WO2021165711A1 - 内燃機関の制御方法および制御装置 - Google Patents

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timing
valve timing
intake
internal combustion
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PCT/IB2020/000096
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良彦 岩渕
太 吉村
Original Assignee
日産自動車株式会社
ルノー エス． ア． エス．
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D23/00—Controlling engines characterised by their being supercharged
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D29/00—Controlling engines, such controlling being peculiar to the devices driven thereby, the devices being other than parts or accessories essential to engine operation, e.g. controlling of engines by signals external thereto
    • F02D29/02—Controlling engines, such controlling being peculiar to the devices driven thereby, the devices being other than parts or accessories essential to engine operation, e.g. controlling of engines by signals external thereto peculiar to engines driving vehicles; peculiar to engines driving variable pitch propellers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
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    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a technique for reducing the emission of unburned HC before the warm-up of the catalyst provided in the exhaust system is completed in an internal combustion engine for a vehicle, and particularly in an internal combustion engine equipped with a supercharger, the valve timing is adjusted. With respect to control methods and control devices to be appropriate.
  • the valve overlap is defined as a positive overlap (also referred to as a plus overlap) when the temperature is extremely low during warm-up operation, and a negative overlap (also referred to as a minus overlap) when the temperature is not extremely low.
  • the configuration is disclosed so as to be (called). Further, it is disclosed that the ignition timing is retarded to perform so-called retard combustion in order to reduce the unburned HC discharged at the time of starting.
  • the exhaust valve side has a fixed valve timing in which the opening and closing times do not change, and the opening and closing times on the intake valve side are overlapped by advancing and retarding by a variable valve timing mechanism. The amount is changing.
  • An object of the present invention is to provide control of an internal combustion engine that can minimize the deterioration of HC emission due to a secondary peak even when the vehicle shifts from an idle state to a start acceleration before the completion of catalyst warm-up.
  • the present invention has a variable valve mechanism at least on the exhaust valve side, and has a first valve timing in which the exhaust valve closing timing is later than the top dead center and has a positive overlap with the intake valve opening timing, and the exhaust valve. It is a control method for an internal combustion engine for a vehicle equipped with a supercharger as well as being able to control the second valve timing whose closing time is earlier than the top dead center.
  • the intake pressure that is, the pressure in the intake passage upstream of the intake valve is the so-called negative pressure, and therefore, the in-cylinder pressure at the intake valve opening timing under the first valve timing. Is higher than the intake pressure, and the in-cylinder pressure drops sharply when the intake valve opens. Therefore, at least a part of the HC that was pushed out to the exhaust port through the exhaust valve being opened as a so-called secondary peak near the top dead center is pulled back to the combustion chamber when the intake valve is opened, and one of them. The part is sucked out to the intake port. The HC returned to these combustion chambers or intake ports is burned in the subsequent combustion cycle. Due to the pull-back action due to such suction negative pressure, the secondary peak of HC in the first operating region, for example, at idle is suppressed.
  • the intake pressure becomes high due to supercharging, so that the pull-back action from the exhaust port to the combustion chamber or the intake port cannot be obtained.
  • the second valve timing is reached, and the exhaust valve closes earlier than the top dead center, so that HC emission due to the secondary peak is suppressed. Therefore, for example, the increase in HC when the accelerator is depressed from the idle state to accelerate the start during the warm-up of the catalyst is suppressed.
  • FIG. 1 is an explanatory diagram showing a schematic configuration of an internal combustion engine 1 for a vehicle to which the control of one embodiment of the present invention is applied.
  • the internal combustion engine 1 is mounted on a vehicle in combination with a torque converter (not shown) and a stepped or continuously variable automatic transmission, and drives the drive wheels of the vehicle via a final speed reducing device (not shown).
  • the internal combustion engine 1 is, for example, a spark-ignition engine having a 4-stroke cycle using gasoline as fuel, and has a pair of intake valves 4 and a pair of exhaust valves 5 on the ceiling wall surface of the combustion chamber 3 formed by the piston 2.
  • the spark plug 6 and the fuel injection valve 7 are arranged in the central portion surrounded by the intake valve 4 and the exhaust valve 5.
  • the fuel injection valve 7 is an electromagnetic or piezoelectric injection valve that opens when a drive pulse signal is applied, and an amount of fuel substantially proportional to the pulse width of the drive pulse signal is injected into the cylinder. Inject.
  • the engine may be configured as a port injection type engine that injects fuel into the intake port 8 on the upstream side of the intake valve 4.
  • An electronically controlled throttle valve 11 whose opening degree is controlled by a control signal from the engine controller 10 is interposed on the upstream side of the collector portion 9a of the intake passage 9 connected to the intake port 8, and further upstream thereof.
  • a compressor 12A of the turbocharger 12 is arranged on the side.
  • An air flow meter 13 for detecting the amount of intake air and an air cleaner 14 are arranged on the upstream side of the compressor 12A.
  • An intercooler 16 is provided between the compressor 12A and the throttle valve 11.
  • An intake pressure sensor 17 that detects an intake pressure (in other words, a boost pressure) is arranged in the collector portion 9a.
  • the intake valve 4 includes an intake side variable valve mechanism 18 capable of variably controlling the opening / closing timing of the intake valve 4.
  • the intake valve variable valve mechanism 18 may be capable of independently changing the intake valve opening timing (IVO) and the intake valve closing timing (IVC), and the intake valve opening timing and the intake valve closing timing may be changed. It may be configured to slow down at the same time with a constant operating angle. In this embodiment, the latter type in which the phase of the intake side camshaft (not shown) with respect to the crankshaft (not shown) is delayed is used. In the present invention, it is not essential that the intake valve 4 is provided with a variable valve mechanism, and the intake valve opening timing and the intake valve closing timing may not be changed.
  • the turbine 12B of the turbocharger 12 is arranged in the exhaust passage 22 connected to the exhaust port 21 in which the exhaust valve 5 opens and closes, and the catalyst 23 composed of a three-way catalyst is located downstream of the turbine 12B. It is being mediated.
  • a wastegate valve 24 is provided at the inlet of the turbine 12B to guide a part of the exhaust gas by bypassing the turbine 12B for boost pressure control.
  • the wastegate valve 24 has an electronically controlled configuration in which the opening degree is controlled by the electric actuator 24a.
  • the catalyst 23 is provided with a catalyst temperature sensor 25 that detects the temperature of the catalyst 23 (for example, the temperature of the carrier). Further, an air-fuel ratio sensor 26 for detecting the so-called exhaust air-fuel ratio is provided on the inlet side of the catalyst 23.
  • the catalyst 23 is shown as one catalyst, it is generally composed of a pre-catalyst located in the engine room of the vehicle and a main catalyst located under the floor of the vehicle.
  • the exhaust valve 5 includes an exhaust side variable valve mechanism 19 that can variably control the opening / closing timing of the exhaust valve 5.
  • the variable valve mechanism 19 may be capable of independently changing the exhaust valve opening timing (EVO) and the exhaust valve closing timing (EVC), and the exhaust valve opening timing and the exhaust valve closing timing are constant. It may be configured to slow down at the same time depending on the operating angle.
  • EVO exhaust valve opening timing
  • EMC exhaust valve closing timing
  • the latter type in which the phase of the exhaust side camshaft (not shown) with respect to the crankshaft (not shown) is delayed is used.
  • the fuel injection amount, injection timing, etc. by the fuel injection valve 7 are controlled by the engine controller 10.
  • the ignition timing by the spark plug 6 is similarly controlled by the engine controller 10.
  • the combustion timing, which is important for promoting catalyst warm-up, is mainly controlled by the ignition timing. That is, before the completion of warming up of the catalyst 23, such as immediately after the start of the internal combustion engine 1, so-called retard combustion with the ignition timing delayed is performed.
  • the air-fuel ratio control using the air-fuel ratio sensor 26 and the boost pressure control by the intake pressure sensor 17 and the electric wastegate valve 24 are also performed by the engine controller 10.
  • the engine controller 10 also has an exhaust valve 5 opening timing (EVO) and a closing timing (EVC) and an intake valve 4 opening timing (EVC) via the exhaust side variable valve mechanism 19 and the intake side variable valve mechanism 18. IVO) as well as the closing time (IVC) are controlled.
  • EVO exhaust valve 5 opening timing
  • EVC closing timing
  • IVC intake valve 4 opening timing
  • the engine controller 10 is input with the detection signals of the catalyst temperature sensor 25, the air fuel ratio sensor 26, the air flow meter 13, and the intake pressure sensor 17 as input signals, as well as the crank angle sensor 31 and the cooling water temperature sensor 32.
  • the detection signal of the accelerator pedal opening sensor 33 and the like is input.
  • the accelerator pedal opening sensor 33 detects the accelerator pedal opening corresponding to the driver's depression of the accelerator pedal, and determines that the accelerator pedal is in the idle state when the accelerator pedal opening is equal to or less than a predetermined value near 0. Therefore, it also serves as a so-called idle switch.
  • the suppression of HC during the catalyst warm-up operation of this embodiment is achieved by the variable control of the valve timing corresponding to the supercharging pressure (intake pressure) by the turbocharger 12.
  • FIG. 2 shows the valve timing characteristics realized by the exhaust side variable valve mechanism 19 and the intake side variable valve mechanism 18.
  • the opening / closing timing of the exhaust valve 5 having an operating angle exceeding 180 ° CA is controlled relatively to the retard side by the exhaust side variable valve mechanism 19.
  • the closing time (EVC) is after the top dead center (TDC), and the exhaust valve opening time (EVO) is slightly ahead of the bottom dead center (BDC).
  • the operating angle of the intake valve 4 is relatively large, for example, exceeding 180 ° CA, and is relatively controlled to the advance side by the intake side variable valve mechanism 18.
  • the intake valve opening time (IVO) is slightly on the advance side of the top dead center (TDC)
  • the intake valve closing time (IVC) is on the retard side of the bottom dead center (BDC).
  • first valve timing including the characteristics of both the exhaust valve 5 and the intake valve 4.
  • the exhaust valve closing timing and the intake valve opening timing have a so-called positive overlap relationship.
  • the exhaust valve closing time is 5 ° CA after top dead center (ATDC)
  • the intake valve opening time is 17 ° CA before top dead center (BTDC)
  • the overlap amount is + 22 ° CA.
  • the valve timing of the exhaust valve 5 is controlled to the advance angle side relatively, the exhaust valve closing time (EVC) is before the top dead center (TDC), and the exhaust valve.
  • the opening time (EVO) is at a position advanced beyond the bottom dead center (BDC).
  • the valve timing of the intake valve 4 is relatively controlled to the retard side, the intake valve opening time (IVO) is located on the retard side from the top dead center (TDC), and the intake valve closing time (IVC). Is located at a position retarded larger than the bottom dead center (BDC).
  • second valve timing including the characteristics of the intake valve 4 side for convenience.
  • the exhaust valve closing time is 25 ° CA before top dead center (BTDC)
  • the intake valve opening time is 25 ° CA after top dead center (ATDC)
  • the overlap amount is ⁇ 50 ° CA.
  • the catalyst warm-up operation is performed to promote the warm-up of the catalyst 23.
  • retard combustion is performed in which the ignition timing is delayed so that the combustion center of gravity is on the retard side of the combustion center of gravity during the normal combustion operation after the catalyst warm-up is completed.
  • the first valve timing which is a positive overlap, is selected as the valve timing.
  • the exhaust valve closing timing (EVC) is dead center as the valve timing.
  • the second valve timing that is before the point is selected.
  • FIG. 3 shows the load (shown average effective pressure: IMEP) and HC when operated at the first valve timing and when operated at the second valve timing under an appropriate constant engine speed (for example, 2000 rpm). Shows the relationship with. As shown in the figure, up to a certain load S, the HC emission is smaller at the first valve timing than at the second valve timing. Then, when a certain load S is exceeded, the relationship between the two is reversed, and the HC emission is smaller at the second valve timing than at the first valve timing. Therefore, by selecting the first valve timing in the first operating region on the lower load side than the load S and selecting the second valve timing in the second operating region on the high load side beyond the load S, , HC emission is effectively suppressed.
  • IMEP average effective pressure
  • the load S which is the boundary between the two, corresponds to a load in which the intake pressure is near the atmospheric pressure on the premise of the existence of the turbocharger 12, in other words, the first valve timing. Below, it corresponds to the load at which the in-cylinder pressure and the intake pressure are balanced when the intake valve is opened.
  • the load S in which the magnitude relationship of the HC emission characteristics is reversed, varies slightly depending on other factors, and therefore needs to be determined, for example, by so-called conformity for each model. Assuming that the intake pressure of the load S is atmospheric pressure, the intake pressure becomes a negative pressure on the load side lower than the load S, and the intake pressure becomes a positive pressure on the load side higher than the load S due to supercharging.
  • the low load side is the “first operating area” and the high load side is the “second operating area” with the load S as the threshold value as described above.
  • the first valve with the load side lower than the load S1 as the "first operating region”.
  • the timing may be set to the second valve timing with the load side higher than the load S2 as the "second operating region”.
  • the load S1 and the load S2 are intermediate regions in which there is no significant difference in HC discharge at any valve timing, and therefore, any valve timing may be used, or the first valve may be used. It may be a hysteresis region for switching between the timing and the second valve timing.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram of the pull-back action by the first valve timing on the HC which is the secondary peak.
  • the intake pressure is a negative pressure.
  • FIG. 4A shows a state in which the exhaust valve 5 is open and the piston 2 is near the bottom dead center, and the unburned fuel indicated by reference numeral 51 on the crown surface of the piston 2 and the wall surface of the combustion chamber 3 Or unburned HC is attached.
  • the piston 2 rises from this position and approaches the top dead center, the unburned HC51 is pushed out to the exhaust port 21 as shown in FIG. 4B.
  • the timing of FIG. 4B is the valve overlap period, and the intake valve 4 has begun to open.
  • FIG. 4C shows the end of the valve overlap period, that is, immediately before the closing time of the exhaust valve 5, and the intake pressure on the intake port 8 side and the pressure in the combustion chamber 3 are higher than the exhaust pressure in the exhaust port 21.
  • FIG. 6 is a characteristic diagram schematically showing the emission characteristics of HC due to such a pull-back action, and the emission amount of HC rises near the exhaust top dead center as a secondary peak.
  • the shaded portion in the figure is subjected to the pull-back action described above and does not actually flow out to the exhaust system. That is, in the first operating region where supercharging is not performed, by setting the first valve timing, HC can be reduced by the action of pulling back into the intake port 8 or the combustion chamber 3.
  • FIG. 5 is an explanatory diagram of the trap action by the second valve timing on the HC which is the secondary peak.
  • the intake pressure is high due to supercharging, and the pull-back action described above cannot be obtained.
  • the secondary peak HC is trapped by closing the exhaust valve 5 early.
  • FIG. 5A shows a state in which the exhaust valve 5 is open and the piston 2 is near the bottom dead center, and the unburned fuel indicated by reference numeral 51 on the crown surface of the piston 2 and the wall surface of the combustion chamber 3 Or unburned HC is attached.
  • FIG. 5B shows the exhaust valve closing time, and the exhaust valve 5 is closed before the top dead center to limit the emission of HC at the secondary peak.
  • FIG. 7 is a characteristic diagram showing the relationship between the in-cylinder pressure and the intake pressure in the first operating region where supercharging is not performed, and particularly shows the characteristics under the first valve timing.
  • EVO exhaust valve opening time
  • IVO intake valve opening time
  • FIG. 7 the in-cylinder pressure is sufficiently higher than the intake pressure when the intake valve is opened, and the pull-back action described above can be obtained by the pressure difference between the two.
  • the valve overlap period is between the intake valve opening time and the exhaust valve closing time.
  • FIG. 8 is a characteristic diagram showing the relationship between the in-cylinder pressure and the intake pressure in the second operating region where supercharging is performed, and particularly shows the characteristics when the first valve timing is used. It shows. In this case as well, the in-cylinder pressure drops sharply from the exhaust valve opening time and finally approaches the intake pressure. The difference from the intake pressure is very small. Therefore, if the first valve timing is set in the second operating region, the pull-back action described above cannot be obtained, and the HC of the secondary peak is discharged as it is. Therefore, in the above embodiment, under the condition that the intake pressure becomes high due to supercharging, the exhaust valve 5 is closed early as the second valve timing to suppress the discharge of the secondary peak HC. ..
  • FIG. 9 is a flowchart showing a flow of processing of catalyst warm-up operation control executed by the engine controller 10. The process shown in this flowchart is repeatedly executed during the operation of the internal combustion engine 1.
  • step 1 it is determined whether or not the warm-up of the catalyst 23 is completed, that is, whether or not the temperature of the catalyst 23 has reached a predetermined active temperature. If the warm-up of the catalyst 23 is completed, the process proceeds to step 2 and the normal combustion mode is set. In this normal combustion mode, except for special circumstances, the combustion timing is controlled so as to optimize the fuel consumption, and the valve timing becomes the first valve timing. It may be a third valve timing that emphasizes fuel efficiency, which is different from the first and second valve timings.
  • step 3 it is determined whether or not the intake pressure (supercharging pressure) detected by the intake pressure sensor 17 is equal to or higher than a predetermined pressure threshold value near the atmospheric pressure. judge.
  • the pressure threshold value is set in advance as, for example, a pressure at which the in-cylinder pressure and the intake pressure at the intake valve opening timing are balanced under the first valve timing. Note that “balancing” does not mean that the two are completely in agreement, but as described in FIGS. 7 and 8, it means that the pressure difference between the two is so small that the pull-back action due to the pressure difference cannot be obtained. ing.
  • the point at which the in-cylinder pressure and the intake pressure at the time when the intake valve is opened completely coincide with each other may be set as the pressure threshold value.
  • the pressure threshold value can be experimentally obtained for each model of the internal combustion engine 1, for example. Then, it is desirable to set the pressure threshold value for each rotation speed of the internal combustion engine 1.
  • the intake pressure is less than the pressure threshold value, it is regarded as the first operating region where supercharging is not performed, and the process proceeds to step 4 to select the first valve timing. If the intake pressure is equal to or higher than the pressure threshold value, it is regarded as the second operating region where supercharging is performed, and the process proceeds to step 5 to select the second valve timing.
  • step 6 the process proceeds to step 6 to execute retard combustion in which the center of gravity of combustion is relatively greatly retarded.
  • step 4 the intake pressure is lower than the pressure threshold value, and therefore, the process proceeds to step 4 and the first valve timing is reached.
  • the intake pressure is higher than the pressure threshold value, and therefore, the process proceeds to step 5 to obtain the second valve timing.
  • step 3 it may be determined whether or not the vehicle is in the idle state while the vehicle is stopped, and the first valve timing or the second valve timing may be selected. ..
  • the required load of the internal combustion engine 1 may be compared with the load threshold value. It is desirable to set the load threshold value for each rotation speed. That is, when the vehicle is idle while the vehicle is stopped, the first valve timing is set, the vehicle starts and accelerates, and when the required load exceeds a predetermined load threshold set in advance for each engine rotation speed, the valve timing is switched to the second valve timing. Can be done.
  • the intake valve 4 also has a variable valve mechanism, but the valve timing of the intake valve 4 may be fixed.
  • the variable valve mechanism of the exhaust valve 5 is not limited to the variable valve timing mechanism that changes the phase of the camshaft, and may be another type of mechanism.
  • the intake valve opening timing at the second valve timing is not limited to after the top dead center, and may be before the top dead center. Further, the completion of warming up the catalyst may be determined by other means or methods without using the catalyst temperature sensor 25.
  • the supercharger is not limited to the turbocharger 12 of the embodiment, and may be a mechanical supercharger.

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Abstract

内燃機関（１）は、可変動弁機構（１８，１９）を有し、排気弁閉時期が上死点よりも遅くかつ吸気弁開時期に対してポジティブオーバラップとなる第１のバルブタイミングと、排気弁閉時期が上死点よりも早くネガティブオーバラップとなる第２のバルブタイミングと、が実現される。吸気圧が低い低負荷側の第１の運転領域では第１のバルブタイミングが選択され、吸気圧による引き戻し作用により二次ピークのＨＣが抑制される。過給が行われる第２の運転領域では第２のバルブタイミングが選択され、二次ピークのＨＣが筒内にトラップされる。

Description

内燃機関の制御方法および制御装置
　この発明は、車両用内燃機関において、排気系に設けられた触媒の暖機が完了する前の未燃ＨＣの排出を低減する技術に関し、特に、過給機を備えた内燃機関においてバルブタイミングを適切なものとする制御方法および制御装置に関する。
　特許文献１には、エンジンのバルブタイミング制御装置として、暖機運転中の極低温時にはバルブオーバラップをポジティブオーバラップ（プラスオーバラップとも呼ばれる）とし、極低温でないときにはネガティブオーバラップ（マイナスオーバラップとも呼ばれる）とするようにした構成が開示されている。また、始動時に排出される未燃ＨＣを低減するために、点火時期をリタードしていわゆるリタード燃焼を行うことが開示されている。
　この特許文献１は、排気弁側は開時期および閉時期が変化しない固定のバルブタイミングであり、吸気弁側の開時期および閉時期を可変バルブタイミング機構により進角・遅角させることでオーバラップ量を変化させている。
　機関始動後、アイドル状態でリタード燃焼を行っている状態から車両の発進要求があると、要求負荷の上昇に伴って燃料量が増加する一方、触媒暖機が未完了であっても、出力確保のために、一般にリタード燃焼の終了もしくはリタード量の縮小がなされる。このような場合に、シリンダ壁面に付着した液膜に起因する未燃ＨＣが排気弁を通して排気弁閉時期直前に押し出されてしまう（いわゆるＨＣの二次ピーク）ことにより、エンジンアウトＨＣの値が高くなる。特許文献１は、このようなＨＣの二次ピークに対処したものではない。
　この発明は、車両が触媒暖機完了前にアイドル状態から発進加速へと移行した場合にも二次ピークによるＨＣ排出の悪化を最小限とし得る内燃機関の制御を提供することを目的としている。
特開２００７−３２４１５号公報
　この発明は、少なくとも排気弁側に可変動弁機構を有し、排気弁閉時期が上死点よりも遅くかつ吸気弁開時期に対してポジティブオーバラップとなる第１のバルブタイミングと、排気弁閉時期が上死点よりも早い第２のバルブタイミングと、に制御可能であるとともに、過給機を備えた車両用内燃機関の制御方法であって、
　触媒が未暖機の触媒暖機運転中に、
　過給が行われない低負荷側の第１の運転領域では第１のバルブタイミングとし、
　過給が行われる高負荷側の第２の運転領域では第２のバルブタイミングとする。
　過給が行われない第１の運転領域では、吸気圧つまり吸気弁上流の吸気通路内の圧力がいわゆる負圧であり、従って、第１のバルブタイミングの下での吸気弁開時期における筒内圧は吸気圧よりも高く、吸気弁が開いたときに筒内圧が急激に低下する。そのため、上死点直前付近でいわゆる二次ピークとして開弁中の排気弁を通して排気ポートへ押し出されていたＨＣの少なくとも一部が、吸気弁が開いたときに燃焼室内へ引き戻され、さらにその一部は吸気ポートへと吸い出される。これらの燃焼室内あるいは吸気ポートへ戻ったＨＣは、以後の燃焼サイクルで燃焼される。このような吸入負圧による引き戻し作用により、第１の運転領域例えばアイドル時におけるＨＣの二次ピークが抑制される。
　一方、高負荷側の第２の運転領域では、過給により吸気圧が高くなるので、上述した排気ポートから燃焼室内あるいは吸気ポートへの引き戻し作用が得られない。この第２の運転領域では、第２のバルブタイミングとなり、排気弁が上死点よりも早期に閉じることで、二次ピークによるＨＣの排出が抑制される。従って、例えば触媒暖機中にアイドル状態からアクセルを踏み込んで発進加速したようなときのＨＣの増加が抑制される。
この発明の一実施例の車両用内燃機関の構成を示す説明図。 （ａ）第１のバルブタイミングと（ｂ）第２のバルブタイミングを示す特性図。 第１のバルブタイミングと第２のバルブタイミングによる負荷とＨＣとの関係を示す特性図。 二次ピークとなるＨＣに対する第１のバルブタイミングによる引き戻し作用の説明図。 二次ピークとなるＨＣに対する第２のバルブタイミングによるトラップ作用の説明図。 引き戻し作用によるＨＣの特性図。 過給が行われていない第１の運転領域での筒内圧と吸気圧との関係を示した特性図。 過給が行われている第２の運転領域での筒内圧と吸気圧との関係を示した特性図。 触媒暖機運転制御の処理の流れを示すフローチャート。
　以下、この発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。図１は、この発明の一実施例の制御が適用される車両用内燃機関１の概略的な構成を示す説明図である。内燃機関１は、図示せぬトルクコンバータおよび有段もしくは無段の自動変速機と組み合わされて車両に搭載されており、図示せぬ終減速装置を介して車両の駆動輪を駆動している。
　内燃機関１は、例えばガソリンを燃料とする４ストロークサイクルの火花点火式内燃機関であって、ピストン２によって形成される燃焼室３の天井壁面に、一対の吸気弁４および一対の排気弁５が配置されているとともに、これらの吸気弁４および排気弁５に囲まれた中央部に点火プラグ６および燃料噴射弁７が配置されている。
　上記燃料噴射弁７は、駆動パルス信号が印加されることによって開弁する電磁式ないし圧電式の噴射弁であって、駆動パルス信号のパルス幅に実質的に比例した量の燃料を筒内へ噴射する。なお、本発明においては、吸気弁４上流側の吸気ポート８内に燃料を噴射するポート噴射式機関として構成したものであってもよい。
　上記吸気ポート８に接続された吸気通路９のコレクタ部９ａ上流側には、エンジンコントローラ１０からの制御信号によって開度が制御される電子制御型スロットルバルブ１１が介装されており、さらにその上流側に、ターボ過給機１２のコンプレッサ１２Ａが配設されている。このコンプレッサ１２Ａの上流側に、吸入空気量を検出するエアフロメータ１３ならびにエアクリーナ１４が配設されている。なお、コンプレッサ１２Ａとスロットルバルブ１１との間には、インタークーラ１６が設けられている。コレクタ部９ａには、吸気圧（換言すれば過給圧）を検出する吸気圧センサ１７が配置されている。
　上記吸気弁４は、該吸気弁４の開閉時期を可変制御できる吸気側可変動弁機構１８を備えている。この吸気側可変動弁機構１８は、吸気弁開時期（ＩＶＯ）および吸気弁閉時期（ＩＶＣ）を個々に独立して変更できるものであってもよく、吸気弁開時期および吸気弁閉時期が一定の作動角でもって同時に遅進する構成のものであってもよい。本実施例では、吸気側カムシャフト（図示せず）のクランクシャフト（図示せず）に対する位相を遅進させる後者の形式のものが用いられている。なお、本発明においては、吸気弁４が可変動弁機構を具備することは必須ではなく、吸気弁開時期および吸気弁閉時期が変化し得ない構成であってもよい。
　一方、排気弁５が開閉する排気ポート２１に接続された排気通路２２には、ターボ過給機１２のタービン１２Ｂが配置されており、このタービン１２Ｂの下流側に三元触媒からなる触媒２３が介装されている。上記タービン１２Ｂの入口部には、過給圧制御のために、排気の一部をタービン１２Ｂをバイパスして案内するウェストゲートバルブ２４が設けられている。このウェストゲートバルブ２４は、電動アクチュエータ２４ａによって開度が制御される電子制御型の構成である。
　触媒２３には、当該触媒２３の温度（例えば担体の温度）を検出する触媒温度センサ２５が設けられている。さらに、触媒２３の入口側には、いわゆる排気空燃比を検出するための空燃比センサ２６が設けられている。なお、触媒２３は、１つの触媒として図示されているが、一般に、車両のエンジンルーム内に位置するプリ触媒と車両床下に位置するメイン触媒とから構成されている。
　上記排気弁５は、該排気弁５の開閉時期を可変制御できる排気側可変動弁機構１９を備えている。この可変動弁機構１９は、排気弁開時期（ＥＶＯ）および排気弁閉時期（ＥＶＣ）を個々に独立して変更できるものであってもよく、排気弁開時期および排気弁閉時期が一定の作動角でもって同時に遅進する構成のものであってもよい。本実施例では、吸気側可変動弁機構１８と同様に、排気側カムシャフト（図示せず）のクランクシャフト（図示せず）に対する位相を遅進させる後者の形式のものが用いられている。
　燃料噴射弁７による燃料噴射量や噴射時期等は、エンジンコントローラ１０によって制御される。点火プラグ６による点火時期は、同様にエンジンコントローラ１０によって制御される。触媒暖機促進の上で重要な燃焼時期は、主に点火時期によって制御される。つまり、内燃機関１の始動直後など触媒２３の暖機完了前は、点火時期を遅角させたいわゆるリタード燃焼が行われる。空燃比センサ２６を用いた空燃比制御や吸気圧センサ１７および電動ウェストゲートバルブ２４による過給圧制御もエンジンコントローラ１０によって行われる。
　エンジンコントローラ１０は、このほか、排気側可変動弁機構１９および吸気側可変動弁機構１８を介して、排気弁５の開時期（ＥＶＯ）ならびに閉時期（ＥＶＣ）および吸気弁４の開時期（ＩＶＯ）ならびに閉時期（ＩＶＣ）を制御する。
　エンジンコントローラ１０には、入力信号として、上述した触媒温度センサ２５や空燃比センサ２６、エアフロメータ１３、吸気圧センサ１７、の検出信号が入力されているほか、クランク角センサ３１、冷却水温センサ３２、アクセルペダル開度センサ３３等の検出信号が入力されている。アクセルペダル開度センサ３３は、運転者によるアクセルペダルの踏込に応じたアクセルペダル開度を検出しており、アクセルペダル開度が０近傍の所定値以下であるときにアイドル状態であると判定することで、いわゆるアイドルスイッチを兼ねている。
　本実施例の触媒暖機運転中のＨＣの抑制は、ターボ過給機１２による過給圧（吸気圧）に対応した形のバルブタイミングの可変制御によって達成される。
　図２は、排気側可変動弁機構１９と吸気側可変動弁機構１８とによって実現されるバルブタイミングの特性を示している。
　図２の（ａ）の制御状態においては、１８０°ＣＡを越える作動角を有する排気弁５の開閉時期が排気側可変動弁機構１９によって相対的に遅角側に制御されており、排気弁閉時期（ＥＶＣ）が上死点（ＴＤＣ）後にあり、排気弁開時期（ＥＶＯ）は下死点（ＢＤＣ）よりも多少進角側にある。吸気弁４の作動角は、例えば１８０°ＣＡを越える比較的大きなものとなっており、吸気側可変動弁機構１８によって相対的に進角側に制御されている。これにより、吸気弁開時期（ＩＶＯ）が上死点（ＴＤＣ）よりも僅かに進角側にあり、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）が下死点（ＢＤＣ）よりも遅角側にある。以下では、この図２（ａ）のようなバルブタイミングを、排気弁５および吸気弁４の双方の特性を含めて、「第１のバルブタイミング」と呼ぶ。この第１のバルブタイミングでは、排気弁閉時期と吸気弁開時期とがいわゆるポジティブオーバラップの関係にある。一例では、排気弁閉時期が上死点後（ＡＴＤＣ）５°ＣＡ、吸気弁開時期が上死点前（ＢＴＤＣ）１７°ＣＡであり、従って、オーバラップ量が＋２２°ＣＡである。
　図２（ｂ）の制御状態においては、排気弁５のバルブタイミングが相対的に進角側に制御されており、排気弁閉時期（ＥＶＣ）が上死点（ＴＤＣ）前にあり、排気弁開時期（ＥＶＯ）は下死点（ＢＤＣ）よりも大きく進角した位置にある。吸気弁４のバルブタイミングは、相対的に遅角側に制御されており、吸気弁開時期（ＩＶＯ）が上死点（ＴＤＣ）よりも遅角側に位置し、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）が下死点（ＢＤＣ）よりも大きく遅角した位置にある。以下では、この図２の（ｂ）のようなバルブタイミングを、便宜上、吸気弁４側の特性をも含めて、「第２のバルブタイミング」と呼ぶ。この第２のバルブタイミングでは、排気弁閉時期と吸気弁開時期とが重ならないいわゆるネガティブオーバラップの関係にある。一例では、排気弁閉時期が上死点前（ＢＴＤＣ）２５°ＣＡ、吸気弁開時期が上死点後（ＡＴＤＣ）２５°ＣＡであり、従って、オーバラップ量が−５０°ＣＡである。
　内燃機関１の始動後、触媒２３の暖機が完了するまでは、触媒２３の暖機促進のために、触媒暖機運転がなされる。この触媒暖機運転においては、燃焼重心が触媒暖機完了後の通常燃焼運転中の燃焼重心よりも遅角側となるように点火時期を遅らせたリタード燃焼が行われる。
　そして、触媒未暖機の状態において、車両停止中のアイドル運転に代表される低負荷側の第１の運転領域では、バルブタイミングとして、ポジティブオーバラップである第１のバルブタイミングが選択される。
　他方、触媒２３が未暖機であるにも拘わらず車両を発進・加速した状況に代表される高負荷側の第２の運転領域では、バルブタイミングとして、排気弁閉時期（ＥＶＣ）が上死点前となる第２のバルブタイミングが選択される。
　ＨＣの排出特性は、排気弁５が開いた瞬間の一次ピークのほかに、前述したように、シリンダ壁面に付着した液膜に起因する未燃ＨＣが排気弁５を通して排気弁５の閉時期直前に押し出されてしまう、いわゆる二次ピークが存在する。上記実施例では、上記のようにバルブタイミングを選択することで、それぞれの状況下で、二次ピークとなるＨＣを適切に抑制できる。
　図３は、適当な一定の機関回転速度（例えば２０００ｒｐｍ）の下で、第１のバルブタイミングで運転した場合と第２のバルブタイミングで運転した場合の負荷（図示平均有効圧：ＩＭＥＰ）とＨＣとの関係を示している。図示するように、ある負荷Ｓまでは、第２のバルブタイミングよりも第１のバルブタイミングの方がＨＣの排出が少ない。そして、ある負荷Ｓを越えると、両者の関係が逆転し、第１のバルブタイミングよりも第２のバルブタイミングの方がＨＣの排出が少なくなる。従って、負荷Ｓよりも低負荷側の第１の運転領域で第１のバルブタイミングを選択し、負荷Ｓを越えた高負荷側の第２の運転領域で第２のバルブタイミングを選択することで、ＨＣの排出が効果的に抑制される。
　ここで両者の境界となる負荷Ｓは、後述するように、ターボ過給機１２の存在を前提として、吸気圧が大気圧近傍となる負荷に相当し、換言すれば、第１のバルブタイミングの下で吸気弁開時期における筒内圧と吸気圧とがバランスすることとなる負荷に相当する。ＨＣの排出特性の大小関係が逆転する負荷Ｓは、他の要素によっても多少変動し、従って、例えば機種毎にいわゆる適合により決定する必要がある。仮に、負荷Ｓの吸気圧が大気圧であるとすると、負荷Ｓよりも低負荷側では吸気圧が負圧となり、負荷Ｓよりも高負荷側では吸気圧が過給により正圧となる。
　「第１の運転領域」および「第２の運転領域」としては、上記のように閾値となる負荷Ｓを境に低負荷側を「第１の運転領域」、高負荷側を「第２の運転領域」としてもよいが、負荷Ｓが変動要素を含むので、これに代えて、図３に付記するように、負荷Ｓ１よりも低負荷側を「第１の運転領域」として第１のバルブタイミングとし、負荷Ｓ２よりも高負荷側を「第２の運転領域」として第２のバルブタイミングとするようにしてもよい。負荷Ｓ１と負荷Ｓ２との間は、いずれのバルブタイミングであってもＨＣの排出に顕著な差異がない中間領域であり、従って、いずれか任意のバルブタイミングとしてもよく、あるいは、第１のバルブタイミングと第２のバルブタイミングとの切換のヒステリシス領域としてもよい。
　図４は、二次ピークとなるＨＣに対する第１のバルブタイミングによる引き戻し作用の説明図である。特に、吸気圧が負圧であることを前提とした説明図である。図４（ａ）は、排気弁５が開いており、かつピストン２が下死点付近にある状態を示しており、ピストン２の冠面や燃焼室３の壁面に符号５１で示す未燃燃料ないし未燃ＨＣが付着している。この位置からピストン２が上昇していき、上死点に近付くと、図４（ｂ）のように、未燃ＨＣ５１が排気ポート２１へ押し出されていく。図４（ｂ）のタイミングは、バルブオーバラップ期間であり、吸気弁４が開き始めている。この吸気弁４の開弁に伴い、吸気負圧が燃焼室３内に作用する。図４（ｃ）は、バルブオーバラップ期間の終期つまり排気弁５の閉時期直前を示しており、排気ポート２１内の排気圧よりも吸気ポート８側の吸気圧や燃焼室３内の圧力が相対的に低いことで、排気ポート２１内の未燃ＨＣ５１の一部が燃焼室３内に引き戻され、さらに一部は、吸気ポート８内に入る。これらの未燃ＨＣ５１は、後続の燃焼サイクルにおいて燃焼される。
　図６は、このような引き戻し作用によるＨＣの排出特性を模式的に示した特性図であり、ＨＣの排出量は、二次ピークとして排気上死点近傍で上昇する。しかし、図中に斜線を施して示す部分は、上述した引き戻し作用を受け、実際には排気系へ流出しない。つまり、過給が行われていない第１の運転領域では、第１のバルブタイミングとすることで、吸気ポート８ないし燃焼室３内への引き戻し作用によるＨＣの低減が図れる。
　図５は、二次ピークとなるＨＣに対する第２のバルブタイミングによるトラップ作用の説明図である。この第２のバルブタイミングが選択される第２の運転領域では、過給により吸気圧が高くなっており、上述した引き戻し作用を得ることができない。第２のバルブタイミングでは、排気弁５を早期に閉じることで二次ピークのＨＣがトラップされる。図５（ａ）は、排気弁５が開いており、かつピストン２が下死点付近にある状態を示しており、ピストン２の冠面や燃焼室３の壁面に符号５１で示す未燃燃料ないし未燃ＨＣが付着している。この位置からピストン２が上昇していくと、未燃ＨＣ５１がピストン２により掻き上げられていくが、上死点に近付く前に排気弁５が閉じられる。図５（ｂ）は、排気弁閉時期を示しており、上死点前に排気弁５が閉じることで二次ピークのＨＣの排出が制限される。このように、過給により吸気圧が高くなっていて上述した引き戻し作用が得られない第２の運転領域では、二次ピークのＨＣを燃焼室３内にトラップすることで、ＨＣの低減が図れる。
　図７は、過給が行われていない第１の運転領域での筒内圧と吸気圧との関係を示した特性図であり、特に第１のバルブタイミングの下での特性を示している。図示するように、下死点前の排気弁開時期（ＥＶＯ）において排気弁５が開くことで、筒内圧が急激に低下していく。排気弁５が閉じる排気弁閉時期（ＥＶＣ）は上死点後であるが、この排気弁閉時期よりも前の吸気弁開時期（ＩＶＯ）において吸気弁４が開くため、筒内圧は、最終的に吸気圧まで低下する。ここで、図７では、吸気弁開時期において筒内圧は吸気圧よりも十分に高く、この両者の圧力差によって上述した引き戻し作用が得られる。なお、吸気弁開時期と排気弁閉時期との間がバルブオーバラップ期間である。
　これに対し、図８は、過給が行われている第２の運転領域での筒内圧と吸気圧との関係を示した特性図であり、特に第１のバルブタイミングとした場合の特性を示している。この場合も同様に排気弁開時期から筒内圧が急激に低下していき、最終的に吸気圧に近付くが、過給により吸気圧が高くなっていることにより、吸気弁開時期における筒内圧と吸気圧との差は非常に小さい。従って、第２の運転領域で仮に第１のバルブタイミングとすると、上述した引き戻し作用を得ることができず、二次ピークのＨＣがそのまま排出されてしまう。従って、上記実施例では、このように過給により吸気圧が高くなる条件下では、第２のバルブタイミングとして排気弁５を早期に閉じることで、二次ピークのＨＣの排出を抑制するのである。
　図９は、エンジンコントローラ１０において実行される触媒暖機運転制御の処理の流れを示すフローチャートである。このフローチャートに示す処理は、内燃機関１の運転中、繰り返し実行される。ステップ１では、触媒２３の暖機が完了しているか否か、つまり、触媒２３の温度が所定の活性温度に到達しているか否か、を判定する。触媒２３の暖機が完了していれば、ステップ２へ進み、通常の燃焼モードとする。この通常燃焼モードでは、特殊な状況を除き、燃費が最適となるように燃焼時期が制御されるとともに、バルブタイミングが第１のバルブタイミングとなる。第１，第２のバルブタイミングとは異なる燃費を重視した第３のバルブタイミングとしてもよい。
　触媒２３の暖機が未完了である場合は、ステップ３へ進み、吸気圧センサ１７により検出された吸気圧（過給圧）が大気圧近傍にある所定の圧力閾値以上であるか否かを判定する。圧力閾値は、例えば、第１のバルブタイミングの下で吸気弁開時期における筒内圧と吸気圧とがバランスする圧力として予め設定されている。なお、「バランスする」とは両者が完全に一致する意味ではなく、図７，図８で説明したように、圧力差による引き戻し作用が得られない程度に両者の圧力差が小さい状態を意味している。勿論、吸気弁開時期における筒内圧と吸気圧とが完全に一致する点を圧力閾値としてもよい。圧力閾値は、例えば内燃機関１の機種毎に実験的に求めることができる。そして、圧力閾値は、内燃機関１の回転速度毎に設定することが望ましい。
　吸気圧が圧力閾値未満であれば、過給が行われていない第１の運転領域であるとみなして、ステップ４へ進んで第１のバルブタイミングを選択する。吸気圧が圧力閾値以上であれば、過給が行われている第２の運転領域であるとみなして、ステップ５へ進んで第２のバルブタイミングを選択する。このようなバルブタイミングの選択により、図４あるいは図５で説明したようなそれぞれの条件に適した二次ピークの未燃ＨＣの排出抑制がなされる。
　そして、いずれの場合もステップ６へ進み、燃焼重心を比較的大きく遅角させたリタード燃焼を実行する。このように燃焼重心を遅角させることで、排気温度が高く得られ、触媒２３の昇温が促進されるとともに、高い排気温度によりいわゆる後燃えが生じ、未燃ＨＣの排出が低減する。
　前述したように、車両停止中のアイドル状態であれば、吸気圧は圧力閾値よりも低く、従って、ステップ４へ進んで第１のバルブタイミングとなる。車両の発進加速時には、吸気圧は圧力閾値よりも高く、従って、ステップ５へ進んで第２のバルブタイミングとなる。
　従って、ステップ３の圧力閾値に基づく判定に代えて、車両停止中のアイドル状態であるか否かの判定を行い、第１のバルブタイミングもしくは第２のバルブタイミングの選択を行うようにしてもよい。
　あるいは、ステップ３の吸気圧の判定に代えて内燃機関１の要求負荷を負荷閾値と比較するようにしてもよい。負荷閾値は回転速度毎に設定することが望ましい。つまり、車両停止中のアイドル時には第１のバルブタイミングとし、車両の発進加速が行われ、要求負荷が機関回転速度毎に予め設定された所定の負荷閾値以上となったら第２のバルブタイミングに切り換えるようにすることができる。
　以上、この発明の一実施例を説明したが、この発明は上記実施例にのみ限定されるものではなく、種々の変更が可能である。例えば、上記実施例では、吸気弁４も可変動弁機構を備えているが、吸気弁４のバルブタイミングが固定のものであってもよい。また、排気弁５の可変動弁機構としては、カムシャフトの位相を変化させる可変バルブタイミング機構に限らず、他の形式の機構であってもよい。
　また、必ずしも第２のバルブタイミングでネガティブオーバラップとなる必要はない。また、第２のバルブタイミングにおける吸気弁開時期は上死点後に限られず、上死点前であってもよい。さらに、触媒の暖機完了は、触媒温度センサ２５を用いずに他の手段ないし方法によって判定するようにしてもよい。
　過給機としては、実施例のターボ過給機１２に限られず、機械式過給機であってもよい。

Claims (8)

  1. 　少なくとも排気弁側に可変動弁機構を有し、排気弁閉時期が上死点よりも遅くかつ吸気弁開時期に対してポジティブオーバラップとなる第１のバルブタイミングと、排気弁閉時期が上死点よりも早い第２のバルブタイミングと、に制御可能であるとともに、過給機を備えた車両用内燃機関の制御方法であって、
    　触媒が未暖機の触媒暖機運転中に、
    　過給が行われない低負荷側の第１の運転領域では第１のバルブタイミングとし、
    　過給が行われる高負荷側の第２の運転領域では第２のバルブタイミングとする、
    　車両用内燃機関の制御方法。
  2. 　車両停止中のアイドル時には第１のバルブタイミングとし、
    　車両の発進加速が行われ、吸気圧が大気圧近傍の所定の圧力閾値以上となったら第２のバルブタイミングに切り換える、
    　請求項１に記載の車両用内燃機関の制御方法。
  3. 　上記圧力閾値は、第１のバルブタイミングの下で吸気弁開時期における筒内圧と吸気圧とがバランスする圧力として予め設定されている、
    　請求項２に記載の車両用内燃機関の制御方法。
  4. 　車両停止中のアイドル時には第１のバルブタイミングとし、
    　車両の発進加速が行われ、要求負荷が機関回転速度毎に予め設定された所定の負荷閾値以上となったら第２のバルブタイミングに切り換える、
    　請求項１に記載の車両用内燃機関の制御方法。
  5. 　固定もしくは可変制御される吸気弁開時期に対して、第２のバルブタイミングではネガティブオーバラップとなる、
    　請求項１~３のいずれかに記載の車両用内燃機関の制御方法。
  6. 　触媒暖機運転中は、リタード燃焼を行う、
    　請求項１~４のいずれかに記載の車両用内燃機関の制御方法。
  7. 　第２のバルブタイミングにおける排気弁閉時期は、上死点前２５°ＣＡもしくはこれよりも進角側にある、
    　請求項１~５のいずれかに記載の車両用内燃機関の制御方法。
  8. 　吸気弁と、
    　排気弁と、
    　排気系に設けられた触媒と、
    　少なくとも排気弁側に設けられた可変動弁機構を含み、排気弁閉時期が上死点よりも遅くかつ吸気弁開時期に対してポジティブオーバラップとなる第１のバルブタイミングと、排気弁閉時期が上死点よりも早い第２のバルブタイミングと、を実現可能な動弁装置と、
    　過給機と、
    　を備えた車両用内燃機関の制御装置であって、
    　触媒が未暖機の触媒暖機運転中に、上記動弁装置を、
    　過給が行われない低負荷側の第１の運転領域では第１のバルブタイミングに制御し、
    　過給が行われる高負荷側の第２の運転領域では第２のバルブタイミングに制御する、
    　車両用内燃機関の制御装置。
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