing timing of the exhaust valve 22 is executed by switching between opening and closing.
  • FIG. 4 shows an example of the operation control map of the engine 1.
  • the engine 1 does not perform ignition by the spark plug 25 in the first operating region R11, which is a low load region where the engine load is relatively low. Performs compression ignition combustion by ignition.
  • the load on the engine 1 increases, in this compression ignition combustion, the combustion becomes too steep and combustion noise is generated, and it becomes difficult to control the ignition timing (prone to misfire and the like). It is in).
  • the engine 1 performs a CI (Compression Ignition) operation for performing an operation by compression ignition combustion and an SI (for performing an operation by spark ignition combustion) according to the operation state of the engine 1, particularly, the load of the engine 1. It is configured to switch between (Spark Ignition) driving.
  • CI Compression Ignition
  • SI for performing an operation by spark ignition combustion
  • FIG. 5 shows the crank angle on the horizontal axis and the lift amount of the valve on the vertical axis.
  • a solid line graph G11 shows the operation (lift curve) of the exhaust valve 22 according to the crank angle
  • a broken line graph G12 shows the operation (lift curve) of the intake valve 21 according to the crank angle.
  • the exhaust side variable valve mechanism 72 opens the exhaust valve 22 during the exhaust stroke and also opens the exhaust valve during the intake stroke. Opening is performed to introduce the internal EGR gas having a relatively high temperature into the cylinder 18. By doing so, during the CI operation, the compression end temperature in the cylinder 18 is increased to improve the ignitability and stability of the compression ignition combustion.
  • 6A shows the operation (lift curve) of the exhaust valve 22 when the exhaust valve 22 is opened at a relatively early timing t11 by the exhaust side variable valve mechanism 72.
  • 6 (a) shows the open / closed state of the solenoid valve 72b of the exhaust side variable valve mechanism 72 when the exhaust valve 22 is operated in this way.
  • the valve opening timing t11 is referred to as the valve opening timing when the valve opening timing of the exhaust valve 22 is advanced to the maximum by the exhaust-side variable valve mechanism 72 (hereinafter referred to as “maximum valve opening timing” as appropriate).
  • the exhaust is performed at a relatively late timing t12, specifically, at the timing t12 delayed from the valve opening timing t11 shown in FIG.
  • FIG. 6A see arrow A21.
  • the operation (lift curve) of the exhaust valve 22 when the exhaust valve 22 is opened by the side variable valve mechanism 72 is shown.
  • FIG. 6B the exhaust valve 22 is operated in this way.
  • the open / close state of the solenoid valve 72b of the exhaust side variable valve mechanism 72 at the time is shown.
  • the lift amount integrated value of the exhaust valve 22 corresponding to the area indicated by the symbol Ar2 (the value obtained by integrating the lift amount of the exhaust valve 22 that changes according to the crank angle during the valve opening period, and passes through the exhaust valve 22).
  • the amount of flowing gas is approximately the amount corresponding to the integral value of the lift amount at high revolutions, and the pump loss generally increases as the integral amount of lift decreases with respect to the same passing gas amount at low revolutions). It can be seen that the lift amount integrated value of the exhaust valve 22 corresponding to the area is smaller. The reason why the lift amount and the lift amount integral value become smaller when the opening timing of the exhaust valve 22 is retarded in this way is as follows.
  • the exhaust side variable valve mechanism 72 when the cam crest formed on the cam 72d is in contact with the roller finger follower 72e, the cam crest pushes the roller finger follower 72e, thereby The unit 72f operates to compress the engine oil in the pressure chamber 72c.
  • the solenoid valve 72b is closed, a substantially sealed space is formed by the pressure chamber 72c and the brake unit 72g, and the hydraulic pressure of the engine oil in this space is increased, and the brake pressure is increased by the brake unit 72g. Operates to urge the exhaust valve 22 to open the exhaust valve 22.
  • the hydraulic pressure in the pressure chamber 72c increases when the cam crest of the cam 72d starts to act on the roller finger follower 72e, but decreases after increasing to some extent. Therefore, when the solenoid valve 72b is closed at an initial predetermined timing when the cam crest of the cam 72d starts to act on the roller finger follower 72e, the pressure of the high pressure chamber increases from a relatively early time.
  • the valve opening speeds up, and the lift amount and the integral value of the lift amount are the largest since the valve unit is lifted in accordance with the movement of the pump unit 72f pushed by the cam crest (see FIG. 6A).
  • the valve opening timing of the exhaust valve 22 that maximizes the lift amount and the lift amount integral value of the exhaust valve 22 is defined as the maximum advance valve opening timing of the exhaust valve 22.
  • the valve closing timing of the solenoid valve 72b is retarded from such maximum advance valve opening timing, the pressure increase in the high pressure chamber becomes relatively slow and the opening of the exhaust valve 22 becomes slow. Then, the lift amount and the lift amount integrated value that are lifted in accordance with the movement of the pump unit that is pushed in by the cam crest thereafter are also reduced (see FIG. 6B).
  • the exhaust-side variable valve mechanism 72 can change the opening / closing timing of the exhaust valve 22, but as shown in FIG.
  • the exhaust-side variable valve mechanism 72 opens and closes the exhaust valve 22.
  • the lift amount of the exhaust valve 22 also changes. Therefore, it can be said that the exhaust side variable valve mechanism 72 can change the lift amount in addition to the opening / closing timing of the exhaust valve 22.
  • the pumping loss can be reduced. Conceivable. For example, if the valve opening timing of the exhaust valve 22 is set to the maximum advance valve opening timing, the pumping loss can be effectively reduced.
  • the expansion ratio can be improved by retarding the valve opening timing of the exhaust valve 22 to the vicinity of the exhaust bottom dead center by the exhaust side variable valve mechanism 72 when the engine 1 is rotating at a low speed. Therefore, in this embodiment, the PCM 10 changes the valve opening timing of the exhaust valve 22 by the exhaust-side variable valve mechanism 72 according to the engine speed.
  • the PCM 10 advances the valve opening timing of the exhaust valve 22 by the exhaust side variable valve mechanism 72 as the engine speed increases (more specifically, the maximum valve opening timing is set).
  • the opening timing of the exhaust valve 22 is advanced as a limit.
  • the opening timing of the exhaust valve 22 is retarded by the exhaust side variable valve mechanism 72 as the engine speed is lower.
  • the valve opening timing of the exhaust valve 22 is retarded too much in order to improve the expansion ratio when the engine 1 is rotating at a low speed. Then, the desired lift amount cannot be secured, and the exhaust cannot be discharged smoothly from the cylinder. In particular, if the opening timing of the exhaust valve 22 is retarded too much, the lift amount of the exhaust valve 22 at the exhaust top dead center becomes considerably small, and loss due to exhaust (pumping loss) occurs. This will be specifically described with reference to FIG.
  • FIG. 7 is an explanatory diagram of a change in the lift amount of the exhaust valve 22 at the exhaust top dead center when the opening timing of the exhaust valve 22 is retarded by the exhaust-side variable valve mechanism 72.
  • the horizontal axis indicates the crank angle
  • the vertical axis indicates the lift amount of the exhaust valve 22.
  • the graphs G21 to G24 basically operate the exhaust valve 22 so as to open the exhaust twice (see FIG. 5), and retard the opening timing of the exhaust valve 22 in the exhaust stroke at that time.
  • a specific example of the lift curve of the exhaust valve 22 is shown.
  • the timing for delaying the valve opening timing of the exhaust valve 22 in the exhaust stroke to the maximum by the exhaust side variable valve mechanism 72. Is set, and the exhaust-side variable valve mechanism 72 is controlled so that the exhaust valve 22 is opened at a timing that is more advanced than the maximum retardation valve opening timing.
  • the PCM 10 lifts the exhaust valve 22 at the exhaust top dead center by retarding the valve opening timing of the exhaust valve 22 up to the maximum retarded valve opening timing when the engine speed is low.
  • the expansion ratio is improved while securing the amount and suppressing loss due to exhaust.
  • FIG. 8 shows an example of a lift curve of the exhaust valve 22 when the exhaust valve 22 is operated so as to open the exhaust twice. 8 indicates the lift amount of the exhaust valve 22 at the exhaust top dead center.
  • the PCM 10 exhausts the exhaust valve 22 so that the lift amount L of the exhaust valve 22 at the exhaust top dead center does not become zero, that is, the exhaust valve 22 is at least opened at the exhaust top dead center.
  • the maximum retarded valve opening timing of the exhaust valve 22 by the side variable valve mechanism 72 is set.
  • the PCM 10 sets the maximum retard opening timing of the exhaust valve 22 by the exhaust side variable valve mechanism 72 so that the lift amount L of the exhaust valve 22 at the exhaust top dead center is equal to or greater than a predetermined amount. .
  • the predetermined amount used in this case for example, an amount that is at least larger than the lift amount L of the exhaust valve 22 that causes a loss that cannot be overlooked (pumping loss) is applied, in other words, a loss within an allowable range (pumping loss).
  • a lift amount L of the exhaust valve 22 that causes a loss) is applied.
  • This predetermined amount is set based on the exhaust amount, the opening area of the exhaust valve 22, and the like. Note that the maximum retarded valve opening timing at which the lift amount L is greater than at least 0, and the maximum retarded valve opening timing at which the lift amount L is greater than or equal to a predetermined amount are, for example, experimental or simulation in advance. You can go and ask.
  • the PCM 10 uses the maximum retarded valve opening timing determined in this way, and the exhaust-side variable valve mechanism 72 opens the exhaust valve 22 at a timing advanced from the maximum retarded valve opening timing. To control.
  • the PCM 10 sets the maximum retarded valve opening timing of the exhaust valve 22 by the exhaust side variable valve mechanism 72 to the advance side as the engine speed increases, so that at the exhaust top dead center.
  • the lift amount of the exhaust valve 22 is increased.
  • the maximum retarded valve opening timing to be set according to the engine speed is obtained by experiment or simulation, and the maximum retarded valve opening timing to be set according to the engine speed is defined in the map. Refers to such a map and sets the maximum retarded valve opening timing according to the engine speed.
  • the maximum retarded valve opening timing of the exhaust valve 22 is set based on the lift amount of the exhaust valve 22 at the exhaust top dead center, and the timing on the advance side of the maximum retarded valve opening timing is set. Since the exhaust-side variable valve mechanism 72 is controlled so as to open the exhaust valve 22, the exhaust valve 22 lift at the exhaust top dead center can be ensured appropriately, and loss due to exhaust can be suppressed. . As a result, when the engine speed is low, the opening timing of the exhaust valve 22 can be retarded up to an appropriate maximum retardation opening timing, and the lift amount of the exhaust valve 22 at the exhaust top dead center can be reduced. The expansion ratio can be improved while securing and suppressing loss due to exhaust.
  • the exhaust valve 22 at the exhaust top dead center is set.
  • the lift amount can be ensured.
  • the maximum delay opening timing of the exhaust valve 22 is set so that the lift amount of the exhaust valve 22 at the exhaust top dead center is equal to or greater than a predetermined amount, the lift amount of the exhaust valve 22 at the exhaust top dead center is set. Can be ensured more reliably, and loss due to exhaust can be effectively suppressed.
  • the maximum retarded valve opening timing of the exhaust valve 22 is set to the advance side, and the lift amount of the exhaust valve 22 at the exhaust top dead center is increased. Therefore, exhaust that increases as the engine speed increases can be appropriately discharged from the exhaust valve 22 to suppress loss due to exhaust.

Abstract

エンジンの制御装置は、排気弁２２の開閉時期を変化させる排気側可変動弁機構７２と、排気弁２２の開閉時期を変化させるように排気側可変動弁機構７２を制御するＰＣＭ１０とを有し、排気側可変動弁機構７２は、排気弁２２の開弁時期を遅角させていくとリフト量が小さくなるように構成され、ＰＣＭ１０は、排気弁２２の排気上死点におけるリフト量に基づき、排気行程での排気弁２２の開弁時期を排気側可変動弁機構７２によって最大に遅角させる時期である最大遅角開弁時期を設定し、この最大遅角開弁時期よりも進角側の時期において排気弁２２を開弁させるように排気側可変動弁機構７２を制御する。

Description

エンジンの制御装置
　本発明は、エンジンの制御装置に係わり、特に、吸気を筒内に導入するための吸気弁及び排気を筒内から排出するための排気弁が設けられた気筒を備えるエンジンの制御装置に関する。
　従来から、気筒に設けられた排気弁や吸気弁の開閉時期及び／又はリフト量を変化させる可変動弁機構（換言すると可変バルブ機構）が知られている。例えば、特許文献１には、排気弁の開閉時期を変化させる可変動弁機構を備えるエンジンシステムに関して、エンジン回転数が低いほど、可変動弁機構によって排気弁の開弁時期を遅角させることで、低回転時において排気通路へ供給した空気が筒内へ逆流することを抑制する技術が記載されている。
特開２０１０－１８５３０１号公報
　ところで、エンジンの高回転時には、可変動弁機構によって排気弁の開弁時期を排気下死点に対して進角させると、所謂ポンピングロスを低減することができるものと考えられる。一方で、エンジンの低回転時には、可変動弁機構によって排気弁の開弁時期を排気下死点付近まで遅角させると、筒内の膨張比を向上させることができるものと考えられる。
　ここで、従来から、排気弁の開弁時期を遅角させていくとリフト量が小さくなるような特性を有する可変動弁機構が知られている。そのような可変動弁機構を排気弁に適用した場合、エンジンの低回転時に膨張比を向上させるために排気弁の開弁時期を遅角させ過ぎると、排気上死点での排気弁のリフト量（このリフト量は排気弁の開口面積を規定する）がかなり小さくなってしまう。最悪のケースでは、排気上死点において排気弁のリフト量が０になってしまう、つまり排気弁が全閉状態になってしまう。このように排気上死点での排気弁のリフト量がかなり小さくなると、排気が筒内から適切に排出されずに筒内圧が上昇し、排気による損失（ポンピングロス）が生じてしまう。
　本発明は、上述した従来技術の問題点を解決するためになされたものであり、排気弁に可変動弁機構を適用したエンジンにおいて、排気弁の排気上死点におけるリフト量を確保して、排気による損失を適切に抑制することができる、エンジンの制御装置を提供することを目的とする。
　上記の目的を達成するために、本発明は、吸気を筒内に導入するための吸気弁及び排気を筒内から排出するための排気弁が設けられた気筒を備えるエンジンの制御装置であって、排気弁の開閉時期を変化させて、この排気弁を動作させる可変動弁機構と、排気弁の開閉時期を変化させるように可変動弁機構を制御する制御手段と、を有し、可変動弁機構は、排気弁の開弁時期を所定の基準時期から遅角させていくとリフト量が小さくなるように構成され、制御手段は、排気弁の排気上死点におけるリフト量に基づき、排気行程での排気弁の開弁時期を可変動弁機構によって最大に遅角させる時期である最大遅角開弁時期を設定し、この最大遅角開弁時期よりも進角側の時期において排気弁を開弁させるように可変動弁機構を制御する、ことを特徴とする。
　このように構成された本発明によれば、排気上死点での排気弁のリフト量に基づき、排気弁の最大遅角開弁時期を設定し、この最大遅角開弁時期よりも進角側の時期において排気弁を開弁させるように可変動弁機構を制御するので、排気上死点での排気弁のリフト量を適切に確保して、排気による損失（ポンピングロス）を抑制することができる。これにより、エンジン回転数が低い場合に、適切な最大遅角開弁時期を限度として排気弁の開弁時期を遅角させることができ、排気上死点での排気弁のリフト量を確保して排気による損失を抑制しつつ、膨張比を改善できるようになる。
　本発明において、好ましくは、制御手段は、排気弁の排気上死点におけるリフト量が０にならないように、最大遅角開弁時期を設定する。
　このように構成された本発明によれば、排気上死点において排気弁が少なくとも開弁状態となっているように最大遅角開弁時期を設定するので、排気上死点での排気弁のリフト量を確実に確保することができる。
　本発明において、好ましくは、制御手段は、排気弁の排気上死点におけるリフト量が所定量以上になるように、最大遅角開弁時期を設定する。
　このように構成された本発明によれば、排気上死点での排気弁のリフト量を所望の量以上に確保して、排気による損失を効果的に抑制することができる。
　本発明において、好ましくは、制御手段は、エンジン回転数が高くなるほど、最大遅角開弁時期を進角側に設定する。
　このように構成された本発明によれば、エンジン回転数が高くなるほど、排気弁の最大遅角開弁時期を進角側に設定して、排気上死点での排気弁のリフト量を大きくするので、エンジン回転数が高くなるほど増加する排気を排気弁から適切に排出して、排気による損失を抑制することができる。
　本発明において、好ましくは、制御手段は、エンジン回転数が高くなるほど、排気弁の開弁時期を進角させ、エンジン回転数が低くなるほど、排気弁の開弁時期を遅角させるように、可変動弁機構を制御する。
　このように構成された本発明によれば、低回転時には膨張比を適切に向上させることができ、高回転時にはポンピングロスを適切に低減することができ、それにより、エンジンの低回転域から高回転域に渡って燃費を向上させることが可能となる。
　本発明において、好ましくは、可変動弁機構は、クランクシャフトの回転に同期して回転するカムと、内部にエンジンオイルが充填され、カムの動作によってエンジンオイルの油圧が変化する圧力室と、圧力室に接続されており、開閉することにより排気弁に作用させる油圧を制御する油圧バルブと、を有し、制御手段は、カムが圧力室内の油圧を上昇させるよう動作しているときに、油圧バルブの開閉を切り替える制御を行って、圧力室内の油圧を排気弁に作用させて排気弁を開弁させ、油圧バルブの開閉を切り替えるタイミングを制御して、排気弁の開閉時期を変化させる。
　このように構成された本発明によれば、クランクシャフトの回転に同期して回転するカムを用いて圧力室内のエンジンオイルの油圧を変化させ、油圧バルブの制御によって圧力室内の油圧を排気弁に作用させて、排気弁を開弁させるよう構成された可変動弁機構を適用するので、簡易な構成にて排気弁の開閉時期を変化させることが可能となる。
　本発明のエンジンの制御装置によれば、排気弁に可変動弁機構を適用したエンジンにおいて、排気弁の排気上死点におけるリフト量を確保して、排気による損失を適切に抑制することができる。
本発明の実施形態によるエンジンの制御装置が適用されたエンジンの概略構成図である。 本発明の実施形態によるエンジンの排気弁に適用される排気側可変動弁機構の概略側面図である。 本発明の実施形態によるエンジンの制御装置に関する電気的構成を示すブロック図である。 本発明の実施形態によるエンジンの運転領域の説明図である。 本発明の実施形態による第１の運転領域での吸気弁及び排気弁の基本動作の説明図である。 本発明の実施形態による排気側可変動弁機構の特性についての説明図である。 排気側可変動弁機構によって排気弁の開弁時期を遅角させたときの排気上死点での排気弁のリフト量の変化についての説明図である。 本発明の実施形態において設定する排気弁の最大遅角開弁時期についての説明図である。
　以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態によるエンジンの制御装置について説明する。
　［エンジンの構成］
　まず、図１乃至図３を参照して、本発明の実施形態によるエンジンの制御装置が適用されたエンジンの構成について説明する。図１は、本発明の実施形態によるエンジンの制御装置が適用されたエンジンの概略構成図であり、図２は、本発明の実施形態によるエンジンにおける排気弁に適用される排気側可変動弁機構の概略側面図（部分的に断面図を示している）であり、図３は、本発明の実施形態によるエンジンの制御装置に関する電気的構成を示すブロック図である。
　図１に示すように、エンジン１は、車両に搭載されると共に、少なくともガソリンを含有する燃料が供給されるガソリンエンジンである。エンジン１は、複数の気筒１８が設けられたシリンダブロック１１（なお、図１では、１つの気筒のみを図示するが、例えば４つの気筒が直列に設けられる）と、このシリンダブロック１１上に配設されたシリンダヘッド１２と、シリンダブロック１１の下側に配設され、潤滑油が貯留されたオイルパン１３とを有している。各気筒１８内には、コンロッド１４２を介してクランクシャフト１５と連結されているピストン１４が往復動可能に嵌挿されている。ピストン１４の頂面には、ディーゼルエンジンでのリエントラント型のようなキャビティ１４１が形成されている。キャビティ１４１は、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置するときには、後述するインジェクタ６７に相対する。シリンダヘッド１２と、気筒１８と、キャビティ１４１を有するピストン１４とは、燃焼室１９を画定する。なお、燃焼室１９の形状は、図示する形状に限定されるものではない。例えばキャビティ１４１の形状、ピストン１４の頂面形状、及び、燃焼室１９の天井部の形状等は、適宜変更することが可能である。
　このエンジン１は、理論熱効率の向上や、後述する圧縮着火燃焼の安定化等を目的として、１５以上の比較的高い幾何学的圧縮比に設定されている。なお、幾何学的圧縮比は１５以上２０以下程度の範囲で、適宜設定すればよい。
　シリンダヘッド１２には、気筒１８毎に、吸気ポート１６及び排気ポート１７が形成されていると共に、これら吸気ポート１６及び排気ポート１７には、燃焼室１９側の開口を開閉する吸気弁２１及び排気弁２２がそれぞれ配設されている。また、図３に示すように、吸気弁２１は、吸気側可変動弁機構７１によって開弁時期及び／又はリフト量が変化され、排気弁２２は、排気側可変動弁機構７２によって開弁時期が変化される。なお、一般的に、排気弁２２は、気筒１８毎に２つ設けられるが、これら２つの排気弁２２の両方に排気側可変動弁機構７２を適用することに限定はされず、一方の排気弁２２にのみ排気側可変動弁機構７２を適用し、他方の排気弁２２には開弁時期及びリフト量が一定となるメカニカル動弁機構を適用してもよい。吸気弁２１についても同様である。
　図２に示すように、排気弁２２に適用される排気側可変動弁機構７２は、外部から供給されたエンジンオイルが通過するオイル供給路７２ａと、オイル供給路７２ａ上に設けられた三方弁としてのソレノイドバルブ７２ｂ（油圧バルブに相当する）と、オイル供給路７２ａからソレノイドバルブ７２ｂを介して供給されたエンジンオイルが充填される圧力室７２ｃと、を有する。この場合、ソレノイドバルブ７２ｂが開弁しているときに、オイル供給路７２ａと圧力室７２ｃとが流体連通されて、オイル供給路７２ａから圧力室７２ｃへとエンジンオイルが供給される（図２中の矢印Ａ１１参照）。ソレノイドバルブ７２ｂは、通電されていない状態では開弁しており、通電されると閉弁する。より詳しくは、ソレノイドバルブ７２ｂは、通電され続けることにより、閉弁状態が維持される。なお、ソレノイドバルブ７２ｂの上流側のオイル供給路７２ａ上には、図示しない逆止弁などが設けられている。
　また、排気側可変動弁機構７２は、タイミングベルトなどを介してクランクシャフト１５の回転が伝達される排気カムシャフト２３上に設けられたカム７２ｄと、カム７２ｄから伝達された力により揺動するローラーフィンガーフォロア７２ｅと、圧力室７２ｃに連結されており、ローラーフィンガーフォロア７２ｅによって動作されて、圧力室７２ｃ内のエンジンオイルの圧力（油圧）を上昇させるポンプユニット７２ｆと、を有する。加えて、排気側可変動弁機構７２は、ソレノイドバルブ７２ｂを介して圧力室７２ｃに連結され、圧力室７２ｃ内の油圧によって排気弁２２を開弁させるように動作するブレーキユニット７２ｇと、ブレーキユニット７２ｇが動作していないときに排気弁２２の閉状態を維持するための力を付与するバルブスプリング７２ｈと、を有する。この場合、ソレノイドバルブ７２ｂが閉弁しているときに、オイル供給路７２ａと圧力室７２ｃとの流体連通が遮断されて、圧力室７２ｃとブレーキユニット７２ｇとが流体連通されることで、圧力室７２ｃ内の油圧がブレーキユニット７２ｇに作用する（図２中の矢印Ａ１２参照）。
　排気側可変動弁機構７２が排気弁２２を開弁させる動作について具体的に説明する。カム７２ｄが排気カムシャフト２３と同期して回転している最中において、カム７２ｄに形成されたカム山（換言するとカムロブ）がローラーフィンガーフォロア７２ｅに接触すると、このカム山がローラーフィンガーフォロア７２ｅを押し込む。これにより、ローラーフィンガーフォロア７２ｅがポンプユニット７２ｆを付勢して、ポンプユニット７２ｆが圧力室７２ｃ内のエンジンオイルを圧縮するよう動作する。このときに、ソレノイドバルブ７２ｂを閉弁すると、オイル供給路７２ａと圧力室７２ｃとの流体連通が遮断されて、圧力室７２ｃとブレーキユニット７２ｇとが流体連通されることで、圧力室７２ｃとブレーキユニット７２ｇとによってほぼ密閉空間が形成されて、この空間内のエンジンオイルの油圧がポンプユニット７２ｆの動作によって上昇する。そして、上昇された油圧によってブレーキユニット７２ｇが動作して排気弁２２を付勢することで、排気弁２２がリフトする、つまり排気弁２２が開弁する。他方で、上記のような状況においてソレノイドバルブ７２ｂを開状態に維持した場合には、オイル供給路７２ａと圧力室７２ｃとが流体連通しているので、ポンプユニット７２ｆの動作によって圧力室７２ｃ内のエンジンオイルがオイル供給路７２ａへと押し出される（当然、ソレノイドバルブ７２ｂが閉弁しているときには、圧力室７２ｃとブレーキユニット７２ｇとの流体連通が遮断されているため、圧力室７２ｃ内の油圧はブレーキユニット７２ｇに作用しない）。
　基本的には、カム７２ｄに形成されたカム山がローラーフィンガーフォロア７２ｅに作用している間の何処かのタイミングでソレノイドバルブ７２ｂを閉弁すると、排気弁２２を開弁させることができる。したがって、ソレノイドバルブ７２ｂを開状態から閉状態に切り替えるタイミングを変えることで、排気弁２２の開弁時期を変化させることができる。本実施形態では、排気行程において排気弁２２を開弁できるように、カム７２ｄ上の所定位置にカム山が形成されていると共に、排気行程に加えて吸気行程においても排気弁２２を開弁できるように、つまり排気の二度開きが行えるように、別のカム山がカム７２ｄ上の所定位置に形成されている。本実施形態では、このような２つのカム山のそれぞれがローラーフィンガーフォロア７２ｅに作用している間に、ソレノイドバルブ７２ｂの開閉を切り替える制御を行って、排気弁２２の開閉時期を変化させるようにする。また、排気の二度開きは、排気ポート１７から燃焼室１９へ既燃ガス（内部ＥＧＲガス）を逆流させて再導入する場合に実行される。
　図１を再度参照すると、シリンダヘッド１２には、気筒１８毎に、気筒１８内に燃料を直接噴射する（直噴）インジェクタ６７が取り付けられている。インジェクタ６７は、その噴口が燃焼室１９の天井面の中央部分から、その燃焼室１９内に臨むように配設されている。インジェクタ６７は、エンジン１の運転状態に応じて設定された噴射タイミングでかつ、エンジン１の運転状態に応じた量の燃料を、燃焼室１９内に直接噴射する。この例において、インジェクタ６７は、詳細な図示は省略するが、複数の噴口を有する多噴口型のインジェクタである。これによって、インジェクタ６７は、燃料噴霧が、燃焼室１９の中心位置から放射状に広がるように、燃料を噴射する。ピストン１４が圧縮上死点付近に位置するタイミングで、燃焼室１９の中央部分から放射状に広がるように噴射された燃料噴霧は、ピストン頂面に形成されたキャビティ１４１の壁面に沿って流動する。キャビティ１４１は、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置するタイミングで噴射された燃料噴霧を、その内部に収めるように形成されている、と言い換えることが可能である。この多噴口型のインジェクタ６７とキャビティ１４１との組み合わせは、燃料の噴射後、混合気形成期間を短くすると共に、燃焼期間を短くする上で有利な構成である。なお、インジェクタ６７は、多噴口型のインジェクタに限定されず、外開弁タイプのインジェクタを採用してもよい。
　図外の燃料タンクとインジェクタ６７との間は、燃料供給経路によって互いに連結されている。この燃料供給経路上には、燃料ポンプ６３とコモンレール６４とを含みかつ、インジェクタ６７に、比較的高い燃料圧力で燃料を供給することが可能な燃料供給システム６２が介設されている。燃料ポンプ６３は、燃料タンクからコモンレール６４に燃料を圧送し、コモンレール６４は圧送された燃料を、比較的高い燃料圧力で蓄えることが可能である。インジェクタ６７が開弁することによって、コモンレール６４に蓄えられている燃料がインジェクタ６７の噴口から噴射される。ここで、燃料ポンプ６３は、図示は省略するが、プランジャー式のポンプであり、エンジン１によって駆動される。このエンジン駆動のポンプを含む構成の燃料供給システム６２は、３０ＭＰａ以上の高い燃料圧力の燃料を、インジェクタ６７に供給することを可能にする。燃料圧力は、最高で１２０ＭＰａ程度に設定してもよい。インジェクタ６７に供給される燃料の圧力は、エンジン１の運転状態に応じて変更される。なお、燃料供給システム６２は、この構成に限定されるものではない。
　シリンダヘッド１２にはまた、燃焼室１９内の混合気に強制点火（具体的には火花点火）する点火プラグ２５が取り付けられている。点火プラグ２５は、この例では、エンジン１の排気側から斜め下向きに延びるように、シリンダヘッド１２内を貫通して配置されている。点火プラグ２５の先端は、圧縮上死点に位置するピストン１４のキャビティ１４１内に臨んで配置される。
　エンジン１の一側面には、図１に示すように、各気筒１８の吸気ポート１６に連通するように吸気通路３０が接続されている。一方、エンジン１の他側面には、各気筒１８の燃焼室１９からの既燃ガス（排気ガス）を排出する排気通路４０が接続されている。
　吸気通路３０の上流端部には、吸入空気を濾過するエアクリーナ３１が配設され、その下流側には、各気筒１８への吸入空気量を調節するスロットル弁３６が配設されている。また、吸気通路３０における下流端近傍には、サージタンク３３が配設されている。このサージタンク３３よりも下流側の吸気通路３０は、気筒１８毎に分岐する独立通路とされ、これら各独立通路の下流端が各気筒１８の吸気ポート１６にそれぞれ接続されている。
　排気通路４０の上流側の部分は、気筒１８毎に分岐して排気ポート１７の外側端に接続された独立通路と該各独立通路が集合する集合部とを有する排気マニホールドによって構成されている。この排気通路４０における排気マニホールドよりも下流側には、排気ガス中の有害成分を浄化する排気浄化装置として、直キャタリスト４１とアンダーフットキャタリスト４２とがそれぞれ接続されている。直キャタリスト４１及びアンダーフットキャタリスト４２はそれぞれ、筒状ケースと、そのケース内の流路に配置した、例えば三元触媒とを備えて構成されている。
　吸気通路３０におけるサージタンク３３とスロットル弁３６との間の部分と、排気通路４０における直キャタリスト４１よりも上流側の部分とは、排気ガスの一部を吸気通路３０に還流するためのＥＧＲ通路５０を介して接続されている。このＥＧＲ通路５０は、排気ガスをエンジン冷却水によって冷却するためのＥＧＲクーラ５２が配設された主通路５１を含んで構成されている。主通路５１には、排気ガスの吸気通路３０への還流量を調整するためのＥＧＲ弁５１１が配設されている。
　エンジン１は、制御手段としてのパワートレイン・コントロール・モジュール（以下では「ＰＣＭ」と呼ぶ。）１０によって制御される。ＰＣＭ１０は、ＣＰＵ、メモリ、カウンタタイマ群、インターフェース及びこれらのユニットを接続するパスを有するマイクロプロセッサで構成されている。このＰＣＭ１０が制御器を構成する。
　ＰＣＭ１０には、図１及び図３に示すように、各種のセンサＳＷ１、ＳＷ２、ＳＷ４～ＳＷ１８の検出信号が入力される。具体的には、ＰＣＭ１０には、エアクリーナ３１の下流側で、新気の流量を検出するエアフローセンサＳＷ１の検出信号と、新気の温度を検出する吸気温度センサＳＷ２の検出信号と、ＥＧＲ通路５０における吸気通路３０との接続部近傍に配置されかつ、外部ＥＧＲガスの温度を検出するＥＧＲガス温センサＳＷ４の検出信号と、吸気ポート１６に取り付けられかつ、気筒１８内に流入する直前の吸気の温度を検出する吸気ポート温度センサＳＷ５の検出信号と、シリンダヘッド１２に取り付けられかつ、気筒１８内の圧力を検出する筒内圧センサＳＷ６の検出信号と、排気通路４０におけるＥＧＲ通路５０の接続部近傍に配置されかつ、それぞれ排気温度及び排気圧力を検出する排気温センサＳＷ７及び排気圧センサＳＷ８の検出信号と、直キャタリスト４１の上流側に配置されかつ、排気中の酸素濃度を検出するリニアＯ2センサＳＷ９の検出信号と、直キャタリスト４１とアンダーフットキャタリスト４２との間に配置されかつ、排気中の酸素濃度を検出するラムダＯ2センサＳＷ１０の検出信号と、エンジン冷却水の温度を検出する水温センサＳＷ１１の検出信号と、クランクシャフト１５の回転角を検出するクランク角センサＳＷ１２の検出信号と、車両のアクセルペダル（図示省略）の操作量に対応したアクセル開度を検出するアクセル開度センサＳＷ１３の検出信号と、吸気側及び排気側のカム角センサＳＷ１４、ＳＷ１５の検出信号と、燃料供給システム６２のコモンレール６４に取り付けられかつ、インジェクタ６７に供給する燃料圧力を検出する燃圧センサＳＷ１６の検出信号と、エンジン１の油圧を検出する油圧センサＳＷ１７の検出信号と、エンジン１の油温を検出する油温センサＳＷ１８の検出信号と、が入力される。
　ＰＣＭ１０は、これらの検出信号に基づいて種々の演算を行うことによってエンジン１や車両の状態を判定し、これに応じて、（直噴）インジェクタ６７、点火プラグ２５、吸気側可変動弁機構７１、排気側可変動弁機構７２、燃料供給システム６２、及び、各種の弁（スロットル弁３６、ＥＧＲ弁５１１）のアクチュエータに対して制御信号を出力する。こうしてＰＣＭ１０は、エンジン１を運転する。特に、本実施形態では、ＰＣＭ１０は、排気側可変動弁機構７２のソレノイドバルブ７２ｂに対して制御信号を出力して（詳しくはソレノイドバルブ７２ｂに対して電圧又は電流を供給する）、ソレノイドバルブ７２ｂの開閉を切り替えることで、排気弁２２の開閉時期を変化させる制御を実行する。
　［運転領域］
　次に、図４を参照して、本発明の実施形態によるエンジン１の運転領域について説明する。図４は、エンジン１の運転制御マップの一例を示している。このエンジン１は、燃費の向上や排気エミッション性能の向上を目的として、エンジン負荷が相対的に低い低負荷域である第１の運転領域Ｒ１１では、点火プラグ２５による点火を行わずに、圧縮自己着火による圧縮着火燃焼を行う。しかしながら、エンジン１の負荷が高くなるに従って、この圧縮着火燃焼では、燃焼が急峻になりすぎてしまい、燃焼騒音が発生したり、着火時期の制御が困難になったりする（失火などが発生する傾向にある）。そのため、このエンジン１では、エンジン負荷が相対的に高い高負荷域である第２の運転領域Ｒ１２では、圧縮着火燃焼の代わりに、点火プラグ２５を利用した強制点火燃焼（ここでは火花点火燃焼）を行うようにする。このように、このエンジン１は、エンジン１の運転状態、特にエンジン１の負荷に応じて、圧縮着火燃焼による運転を実行するＣＩ（Compression Ignition）運転と、火花点火燃焼による運転を実行するＳＩ（Spark Ignition）運転とを切り替えるように構成されている。
　ここで、図５を参照して、ＣＩ運転を行う第１の運転領域Ｒ１１での吸気弁２１及び排気弁２２の基本動作について説明する。図５は、横軸にクランク角を示し、縦軸に弁のリフト量を示している。また、実線のグラフＧ１１は、クランク角に応じた排気弁２２の動作（リフトカーブ）を示し、破線のグラフＧ１２は、クランク角に応じた吸気弁２１の動作（リフトカーブ）を示している。グラフＧ１１に示すように、ＣＩ運転を行う第１の運転領域Ｒ１１では、排気側可変動弁機構７２によって排気弁２２を排気行程中に開弁させると共に吸気行程中にも開弁させる排気の二度開きを実行して、相対的に温度の高い内部ＥＧＲガスを気筒１８内に導入する。こうすることで、ＣＩ運転時に、気筒１８内の圧縮端温度を高めて、圧縮着火燃焼の着火性及び安定性を高めるようにしている。
　［排気弁に対する制御］
　次に、本発明の実施形態による排気弁に対する制御内容について具体的に説明する。
　まず、図６を参照して、排気弁２２を動作させる排気側可変動弁機構７２の特性について説明する。ここでは、説明を簡単にするために、排気側可変動弁機構７２によって排気弁２２を１回だけ開弁させる場合を例に挙げる（実際には排気弁２２は二度開きする）。
　図６（ａ）の上には、排気側可変動弁機構７２によって排気弁２２を比較的早い時期ｔ１１にて開弁させたときの排気弁２２の動作（リフトカーブ）を示しており、図６（ａ）の下には、このように排気弁２２を動作させたときの排気側可変動弁機構７２のソレノイドバルブ７２ｂの開閉状態を示している。例えば、開弁時期ｔ１１は、排気側可変動弁機構７２によって排気弁２２の開弁時期を最大に進角させたときの開弁時期（以下では適宜「最大進角開弁時期」と呼ぶ。）である。一方、図６（ｂ）の上には、比較的遅い時期ｔ１２に、具体的には図６（ａ）に示した開弁時期ｔ１１から遅角させた時期ｔ１２に（矢印Ａ２１参照）、排気側可変動弁機構７２によって排気弁２２を開弁させたときの排気弁２２の動作（リフトカーブ）を示しており、図６（ｂ）の下には、このように排気弁２２を動作させたときの排気側可変動弁機構７２のソレノイドバルブ７２ｂの開閉状態を示している。また、図６（ｂ）の上には、比較のために、図６（ａ）の上に示したリフトカーブを破線にて重ねて示してある。
　図６（ａ）と図６（ｂ）とを比較すると、排気弁２２の開弁時期を遅角させると、排気弁２２のリフト量が小さくなることがわかる（矢印Ａ２２参照）。また、符号Ａｒ２で示す面積に対応する、排気弁２２のリフト量積分値（開弁期間においてクランク角度に応じて変化する排気弁２２のリフト量を積分した値であり、排気弁２２を通って流れるガス量は、高回転では概ねこのリフト量積分値に応じた量となり、低回転では同じ通過ガス量に対してポンプ損失がリフト量積分値低下に伴い概ね増加する）が、符号Ａｒ１で示す面積に対応する、排気弁２２のリフト量積分値よりも小さいことがわかる。このように排気弁２２の開弁時期を遅角させるとリフト量及びリフト量積分値が小さくなる理由は、以下の通りである。
　上述したように、排気側可変動弁機構７２においては、カム７２ｄに形成されたカム山がローラーフィンガーフォロア７２ｅに接触しているときに、このカム山がローラーフィンガーフォロア７２ｅを押し込むことで、ポンプユニット７２ｆが圧力室７２ｃ内のエンジンオイルを圧縮するよう動作する。このときに、ソレノイドバルブ７２ｂを閉弁すると、圧力室７２ｃとブレーキユニット７２ｇとによってほぼ密閉空間が形成されて、この空間内のエンジンオイルの油圧が上昇して、上昇された油圧によってブレーキユニット７２ｇが動作して排気弁２２を付勢することで、排気弁２２が開弁する。
　ここで、圧力室７２ｃ内の油圧は、カム７２ｄのカム山がローラーフィンガーフォロア７２ｅに作用し始めると上昇していくが、ある程度まで上昇した後に低下していく。したがって、カム７２ｄのカム山がローラーフィンガーフォロア７２ｅに作用し始めた初期の所定のタイミングにおいてソレノイドバルブ７２ｂを閉弁すると、相対的に早い時期から高圧室の圧力は上昇するため、排気弁２２の開弁は早くなり、その後もカム山によって押し込まれるポンプユニット７２ｆの動きに合わせてリフトするため、リフト量及びリフト量積分値は最も大きくなる（図６（ａ）参照）。この場合、排気弁２２のリフト量及びリフト量積分値が最も大きくなるような排気弁２２の開弁時期が、排気弁２２の最大進角開弁時期として規定される。他方で、そのような最大進角開弁時期からソレノイドバルブ７２ｂの閉弁時期を遅角させていくと、高圧室の圧力上昇は相対的に遅くなり、排気弁２２の開弁は遅くなるため、その後カム山によって押し込まれるポンプユニットの動きに合わせてリフトするリフト量およびリフト量積分値も小さくなるのである（図６（ｂ）参照）。
　なお、上述してきた通り、排気側可変動弁機構７２は排気弁２２の開閉時期を変化させることができるが、図６に示したように、排気側可変動弁機構７２によって排気弁２２の開閉時期を変化させると排気弁２２のリフト量も変化するので、このことから、排気側可変動弁機構７２は排気弁２２の開閉時期に加えてリフト量も変化させることができると言える。
　ところで、エンジン１の高回転時には、排気側可変動弁機構７２によって排気弁２２の開弁時期を排気下死点（ＴＤＣ）に対して進角させると、ポンピングロスを低減することができるものと考えられる。例えば、排気弁２２の開弁時期を最大進角開弁時期に設定すると、ポンピングロスを効果的に低減することができる。一方で、エンジン１の低回転時には、排気側可変動弁機構７２によって排気弁２２の開弁時期を排気下死点付近まで遅角させると、膨張比を向上させることができるものと考えられる。そのため、本実施形態では、ＰＣＭ１０は、エンジン回転数に応じて、排気側可変動弁機構７２によって排気弁２２の開弁時期を変化させる。具体的には、ＰＣＭ１０は、ポンピングロスの観点から、エンジン回転数が高いほど、排気側可変動弁機構７２によって排気弁２２の開弁時期を進角させ（詳しくは最大進角開弁時期を限度として排気弁２２の開弁時期を進角させる）、また、膨張比の観点から、エンジン回転数が低いほど、排気側可変動弁機構７２によって排気弁２２の開弁時期を遅角させる。
　しかしながら、上記したような排気側可変動弁機構７２の特性から（図６（ｂ）参照）、エンジン１の低回転時に膨張比を向上させるために排気弁２２の開弁時期を遅角させ過ぎると、所望のリフト量などが確保できずに、筒内から排気をスムーズに排出できなくなる。特に、排気弁２２の開弁時期を遅角させ過ぎると、排気上死点での排気弁２２のリフト量がかなり小さくなり、排気による損失（ポンピングロス）が生じてしまう。これについて、図７を参照して具体的に説明する。
　図７は、排気側可変動弁機構７２によって排気弁２２の開弁時期を遅角させたときの排気上死点での排気弁２２のリフト量の変化についての説明図である。図７は、横軸にクランク角を示し、縦軸に排気弁２２のリフト量を示している。グラフＧ２１～Ｇ２４は、基本的には排気の二度開き（図５参照）を行うように排気弁２２を動作させることとし、そのときの排気行程における排気弁２２の開弁時期を遅角させていった場合の排気弁２２のリフトカーブの具体例を示している。
　図７に示すように、排気弁２２の開弁時期を遅角させる度合いを大きくすると（矢印Ａ３１参照）、排気上死点での排気弁２２のリフト量が小さくなっていくことがわかる（矢印Ａ３２参照）。特に、グラフＧ２４に示すように、排気弁２２の開弁時期を遅角させる度合いをかなり大きくすると、排気上死点での排気弁２２のリフト量が０になること、つまり排気上死点において排気弁２２が全閉状態になることがわかる。このように、排気弁２２の開弁時期を遅角させることで排気上死点での排気弁２２のリフト量が確保されなくなると、排気が筒内から適切に排出されずに筒内圧が上昇し、排気による損失が生じてしまう。
　したがって、本実施形態では、排気上死点での排気弁２２のリフト量を考慮して、排気行程での排気弁２２の開弁時期を排気側可変動弁機構７２によって最大に遅角させる時期である最大遅角開弁時期を設定し、この最大遅角開弁時期よりも進角側の時期において排気弁２２を開弁させるように排気側可変動弁機構７２を制御する。具体的には、ＰＣＭ１０は、エンジン回転数が低い場合に、最大遅角開弁時期を限度として排気弁２２の開弁時期を遅角させることで、排気上死点での排気弁２２のリフト量を確保して排気による損失を抑制しつつ、膨張比を改善するようにする。
　次に、図８を参照して、本発明の実施形態において設定する排気弁２２の最大遅角開弁時期について具体的に説明する。図８は、排気の二度開きを行うように排気弁２２を動作させた場合の排気弁２２のリフトカーブの一例を示している。図８中の符号Ｌは、排気上死点での排気弁２２のリフト量を示している。
　本実施形態では、ＰＣＭ１０は、排気上死点での排気弁２２のリフト量Ｌが０にならないように、つまり排気上死点において排気弁２２が少なくとも開弁状態となっているように、排気側可変動弁機構７２による排気弁２２の最大遅角開弁時期を設定する。好適には、ＰＣＭ１０は、排気上死点での排気弁２２のリフト量Ｌが所定量以上になるように、排気側可変動弁機構７２による排気弁２２の最大遅角開弁時期を設定する。この場合に用いる所定量には、例えば、看過できない損失（ポンピングロス）が生じるような排気弁２２のリフト量Ｌよりも少なくとも大きな量が適用される、換言すると、許容できる範囲内の損失（ポンピングロス）が生じるような排気弁２２のリフト量Ｌが適用される。この所定量は、排気量や排気弁２２の開口面積などに基づき設定される。
　なお、リフト量Ｌが少なくとも０よりも大きくなるような最大遅角開弁時期や、リフト量Ｌが所定量以上になるような最大遅角開弁時期は、例えば、事前に実験やシミュレーションなどを行って求めることができる。ＰＣＭ１０は、そのようにして求められた最大遅角開弁時期を用いて、最大遅角開弁時期よりも進角側の時期において排気弁２２を開弁させるように排気側可変動弁機構７２を制御する。
　他方で、エンジン回転数が高くなるほど、気筒１８において生成される排気の量が増加するため、排気上死点において確保すべき排気弁２２のリフト量Ｌをより大きくするのが望ましい。したがって、本実施形態では、ＰＣＭ１０は、エンジン回転数が高くなるほど、排気側可変動弁機構７２による排気弁２２の最大遅角開弁時期を進角側に設定して、排気上死点での排気弁２２のリフト量が大きくなるようにする。例えば、実験やシミュレーションなどによってエンジン回転数に応じて設定すべき最大遅角開弁時期を求めて、エンジン回転数に応じて設定すべき最大遅角開弁時期をマップに規定しておき、ＰＣＭ１０は、そのようなマップを参照して、エンジン回転数に応じた最大遅角開弁時期を設定する。
　［作用効果］
　次に、本発明の実施形態によるエンジンの制御装置の作用効果について述べる。
　本実施形態によれば、排気上死点での排気弁２２のリフト量に基づき、排気弁２２の最大遅角開弁時期を設定し、この最大遅角開弁時期よりも進角側の時期において排気弁２２を開弁させるように排気側可変動弁機構７２を制御するので、排気上死点での排気弁２２のリフト量を適切に確保して、排気による損失を抑制することができる。これにより、エンジン回転数が低い場合に、適切な最大遅角開弁時期を限度として排気弁２２の開弁時期を遅角させることができ、排気上死点での排気弁２２のリフト量を確保して排気による損失を抑制しつつ、膨張比を改善できるようになる。
　特に、本実施形態では、排気上死点での排気弁２２のリフト量が０にならないように、排気弁２２の最大遅角開弁時期を設定するので、排気上死点での排気弁２２のリフト量を確実に確保することができる。また、排気上死点での排気弁２２のリフト量が所定量以上になるように、排気弁２２の最大遅角開弁時期を設定すれば、排気上死点での排気弁２２のリフト量をより確実に確保して、排気による損失を効果的に抑制することができる。
　更に、本実施形態によれば、エンジン回転数が高くなるほど、排気弁２２の最大遅角開弁時期を進角側に設定して、排気上死点での排気弁２２のリフト量を大きくするので、エンジン回転数が高くなるほど増加する排気を排気弁２２から適切に排出して、排気による損失を抑制することができる。
　［変形例］
　上記した実施形態では、本発明をＣＩ運転とＳＩ運転とを切り替えて運転するガソリンエンジンに対して適用した例を示したが、本発明の適用はこれに限定されない。本発明は、通常のガソリンエンジン（つまりＳＩ運転のみを実行するエンジン）や、ディーゼルエンジンにも適用可能である。
　１　エンジン
　１０　ＰＣＭ
　１８　気筒
　２１　吸気弁
　２２　排気弁
　２５　点火プラグ
　６７　インジェクタ
　７１　吸気側可変動弁機構
　７２　排気側可変動弁機構
　７２ｂ　ソレノイドバルブ
　７２ｃ　圧力室
　７２ｄ　カム

Claims (6)

  1. 　吸気を筒内に導入するための吸気弁及び排気を筒内から排出するための排気弁が設けられた気筒を備えるエンジンの制御装置であって、
    　排気弁の開閉時期を変化させて、この排気弁を動作させる可変動弁機構と、
    　上記排気弁の開閉時期を変化させるように上記可変動弁機構を制御する制御手段と、
    　を有し、
    　上記可変動弁機構は、上記排気弁の開弁時期を所定の基準時期から遅角させていくとリフト量が小さくなるように構成され、
    　上記制御手段は、上記排気弁の排気上死点におけるリフト量に基づき、排気行程での上記排気弁の開弁時期を上記可変動弁機構によって最大に遅角させる時期である最大遅角開弁時期を設定し、この最大遅角開弁時期よりも進角側の時期において上記排気弁を開弁させるように上記可変動弁機構を制御する、ことを特徴とするエンジンの制御装置。
  2. 　上記制御手段は、上記排気弁の排気上死点におけるリフト量が０にならないように、上記最大遅角開弁時期を設定する、請求項１に記載のエンジンの制御装置。
  3. 　上記制御手段は、上記排気弁の排気上死点におけるリフト量が所定量以上になるように、上記最大遅角開弁時期を設定する、請求項１に記載のエンジンの制御装置。
  4. 　上記制御手段は、エンジン回転数が高くなるほど、上記最大遅角開弁時期を進角側に設定する、請求項１乃至３のいずれか一項に記載のエンジンの制御装置。
  5. 　上記制御手段は、エンジン回転数が高くなるほど、上記排気弁の開弁時期を進角させ、エンジン回転数が低くなるほど、上記排気弁の開弁時期を遅角させるように、上記可変動弁機構を制御する、請求項１乃至４のいずれか一項に記載のエンジンの制御装置。
  6. 　上記可変動弁機構は、
    　クランクシャフトの回転に同期して回転するカムと、
    　内部にエンジンオイルが充填され、上記カムの動作によってエンジンオイルの油圧が変化する圧力室と、
    　上記圧力室に接続されており、開閉することにより上記排気弁に作用させる油圧を制御する油圧バルブと、
    　を有し、
    　上記制御手段は、上記カムが上記圧力室内の油圧を上昇させるよう動作しているときに、上記油圧バルブの開閉を切り替える制御を行って、上記圧力室内の油圧を上記排気弁に作用させて上記排気弁を開弁させ、上記油圧バルブの開閉を切り替えるタイミングを制御して、上記排気弁の開閉時期を変化させる、請求項１乃至５のいずれか一項に記載のエンジンの制御装置。
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