WO2017170707A1 - エンジンの制御装置 - Google Patents

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WO2017170707A1
WO2017170707A1 PCT/JP2017/012929 JP2017012929W WO2017170707A1 WO 2017170707 A1 WO2017170707 A1 WO 2017170707A1 JP 2017012929 W JP2017012929 W JP 2017012929W WO 2017170707 A1 WO2017170707 A1 WO 2017170707A1
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timing
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賢也 末岡
匡聡 日高
敏彰 ▲高▼橋
橋口　匡
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マツダ株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to an engine control device, and more particularly to an engine control device that controls opening and closing of an intake valve by a variable valve mechanism.
  • the variable valve mechanism described in Patent Document 1 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 changes according to the operation of the cam, And a hydraulic valve that is connected to the chamber and controls the hydraulic pressure applied to the intake valve by opening and closing. According to such a variable valve mechanism, the opening and closing of the intake valve can be controlled by the hydraulic valve without completely depending on the shape of the cam.
  • variable valve mechanism in order to delay the opening timing of the intake valve at the time of high engine rotation, the cam chamber does not follow the profile of the cam crest rotating in synchronization with the crankshaft, and the pressure chamber is controlled by the cam operation. Even if the pressure increases, it is necessary to control the hydraulic valve so that the intake valve does not operate in conjunction with the cam operation. Then, after a predetermined time has elapsed from when the pressure in the pressure chamber starts to rise by the cam, the hydraulic valve is closed to transmit the pressure rise in the pressure chamber to the intake valve, and the intake valve is opened to open the intake valve. The opening time of is delayed with respect to the profile of Mount Kam.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and provides an engine control device that can accurately control the lift amount of an intake valve by suppressing hydraulic pulsation. Objective.
  • the present invention is an engine control device having a variable valve mechanism, which includes a cam that rotates in synchronization with the rotation of a crankshaft, A pressure chamber filled with engine oil and configured to change the oil pressure of the engine oil by the operation of the cam, and the pressure chamber opens and closes a hydraulic valve connected to the pressure chamber, thereby
  • the opening and closing timing of the hydraulic valve Is controlled so as to retard the opening timing of the intake valve in the intake stroke according to the engine load, and when the engine load is in a predetermined low load region, the intake valve is loaded according to the engine load. More increases, the valve opening start timing is retarded within the limit of a predetermined time, the engine load in the case of higher than the predetermined low load region is a predetermined time.
  • the opening timing of the intake valve can be delayed according to the engine load.
  • the opening timing of the intake valve becomes later as the engine load becomes higher. Accordingly, the higher the engine load, the later the opening timing of the intake valve becomes late, and the relative amount of fresh air in the engine cylinder is reduced.
  • the relative amount of burnt gas can be increased. Therefore, according to the present invention, when the engine load is high, the burned gas can be appropriately processed.
  • the above-described processing for delaying the opening timing of the intake valve is performed up to a predetermined engine load, and when the engine load exceeds the predetermined load, the opening timing of the intake valve is further delayed.
  • the valve opening time is set to a predetermined time.
  • the timing for transmitting the pressure change in the pressure chamber corresponding to the profile of the cam peak to the intake valve is delayed by delaying the timing for closing the hydraulic valve. It will be delayed.
  • the timing for closing the hydraulic valve is delayed, when the hydraulic valve is closed, the amount of pressure transmitted to the intake valve suddenly increases.
  • the control for delaying the opening timing of the intake valve is executed only when the engine load is equal to or lower than the predetermined load, so that when the pressure in the pressure chamber transmitted to the intake valve is large, Do not delay the opening of the intake valve any further. Thereby, it is possible to suppress the occurrence of hydraulic pulsation in the pressure chamber.
  • the predetermined angle is advanced as the engine speed increases.
  • the opening of the throttle valve is reduced.
  • the opening timing of the intake valve is delayed as described above until the engine speed exceeds a predetermined speed.
  • the throttle valve opening is reduced, thereby reducing the amount of fresh air introduced into the cylinder via the intake valve and The relative amount of gas can be increased.
  • the exhaust shutter valve is closed when the rotational speed of the engine exceeds a predetermined rotational speed.
  • the opening timing of the intake valve is delayed as described above until the engine speed exceeds a predetermined speed.
  • the exhaust shutter valve is closed, so that the burned gas once exhausted from the cylinder can be kept near the engine.
  • the relative amount of burned gas in the cylinder can be increased by reintroducing burnt gas remaining in the vicinity of the engine into the cylinder.
  • the lift amount of the intake valve can be accurately controlled by suppressing the hydraulic pulsation.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an engine according to an embodiment of the present invention. It is a schematic side view of an intake side variable valve mechanism applied to an intake valve in an engine according to an embodiment of the present invention. It is a schematic side view which shows the cam of the intake side variable valve mechanism by embodiment of this invention. It is a control block diagram of the engine by the embodiment of the present invention. It is explanatory drawing of the driving
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an engine according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is a schematic side view (partially) of an exhaust side variable valve mechanism applied to an intake valve of the engine according to an embodiment of the present invention
  • 3 is a schematic side view showing a cam of an intake side variable valve mechanism according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 4 is a control block of an engine according to the 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.
  • two intake ports 16 are formed for each cylinder 18, and an intake valve 21 (21 a, 21 b) is disposed in each of the intake ports 16, and two intake ports 16 are provided.
  • An exhaust port 17 is formed, and an exhaust valve 22 (22a, 22b) is disposed in each of the exhaust ports 17.
  • An intake side variable valve mechanism 72 is attached to the intake valve 21 (see FIG. 4), and the intake side variable valve mechanism 72 changes the opening / closing timing and / or the lift amount of the intake valve 21.
  • the intake side variable valve mechanism 72 applied to the intake valve 21 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 intake-side variable valve mechanism 72 swings by a cam 72d provided on the intake camshaft 23 to which the rotation of the crankshaft 15 is transmitted via a timing belt and 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 intake-side variable valve mechanism 72 is connected to the pressure chamber 72c via the solenoid valve 72b, and operates to open the intake valve 21 by the hydraulic pressure in the pressure chamber 72c.
  • a valve spring 72h for applying a force for maintaining the closed state of the intake valve 21 when the 72g is not operating.
  • the cam 72d is fixed to the crankshaft 23 and rotates in the direction of arrow A13 in synchronization with the rotation of the crankshaft 23. Then, when the cam 72d rotates, the end surface 72i in the rotational direction of the cam crest of the cam 72d acts on the roller finger follower 72e.
  • the operation of the intake side variable valve mechanism 72 for opening the intake valve 21 will be specifically described.
  • the cam crest in other words, the cam lobe
  • the cam lobe the cam lobe formed on the cam 72d contacts the roller finger follower 72e while the cam 72d is rotating in synchronization with the intake camshaft 23
  • the leading end surface 72i of the cam crest is While contacting the roller finger follower 72e
  • the cam crest pushes the roller finger follower 72e.
  • the roller finger follower 72e urges the pump unit 71f
  • the pump unit 71f operates so as to compress the engine oil in the pressure chamber 71c, whereby the hydraulic pressure in the pressure chamber 71c increases.
  • the solenoid valve 72b is closed, the raised hydraulic pressure in the pressure chamber 72c acts on the brake unit 72g, and the brake unit 72g urges the intake valve 21 to lift the intake valve 21. That is, the intake valve 21 is opened.
  • the intake valve 21 is opened. be able to. Therefore, the valve opening timing of the intake valve 21 can be changed by changing the timing of switching the solenoid valve 72b from the open state to the closed state.
  • a cam crest is formed at a predetermined position on the cam 72d so that the intake valve 21 can be opened in the intake stroke.
  • the exhaust side variable valve mechanism 71 has the same configuration as the intake side variable valve mechanism 72, and the cam of the exhaust side variable valve mechanism 71 can be opened so that the exhaust valve 22 can be opened in the exhaust stroke.
  • a cam crest is formed at a predetermined position above. Further, as will be described later, when the exhaust valve 22 is opened during the intake stroke to open the exhaust twice, an additional cam crest is formed at a predetermined position of the exhaust-side variable valve mechanism 71. ing.
  • Such double opening of the exhaust is performed when burnt gas (internal EGR gas) is caused to flow backward from the exhaust port 17 to the combustion chamber 19 and 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 receives detection signals from various sensors SW1, SW2, SW4 to SW18. Specifically, on the downstream side of the air cleaner 31, the PCM 10 includes a detection signal of an air flow sensor SW 1 that detects a flow rate of fresh air, a detection signal of an intake air temperature sensor SW 2 that detects the temperature of fresh air, and an EGR passage 50.
  • the detection signal of the EGR gas temperature sensor SW4 that is disposed in the vicinity of the connection portion with the intake passage 30 and detects the temperature of the external EGR gas, and the intake air that is attached to the intake port 16 and immediately before flowing into the cylinder 18
  • the detection 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 determines the state of the engine 1 and the vehicle by performing various calculations based on these detection signals, and in response to this, (direct injection) injector 67, spark plug 25, intake side variable valve mechanism 72
  • the control signal is output to the exhaust side variable valve mechanism 71, the fuel supply system 62, and the actuators of various valves (throttle valve 36, EGR valve 511).
  • the PCM 10 operates the engine 1.
  • the PCM 10 outputs a control signal to the solenoid valve 72b of the intake 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 intake valve 21 is executed by switching the opening / closing of the.
  • 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 of the exhaust valve 22 according to the crank angle
  • broken line graphs G12 and G13 show the operation of the intake valve 21 according to the crank angle.
  • the exhaust side variable valve mechanism 71 opens the exhaust valve 22 during the exhaust stroke and also opens the exhaust valve during the intake stroke.
  • the opening is performed twice, and the internal EGR gas having a relatively high temperature is introduced 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. Further, in the intake stroke, the valve opening timing of the intake valve 21 is controlled by the intake side variable valve mechanism 72 and operates at the timing shown in the graph G12 or the graph G13, for example, according to the engine load.
  • FIG. 7 (a) shows the operation (lift curve) of the intake valve 21 when the intake valve 21 is opened at a relatively early timing t11 by the intake variable valve mechanism 72.
  • FIG. below (a) the open / close state of the solenoid valve 72b of the intake side variable valve mechanism 72 when the intake valve 21 is operated in this way is shown.
  • the valve opening timing t11 is the valve opening timing when the valve opening timing of the intake valve 21 is advanced to the maximum by the intake side variable valve mechanism 71 (hereinafter referred to as “maximum advance timing” as appropriate). is there.
  • the intake air is taken at a relatively late time t12, specifically at a time t12 delayed from the valve opening time t11 shown in FIG.
  • FIG. 7A see arrow A21.
  • the operation (lift curve) of the intake valve 21 when the intake valve 21 is opened by the side variable valve mechanism 71 is shown.
  • the lower part of FIG. The open / close state of the solenoid valve 71b of the intake side variable valve mechanism 71 at the time of the intake is shown.
  • FIG. 7B the lift curve shown in FIG. 7A is overlaid with a broken line for comparison.
  • the intake 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 oil pressure in the pressure chamber 72c is increased by the unit 72f.
  • the cam crest of the cam 72d acts on the roller finger follower 72e
  • the solenoid valve 72b if the solenoid valve 72b is closed, the raised hydraulic pressure in the pressure chamber 72c acts on the intake valve 21 via the brake unit 72g.
  • the intake valve 21 is opened.
  • 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 after the top of the cam crest reaches the roller finger follower 72e, The hydraulic pressure of the oil decreases.
  • the hydraulic pressure in the pressure chamber 72c increases, and therefore, when the solenoid valve 72b is closed at this timing, it is relatively fast. Since the pressure in the high pressure chamber rises from the time, the exhaust valve 22 opens quickly, and then lifts in accordance with the movement of the pump unit pushed by the cam crest, so the lift amount and the lift amount integrated value become the largest. (See FIG. 7 (a)).
  • the valve opening timing of the intake valve 21 that maximizes the lift amount and lift amount integral value of the intake valve 21 is defined as the maximum advance timing of the intake valve 21.
  • the lift amount integral value of the intake valve 21 substantially corresponds to the amount of fresh air introduced into the cylinder 18. Therefore, by controlling the timing for closing the solenoid valve 72b of the intake side variable valve mechanism 72, the amount of fresh air introduced into the cylinder 18 can be substantially controlled.
  • FIG. 8 shows the relationship between the lift amount of the intake valve and the exhaust valve and the crank angle during CI operation.
  • the actual battle graph G ⁇ b> 21 shows the operation of the exhaust valve 22
  • the broken-line graphs G ⁇ b> 22 to G ⁇ b> 25 show the operation of the intake valve 21.
  • the lift amount increases and the valve opening amount increases in the exhaust stroke, and after the lift amount reaches the maximum value, the valve opening amount decreases.
  • the lift amount of the exhaust valve 22 once increases in the intake stroke, and so-called exhaust is opened twice. As a result, the burned gas exhausted from the cylinder 18 in the exhaust stroke is returned to the cylinder 18 as internal EGR gas.
  • the intake valve 21 operates according to the lift curve of any of graphs G22 to G25, for example, according to the engine load.
  • the graphs G22 to G25 have different lift start timings, and the lift start timing of the intake valve 21 is controlled by controlling the lift start timing of the intake valve 21 to be, for example, any one of the timings t1 to t4.
  • the amount and lift amount integral value can be controlled.
  • the lift start times t1 to t4 are values determined in advance according to the engine speed. The higher the engine speed, the slower the time. Conversely, the lower the engine speed, the earlier the time. It becomes. That is, when the engine speed is high, the amount of EGR gas in the cylinder 18 can be increased relative to the amount of fresh air, and the relative amount of EGR gas in the cylinder 18 can be increased. Therefore, when the engine speed is large, the lift start timing of the intake valve 21 is delayed, for example, by setting the timing t4, so that fresh air corresponding to the lift amount integrated value of the curve drawn by the graph G25 is supplied to the cylinder 18. Can be introduced in. Thereby, the relative amount of EGR gas in the cylinder 18 can be increased.
  • the lift start timing of the intake valve 21 is advanced, for example, by setting the timing t1, so that fresh air corresponding to the lift amount integrated value of the curve drawn by the graph G22 is supplied to the cylinder 18. Can be introduced in. Thereby, the amount of fresh air can be relatively increased with respect to the amount of EGR gas.
  • the lift start timing of the intake valve 21 is theoretically delayed until the leading end surface 72i of the cam is in contact with the roller finger follower 72e, that is, until just before the top of the cam crest contacts the roller finger follower 72e. be able to.
  • the solenoid valve 72b is opened in order to delay the lift start timing of the intake valve 21, while the leading end surface 72i of the cam crest is acting on the roller finger follower 72e, the pressure chamber 72c The pressure continues to rise.
  • the pressure in the pressure chamber 72c is relatively high after a predetermined time since the leading end surface 72i of the cam crest has started to act on the roller finger follower 72e.
  • the PCM 10 starts the lift of the intake valve 21 at time t3 regardless of the determined time t4. Thereby, it is possible to prevent the solenoid valve 72b from starting operation in a state where the pressure in the pressure chamber 72c is high, and to suppress the occurrence of hydraulic pulsation in the pressure chamber 72c.
  • the control is performed to delay the lift start timing of the intake valve 21.
  • the opening degree of the throttle valve 36 may be reduced to reduce the amount of fresh air flowing into the cylinder 18.
  • an exhaust shutter valve is provided immediately after the engine exhaust valve 24, and the engine exhaust stroke is increased.
  • the exhaust shutter valve may be closed.
  • the burnt gas discharged in the exhaust stroke is kept between the engine and the exhaust shutter, and the exhaust valve 24 is opened in the intake stroke, so that the burned gas discharged in the exhaust stroke is efficiently cylinderized. 18 can be inhaled.
  • FIG. 9 is a flowchart for determining the lift start timing of the intake valve.
  • step S1 the PCM 10 reads the target engine load based on the current engine speed and the accelerator opening.
  • step S2 the PCM 10 calculates the required internal EGR amount necessary for the engine 1 to achieve the target engine load based on the engine speed and the engine load.
  • step S3 the PCM 10 calculates the valve opening timing Tegr of the intake valve 21 based on the EGR amount based on the lift amount integral value necessary for achieving the calculated required internal EGR amount.
  • step S4 the PCM calculates the retard limit Tlim (the crank timing at time t4 in the above example) of the opening timing of the intake valve 21 based on the engine load.
  • step S5 the PCM 10 compares the calculated valve opening timing Tegr with the retard limit Tlim, and determines whether or not the valve opening timing Tegr is on the advance side with respect to the retard limit Tlim.
  • step S7 which is an optional step, the PCM 10 controls the opening degree of the throttle valve 36 or the exhaust shutter to increase the combustion gas suction efficiency.
  • the intake valve 21 is controlled based on the valve opening timing Tegr.
  • the opening timing of the intake valve can be delayed according to the engine speed.
  • the opening timing of the intake valve becomes slower as the engine speed increases, and as a result, the higher the engine speed, the slower the opening timing of the intake valve, and the relative amount of fresh air in the engine cylinder is reduced.
  • the relative amount of burnt gas can be increased. Therefore, according to the present invention, when the engine speed is high, the burned gas can be appropriately processed.
  • the intake variable valve mechanism 71 delays the timing at which the intake valve 21 opens during the intake stroke as the rotational speed of the engine 1 increases. be able to. Then, by delaying the opening timing of the intake valve 21 in the intake stroke, the amount of fresh air flowing into the cylinder 18 can be limited and the relative amount of EGR gas in the cylinder 18 can be increased. Thereby, the temperature in the cylinder 18 can be maintained and the efficiency of compression self-combustion can be improved.
  • control is performed to return the EGR gas exhausted from the cylinder 18 once into the cylinder 18 by so-called twice opening of the exhaust.
  • the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are controlled.
  • the burned gas may be held in the cylinder 18 by performing so-called intake / exhaust negative overlap (NVO) control that keeps both the valves closed.
  • NVO intake / exhaust negative overlap

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Abstract

エンジンの制御装置は、カム７２ｄと、内部にエンジンオイルが充填され、カム７２ｄ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７２ｃと、圧力室７２ｃに接続されており、開閉することにより吸気弁２２に作用させる油圧を制御する油圧バルブ７２ｂと、を有する可変動弁機構７２によってエンジンの吸気弁の開閉を制御する、エンジンの制御装置であって、可変動弁機構７２は、圧縮自己燃焼制御を行っており、かつ吸気行程時に既燃ガスと新気とを混合させている場合にエンジンの負荷に応じて吸気行程における吸気弁２２の開弁時期を遅角させるように油圧バルブを制御し、吸気弁２２の開弁時期は、所定のエンジンの負荷までは、エンジンの負荷に応じて所定時期まで遅角され、エンジンの負荷が所定のエンジンの負荷を超えた場合には所定時期とされる。

Description

エンジンの制御装置
　本発明は、エンジンの制御装置に関し、特に、可変動弁機構によって吸気弁の開閉を制御するエンジンの制御装置に関する。
　従来から、エンジンの制御装置においては、エンジンの吸気弁及び排気弁の開弁及び閉弁の時期を適切に制御することにより、特に圧縮自己燃焼運転領域におけるエンジンの運転効率を高める技術が知られている。そして、エンジンの吸気弁及び排気弁の開弁及び閉弁を制御するための手段としては、弁の開閉を、カムの表面に設けられたカム山の形状に応じて一定の間隔で、且つ一定のリフト量で開閉弁させる、いわゆるメカニカル動弁機構や、所定のタイミングで所定のリフト量で開閉弁させることができる可変動弁機構が知られている（例えば、特許文献１）。
特開２００９－１２１４８１号公報
　特許文献１に記載された可変動弁機構は、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吸気弁に作用させる油圧を制御する油圧バルブと、を備えている。そして、このような可変動弁機構によれば、カムの形状に完全に依存することなく、油圧バルブによって吸気弁の開閉を制御することができる。
　ところで、近年では、燃費の向上、及び排気のエミッション性能の向上を目的として、エンジンの運転状態に応じて、エンジン内の燃焼形態を使い分けることが多用されている。具体的には、このような制御では、エンジンの低負荷運転領域では、圧縮自己燃焼による制御を行うことで、燃費の向上、及び排気のエミッション性能の向上を達成し、エンジンの高負荷運転領域では、点火プラグを用いた火花点火燃焼を行うことでエンジンの失火を防止している。この内、圧縮自己燃焼による制御を行う場合には、基本的にはエンジンの気筒内の容積減少に応じた温度上昇によって燃料を自己燃焼させる。従って、圧縮自己燃焼による制御を行っている最中は、吸気行程が開始する前からエンジンの気筒内の温度を高温に保つ必要がある。そして、エンジンの気筒内の温度を高温に保つために、吸気行程が開始する前から直前の燃焼行程で生じた高温の既燃ガスを気筒内に留め、気筒内の温度を保つ、いわゆる内部ＥＧＲ（Exhaust Gas Recirculation）制御が用いられている。
　上述した可変動弁機構を適用したエンジンにおいて、内部ＥＧＲ制御を行う場合、エンジンの負荷に応じて吸気弁の開弁時期を制御することで、ＥＧＲ量と新気の割合を制御する必要がある。即ち、吸気弁の開弁時期が遅くなると、気筒内において新気の割合が減少し、ＥＧＲ量が相対的に増加し、一方で、吸気弁の開弁時期が早くなると、気筒内において新気の割合が増加し、ＥＧＲ量が相対的に減少することとなる。そして、エンジンの低負荷時には、一定量のＥＧＲ量を確保するために、吸気弁の開弁時期を遅らせることが必要となる。
　上述した可変動弁機構において、エンジンの高回転時に、吸気弁の開弁時期を遅らせるためには、クランクシャフトと同期して回転するカムのカム山のプロフィールに従わず、カムの動作によって圧力室が高まったとしても、油圧バルブを制御することにより、カムの動作に連動して吸気弁が作動しないようにすることが必要となる。そして、カムによって圧力室内の圧力が上昇し始めてから所定の時間経過後に、油圧バルブを閉弁することにより、圧力室内の圧力上昇を吸気弁に伝達し、吸気弁を開弁させることで吸気弁の開弁時期を、カム山のプロフィールに対して遅らせる。
　しかしながら、吸気弁の開弁時期を遅らせる制御を行うと、油圧脈動が生じ、油圧バルブの開閉制御に遅延が生じてしまう、という問題があった。即ち、油圧バルブを用いて吸気弁のリフト開始時期を遅らせる場合、カム山のプロフィールに応じて圧力室内の圧力が高まった状態で油圧バルブを作動させ、吸気弁のリフトを開始することとなる。しかしながら、上述したように、圧力室内の圧力が高まった状態で吸気弁のリフトを開始すると、吸気弁に作用する圧力が急激に増加し、圧力室内で油圧脈動が発生してしまう。そして、圧力室内で油圧脈動が発生すると、油圧バルブを閉じる動作が遅れ、吸気弁のリフト量を正確に制御することができなくなってしまう。
　そこで本発明は、上述した問題点を解決するためになされたものであり、油圧脈動を抑制することにより、吸気弁のリフト量を正確に制御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。
　上述した課題を解決するために、本発明は、エンジンの制御装置であって、可変動弁機構を有し、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て、カムの動作によってエンジンオイルの油圧が変化するように構成された圧力室と、を備え、圧力室は、該圧力室に接続された油圧バルブを開閉することで、エンジンの吸気弁に作用する油圧を制御可能に構成されており、エンジンが圧縮自己燃焼を行っており、かつ吸気行程時に既燃ガスと新気とを混合させている場合に、油圧バルブの開閉時期を、エンジンの負荷に応じて吸気行程における吸気弁の開弁時期を遅角させるように制御し、吸気弁は、エンジンの負荷が所定の低負荷領域にあるときには、エンジンの負荷に応じて負荷が高くなるほど、開弁開始時期が所定時期を限度として遅角され、エンジンの負荷が所定の低負荷領域よりも高くなった場合には所定時期とされる。
　このように構成された本発明によれば、エンジン負荷に応じて吸気弁の開弁時期を遅くすることができる。そして、吸気弁の開弁時期は、エンジン負荷が高くなる程遅くなり、これにより、エンジン負荷が高いほど、吸気弁の開弁時期が遅くなり、エンジン気筒内の新気の相対量を少なくし、既燃ガスの相対量を多くすることができる。従って、本発明によれば、エンジン負荷が高い場合に、適切に既燃ガスを処理することができる。
　また、上述した、吸気弁の開弁時期を遅らせる処理は、所定のエンジンの負荷まで行われ、エンジンの負荷が所定の負荷を超えた場合には、それ以上、吸気弁の開弁時期を遅らせず、開弁時期を所定時期とする。このように、吸気弁の開弁時期を遅らせる制御に対して、エンジン負荷に応じた限界値を設けることにより、圧力室内の圧力が急激に吸気弁に伝達されるのを防止することができる。
　より具体的には、吸気弁の開弁時期を遅らせる場合には、油圧バルブを閉弁する時期を遅らせることにより、カム山のプロフィールに応じた圧力室内の圧力変化を吸気弁に伝達する時期を遅らせることとなる。そして、油圧バルブを閉弁する時期を遅らせるにつれて、油圧バルブを閉弁した際に、吸気弁に伝達される圧力の量が急激に増加してしまう。そして、本発明では、吸気弁の開弁時期を遅らせる制御を、エンジンの負荷が所定負荷以下のときに限り実行するようにすることにより、吸気弁に伝達される圧力室内の圧力が大きいときには、それ以上吸気弁の開弁時期を遅らせない。これにより、圧力室内で油圧脈動が生じるのを抑制することができる。
　また、本発明において、好ましくは、所定時期は、エンジンの回転数が高いほど進角される。
　また、本発明において、好ましくは、エンジンの回転数が所定の回転数を超えた場合には、スロットル弁の開度を小さくする。
　このように構成された本発明によれば、エンジンの回転数が所定の回転数を超えるまでは、上述したように、吸気弁の開弁時期を遅らせる。そして、エンジンの回転数が所定の回転数を超えた場合には、スロットル弁の開度を小さくし、これにより、吸気弁を介して気筒内に導入される新気の量を減らし、既燃ガスの相対的な量を増やすことができる。
　また、本発明において、好ましくは、エンジンの回転数が所定の回転数を超えた場合には、排気シャッター弁を閉じる。
　このように構成された本発明によれば、エンジンの回転数が所定の回転数を超えるまでは、上述したように、吸気弁の開弁時期を遅らせる。そして、エンジンの回転数が所定の回転数を超えた場合には、排気シャッター弁を閉じ、これにより、気筒内から一旦排出された既燃ガスをエンジン付近に留めることができる。そして、エンジン付近に留まっている既燃ガスを気筒内に再導入することにより、気筒内の既燃ガスの相対的な量を増やすことができる。
　以上のように、本発明によれば、油圧脈動を抑制することにより、吸気弁のリフト量を正確に制御することができる。
本発明の実施形態による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における吸気弁に適用される吸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吸気側可変動弁機構のカムを示す概略側面図である。 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吸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吸気側可変動弁機構の特性についての説明図である。 本発明の実施形態による吸気弁及び排気弁の動作についての説明図である。 本発明の実施形態による吸気弁のリフト開始時期を決定するためのフロー図である。
　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について説明する。
　［エンジンの構成］
　まず、図１乃至図４を参照して、本発明の実施形態によるエンジンの構成について説明する。図１は、本発明の実施形態によるエンジンの概略構成図であり、図２は、本発明の実施形態によるエンジンの吸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吸気側可変動弁機構のカムを示す概略側面図であり、図４は、本発明の実施形態によるエンジンの制御ブロック図である。
　図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。具体的には、図２に示すように、気筒１８毎に、２つの吸気ポート１６が形成され、これら吸気ポート１６のそれぞれに吸気弁２１（２１ａ、２１ｂ）が配設されると共に、２つの排気ポート１７が形成され、これら排気ポート１７のそれぞれに排気弁２２（２２ａ、２２ｂ）が配設される。
　吸気弁２１には、吸気側可変動弁機構７２が取り付けられており（図４参照）、この吸気側可変動弁機構７２は、吸気弁２１の開閉時期及び／又はリフト量を変化させる。
　図２に示すように、吸気弁２１に適用される吸気側可変動弁機構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、吸気側可変動弁機構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吸気カムシャフト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、吸気側可変動弁機構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内の油圧によって吸気弁２１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吸気弁２１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）。
　また、図３に示すように、カム７２ｄは、クランクシャフト２３に固定されており、クランクシャフト２３の回転と同期して、矢印Ａ１３方向に回転する。そして、カム７２ｄが回転すると、カム７２ｄのカム山の回転方向先行側端面７２ｉがローラーフィンガーフォロア７２ｅに作用する。
　吸気側可変動弁機構７２が吸気弁２１を開弁させる動作について具体的に説明する。カム７２ｄが吸気カムシャフト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、このカム山の先行側端面７２ｉがローラーフィンガーフォロア７２ｅに接触している間、カム山がローラーフィンガーフォロア７２ｅを押し込む。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７１ｆを付勢して、ポンプユニット７１ｆが圧力室７１ｃ内のエンジンオイルを圧縮するように動作することで、圧力室７１ｃ内の油圧が上昇する。このときに、ソレノイドバルブ７２ｂを閉弁すると、上昇された圧力室７２ｃ内の油圧がブレーキユニット７２ｇに作用して、ブレーキユニット７２ｇが吸気弁２１を付勢することで、吸気弁２１がリフトする、つまり吸気弁２１が開弁する。
　基本的には、カム７２ｄに形成されたカム山の先行側端面７２ｉがローラーフィンガーフォロア７２ｅに作用している間の何処かのタイミングでソレノイドバルブ７２ｂを閉弁すると、吸気弁２１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、吸気弁２１の開弁時期を変化させることができる。本実施形態では、吸気行程において吸気弁２１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。
　また、排気側可変動弁機構７１も、吸気側可変動弁機構７２と同様の構成を有しており、排気行程において排気弁２２を開弁できるように、排気側可変動弁機構７１のカム上の所定の位置にカム山が形成されている。また、後述するように、吸気行程において排気弁２２を開弁して、いわゆる排気の二度開きを行う場合には、追加のカム山が排気側可変動弁機構７１の所定の位置に形成されている。このような排気の二度開きは、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、２及び図４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７２、排気側可変動弁機構７１、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、吸気側可変動弁機構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、吸気弁２１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５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６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（特に吸気側可変動弁機構７２が適用された排気弁２１）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の動作を示し、破線のグラフＧ１２及びＧ１３は、クランク角に応じた吸気弁２１の動作を示している。図５に示すように、ＣＩ運転を行う第１の運転領域Ｒ１１においては、排気側可変動弁機構７１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。また、吸気行程では、吸気弁２１の開弁時期が吸気側可変動弁機構７２によって制御され、エンジンの負荷に応じて、例えばグラフＧ１２又はグラフＧ１３に示すタイミングで動作する。
　［吸気弁の動作］
　次に、本発明の実施形態による吸気弁２１の動作について具体的に説明する。
　まず、図７を参照して、吸気弁２１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。
　図７（ａ）の上には、吸気可変動弁機構７２によって吸気弁２１を比較的早い時期ｔ１１にて開弁させたときの吸気弁２１の動作（リフトカーブ）を示しており、図７（ａ）の下には、このように吸気弁２１を動作させたときの吸気側可変動弁機構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、吸気側可変動弁機構７１によって吸気弁２１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「最大進角時期」と呼ぶ。）である。一方、図７（ｂ）の上には、比較的遅い時期ｔ１２に、具体的には図７（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）、吸気側可変動弁機構７１によって吸気弁２１を開弁させたときの吸気弁２１の動作（リフトカーブ）を示しており、図７（ｂ）の下には、このように吸気弁２１を動作させたときの吸気側可変動弁機構７１のソレノイドバルブ７１ｂの開閉状態を示している。また、図７（ｂ）の上には、比較のために、図７（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７（ａ）と図７（ｂ）とを比較すると、吸気弁２１の開弁時期を遅角させると、吸気弁２１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、吸気弁２１のリフト量積分値が、符号Ａｒ１で示す面積に対応する、吸気弁２１のリフト量積分値よりも小さいことがわかる。このように吸気弁２１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、吸気側可変動弁機構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によって圧力室７２ｃ内の油圧が上昇される。このようにカム７２ｄのカム山がローラーフィンガーフォロア７２ｅに作用しているときに、ソレノイドバルブ７２ｂを閉弁すると、上昇された圧力室７２ｃ内の油圧がブレーキユニット７２ｇを介して吸気弁２１に作用することで、吸気弁２１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、カム山の頂点がローラフィンガフォロワ７２ｅに到達した後、圧力室７２ｃ内の油圧は低下していく。
　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では、圧力室７２ｃ内の油圧が高くなるため、こ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７（ａ）参照）。この場合、吸気弁２１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吸気弁２１の開弁時期が、吸気弁２１の最大進角時期として規定される。他方で、そのような最大進角時期から吸気弁２１の開弁時期を遅角させていくと、圧力室７２ｃ内の油圧が低くなって、吸気弁２１に付与される力が小さくなるため、吸気弁２１のリフト量及びリフト量積分値が小さくなるのである（図７（ｂ）参照）。
　そして、吸気弁２１のリフト量積分値は、実質的に、気筒１８内に導入される新気の量に相当する。従って、吸気側可変動弁機構７２のソレノイドバルブ７２ｂを閉弁する時期を制御することにより、実質的に、気筒１８内に導入される新気の量を制御することができる。
　図８は、ＣＩ運転時における吸気弁と排気弁のリフト量とクランク角との関係を示している。そして、図８中、実戦のグラフＧ２１は、排気弁２２の動作を示し、破線のグラフＧ２２乃至Ｇ２５は、吸気弁２１の動作を示す。図７に示すように、排気弁２２は、排気行程においてリフト量が増大して開弁量が増加し、リフト量が最大値に達した後、開弁量が減少する。そして、排気弁２２のリフト量は、吸気行程において一旦増加し、いわゆる排気の二度開きを行う。これにより、排気行程で気筒１８内から排気された既燃ガスを、内部ＥＧＲガスとして気筒１８内に戻す。
　一方で、吸気弁２１は、エンジンの負荷に応じて、例えばグラフＧ２２乃至Ｇ２５のいずれかのリフトカーブに従って動作する。グラフＧ２２乃至Ｇ２５は、リフト開始の時期が異なるものであり、吸気弁２１のリフト開始の時期を、例えば時期ｔ１乃至ｔ４の何れかの時期となるように制御することにより、吸気弁２１のリフト量及びリフト量積分値を制御することができる。
　そしてリフト開始の時期ｔ１乃至ｔ４は、エンジンの回転数に応じて予め決定された値であり、エンジンの回転数が多いほど、遅い時期となり、反対に、エンジンの回転数が少ないほど、早い時期となる。即ち、エンジンの回転数が多い場合、気筒１８内のＥＧＲガス量を、新気の量に対して多くし、気筒１８内のＥＧＲガスの相対量を多くすることができる。従って、エンジンの回転数が多い場合には、吸気弁２１のリフト開始時期を遅くし、例えば時期ｔ４とすることにより、グラフＧ２５によって描かれる曲線のリフト量積分値に相当する新気を気筒１８内に導入することができる。これにより、気筒１８内のＥＧＲガスの相対量を多くすることができる。
　また、エンジンの回転数が少ない場合、気筒１８内の新気の量をＥＧＲガスの量に対して多くすることが求められる。従って、エンジンの回転数が少ない場合には、吸気弁２１のリフト開始時期を早くし、例えば時期ｔ１とすることにより、グラフＧ２２によって描かれる曲線のリフト量積分値に相当する新気を気筒１８内に導入することができる。これにより、新気の量をＥＧＲガスの量に対して相対的に多くすることができる。
　また、吸気弁２１のリフト開始時期は、理論上、カムの先行側端面７２ｉがローラーフィンガーフォロア７２ｅに接触している間、即ち、カム山の頂点がローラーフィンガーフォロア７２ｅに接触する直前まで遅延させることができる。しかしながら、吸気弁２１のリフト開始時期を遅らせるべく、ソレノイドバルブ７２ｂを開弁した状態にしておくと、カム山の先行側端面７２ｉがローラーフィンガーフォロア７２ｅに作用している間は、圧力室７２ｃ内の圧力は上昇し続ける。そして、カム山の先行側端面７２ｉがローラーフィンガーフォロア７２ｅに作用し始めてから所定の時間後には、圧力室７２ｃ内の圧力が比較的高い状態になっている。そして、この状態で吸気弁２１のリフトを開始すべくソレノイドバルブ７２ｂを閉弁すると、ソレノイドバルブ７２ｂの動作によって、密室である圧力室７２ｃ内に油圧脈動が発生し、油圧脈動によってソレノイドバルブ７２ｂの動作が遅れてしまう場合がある。従って、本実施形態では、圧力室７２ｃ内の圧力が比較的高い状態、即ち、カム山の先行側端面７２ｉがローラーフィンガーフォロア７２ｅに作用し始めてから所定時間後は、それ以上、吸気弁２１のリフト開始を遅延させないように構成されている。例えば、図８に示す例で説明すると、時刻ｔ３が吸気弁２１のリフト開始時期の最遅時期であると仮定する。そして、現在のエンジン回転数が多く、ＰＣＭ１０によって決定されたエンジン回転数に応じた吸気弁２１のリフト開始時期が時刻ｔ４となったと仮定する。この場合、リフト開始時期ｔ４が、最遅時期ｔ３よりも遅いため、ＰＣＭ１０は、決定された時刻ｔ４に関わらず、時刻ｔ３において吸気弁２１のリフトを開始させる。これにより、圧力室７２ｃ内の圧力が高い状態でソレノイドバルブ７２ｂが作動を開始するのを防止し、圧力室７２ｃ内で油圧脈動が発生するのを抑制することができる。
　また、上述の実施形態において、エンジンの回転数が所定の回転数を超え、気筒１８内のＥＧＲガスの量を相対的に多くしたい場合には、吸気弁２１のリフト開始時期を遅延させる制御に加えて、スロットル弁３６の開度を小さくし、気筒１８内に流入する新気の量を減らしても良い。スロットル弁３６の開度を小さくすることにより、気筒１８内に流入する新気の量を減らし、ＥＧＲガスの量を相対的に増やすことができる。
　また、エンジンの回転数が所定の回転数を超え、気筒１８内のＥＧＲガスの量を相対的に多くしたい場合には、エンジンの排気弁２４の直後に排気シャッター弁を設け、エンジンの排気行程において排気シャッター弁を閉じるようにしてもよい。これにより、排気行程で排出された既燃ガスをエンジンと排気シャッターとの間に留め、吸気行程において排気弁２４を開弁することにより、排気行程で排出された既燃ガスを効率的に気筒１８内に吸入することができる。
　次に、吸気弁２１のリフト開始時期を決定するための具体的な制御について詳述する。図９は、吸気弁のリフト開始時期を決定するためのフロー図である。
　一連の処理が開始すると、ステップＳ１においてＰＣＭ１０は、現在のエンジン１の回転数、及びアクセル開度に基づく目標エンジン負荷を読み込む。そして、ステップＳ２においてＰＣＭ１０は、エンジン回転数及びエンジン負荷に基づいて、エンジン１が目標エンジン負荷を達成するために必要な要求内部ＥＧＲ量を算出する。そして、ステップＳ３においてＰＣＭ１０は、算出された要求内部ＥＧＲ量を達成するために必要なリフト量積分値に基づいて、ＥＧＲ量に基づく吸気弁２１の開弁時期Ｔｅｇｒを算出する。
　そしてステップＳ４においてＰＣＭは、エンジン負荷に基づいて吸気弁２１の開弁時期の遅角限界Ｔｌｉｍ（上述の例でいう時刻ｔ４のクランクタイミング）を算出する。そして、ステップＳ５においてＰＣＭ１０は、算出した開弁時期Ｔｅｇｒと遅角限界Ｔｌｉｍとを比較し、開弁時期Ｔｅｇｒが遅角限界Ｔｌｉｍよりも進角側にあるか否かを判断する。
　そして、開弁時期Ｔｅｇｒが遅角限界Ｔｌｉｍよりも進角側にない場合には、より遅角側にある遅角限界Ｔｌｉｍのタイミングで吸気弁２１の開弁時期を制御する。また、任意のステップであるステップＳ７においてＰＣＭ１０は、スロットル弁３６の開度又は排気シャッターを制御することにより、既燃ガスの吸入効率を高める。
　一方で、開弁時期Ｔｅｇｒが遅角限界Ｔｌｉｍよりも進角側にある場合には、開弁時期Ｔｅｇｒに基づいて吸気弁２１を制御する。
　以上のように、本実施形態によれば、エンジン回転数に応じて吸気弁の開弁時期を遅くすることができる。そして、吸気弁の開弁時期は、エンジン回転数が高くなる程遅くなり、これにより、エンジン回転数が高いほど、吸気弁の開弁時期が遅くなり、エンジン気筒内の新気の相対量を少なくし、既燃ガスの相対量を多くすることができる。従って、本発明によれば、エンジン回転数が高い場合に、適切に既燃ガスを処理することができる。
　このように、本発明の実施形態によれば、圧縮自己燃焼制御を行う際に、吸気可変動弁機構７１によって、エンジン１の回転数が高いほど吸気行程時の吸気弁２１が開く時期を遅らせることができる。そして、吸気行程において吸気弁２１が開く時期を遅らせることで、気筒１８内に流入する新気の量を制限し気筒１８内のＥＧＲガスの相対量を増やすことができる。これにより、気筒１８内の温度を保ち、圧縮自己燃焼の効率を高めることができる。
　また、上述した実施形態では、いわゆる排気の二度開きによって、一旦、気筒１８内から排出されたＥＧＲガスを気筒１８内に戻す制御を行ったが、排気行程時に、吸気弁２１及び排気弁２２の両弁を閉じたままにする、いわゆる吸排気のネガティブオーバーラップ（ＮＶＯ）制御を行うことによって既燃ガスを気筒１８内に留めてもよい。この場合も同様に、吸気行程時の吸気弁２１の開弁時期を、エンジン回転数に応じて決定することにより、圧縮自己燃焼の効率を高めることができる。
　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
　７２ｂ　ソレノイドバルブ
　７２ｃ　圧力室
　７２ｄ　カム

Claims (5)

  1. 　エンジンの制御装置であって、
    　可変動弁機構を有し、
    　前記可変動弁機構は、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て、前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ように構成された圧力室と、を備え、
    　前記圧力室は、該圧力室に接続された油圧バルブを開閉することで、エンジンの吸気弁に作用する油圧を制御可能に構成されており、
    　前記エンジンが圧縮自己燃焼を行っており、かつ吸気行程時に既燃ガスと新気とを混合させている場合に、前記油圧バルブの開閉時期を、前記エンジンの負荷に応じて吸気行程における前記吸気弁の開弁時期を遅角させるように制御し、
    　前記吸気弁は、エンジンの負荷が所定の低負荷領域にあるときには、前記エンジンの負荷に応じて負荷が高くなるほど、開弁開始時期が所定時期を限度として遅角され、前記エンジンの負荷が前記所定の低負荷領域よりも高くなった場合には前記所定時期とされる、エンジンの制御装置。
  2. 　前記所定時期は、前記エンジンの回転数が高いほど進角される、請求項１に記載のエンジンの制御装置。
  3. 　前記エンジンの回転数が所定の回転数を超えた場合には、スロットル弁の開度を小さくする、請求項１又は２に記載のエンジンの制御装置。
  4. 　前記エンジンの回転数が所定の回転数を超えた場合には、排気シャッター弁を閉じる、請求項１乃至３の何れか１項に記載のエンジンの制御装置。
  5. 　エンジンの制御装置であって、
    　可変動弁機構を有し、
    　前記可変動弁機構は、内部にエンジンオイルが充填された圧力室を備え、前記圧力室に接続された油圧バルブを開閉することで、エンジンの吸気弁に油圧を作用させて、開弁時期を制御可能に構成されており、
    　前記エンジンの負荷が所定の低負荷領域にあるときには排気弁を排気行程中に開弁させるとともに吸気行程中にも開弁させ、前記エンジンの負荷が高くなるほど、吸気行程中における前記吸気弁の開弁開始時期を所定時期を限度として遅角させるように前記油圧バルブの開閉時期を制御しつつ、前記エンジンの負荷が前記所定の低負荷領域よりも高くなった場合には、吸気行程中における前記吸気弁の開弁開始時期が前記所定時期となるように前記油圧バルブの開閉時期を制御する、エンジンの制御装置。
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