WO2018203360A1 - 内燃機関の制御方法及び内燃機関の制御装置 - Google Patents

内燃機関の制御方法及び内燃機関の制御装置 Download PDF

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cylinder bore
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裕聡 星川
金子　格三
幸長 森口
一雄 村木
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日産自動車株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a control method and control apparatus for an internal combustion engine capable of changing a compression ratio.
  • Patent Document 1 discloses an in-cylinder injection fuel injection valve that injects fuel into a combustion chamber, a port injection fuel injection valve that injects fuel into an intake port, and a variable compression mechanism that can change the mechanical compression ratio.
  • Patent Document 1 merely suppresses the occurrence of corrosion at the tip of the in-cylinder fuel injection valve.
  • the present invention acquires a temperature correlated with a cylinder bore wall temperature, and when the acquired temperature is lower than a predetermined temperature, The static compression ratio is fixed to a predetermined compression ratio.
  • the piston ring by fixing the mechanical compression ratio while the wall temperature of the cylinder bore is low, the piston ring can be prevented from sliding on the corroded surface of the cylinder bore, and the progress of corrosion can be delayed.
  • FIG. 1 is an explanatory diagram schematically showing a schematic configuration of a control device for an internal combustion engine 1 according to the present invention.
  • FIG. 1 is applicable to a method for controlling an internal combustion engine 1 according to the present invention.
  • the internal combustion engine 1 is mounted on a vehicle such as an automobile as a drive source, and has an intake passage 2 and an exhaust passage 3.
  • the intake passage 2 is connected to the combustion chamber 5 via the intake valve 4.
  • the exhaust passage 3 is connected to the combustion chamber 5 via an exhaust valve 6.
  • the internal combustion engine 1 includes a first fuel injection valve 7 that directly injects fuel into the combustion chamber 5 and a second fuel injection valve 8 that injects fuel into the intake passage 2 upstream of the intake valve 4. Yes.
  • the fuel injected from the first fuel injection valve 7 and the second fuel injection valve 8 is ignited by the spark plug 9 in the combustion chamber 5.
  • an air cleaner 10 that collects foreign matter in intake air
  • an air flow meter 11 that detects the amount of intake air
  • an electric throttle valve 13 whose opening degree is controlled by a control signal from the control unit 12, Is provided.
  • the air flow meter 11 is disposed on the upstream side of the throttle valve 13.
  • the air flow meter 11 has a built-in temperature sensor and can detect the intake air temperature of the intake air inlet.
  • the air cleaner 10 is disposed on the upstream side of the air flow meter 11.
  • the exhaust passage 3 is provided with an upstream side exhaust catalyst 14 such as a three-way catalyst and a downstream side exhaust catalyst 15 such as a NOx trap catalyst.
  • the downstream exhaust catalyst 15 is disposed on the downstream side of the upstream exhaust catalyst 14.
  • the internal combustion engine 1 has a turbocharger 18 provided coaxially with a compressor 16 provided in the intake passage 2 and an exhaust turbine 17 provided in the exhaust passage 3.
  • the compressor 16 is disposed on the upstream side of the throttle valve 13 and on the downstream side of the air flow meter 11.
  • the exhaust turbine 17 is disposed upstream of the upstream exhaust catalyst 14.
  • a recirculation passage 19 is connected to the intake passage 2.
  • the recirculation passage 19 has one end connected to the intake passage 2 on the upstream side of the compressor 16 and the other end connected to the intake passage 2 on the downstream side of the compressor 16.
  • an electric recirculation valve 20 capable of releasing the supercharging pressure from the downstream side of the compressor 16 to the upstream side of the compressor 16 is disposed.
  • the recirculation valve 20 it is also possible to use a so-called check valve that opens only when the pressure on the downstream side of the compressor 16 exceeds a predetermined pressure.
  • an intercooler 21 is provided on the downstream side of the compressor 16 to cool the intake air compressed (pressurized) by the compressor 16 and improve the charging efficiency.
  • the intercooler 21 is located downstream of the downstream end of the recirculation passage 19 and upstream of the throttle valve 13.
  • the exhaust passage 3 is connected to an exhaust bypass passage 22 that bypasses the exhaust turbine 17 and connects the upstream side and the downstream side of the exhaust turbine 17.
  • the downstream end of the exhaust bypass passage 22 is connected to the exhaust passage 3 at a position upstream of the upstream exhaust catalyst 14.
  • an electric waste gate valve 23 that controls the exhaust flow rate in the exhaust bypass passage 22 is disposed.
  • the wastegate valve 23 can bypass a part of the exhaust gas guided to the exhaust turbine 17 to the downstream side of the exhaust turbine 17 and can control the supercharging pressure of the internal combustion engine 1.
  • the internal combustion engine 1 can perform exhaust gas recirculation (EGR) in which part of the exhaust gas from the exhaust passage 3 is introduced (recirculated) into the intake passage 2 as EGR gas.
  • EGR exhaust gas recirculation
  • An EGR passage 24 connected to the passage 2 is provided.
  • One end of the EGR passage 24 is connected to the exhaust passage 3 at a position between the upstream side exhaust catalyst 14 and the downstream side exhaust catalyst 15, and the other end is located downstream of the air flow meter 11 and upstream of the compressor 16.
  • the EGR passage 24 is provided with an electric EGR valve 25 that controls the flow rate of the EGR gas in the EGR passage 24 and an EGR cooler 26 that can cool the EGR gas.
  • reference numeral 27 in FIG. 1 denotes a collector portion of the intake passage 2.
  • the internal combustion engine 1 also has a variable compression ratio mechanism 34 that can change the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1 by changing the top dead center position of the piston 33 that reciprocates in the cylinder bore 32 of the cylinder block 31. ing. That is, the internal combustion engine 1 can change the mechanical compression ratio by changing the sliding range of the piston 33 with respect to the inner peripheral surface 32 a of the cylinder bore 32. In other words, the internal combustion engine 1 can change the mechanical compression ratio by changing the sliding range of the piston 33 with respect to the cylinder.
  • the mechanical compression ratio is a compression ratio determined by the top dead center position and the bottom dead center position of the piston 33.
  • the piston 33 has a first piston ring 35 on the piston crown surface side, and a second piston ring 36 that is further away from the piston crown surface than the first piston ring.
  • the first piston ring 35 and the second piston ring 36 are so-called compression rings, and are used for maintaining airtightness by eliminating a gap between the piston 33 and the inner peripheral surface 32a of the cylinder bore 32.
  • the variable compression ratio mechanism 34 uses a multi-link type piston-crank mechanism in which the piston 33 and the crank pin 38 of the crank shaft 37 are linked by a plurality of links, and is rotatably mounted on the crank pin 38.
  • the crankshaft 37 includes a plurality of journal portions 43 and a crankpin 38.
  • the journal portion 43 is rotatably supported between the cylinder block 31 and the crank bearing bracket 44.
  • the upper link 40 has one end rotatably attached to the piston pin 45 and the other end rotatably connected to the lower link 39 by a first connecting pin 46.
  • One end of the control link 42 is rotatably connected to the lower link 39 by the second connecting pin 47, and the other end is rotatably attached to the eccentric shaft portion 41 a of the control shaft 41.
  • the first connection pin 46 and the second connection pin 47 are press-fitted and fixed to the lower link 39.
  • the control shaft 41 is arranged in parallel with the crankshaft 37 and is rotatably supported by the cylinder block 31. More specifically, the control shaft 41 is rotatably supported between the crank bearing bracket 44 and the control shaft bearing bracket 48.
  • An oil pan upper 49 is attached to the lower part of the cylinder block 31.
  • An oil pan lower 50 is attached to the lower part of the oil pan upper 49.
  • the rotation of the drive shaft 53 is transmitted to the control shaft 41 via the actuator link 51 and the drive shaft arm member 52.
  • the drive shaft 53 is disposed outside the oil pan upper 49 and parallel to the control shaft 41.
  • a drive shaft arm member 52 is fixed to the drive shaft 53.
  • the actuator link 51 is rotatably connected to the drive shaft arm member 52 via a pin member 54a.
  • the actuator link 51 is an elongated rod-like member arranged so as to be orthogonal to the control shaft 41, and the other end can be rotated via a pin member 54b to a position eccentric from the rotation center of the control shaft 41 of the control shaft 41. It is connected to.
  • One end side of the drive shaft 53, the drive shaft arm member 52, and the actuator link 51 is accommodated in a housing 55 attached to the side surface of the oil pan upper 49.
  • the drive shaft 53 is connected at one end to an electric motor 56 as an actuator via a speed reducer (not shown). That is, the drive shaft 53 can be driven to rotate by the electric motor 56.
  • the rotational speed of the drive shaft 53 is obtained by reducing the rotational speed of the electric motor 56 with a reduction gear.
  • the actuator link 51 reciprocates along a plane orthogonal to the drive shaft 53.
  • the connection position between the other end of the actuator link 51 and the control shaft 41 swings, and the control shaft 41 rotates.
  • the control shaft 41 rotates and its rotational position changes, the position of the eccentric shaft portion 41a that becomes the swing fulcrum of the control link 42 changes. That is, by changing the rotational position of the control shaft 41 by the electric motor 56, the posture of the lower link 39 changes, and the piston motion (stroke characteristic) of the piston 33 changes, that is, the top dead center position and bottom dead center of the piston 33. With the change of the point position, the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1 is continuously changed.
  • the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1 is normally controlled by the compression ratio normal control according to the operation condition (engine operation condition) of the internal combustion engine 1.
  • the compression ratio normal control for example, the mechanical compression ratio that is set becomes a lower compression ratio as the operating condition of the internal combustion engine 1 is a higher rotation and a higher load.
  • the rotation of the electric motor 56 is controlled by the control unit 12. That is, the change and fixation of the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1 by the variable compression ratio mechanism 34 is controlled by the control unit 12 as a compression ratio control unit.
  • the control unit 12 is a known digital computer equipped with a CPU, ROM, RAM, and an input / output interface.
  • the control unit 12 includes a crank angle sensor 61 for detecting the crank angle of the crankshaft 37, an accelerator opening sensor 62 for detecting the depression amount of the accelerator pedal, and rotation of the drive shaft 53. Detection signals of various sensors such as a rotation angle sensor 63 that detects an angle and a water temperature sensor 64 that detects a cooling water temperature Tw are input. The control unit 12 calculates the required load (engine load) of the internal combustion engine using the detection value of the accelerator opening sensor 62.
  • the crank angle sensor 61 can detect the engine speed of the internal combustion engine 1.
  • the water temperature sensor 64 acquires the temperature of the cooling water flowing around the cylinder bore 32 as a temperature correlated with the cylinder bore wall temperature, and corresponds to a wall temperature acquisition unit. In other words, the water temperature sensor 64 acquires the temperature of the cooling water flowing around the inner peripheral surface of the cylinder as a temperature correlated with the cylinder bore wall temperature.
  • the cylinder bore wall temperature is the wall surface temperature of the inner peripheral surface 32 a of the cylinder bore 32. In other words, the cylinder bore wall temperature is the wall surface temperature of the inner peripheral surface of the cylinder.
  • the water temperature sensor 64 detects the temperature of the cooling water in the water jacket 31 a in the cylinder block 31.
  • the control unit 12 determines the fuel injection amount and fuel injection timing by the first fuel injection valve 7 and the second fuel injection valve 8, the ignition timing by the spark plug 9, and the throttle valve 13 based on the detection signals of various sensors.
  • the opening degree, the opening degree of the recirculation valve 20, the opening degree of the waste gate valve 23, the opening degree of the EGR valve 25, the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1 by the variable compression ratio mechanism 34, and the like are optimally controlled. .
  • the temperature of the cylinder bore wall temperature is also low. At such a low water temperature, condensed water may be generated in the combustion chamber 5.
  • condensed water is generated and the condensed water adheres to the inner peripheral surface 32a of the cylinder bore 32, it is an acid generated by the condensed water and nitrogen oxide (NOx) in the combustion gas, and is above the piston ring at the top dead center.
  • NOx nitrogen oxide
  • the inner surface of the cylinder bore may corrode. Note that the inner peripheral surface of the cylinder bore above the piston ring at the top dead center is picked up by the piston ring even if acid is generated by condensed water and nitrogen oxides in the combustion gas. There is no possibility to do.
  • FIG. 2 is an explanatory view schematically showing the mechanism of the corrosion and wear of the cylinder bore due to the variable compression ratio during cold operation.
  • 2 (a) to 2 (f) show the piston top dead center.
  • 71 is a piston of the internal combustion engine
  • 72 is an inner peripheral surface of the cylinder bore
  • 73 is a piston ring
  • 74 is a corroded portion formed on the inner peripheral surface 72 of the cylinder bore
  • 75 is a corroded portion 74 by the piston ring 73. It is a recessed part formed in the part cut off. “ ⁇ 8” means that the compression ratio is “8”, and “ ⁇ 14” means that the compression ratio is “14”.
  • the piston top dead center position increases, and the corroded portion 74
  • the lower end of the cylinder is scraped off by the piston ring 73, and a recess 75 is formed in the inner peripheral surface 72 of the cylinder bore.
  • the concave portion 75 is formed after the corroded portion 74 is scraped off, and has a surface that is not corroded (non-corrosive surface).
  • the recess 75 is formed on the outer peripheral side of the piston ring 73 at the piston top dead center position in a state where the mechanical compression ratio is high.
  • FIG. 3 is an explanatory view schematically showing the mechanism of corrosion and wear of the cylinder bore due to the fixed compression ratio when cold.
  • 3 (a) to 3 (d) show the piston top dead center. Also, FIG. 3 (a) is when the engine is cold, and FIGS. 3 (b) to 3 (d) are the states after the completion of warm-up.
  • 71 is a piston of the internal combustion engine
  • 72 is an inner peripheral surface of the cylinder bore
  • 73 is a piston ring
  • 74 is a corroded portion formed on the inner peripheral surface 72 of the cylinder bore
  • 75 is a corroded portion 74 by the piston ring 73. It is a recessed part formed in the part cut off. “ ⁇ 8” means that the compression ratio is “8”, and “ ⁇ 14” means that the compression ratio is “14”.
  • the mechanical compression ratio of the internal combustion engine is variably controlled as shown in (b) to (d) of FIG. Since the condensed water is not generated after the warm-up is completed, even if the mechanical compression ratio of the internal combustion engine is changed and the lower end of the corroded portion 74 is scraped by the piston ring 73 to form the recessed portion 75, the recessed portion 75
  • the non-corroded surface (non-corroded surface) is not newly corroded.
  • the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1 is fixed while the wall temperature of the inner peripheral surface 32a of the cylinder bore 32 is low. That is, when the coolant temperature Tw in the water jacket 31a in the cylinder block 31 correlated with the cylinder bore wall temperature is lower than the predetermined temperature Twth, the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1 is fixed to the predetermined compression ratio regardless of the operating conditions.
  • the predetermined temperature Twth is set to be higher than the temperature corresponding to the cylinder bore wall temperature at which condensed water is generated on the inner peripheral surface 32a of the cylinder bore 32.
  • the predetermined temperature Twth is set to a low temperature side corresponding to the cylinder bore wall temperature at which condensed water is not generated on the inner peripheral surface 32a of the cylinder bore 32.
  • the predetermined temperature Twth may be the lowest temperature corresponding to the cylinder bore wall temperature at which condensed water is not generated on the inner peripheral surface 32a of the cylinder bore 32.
  • the corroded portion of the cylinder bore 32 is a portion on the cylinder head side (upper side) of the first piston ring 35 in the inner peripheral surface 32a of the cylinder bore 32. In other words, it can be said that the corroded portion of the cylinder bore 32 is a bore surface above the piston top ring.
  • Corrosion of the cylinder bore 32 occurs when acid is generated from the condensed water adhering to the inner peripheral surface 32a of the cylinder bore 32 and nitrogen oxide (NOx) in the combustion gas. Therefore, while the condensed water may be generated, the progress of corrosion can be surely delayed by fixing the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1 to a predetermined compression ratio.
  • NOx nitrogen oxide
  • the predetermined compression ratio at which the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1 is fixed is set as an intermediate compression ratio between the lowest compression ratio and the highest compression ratio within the control range, and the first compression ratio at the predetermined compression ratio.
  • the position of the piston ring 35 is set to be higher than the position of the second piston ring 36 when the mechanical compression ratio is controlled to the highest compression ratio within the control range.
  • the lowest compression ratio within the control range is simply referred to as the lowest compression ratio
  • the highest compression ratio within the control range is simply referred to as the highest compression ratio
  • the lowest compression ratio within the control range and the highest compression ratio is simply referred to as an intermediate compression ratio.
  • FIG. 4 is an explanatory view showing a comparison between a piston position when the mechanical compression ratio is the maximum compression ratio and a piston position when the mechanical compression ratio is the intermediate compression ratio. It is explanatory drawing of the principal part of an engine. More specifically, the left half of FIG. 4 shows the case where the mechanical compression ratio is the highest compression ratio, and the right half of FIG. 4 shows the case where the mechanical compression ratio is the intermediate compression ratio.
  • the predetermined compression ratio is an intermediate compression ratio
  • the position of the first piston ring 35 at the predetermined compression ratio is higher than the position of the second piston ring 36 when the maximum compression ratio is controlled. If set, the second piston ring 36 does not contact the corroded portion 65 of the cylinder bore 32 at both the piston position at the top dead center of the highest compression ratio and the piston position at the top dead center of the predetermined compression ratio.
  • the second piston ring 36 is surely in contact with the non-corrosive surface of the cylinder bore 32. Can be secured.
  • the corroded portion 65 is a corroded portion of the inner peripheral surface 32a of the cylinder bore 32. This corrosion occurs when acid is generated from condensed water and nitrogen oxide (NOx) in the combustion gas.
  • NOx nitrogen oxide
  • the predetermined compression ratio is not the maximum compression ratio, a certain amount of high load operation can be performed.
  • the predetermined compression ratio can be the maximum compression ratio instead of the intermediate compression ratio.
  • the predetermined compression ratio is the maximum compression ratio, high-load operation is limited due to a request for avoiding knocking.
  • the detected value of the water temperature sensor 64 is used as the temperature correlated with the cylinder bore wall temperature, so that the inner circumference of the cylinder bore 32 can be obtained.
  • the present invention is also applicable to an internal combustion engine that does not include a sensor that directly detects the temperature of the surface 32a.
  • the compression ratio of the variable compression ratio mechanism 34 is fixed to the predetermined compression ratio, and the compression ratio normal control is started.
  • FIG. 5 is a flowchart showing the control flow of the above-described embodiment.
  • step S1 the coolant temperature Tw is read.
  • step S2 it is determined whether the coolant temperature Tw read in step S1 is lower than a predetermined temperature Twth.
  • step S2 when the cooling water temperature Tw is lower than the predetermined temperature Twth, the process proceeds to step S3.
  • step S2 when the cooling water temperature Tw is equal to or higher than the predetermined temperature Twth, the process proceeds to step S4.
  • step S3 when the cooling water temperature Tw is equal to or higher than the predetermined temperature Twth, the process proceeds to step S4.
  • step S3 the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1 is fixed to a predetermined compression ratio.
  • step S4 compression ratio normal control is performed in which the mechanical compression ratio of the internal combustion engine 1 is varied according to operating conditions.

Abstract

シリンダボア（３２）の内周面（３２ａ）の壁温が低い間は、内燃機関（１）の機械的圧縮比を固定する。すなわち、シリンダボア壁温と相関するシリンダブロック（３１）内のウォータジャケット（３１ａ）における冷却水温度（Ｔｗ）が所定温度（Ｔｗｔｈ）より低い場合、内燃機関（１）の機械的圧縮比を運転条件に関わらず所定圧縮比に固定する。これにより、シリンダボア（３２）の腐食した部分を第１ピストンリング（３５）が摺動するのを回避し、腐食の進行を遅らせることができる。

Description

内燃機関の制御方法及び内燃機関の制御装置
　本発明は、圧縮比を変更可能な内燃機関の制御方法及び制御装置に関する。
　例えば、特許文献１には、燃焼室に燃料を噴射する筒内噴射用燃料噴射弁と、吸気ポートに燃料を噴射するポート噴射用燃料噴射弁と、機械的圧縮比を変更可能な可変圧縮機構と、を備えた内燃機関が開示されている。
　この特許文献１においては、筒内噴射用燃料噴射弁のノズルの先端部に腐食が発生する虞があるとき、内燃機関の機械的圧縮比を高くしたり、燃料噴射量の全量をポート噴射用燃料噴射弁からのポート噴射に切り替えたりして、腐食の発生を抑制している。
　しかしながら、特許文献１は、筒内噴射用燃料噴射弁の先端部における腐食の発生を抑制するものにすぎない。
　例えば、内燃機関の冷却水温度が低い場合、シリンダボアの内周面に凝縮水が付着すると、凝縮水と燃焼ガス中の窒素酸化物（ＮＯｘ）とによって生成された酸によって、シリンダボアの内周面に腐食が発生する虞がある。
　シリンダボアの内周面に凝縮水が付着するよう状況で、内燃機関の機械的圧縮比が可変制御されると、ピストンリングがシリンダボアの腐食部を摺動することになり、腐食部から腐食部位が剥がれ落ちる。そして、機械的圧縮比が低くなったときに、腐食部位が剥がれ落ちた部分が新たに腐食され、シリンダボアの腐食が進行する虞がある。
　つまり、機械的圧縮比を変更可能な内燃機関においては、内燃機関に発生する可能性のある腐食の進行を遅らせる上で、更なる改善の余地がある。
特開２０１６－１１３９４５号公報
　本発明は、シリンダボアに対するピストンの摺動範囲を変更することで機械的圧縮比を変更可能な内燃機関において、シリンダボア壁温と相関する温度を取得し、取得した温度が所定温度より低いとき、機械的圧縮比を所定圧縮比に固定する。
　本発明によれば、シリンダボアの壁温が低い間は機械的圧縮比を固定することにより、シリンダボアの腐食面をピストンリングが摺動するのを回避し、腐食の進行を遅らせることができる。
本発明に係る内燃機関の制御装置の概略構成を模式的に示した説明図。 冷機時の圧縮比可変によるシリンダボアの腐食及び摩耗のメカニズムを模式的に示した説明図。 冷機時の圧縮比固定によるシリンダボアの腐食及び摩耗のメカニズムを模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の要部の説明図。 本発明に係る内燃機関の制御の流れを示すフローチャート。
　以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
　本発明に係る内燃機関１の制御装置の概略構成を模式的に示した説明図である。図１は、本発明に係る内燃機関１の制御方法が適用可能なものである。
　内燃機関１は、駆動源として自動車等の車両に搭載されるものであって、吸気通路２と排気通路３とを有している。吸気通路２は、吸気弁４を介して燃焼室５に接続されている。排気通路３は、排気弁６を介して燃焼室５に接続されている。
　内燃機関１は、燃焼室５内に燃料を直接噴射する第１燃料噴射弁７と、吸気弁４上流側の吸気通路２内に燃料を噴射する第２燃料噴射弁８と、を有している。第１燃料噴射弁７及び第２燃料噴射弁８から噴射された燃料は、燃焼室５内で点火プラグ９により点火される。
　吸気通路２には、吸気中の異物を捕集するエアクリーナ１０と、吸入空気量を検出するエアフローメータ１１と、コントロールユニット１２からの制御信号によって開度が制御される電動のスロットル弁１３と、が設けられている。
　エアフローメータ１１は、スロットル弁１３の上流側に配置されている。エアフローメータ１１は、温度センサを内蔵したものであって、吸気導入口の吸気温度を検出可能となっている。エアクリーナ１０は、エアフローメータ１１の上流側に配置されている。
　排気通路３には、三元触媒等の上流側排気触媒１４と、ＮＯｘトラップ触媒等の下流側排気触媒１５と、が設けられている。下流側排気触媒１５は、上流側排気触媒１４の下流側に配置されている。
　また、この内燃機関１は、吸気通路２に設けられたコンプレッサ１６と排気通路３に設けられた排気タービン１７とを同軸上に備えたターボ過給機１８を有している。コンプレッサ１６は、スロットル弁１３の上流側で、かつエアフローメータ１１よりも下流側に配置されている。排気タービン１７は、上流側排気触媒１４よりも上流側に配置されている。
　吸気通路２には、リサーキュレーション通路１９が接続されている。リサーキュレーション通路１９は、その一端がコンプレッサ１６の上流側で吸気通路２に接続され、その他端がコンプレッサ１６の下流側で吸気通路２に接続されている。
　このリサーキュレーション通路１９には、コンプレッサ１６の下流側からコンプレッサ１６の上流側へ過給圧を解放可能な電動のリサーキュレーション弁２０が配置されている。なお、リサーキュレーション弁２０としては、コンプレッサ１６下流側の圧力が所定圧力以上となったときのみ開弁するようないわゆる逆止弁を用いることも可能である。
　また、吸気通路２には、コンプレッサ１６の下流側に、コンプレッサ１６により圧縮（加圧）された吸気を冷却し、充填効率を良くするインタクーラ２１が設けられている。インタクーラ２１は、リサーキュレーション通路１９の下流側端よりも下流で、スロットル弁１３よりも上流側に位置している。
　排気通路３には、排気タービン１７を迂回して排気タービン１７の上流側と下流側とを接続する排気バイパス通路２２が接続されている。排気バイパス通路２２の下流側端は、上流側排気触媒１４よりも上流側の位置で排気通路３に接続されている。排気バイパス通路２２には、排気バイパス通路２２内の排気流量を制御する電動のウエストゲート弁２３が配置されている。ウエストゲート弁２３は、排気タービン１７に導かれる排気ガスの一部を排気タービン１７の下流側にバイパスさせることが可能であり、内燃機関１の過給圧を制御可能なものである。
　また、内燃機関１は、排気通路３から排気の一部をＥＧＲガスとして吸気通路２へ導入（還流）する排気還流（ＥＧＲ）が実施可能なものであって、排気通路３から分岐して吸気通路２に接続されたＥＧＲ通路２４を有している。ＥＧＲ通路２４は、その一端が上流側排気触媒１４と下流側排気触媒１５との間の位置で排気通路３に接続され、その他端がエアフローメータ１１の下流側となりコンプレッサ１６の上流側となる位置で吸気通路２に接続されている。このＥＧＲ通路２４には、ＥＧＲ通路２４内のＥＧＲガスの流量を制御する電動のＥＧＲ弁２５と、ＥＧＲガスを冷却可能なＥＧＲクーラ２６と、が設けられている。なお、図１中の２７は、吸気通路２のコレクタ部である。
　また、内燃機関１は、シリンダブロック３１のシリンダボア３２内を往復動するピストン３３の上死点位置を変更することで内燃機関１の機械的圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構３４を有している。すなわち、内燃機関１は、シリンダボア３２の内周面３２ａに対するピストン３３の摺動範囲を変更することで機械的圧縮比を変更可能なものとなっている。換言すれば、内燃機関１は、シリンダに対するピストン３３の摺動範囲を変更することで機械的圧縮比を変更可能なものである。機械的圧縮比とは、ピストン３３の上死点位置と下死点位置とによって決まる圧縮比である。
　ピストン３３は、ピストン冠面側の第１ピストンリング３５、第１ピストンリングよりピストン冠面から離れた第２ピストンリング３６と、を有している。第１ピストンリング３５及び第２ピストンリング３６は、いわゆるコンプレッションリングであって、ピストン３３とシリンダボア３２の内周面３２ａとの隙間を無くし、気密保持のために用いられるものである。
　可変圧縮比機構３４は、ピストン３３とクランクシャフト３７のクランクピン３８とを複数のリンクで連係した複リンク式ピストン－クランク機構を利用したものであって、クランクピン３８に回転可能に装着されたロアリンク３９と、このロアリンク３９とピストン３３とを連結するアッパリンク４０と、偏心軸部４１ａが設けられた制御軸４１と、偏心軸部４１ａとロアリンク３９とを連結するコントロールリンク４２と、を有している。
　クランクシャフト３７は、複数のジャーナル部４３及びクランクピン３８を備えている。ジャーナル部４３は、シリンダブロック３１とクランク軸受ブラケット４４との間に回転可能に支持されている。
　アッパリンク４０は、一端がピストンピン４５に回転可能に取り付けられ、他端が第１連結ピン４６によりロアリンク３９と回転可能に連結されている。コントロールリンク４２は、一端が第２連結ピン４７によりロアリンク３９と回転可能に連結されており、他端が制御軸４１の偏心軸部４１ａに回転可能に取り付けられている。第１連結ピン４６及び第２連結ピン４７は、ロアリンク３９に対して圧入固定されている。
　制御軸４１は、クランクシャフト３７と平行に配置され、かつシリンダブロック３１に回転可能に支持されている。詳述すると、制御軸４１は、クランク軸受ブラケット４４と制御軸軸受ブラケット４８との間に回転可能に支持されている。
　シリンダブロック３１の下部には、オイルパンアッパ４９が取り付けられている。また、オイルパンアッパ４９の下部にはオイルパンロア５０が取り付けられている。
　制御軸４１には、アクチュエータリンク５１及び駆動軸アーム部材５２を介して駆動軸５３の回転が伝達されている。駆動軸５３は、オイルパンアッパ４９の外側にあって制御軸４１と平行に配置されている。駆動軸５３には、駆動軸アーム部材５２が固定されている。
　駆動軸アーム部材５２には、アクチュエータリンク５１の一端がピン部材５４ａを介して回転可能に連結されている。アクチュエータリンク５１は、制御軸４１と直交するように配置された細長い棒状の部材であって、他端が制御軸４１の制御軸４１の回転中心から偏心した位置にピン部材５４ｂを介して回転可能に連結されている。
　駆動軸５３、駆動軸アーム部材５２及びアクチュエータリンク５１の一端側は、オイルパンアッパ４９の側面に取り付けられたハウジング５５に収容されている。
　駆動軸５３は、一端が減速機（図示せず）を介してアクチュエータとしての電動モータ５６に連結されている。すなわち、駆動軸５３は、電動モータ５６により回転駆動可能となっている。駆動軸５３の回転数は、電動モータ５６の回転数を減速機により減速したものとなっている。
　電動モータ５６の駆動により駆動軸５３が回転すると、アクチュエータリンク５１が駆動軸５３に直交する平面に沿って往復運動する。そして、アクチュエータリンク５１の往復運動に伴いアクチュエータリンク５１の他端と制御軸４１との連結位置が揺動し、制御軸４１が回転する。制御軸４１が回転してその回転位置が変化すると、コントロールリンク４２の揺動支点となる偏心軸部４１ａの位置が変化する。つまり、電動モータ５６により制御軸４１の回転位置を変更することで、ロアリンク３９の姿勢が変化し、ピストン３３のピストンモーション（ストローク特性）の変化、すなわちピストン３３の上死点位置及び下死点位置の変化を伴って、内燃機関１の機械的圧縮比が連続的に変更される。
　内燃機関１の機械的圧縮比は、通常は、内燃機関１の運転条件（機関運転条件）に応じた圧縮比通常制御により制御される。圧縮比通常制御においては、例えば、内燃機関１の運転条件が高回転高負荷のときほど、設定される機械的圧縮比が低圧縮比となる。
　電動モータ５６の回転は、コントロールユニット１２によって制御されている。つまり、可変圧縮比機構３４による内燃機関１の機械的圧縮比の変更及び固定は、圧縮比制御部としてのコントロールユニット１２によって制御される。
　コントロールユニット１２は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ及び入出力インターフェースを備えた周知のデジタルコンピュータである。
　コントロールユニット１２には、上述したエアフローメータ１１の検出信号のほか、クランクシャフト３７のクランク角を検出するクランク角センサ６１、アクセルペダルの踏込量を検出するアクセル開度センサ６２、駆動軸５３の回転角度を検出する回転角度センサ６３、冷却水温度Ｔｗを検出する水温センサ６４等の各種センサ類の検出信号が入力されている。コントロールユニット１２は、アクセル開度センサ６２の検出値を用いて、内燃機関の要求負荷（エンジン負荷）が算出する。
　クランク角センサ６１は、内燃機関１の機関回転数を検出可能なものである。
　水温センサ６４は、シリンダボア壁温と相関する温度として、シリンダボア３２の周囲を流れる冷却水の温度を取得するものであり、壁温取得部に相当する。換言すれば、水温センサ６４は、シリンダボア壁温と相関する温度として、シリンダの内周面の周囲を流れる冷却水の温度を取得するものである。シリンダボア壁温とは、シリンダボア３２の内周面３２ａの壁面温度である。換言すれば、シリンダボア壁温とは、シリンダの内周面の壁面温度である。本実施例において、水温センサ６４は、シリンダブロック３１内のウォータジャケット３１ａにおける冷却水の温度を検出している。
　そして、コントロールユニット１２は、各種センサ類の検出信号に基づいて、第１燃料噴射弁７、第２燃料噴射弁８による燃料噴射量及び燃料噴射時期、点火プラグ９による点火時期、スロットル弁１３の開度、リサーキュレーション弁２０の開度、ウエストゲート弁２３の開度、ＥＧＲ弁２５の開度、可変圧縮比機構３４による内燃機関１の機械的圧縮比、等を最適に制御している。
　内燃機関１の冷却水温Ｔｗが低いとき、シリンダボア壁温の温度も低くなる。このような低水温時には、燃焼室５に凝縮水が発生する可能性がある。凝縮水が発生し、凝縮水がシリンダボア３２の内周面３２ａに付着すると、凝縮水と燃焼ガス中の窒素酸化物（ＮＯｘ）とにより生成された酸で、上死点時におけるピストンリングより上のシリンダボアの内周面が腐食する可能性がある。なお、上死点時のおけるピストンリングより上のシリンダボアの内周面については、凝縮水と燃焼ガス中の窒素酸化物とによって酸が生成されたとしても、ピストンリングによって掻き上げられるので、腐食する可能性はない。
　ここで、機械的圧縮比を可変可能な内燃機関にあっては、上死点位置が変動するとシリンダボアの内周面の腐食部位をピストンリングが摺動することになる。そのため、図２に示すように、ピストンリングの摺動による腐食部位の摩耗と、摩耗により腐食部位が削りとられた部分の新たな腐食とが繰り返されて、シリンダボアの内周面の腐食が進行する可能性がある。
　図２は、冷機時の圧縮比可変によるシリンダボアの腐食及び摩耗のメカニズムを模式的に示した説明図である。図２の（ａ）～（ｆ）は、それぞれピストン上死点時を示すものである。
　なお、図２において、７１は内燃機関のピストン、７２はシリンダボアの内周面、７３はピストンリング、７４はシリンダボアの内周面７２に形成された腐食部、７５はピストンリング７３によって腐食部７４が削り取られた部分に形成された凹部である。また、「ε８」とは圧縮比が「８」であることを意味し、「ε１４」とは圧縮比が「１４」であることを意味するものとする。
　図２の（ａ）～（ｃ）に示すように、内燃機関の機械的圧縮比が低い状態（ε８）から高い状態（ε１４）に変化すると、ピストン上死点位置が上昇し、腐食部７４の下端がピストンリング７３によって削りとられ、シリンダボアの内周面７２に凹部７５が形成される。凹部７５は、腐食部７４が削りとられた後に形成されるものであり、腐食されていない面（非腐食面）を有している。また、図２の（ａ）～（ｃ）において、凹部７５は、機械的圧縮比が高い状態におけるピストン上死点位置のときのピストンリング７３の外周側に形成される。
　そして、図２の（ｃ）の状態から内燃機関の機械的圧縮比が低い状態（ε８）に変更されると、ピストン上死点位置が下がる。そのため、図２の（ｄ）に示すように、凹部７５の腐食されていない面（非腐食面）が、凝縮水と燃焼ガス中の窒素酸化物（ＮＯｘ）とにより生成された酸により新たに腐食する。
　そして、図２の（ｄ）の状態から内燃機関の機械的圧縮比が高い状態（ε１４）に変更されると、ピストン上死点位置が上がる。そのため、図２の（ｅ）に示すように、凹部７５の新たに腐食された部分がピストンリング７３によって削りとられ、凹部７５が大きくなる。
　そして、図２の（ｅ）の状態から内燃機関の機械的圧縮比が低い状態（ε８）に変更されると、ピストン上死点位置が下がる。そのため、図２の（ｆ）に示すように、凹部７５の腐食されていない面（非腐食面）が、凝縮水と燃焼ガス中の窒素酸化物（ＮＯｘ）とにより生成された酸により新たに腐食する。
　このように、凝縮水が発生する状況で、内燃機関の機械的圧縮比を可変制御すると、機械的圧縮比が変更されるたびに、シリンダボアの内周面７２で腐食が進行する。
　図３は、冷機時の圧縮比固定によるシリンダボアの腐食及び摩耗のメカニズムを模式的に示した説明図である。図３の（ａ）～（ｄ）は、それぞれピストン上死点時を示すものである。また、図３の（ａ）は冷機時であり、図３の（ｂ）～（ｄ）は暖機完了後の状態である。
　なお、図３において、７１は内燃機関のピストン、７２はシリンダボアの内周面、７３はピストンリング、７４はシリンダボアの内周面７２に形成された腐食部、７５はピストンリング７３によって腐食部７４が削り取られた部分に形成された凹部である。また、「ε８」とは圧縮比が「８」であることを意味し、「ε１４」とは圧縮比が「１４」であることを意味するものとする。
　図３の（ａ）に示すように、冷機時に内燃機関の機械的圧縮比を所定圧縮比（例えば、ε８）に固定すると、上死点時におけるピストンリング７３より上方のシリンダボアの内周面７２に形成された腐食部７４を、ピストンリング７３が摺動することはない。そのため、冷機時に、シリンダボアの内周面７２の腐食が進行することはない。
　そして、内燃機関の暖機完了後、図３の（ｂ）～（ｄ）に示すように、内燃機関の機械的圧縮比を可変制御する。暖機完了後であれば、凝縮水が発生しないため、内燃機関の機械的圧縮比を変更し、腐食部７４の下端がピストンリング７３によって削りとられて凹部７５が形成されても、凹部７５の腐食されていない面（非腐食面）が新たに腐食されることはない。
　そこで、本実施例においては、シリンダボア３２の内周面３２ａの壁温が低い間は、内燃機関１の機械的圧縮比を固定する。すなわち、シリンダボア壁温と相関するシリンダブロック３１内のウォータジャケット３１ａにおける冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗｔｈより低い場合、内燃機関１の機械的圧縮比を運転条件に関わらず所定圧縮比に固定する。
　所定温度Ｔｗｔｈは、シリンダボア３２の内周面３２ａに凝縮水が発生するシリンダボア壁温に相当する温度よりも高温側に設定されている。換言すれば、所定温度Ｔｗｔｈは、シリンダボア３２の内周面３２ａに凝縮水が発生しないシリンダボア壁温に相当する温度の低温側に設定されている。例えば、所定温度Ｔｗｔｈは、シリンダボア３２の内周面３２ａに凝縮水が発生しないシリンダボア壁温に相当する温度の最低温度としてもよい。
　これにより、シリンダボア３２の腐食した部分を第１ピストンリング３５が摺動するのを回避し、腐食の進行を遅らせることができる。なお、シリンダボア３２の腐食した部分は、シリンダボア３２の内周面３２ａのうち、第１ピストンリング３５よりシリンダヘッド側（上側）の部分となる。換言すれば、シリンダボア３２の腐食した部分は、ピストントップリングより上のボア面ということができる。
　シリンダボア３２の腐食は、シリンダボア３２の内周面３２ａに付着した凝縮水と燃焼ガス中の窒素酸化物（ＮＯｘ）とから酸が生成されることにより発生する。そこで、凝縮水が発生する可能性のある間は、内燃機関１の機械的圧縮比を所定圧縮比に固定することで、確実に腐食の進行を遅らせることができる。
　そして、冷機時において、内燃機関１の機械的圧縮比が固定される所定圧縮比を制御範囲内の最低圧縮比と最高圧縮比との間の中間圧縮比とし、所定圧縮比のときの第１ピストンリング３５の位置が、機械的圧縮比を制御範囲内の最高圧縮比に制御したときの第２ピストンリング３６の位置より高くなるよう設定する。なお、説明の便宜上、以下の記載において、制御範囲内の最低圧縮比を単に最低圧縮比と記し、制御範囲内の最高圧縮比を単に最高圧縮比と記し、制御範囲内の最低圧縮比と最高圧縮比との間の中間圧縮比を単に中間圧縮比と記す。
　図４は、機械的圧縮比が最高圧縮比のときのピストン位置と、機械的圧縮比が中間圧縮比のときのピストン位置と、を対比して示す説明図であって、本発明に係る内燃機関の要部の説明図である。詳述すると、図４の左側半分は、機械的圧縮比が最高圧縮比の場合を示し、図４の右側半分は、機械的圧縮比が中間圧縮比の場合を示している。
　図４に示すように、所定圧縮比を中間圧縮比とし、所定圧縮比のときの第１ピストンリング３５の位置が、最高圧縮比に制御したときの第２ピストンリング３６の位置より高くなるよう設定すれば、最高圧縮比の上死点におけるピストン位置及び所定圧縮比の上死点におけるピストン位置の双方で、第２ピストンリング３６がシリンダボア３２の腐食部６５に接することがない。
　すなわち、機械的圧縮比を可変する制御が許可されて機械的圧縮比を最高圧縮比にしたとき、第２ピストンリング３６がシリンダボア３２の非腐食面に確実に接することになるため、シール性を確保することができる。
　なお、腐食部６５は、シリンダボア３２の内周面３２ａの腐食した部分である。この腐食は、凝縮水と燃焼ガス中の窒素酸化物（ＮＯｘ）とから酸が生成されることにより発生するものである。
　また、所定圧縮比が最高圧縮比ではないので、ある程度の高負荷運転を行うことができる。
　所定圧縮比は、中間圧縮比ではなく、最高圧縮比とすることも可能である。この場合、シリンダボア３２の内周面３２ａの腐食部６５を、第１、第２ピストンリング３５、３６が摺動することがないので、シリンダボア３２の内周面３２ａの腐食部６５が摩耗することにより腐食が進行することを遅らせることができる。ただし、所定圧縮比を最高圧縮比とした場合は、ノッキング回避の要求から、高負荷運転が制限される。
　また、シリンダボア壁温とシリンダボア３２の周囲を流れる冷却水の温度とは高い相関性があるので、シリンダボア壁温と相関する温度として水温センサ６４の検出値を利用することで、シリンダボア３２の内周面３２ａの温度を直接検出するセンサを具備しない内燃機関に対しても適用可能である。
　そして、冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗｔｈ以上となったら、可変圧縮比機構３４の圧縮比を所定圧縮比に固定するのを終了し、圧縮比通常制御を開始する。
　これにより、腐食が発生しない条件（凝縮水が発生しない条件）となったら、速やかに通常の圧縮比制御に移行することできる。
　図５は、上述した実施例の制御の流れを示すフローチャートである。
　ステップＳ１では、冷却水温度Ｔｗを読み込む。ステップＳ２では、ステップＳ１で読み込んだ冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗｔｈより低いか否かを判定する。ステップＳ２において、冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗｔｈ未満の場合はステップＳ３へ進む。ステップＳ２において、冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗｔｈ以上の場合はステップＳ４へ進む。ステップＳ３では、内燃機関１の機械的圧縮比を所定圧縮比に固定する。ステップＳ４では、内燃機関１の機械的圧縮比を運転条件に応じて可変する圧縮比通常制御を実施する。

Claims (7)

  1. 　シリンダボアに対するピストンの摺動範囲を変更することで機械的圧縮比を変更可能な内燃機関の制御方法において、
    　シリンダボア壁温と相関する温度を取得し、
    　取得した温度が所定温度より低いとき、機械的圧縮比を所定圧縮比に固定する内燃機関の制御方法。
  2. 　上記所定温度は、上記シリンダボアに凝縮水が発生する上記シリンダボア壁温に相当する温度より高温側に設定される請求項１に記載の内燃機関の制御方法。
  3. 　上記ピストンは、ピストン冠面側の第１ピストンリングと、該第１ピストンリングよりピストン冠面から離れた第２ピストンリングと、を有し、
    　上記所定圧縮比は、制御範囲内の最低圧縮比と最高圧縮比との間の中間圧縮比であり、
    　上記所定圧縮比のときの上記第１ピストンリングの位置は、機械的圧縮比を制御範囲内の最高圧縮比に制御したときの上記第２ピストンリングの位置より高い請求項１または２に記載の内燃機関の制御方法。
  4. 　上記所定圧縮比は、制御範囲内の最高圧縮比である請求項１または２に記載の内燃機関の制御方法。
  5. 　上記シリンダボア壁温と相関する温度として、上記シリンダボアの周囲を流れる冷却水の温度を取得する請求項１～４のいずれかに記載の内燃機関の制御方法。
  6. 　取得した上記シリンダボア壁温と相関する温度が、上記所定温度以上となったら、機関運転条件に基づく圧縮比の可変制御を行う請求項１～５のいずれかに記載の内燃機関の制御方法。
  7. 　シリンダボアに対するピストンの摺動範囲を変更することで機械的圧縮比を変更可能な内燃機関の制御装置において、
    　シリンダボア壁温と相関する温度を取得する壁温取得部と、
    　上記壁温取得部で取得した温度が所定温度より低いとき、機械的圧縮比を所定圧縮比に固定する圧縮比制御部と、を備える内燃機関の制御装置。
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