(57)【要約】吸気弁７の閉時期及び作動角を連続可変に制御し得る可変動弁機構９と、プレイグニッションが発生する可能性を検知する検知部Ｂ６０と、吸気量を制御するスロットル１５と、を備え、プレイグニッションが発生する可能性を検知した場合に吸気弁作動角の増大によって吸気弁閉時期を下死点よりも遅角化する可変動弁機構付き内燃機関の制御装置１３において、吸気弁作動角の上限値を制限する作動角上限リミット値を算出する作動角上限リミット値算出部Ｂ５５と、スロットル開度の上限値を制限するスロットル開度上限リミット値を吸気弁作動角に基づいて算出するスロットル開度上限リミット値算出部Ｂ６１と、を有する。
2010001711.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
吸気弁（７）の閉時期及び作動角を連続可変に制御し得る可変動弁機構（９）と、
プレイグニッションが発生する可能性を検知するセンサ（Ｂ６０）と、
吸気量を制御するスロットル（１５）と、
を備え、
プレイグニッションが発生する可能性を検知した場合に、吸気弁作動角を増大させることによって吸気弁閉タイミングを下死点よりも遅角化する可変動弁機構（９）付き内燃機関の制御装置において：
次のようにプログラムされたプログラマブルコントローラ（７０）：機関の運転状態から定まる騒音及び振動を抑制する要求に応じて吸気弁作動角の上限値を制限する作動角上限リミット値を算出し（Ｂ５５）；スロットル開度の上限値を制限するスロットル開度上限リミット値を吸気弁作動角に基づいて算出する（Ｂ６１）；
を有する。
【請求項２】
クレーム１に記載の可変動弁機構付き内燃機関の制御装置において、
コントローラ（７０）は、作動角上限リミット値を機関負荷に基づいて算出するように、さらにプログラムされる。
【請求項３】
クレーム１に記載の可変動弁機構付き内燃機関の制御装置において、
コントローラ（７０）は、所定負荷より低負荷の領域の作動角上限リミット値に対して、所定負荷より高負荷の領域の作動角上限リミット値を増大させるように、さらにプログラムされる。
【請求項４】
クレーム３に記載の可変動弁機構付き内燃機関の制御装置において、
コントローラ（７０）は、前記所定負荷より低負荷の領域では、作動角を前記作動角上限リミット値にした状態で前記スロットルバルブの開度制御によりプレイグニッション発生を回避し、前記所定負荷より高負荷の領域では、作動角の変更のみによりプレイグニッション発生を回避するように、さらにプログラムされる。
【請求項５】
クレーム２から４のいずれか一つに記載の可変動弁機構付き内燃機関の制御装置において、
目標負荷の増加する速度を検出するセンサ（Ｂ５３）をさらに備え、
コントローラ（７０）は、目標負荷増加速度が大きくなるほど同一負荷における前記作動角上限リミット値を大きな値とするように、さらにプログラムされる。
【請求項６】
クレーム２から５のいずれか一つに記載の変動弁機構付き内燃機関の制御装置において、
前記作動角上限リミット値は、所定の切換負荷より高負荷側では相対的に大きい一定値であり、低負荷側では相対的に小さい一定値である。
【請求項７】
クレーム６に記載の可変動弁機構付き内燃機関の制御装置において、
コントローラ（７０）は、前記切換負荷より所定量低負荷から所定量高負荷までの所定範囲では、前記作動角上限リミット値が前記切換負荷より低負荷側の作動角上限リミット値から高負荷側の作動角上限リミット値まで負荷の増大に応じて大きくなるように、さらにプログラムされる。
【請求項８】
クレーム６または７に記載の可変動弁機構付き内燃機関の制御装置において、
前記低負荷側の作動角上限リミット値は、運転状態により定まる音振要求を満足する作動角の上限値であり、前記高負荷側の作動角上限リミット値は、プレイグニッション発生を回避し得る作動角の上限値以上の値である。
【請求項９】
クレーム６から８のいずれか一つに記載の可変動弁機構付き内燃機関の制御装置において、
急加速状態か否かを判定するセンサ（Ｂ５３）をさらに備え、
このセンサ（Ｂ５３）が急加速状態であると判定した場合には、コントローラ（７０）は前記切換負荷を低下させるように、さらにプログラムされる。
【請求項１０】
クレーム６から９のいずれか一つに記載の可変動弁機構付き内燃機関の制御装置において、
急加速の頻度を予測するセンサ（１３）をさらに備え、
このセンサ（１３）によって急加速の頻度が高まることが予測される場合には、コントローラ（７０）は前記切換負荷を予め低下させるように、さらにプログラムされる。
【請求項１１】
吸気弁（７）の閉時期及び作動角を連続可変に制御し得る可変動弁機構（９）と、
プレイグニッションが発生する可能性を検知するセンサ（Ｂ６０）と、
吸気量を制御するスロットルバルブ（１５）と、
を備え、
プレイグニッションが発生する可能性を検知した場合に、吸気弁作動角を増大させることによって吸気弁閉時期を下死点よりも遅角化する可変動弁機構（９）付き内燃機関の制御方法において、
運転状態から定まる音振要求に応じて吸気弁作動角の上限値を制限する作動角上限リミット値を算出し（Ｂ５５）、
スロットル開度の上限値を制限するスロットル開度上限リミット値を吸気弁作動角に基づいて算出する（Ｂ６１）。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、吸気弁の作動角を可変に制御し得る可変動弁機構を備える内燃機関の吸気制御に関する。
【背景技術】
【０００２】
内燃機関の出力性能の向上や燃料消費の抑制のために、可変動弁機構を用いて吸気弁のバルブタイミングを可変制御することが知られている。このような可変動弁機構を備えた内燃機関を実圧縮比が高くなるようなバルブタイミングで運転すると、冷却水温や吸気温度が高温になった時に、いわゆるプレイグニッションが発生するおそれがある。
そこで、このようなプレイグニッションの発生を防止するための技術として、日本国特許庁が２００２年に発行したＪＰ２００２−１２９９９４Ａは、プレイグニッションの発生が予測される運転条件では、スロットル開度の制限等により機関の吸気量を低減することを提案している。
【発明の開示】
【０００３】
しかしながら、前記従来技術に従って吸気量を制限すると、機関の出力トルクの低下は避けられない。一方で、実圧縮比が低下するようバルブタイミングを変更することも考えられるが、バルブタイミングの変更により車両に振動や騒音が発生する可能性がある。
そこで、本発明では、プレイグニッションの発生を防止し、かつ車両に発生する振動や騒音の悪化を抑制することのできる可変動弁機構付き内燃機関の制御装置を提供することを目的とする。
上記目的を達成するため、本発明は、吸気弁の閉時期及び作動角を連続可変に制御する可変動弁機構と、プレイグニッションが発生する可能性を検知する手段と、吸気量を制御するスロットルバルブと、を備え、プレイグニッションが発生する可能性を検知した場合に、吸気弁作動角の増大によって吸気弁閉時期を下死点よりも遅角化するものであって、運転状態から定まる音振要求から吸気弁作動角の上限値を制限する作動角上限リミット値を算出する作動角上限リミット値算出手段と、スロットル開度の上限値を制限するスロットル開度上限リミット値を吸気弁作動角に基づいて算出するスロットル開度上限リミット値算出手段と、を有する。
この発明の詳細並びに他の特徴や利点は、明細書の以降の記載の中で説明されるとともに、添付された図面に示される。
【図面の簡単な説明】
【０００４】
ＦＩＧ．１は、この発明を適用する内燃機関の概略構成図である。
ＦＩＧ．２は、可変動弁機構の構成図である。
ＦＩＧＳ．３Ａと３Ｂは、バルブタイミングの一例を示す図である。
ＦＩＧ．４は、この発明によるバルブタイミング制御及びスロットルバルブ開度制御のブロック図である。
ＦＩＧ．５は、この発明による作動角上限リミッタ算出部の制御ブロック図である。
ＦＩＧ．６は、この発明による作動角上限リミッタ値の特性を示す図である。
ＦＩＧ．７は、この発明による作動角上限リミッタオフセット量の特性を示す図である。
ＦＩＧ．８は、この発明による目標吸気圧リミッタ算出部の構成を示すブロック図である。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００５】
図面のＦＩＧ．１を参照すると、本発明によるコントローラ１３が制御する車両用の内燃機関は、燃焼室１と燃焼室１にそれぞれ開口する吸気通路５と、排気通路６を備える。吸気通路５の開口部には吸気バルブ７が、排気通路６の開口部には排気バルブ８が設けられる。吸気バルブ７は可変動弁機構９を介して駆動される。排気バルブ８は排気カムシャフト１０に駆動される。
内燃機関は、吸気バルブ７と排気バルブ８を各気筒にそれぞれ２つ備える。対応して吸気通路５及び排気通路６も各気筒にそれぞれ２本設けられる。２本の吸気通路５は、シリンダヘッド２の一方の側面に開口部を有する１本の通路をシリンダヘッド２の内部で分岐したものである。２本の排気通路６はシリンダヘッド２内部で合流し、シリンダヘッド２の他方の側面に開口部を有する１本の通路に統合される。
第１燃料噴射弁１１は燃焼室１の側面から燃焼室１に直接燃料を噴射する。
点火栓１２は燃焼室１の天井面の中央近傍に設けられる。
スロットル１５は、分岐前の吸気通路５に設けられる。スロットル１５は基本的に全開位置に保持される。この内燃機関の吸気量の調節は吸気バルブ７のバルブタイミングとリフト量及び作動角の制御により行う。ただし、ブレーキマスターバック用の負圧が必要な場合等は吸気通路５内に負圧を発生させるためにスロットル１５の開度を小さくする。スロットルバルブ１４を設ける代わりに、負圧発生用のポンプを設けることで負圧が必要な場合に対応するようにしてもよい。
また、排気カムシャフト１０は一般的な回転式のカムシャフトである。可変動弁機構９は吸気バルブ７のリフト量と作動角を可変に制御すべく、次に説明するような構成を備える。
なお、ここでいう吸気バルブ７のリフト量とは、吸気バルブ７の最大リフト量のことをいう。また、リフト量の可変制御とは最大リフト量を可変制御することをいい、吸気バルブ７の開閉サイクル内のリフト量変化を意味しない。
また、本実施形態では吸気バルブ７側にのみ前記可変動弁機構を設けるが、排気弁側にも同様の可変動弁機構を設けて、運転状態に応じて排気弁の開閉時期を制御しても構わない。
可変動弁機構９は、吸気バルブ７のリフトと作動角を変化させるリフト及び作動角可変機構２０と、そのリフトの中心位置を進角もしくは遅角させる位相可変機構２１と、が組み合わされて構成されている。
なお、このリフト及び作動角可変機構２０は、位相可変機構２１とともに日本国特許庁が２００２年に発行したＪＰ２００２８９３０３ＡやＪＰ２００２８９３４１Ａ等により公知である。
リフト及び作動角可変機構２０は、ＦＩＧ．１のシリンダヘッド２の上部のカムブラケットに回転自在に支持された中空状の駆動軸２２と、この駆動軸２２に圧入等により固定された偏心カム２３と、駆動軸２２の上方に同じカムブラケットによって回転自在に支持されるとともに駆動軸２２と平行に配置された制御軸２４と、この制御軸２４の偏心カム部２５に揺動自在に支持されたロッカーアーム２８と、各吸気バルブ７の上端部に配置されたタペット４２に当接する揺動カム３１と、を備える。ロッカーアーム２８は一方の端部付近が連結ピン２７を介してリンクアーム２６と連結されており、他方の端部付近が連結ピン２９を介してリンク部材３０の上方側端部と連結されている。リンク部材３０の下方側端部は連結ピン４５を介して揺動カム３１と連結されている。
駆動軸２２は、タイミングチェーンないしはタイミングベルトを介して機関の偏心カム２３に駆動される。
偏心カム２３は、円形外周面を有し、該外周面の中心が駆動軸２２の軸心から所定量だけオフセットしているとともに、この外周面に、リンクアーム２６の環状部２６ａが回転可能に嵌合する。
ロッカーアーム２８は、略中央部を偏心カム部２５が回転可能に貫通する。偏心カム部２５は、制御軸２４の軸心から偏心し、ロッカーアーム２８の揺動中心は制御軸２４の角度位置に応じて変化する。
揺動カム３１は、駆動軸２２の外周に嵌合して回転自在に支持され、駆動軸２２の軸方向に対して直角方向へ延びた端部３１ａに、リンク部材３０の下端部が連結ピン４５を介して連結する。この揺動カム３１の下面には、駆動軸２２と同心状の円弧をなす基円面３１ｃと、基円面３１ｃから上記端部へと曲線を描いて延びるカム面３１ｂと、が連続して形成される。これらの基円面３１ｃならびにカム面３１ｂは、揺動カム３１の揺動位置に応じてタペット４２の上面に当接する。
すなわち、基円面３１ｃはベースサークル区間として、吸気バルブ７のリフト量がゼロとなる区間であり、揺動カム３１が揺動してカム面３１ｂがタペット４２に接触すると、吸気バルブ７は徐々にリフトする。なお、ベースサークル区間とリフト区間との間には若干のランプ区間が設けられる。
制御軸２４は、一方の端部に設けられたリフト及び作動角制御用油圧アクチュエータ４４によって所定角度範囲内で回転するように構成される。このリフト及び作動角制御用油圧アクチュエータ４４への油圧供給は、コントローラ１３からの制御信号により制御される。
このリフト及び作動角可変機構２０において、駆動軸２２が回転すると、偏心カム２３のカム作用によってリンクアーム２６が上下動し、これに伴ってロッカーアーム２８が制御軸２４を揺動軸として揺動する。このロッカーアーム２８の揺動は、リンク部材３０を介して揺動カム３１へ伝達され、揺動カム３１が揺動する。この揺動カム３１のカム作用によって、タペット４２が押圧され、吸気バルブ７がリフトする。ここで、リフト及び作動角制御用油圧アクチュエータ４４が制御軸２４の回転角度を変化させると、ロッカーアーム２８の揺動中心位置が変化し、ひいては揺動カム３１の初期揺動位置が変化する。
例えば、偏心カム部２５が上方へ位置しているとすると、ロッカーアーム２８は全体として上方へ位置し、揺動カム３１の端部３１ａが相対的に上方へ引き上げられた状態となる。つまり、揺動カム３１の初期揺動位置は、そのカム面３１ｂがタペット４２から離れる方向に傾く。従って、駆動軸２２の回転に伴って揺動カム３１が揺動した際に、基円面３１ｃが長い間タペット４２に接触し続け、カム面３１ｂがタペット４２に接触する期間は短い。従って、リフト量が全体として小さくなり、かつ、その開時期から閉時期までの角度範囲、すなわちカムの作動角も縮小する。
逆に、偏心カム部２５が下方へ位置しているとすると、ロッカーアーム２８は全体として下方へ位置し、揺動カム３１の端部３１ａが相対的に下方へ押し下げられた状態となる。つまり、揺動カム３１の初期揺動位置は、そのカム面３１ｂがタペット４２に近付く方向に傾く。従って、駆動軸２２の回転に伴って揺動カム３１が揺動した際に、タペット４２と接触する部位が基円面３１ｃからカム面３１ｂへと直ちに移行する。従って、リフト量が全体として大きくなり、かつその作動角も拡大する。
偏心カム部２５の初期位置は連続的に変化させ得るので、これに伴って、バルブリフト特性も連続的に変化する。
つまり、リフト及び作動角可変機構２０は、リフトならびに作動角を、両者同時に連続的に拡大、縮小させることができる。
位相可変機構２１は、駆動軸２２の前端部に設けられたスプロケット４６と、このスプロケット４６と駆動軸２２とを、所定の角度範囲内において相対回転させる位相制御用アクチュエータ４３と、から構成されている。スプロケット４６は、タイミングチェーンもしくはタイミングベルトを介して、クランクシャフトと同期して回転する。位相制御用アクチュエータ４３は、コントローラ１３からの制御信号により制御される。この位相制御用アクチュエータ４３の作動に応じて、スプロケット４６と駆動軸２２とが相対回転し、リフト中心角が進角あるいは遅角する。つまり、位相可変機構２１によれば、リフト特性の曲線自体は変わらずに、全体が進角もしくは遅角する。この変化も連続的に得ることができる。位相制御用アクチュエータ３３には、油圧式や電磁式など、種々な形式のアクチュエータを使用可能である。
上述したように、可変動弁機構９によれば、吸気バルブ７のリフト量ならびに作動角を両者同時に、連続的に拡大あるいは縮小させることができ、かつリフト特性を変えずに連続的に全体を進角もしくは遅角させることができる。つまり、吸気バルブ７の開くタイミングと閉じるタイミングを独立して制御することができる。
本実施形態では、吸気バルブ７のバルブタイミングを次のように設定する。
ＦＩＧ．３Ａは通常アイドル運転用（プレイグニッションのおそれがないアイドル運転用）のバルブタイミングの一例を示し、ＦＩＧ．３Ｂはプレイグニッション防止用のバルブタイミングの一例を示す。
アイドル運転時のように燃料消費の抑制要求が高い場合には、ポンピングロスを少なくするために、ＦＩＧ．３Ａに示すように、作動角を小さくして吸気バルブ閉時期ＩＶＣを下死点前にする。
この状態では、冷却水温や吸気温度が上昇する等して筒内温度が高くなった場合に、プレイグニッションが発生しやすい。
プレイグニッション発生を防止するためには、ＦＩＧ．３Ｂに示すように、作動角を増大させて、吸気バルブ閉時期ＩＶＣを下死点より遅角側、かつ吸気バルブ閉時期ＩＶＣにおけるピストン位置が通常アイドル運転時よりも高くなるように変更することが有効である。閉弁時におけるピストン位置を高くすることで吸気量を低減し、かつ、実圧縮比を低下させることができるからである。
しかしながら、ＦＩＧ．３Ｂのように作動角を大きくすると、吸気バルブ７の駆動に伴って揺動カム３１に作用する反力が大きくなる。このため、可変動弁機構９の各リンク２６、２８、３０等の摺動部、例えば偏心カム２３の外周面とリンクアーム２６の内周面との摺動面等、の面圧が増大して、異音の発生及び振動の増大という問題が生じる。特にアイドル運転時のようにエンジン回転数が低い場合には、面圧の増大量が大きく、また、車両の運転者には騒音及び振動が顕著に感じられる。
この騒音及び振動を許容量に抑えるためには、例えばＦＩＧ．３Ｂの矢印に示すように、吸気バルブ７の作動角をプレイグニッション発生防止のための作動角よりも小さくする必要がある。
しかし、このバルブタイミングでは、吸気バルブ７の閉弁時期が下死点に近づくため、実圧縮比はプレイグニッション防止用のバルブタイミングより高くなる。このため、このバルブタイミングでは、プレイグニッションを防止することができない。
そこで、プレイグニッション防止のためには、スロットル１５の開度を小さくして、さらに吸気量を減らす必要がある。
コントローラ１３は吸気バルブ７のバルブタイミングとスロットル１５の開度を制御する。
なお、コントローラ１３は中央演算装置（ＣＰＵ）、読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）及び入出力インタフェース（Ｉ／Ｏインタフェース）を備えたマイクロコンピュータで構成される。コントローラ７０を複数のマイクロコンピュータで構成することも可能である。
ＦＩＧ．４は、コントローラ１３が実行するバルブタイミング制御及びスロットル制御を説明するブロック図である。コントローラ１３は、この制御を一定周期（例えば１０ミリ秒）ごとに繰り返し実行する。なお、この図に示す各ブロックはコントローラ１３の機能を仮想なユニットとして示したものであり、物理的な存在を意味しない。
目標負荷算出部Ｂ５１では、ＦＩＧ．２に示すアクセル開度センサ５１及びクランク角センサ５２等の検出値に基づいて、予め設定しておいた目標負荷マップを検索する等して、内燃機関の出力の目標値である目標負荷を算出する。この目標負荷は、目標負荷増加速度検出手段としての目標バルブタイミング算出部Ｂ５２、急加速判定手段としての目標負荷増加速度算出部Ｂ５３、目標空気量算出部Ｂ５４、及び作動角上限リミット値算出手段としての作動角上限リミッタ算出部Ｂ５５に入力される。
目標バルブタイミング算出部Ｂ５２では、目標負荷と、プレイグニッション条件判定部Ｂ６０からの信号に基づいて、予め設定した目標バルブタイミングマップを検索する等して目標バルブタイミングを算出する。目標バルブタイミングは、基本的には目標負荷を達成するためのバルブタイミングであり、プレイグニッション発生のおそれがある場合には、これを回避するためのバルブタイミングとなる。このようにして算出した目標バルブタイミングは、目標作動角算出部Ｂ５６に入力される。
目標負荷増加速度算出部Ｂ５３では、前回演算時からの今回演算時までの、目標負荷の増加速度を演算し、これを作動角上限リミッタ算出部Ｂ５５に入力する。
目標空気量算出部Ｂ５４では、目標負荷を達成するための空気量である目標空気量を予め設定したマップを検索する等して算出し、これを目標スロットル開度算出部Ｂ５８に入力する。
作動角上限リミッタ算出部Ｂ５５では、目標負荷及び目標負荷増加速度に基づいて、後述する制御によって、作動角を制限するための作動角上限リミッタを算出し、これを目標作動角算出部に入力する。
目標作動角算出部Ｂ５６では、目標バルブタイミングと作動角上限リミッタに基づいて目標作動角を算出する。すなわち、目標バルブタイミングから定まる作動角に、作動角上限リミッタによる制限を加えたものを目標作動角とする。この目標作動角は可変動弁機構用アクチュエータ制御部Ｂ５７に入力される。
プレイグニッション条件判定部Ｂ６０は、プレイグニッションが発生する可能性を検知する手段として、プレイグニッション発生の可能性に関する条件を検知する。プレイグニッションは、冷却水温や吸気温の上昇により筒内温度が上昇すると発生し易くなるので、プレイグニッション発生の可能性に関する条件として、冷却水温及び吸気温を用いることとし、冷却水温度センサ及び吸気温センサによりこれらを検出する。そして検出した冷却水温及び吸気温を、目標バルブタイミング算出部Ｂ５２及び後述するようにスロットル開度上限リミット値算出手段に相当する目標吸気圧上限リミッタ算出部Ｂ６１に入力する。なお、ここで検出する条件は、冷却水温及び吸気温に限られず、プレイグニッション発生に影響のある条件であれば、他の条件を検出するようにしてもよい。
実作動角検出部Ｂ６２では、可変動弁機構用アクチュエータ制御部Ｂ５７が目標作動角に基づいて制御を行った結果の実際の作動角を検出し、検出結果をシリンダ実効容積算出部Ｂ６３に入力する。
シリンダ実効容積算出部Ｂ６３では、実作動角に基づいてシリンダ実効容積を算出する。
シリンダ実効容積は、静的には吸気弁閉時期ＩＶＣでのシリンダ容積から上死点ＴＤＣでのシリンダ容積を差し引いた値が行程容積であるが、実際には、吸気行程開始時期及び終了時期は、それぞれ上死点ＴＤＣ、吸気弁閉時期ＩＶＣに対してずれを生じる。
これは、吸気弁閉時期ＩＶＣより前に、シリンダ内圧が吸気圧に達するためである。この吸気弁閉時期ＩＶＣに対して実際の吸気行程が終了する時期の進み量は、エンジン回転速度が高いときほど、またバルブリフト量が小さいときほど慣性の影響が大きくなって増大する。
そこで、シリンダ実効容積算出部Ｂ６３では、吸気バルブ７のバルブ特性から最大リフト量を算出する。そして、前述した進み量をＩＶＣオフセット量として、エンジン回転速度とバルブリフト量をパラメータとするマップを設定し、このマップを参照してＩＶＣオフセット量ＩＶＣＯＦＳを求め、吸気弁閉時期ＩＶＣからＩＶＣオフセット量ＩＶＣＯＦＳを差し引いたクランク角位置を、吸気行程が終了する実効ＩＶＣとして算出する。
一方、吸気行程が開始する時期の吸気上死点ＴＤＣからのずれは、バルブオーバーラップによる排気の吹き返しに起因する。
すなわち、バルブオーバーラップ状態で吸気バルブ７が開いてからシリンダ内圧は排気圧から徐々に低下して、吸気上死点ＴＤＣより遅れて吸気圧と等しくなり、この時点から吸気行程が開始される。吸気バルブ開弁開始付近では開口面積が小さいためシリンダ内圧の低下は小さく、実質的な低下は排気の吹き返し流量が最大となるオーバーラップ中心角Ｏ／ＬＣＡ付近から始まる。シリンダ内圧が低下し始めてから実際の吸気行程が開始される時期（実効ＴＤＣ）までの遅れ量は、エンジン回転速度が高くなるほど、また、バルブオーバーラップ量（オーバーラップ開口面積）が小さくなるほど慣性の影響が大きくなってシリンダ内圧の低下度合いが鈍ることにより増大する。
そこで、シリンダ実効容積算出部Ｂ６３では、まず、吸気バルブ開時期ＩＶＯ、吸気バルブ閉時期ＩＶＣを入力して、オーバーラップ中心角Ｏ／ＬＣＡを演算する。具体的には、吸気バルブ開時期ＩＶＯ、吸気バルブ閉時期ＩＶＣにより決定される吸気バルブ７のバルブ特性ＩＶと、既知の排気バルブ８のバルブ特性ＥＶとに基づいて、両特性のリフト量が一致する点（交点）におけるクランク角を、オーバーラップ中心角Ｏ／ＬＣＡとして算出する。
次いで、オーバーラップ中心角Ｏ／ＬＣＡに対するオーバーラップ開口面積Ｏ／ＬＡを、予め設定したマップを参照して算出する。オーバーラップ中心角Ｏ／ＬＣＡが小さいとき（進角側にあるとき）ほど、オーバーラップ開口面積Ｏ／ＬＡは大きい特性を有している。
次いで、エンジン回転速度とオーバーラップ開口面積Ｏ／ＬＡをパラメータとして、オーバーラップ中心角Ｏ／ＬＣＡから実効ＴＤＣまでの遅れ量をＴＤＣオフセット量としたマップを設定しておき、このマップを参照してＴＤＣオフセット量ＴＤＣＯＦＳを求め、オーバーラップ中心角Ｏ／ＬＣＡにＴＤＣオフセット量ＴＤＣＯＦＳを加算したクランク角位置を実効ＴＤＣとして算出する。
そして、吸気バルブ開時期ＩＶＯ、吸気バルブ閉時期ＩＶＣ、実効ＴＤＣを入力して、吸気バルブ７のバルブ特性から実効ＴＤＣにおけるシリンダ容積ＶＥＴＤＣを、マップを参照して算出し、同じく、ＩＶＯ、ＩＶＣ、実効ＩＶＣを入力して、実効ＩＶＣにおけるシリンダ容積ＶＥＩＶＣを、マップを参照して算出する。
このシリンダ実効容積は目標スロットル開度算出部Ｂ５８及び目標吸気圧上限リミッタ算出部Ｂ６１に入力される。
目標吸気圧上限リミッタ算出部Ｂ６１では、目標吸気圧の上限値を制限するための目標吸気圧上限リミッタを算出する。なお、吸気圧はスロットル開度により変化するものであるから、吸気圧を制限するということは、スロットル開度を制限することを意味する。したがって、目標吸気圧上限リミッタ値は目標スロットル開度上限リミッタ値に相当する。目標吸気上限リミッタ算出部Ｂ６１が行う計算については後で詳しく説明する。
目標スロットル開度算出部Ｂ５８では、目標空気量、シリンダ実効容積、及び目標吸気圧上限リミッタに基づいて目標スロットル開度を算出する。すなわち、目標空気量及びシリンダ実効容積に基づいて定まるスロットル開度に、目標吸気圧上限リミッタによる制限を加えたものを目標スロットル開度とする。この目標スロットル開度はスロット制御用アクチュエータ制御部Ｂ５９に入力される。
なお、目標空気量及びシリンダ実効容積に基づいて目標スロットル開度を算出する方法については、公知の方法、例えば日本国特許庁が２００７年に発行したＪＰ２００７−２７８０８３Ａに開示された方法を用いることができる。
次に、作動角上限リミッタ算出部Ｂ５５及び目標吸気圧上限リミッタ算出部Ｂ６１について説明する。
ＦＩＧ．５は、作動角上限リミッタ算出部Ｂ５５が実行する制御を説明するブロック図である。まず、作動角上限リミッタオフセット量設定部Ｂ７１が、目標負荷増加速度に基づいてマップ検索により作動角上限リミッタオフセット量を算出する。
ここで用いるマップは、図中に示す特性を備える、すなわち目標負荷増加速度が所定値Ｖ１以下では作動角上限リミッタオフセット量はゼロであり、所定値Ｖ１以上では目標増加速度の増大に比例して作動角上限リミッタオフセット量が大きくなる。
作動角上限リミッタ値設定部Ｂ７２では、この作動角上限リミッタオフセット量と目標負荷とに基づいて、マップ検索により作動角上限リミッタ値を設定する。ここで用いるマップは、図中に示す特性を備える。すなわち、所定負荷Ｔ１以下では作動角上限リミッタ値は一定であり、所定負荷Ｔ１から所定負荷Ｔ３の間では負荷の増大に比例して作動角上限リミッタ値が増大し、所定負荷Ｔ３以上では作動角上限リミッタ値は再び一定となる。
ＦＩＧ．６は、作動角上限リミッタ値について説明するための図である。この図はあるエンジン回転数においてプレイグニッション発生のおそれがない場合の、負荷に対する作動角及び作動角上限リミッタ値の特性を示す。図中の作動角θ１は騒音や振動を抑制する条件を満たす作動角の上限値であり、作動角θ２はプレイグニッション防止のための作動角である。また、負荷Ｔ２以下を低中負荷、負荷Ｔ２以上を高負荷とする。
図に示すように、作動角上限リミッタ値は、低中負荷域の負荷Ｔ１以下では騒音や振動を許容範囲に抑える条件を満たす作動角θ１に等しい。低中負荷域では騒音や振動を発生させないことが要求されるため、このような作動角上限リミッタ値を設定する。この状態ではプレイグニッションを防止できないおそれがあるので、スロットル１５の開度制御を併用する。スロットル１５の開度制御によって出力性能の低下が懸念されるが、低中負荷域では要求負荷が低いため問題にはならない。
一方、高負荷域の負荷Ｔ３以上では、プレイグニッション防止のための作動角を上回る作動角θ２で一定とする。これは、高負荷域では出力性能の優先度が高まり、また、燃焼音や吸気音が大きくなることにより可変動弁機構の作動音が目立たなくなり、騒音や振動を抑制するという要求の優先度が低下するためである。すなわち、スロットル開度制御を行わずに、作動角の変更のみでプレイグニッションを防止することで、出力性能の低下を回避するためである。作動角θ２はプレイグニンション防止のための作動角であればよいが、より確実にプレイグニッションを防止するために、プレイグニッション防止のための作動角を上回る値に設定する。
すなわち、コントローラ１３は低中負荷域では出力性能よりも騒音や振動を許容範囲に抑えるという要求を優先し、スロットル開度制御を併用することによりプレイグを回避する。これに対して高負荷域では、出力性能を騒音や振動の抑制より優先し、作動角の変更のみによってプレイグニッションを防止する。
低中負荷域と高負荷域との境界（負荷Ｔ２）を挟む負荷Ｔ１から負荷Ｔ３に至る領域では、騒音や振動を抑制するという要求を満たす上限の作動角θ１からプレイグニッション防止のための作動角θ２を上回る作動角まで、機関の負荷の増大に比例して吸気バルブ７の作動角を増大させる。作動角リミット上限値を所定負荷でステップ的に切り換えると、スロットル開度もステップ的に変化することとなり、トルクショックが発生する。負荷Ｔ１から負荷Ｔ３に至る領域で作動角を負荷に応じて増大させるのは、このようなトルクショックを防止するためである。
このように作動角上限リミット値を設定すると、負荷Ｔ１以下においてプレイグニッション発生のおそれが生じると、作動角はθ１までしか拡大されない。この作動角ではプレイグニッションを防止することができないので、スロットル１５の開度制御により吸気量を低減してプレイグニッションを防止する。
これに対して、負荷Ｔ３以上においてプレイグニッション発生のおそれが生じると、作動角の拡大のみでプレイグニッションを防止することができ、出力の低下を回避しつつプレイグニッションを防止することができる。
作動角上限リミッタオフセット量は、作動角上限値リミッタ値の切り換え位置を、低負荷側に移動させる量である。目標負荷増加速度が大きいほど作動角上限リミッタ値が大きくなるので、ＦＩＧ．７に示すように、目標負荷増加速度が大きいほど、より低負荷から作動角上限値が大きくなるような特性となる。このような特性にすることで、より低負荷から作動角上限リミット値が大きくなるので、可変動弁機構９を駆動するアクチュエータの応答遅れ等があっても、過渡時における出力低下を抑制することができる。
また、例えば通常走行モードと、このモードより高いエンジン回転数で変速するスポーツ走行モードを切換可能な自動変速機を備える車両において、スポーツ走行モードが選択されている状態のように、急加速の頻度が高まることが予測される状態では、作動角上限リミッタ値をオフセットするようにしてもよい。これにより、制御切換頻度が高まることによる不安定化を回避しながら、運転性を良好に保つことができる。この場合、変速機コントローラからの信号により走行モードを検知するコントローラ１３が、急加速の頻度を予測するセンサとなる。
なお、負荷Ｔ１〜Ｔ３間の、負荷に比例して作動角上限リミンタ値が大きくなる領域をなくし、負荷Ｔ２以下では作動角上限リミッタ値を作動角θ１、負荷Ｔ２より高負荷では作動角上限リミッタ値を作動角θ２、としてもよい。この場合、作動角上限リミッタオフセット量に応じて、作動角上限リミッタ値が切変わる負荷が変化することになる。このような簡素な構成にすることで、演算負荷の低減、及びエンジン仕様ごとの適合の簡略化を図ることができる。
また、低負荷から高負荷まで負荷に比例して作動角上限リミッタ値が増大するようにしてもよい。この場合も、作動角上限リミッタオフセット量に応じて作動角上限リミッタ値が切り換わる負荷が変化することとなる。
ＦＩＧ．８は、ＦＩＧ．４の目標吸気圧リミッタ算出部Ｂ６１の詳細について示した図である。
有効圧縮比演算部Ｂ９１では、シリンダ実効容積Ｖｃと、ピストンストローク及びシリンダボアにより定まる行程容積Ｖｅとから、有効圧縮比ε（＝Ｖｅ／Ｖｃ）を算出する。
筒内上死点温度算出部Ｂ９２では、有効圧縮比εと吸気温度Ｔｍとから、式（１）により上死点における筒内温度である筒内上死点温度Ｔｃを算出する。
Ｔｃ＝Ｔｍ×εκ−１      ・・・（１）
κ：空気比熱比
プレイグニッション限界上死点筒内吸気圧算出部Ｂ９３では、筒内上死点温度Ｔｃと冷却水温Ｔｗとから、プレイグニッションが発生しない上限の上死点吸気圧であるプレイグニッション限界上死点筒内吸気圧Ｐｃをマップ検索により算出する。
ここで用いるマップは、縦軸がプレイグニッション限界上死点筒内吸気圧Ｐｃ、横軸が筒内上死点温度Ｔｃであり、冷却水温ごとのプレイグニッション限界上死点筒内温度Ｐｃと筒内上死点温度Ｔｃとの関係を定めたものである。プレイグニッション限界上死点筒内吸気圧Ｐｃは、筒内上死点温度Ｔｃが低いほど高く、また、冷却水温が高いほど低くなっている。すなわち、同じ筒内上死点温度Ｔｃであれば、冷却水温Ｔｗが高いほどプレイグニッションは低い吸気圧から発生し、同じ冷却水温Ｔｗであれば、筒内上死点温度Ｔｃが高いほどプレイグニッションは低い吸気圧から発生するという特性を示している。
目標吸気圧上限リミッタ算出部Ｂ９４では、上死点時の筒内圧をプレイグニッション限界上死点筒内吸気圧Ｐｃ以下に抑えるための吸気管内の圧力（吸気圧）の上限値である、目標吸気圧上限リミッタを算出する。
具体的には、筒内上死点温度算出部Ｂ９２で用いた有効圧縮比εと、プレイグニッション限界上死点筒内吸気圧Ｐｃとから、式（２）により目標吸気圧の上限側の制限値である目標吸気圧上限リミッタＰｍを算出する。
Ｐｍ＝Ｐｃ／εκ      ・・・（２）
なお、式（２）は圧縮行程を断熱圧縮と仮定した場合の演算式であるが、この池に、冷却損失等を考慮した式を用いてもよい。
このようにして算出された目標吸気圧上限リミッタＰｍは、上述したように、目標空気量及びシリンダ実効容積ＶｃとともにＦＩＧ．４の目標スロットル開度算出部Ｂ５８に入力される。
式（２）によれば、プレイグニッション限界上死点筒内吸気圧Ｐｃが大きいほど、また有効圧縮比εが小さいほど目標吸気圧上限リミッタＰｍが大きくなる。一方、作動角が大きくなるほどシリンダ実効容積Ｖｃは大きくなって有効圧縮比εは小さくなり、また、有効圧縮比εが小さくなるほど筒内上死点温度Ｔｃが低くなり、プレイグニッション限界上死点筒内吸気圧Ｐｃが高くなる。
したがって、作動角が大きくなるほど、目標吸気圧上限リミットＰｍ、つまりスロットル開度の上限リミッタ値は大きくなる。
なお、本発明は上記の実施の形態に限定されるわけではなく、特許請求の範囲に記載の技術的思想の範囲内で様々な変更を成し得ることは言うまでもない。
以上の説明に関して、２００８年６月３０日を出願日とする日本国における特願２００８−１７０１１２の内容をここに引用により取り込む。
【産業上の利用可能性】
【０００６】
以上のように、この発明は、運転状態から定まる音振要求から吸気弁作動角の上限値を制限する作動角上限リミット値を設定するので、音振性能の悪化を抑制できる。また、作動角に応じたスロットル開度上限リミット値を設定するので、作動角が制限されてバルブタイミング変更のみではプレイグニッション発生を回避できないときには、スロットル制御によりプレイグニッション発生を回避することができる。
この発明の実施例が包含する排他的性質あるいは特長は以下のようにクレームされる。
【図１】
2010001711.tif 000003
【図２】
2010001711.tif 000004
【図３Ａ】
2010001711.tif 000005
【図３Ｂ】
2010001711.tif 000006
【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【国際調査報告】
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2010001711.tif 000014
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