WO2014148067A1 - 内燃機関の制御装置および制御方法 - Google Patents

内燃機関の制御装置および制御方法 Download PDF

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    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention includes a port injection fuel injection valve that injects fuel into an intake port, and an in-cylinder injection fuel injection valve that injects fuel into a combustion chamber, and one of the fuel injection valves depends on engine operating conditions.
  • the present invention relates to an internal combustion engine control apparatus and control method for switching between injection and stop.
  • a fuel injection device that includes a port injection fuel injection valve that injects fuel into an intake port and an in-cylinder injection fuel injection valve that directly injects fuel into a combustion chamber, and is used by appropriately switching depending on engine operating conditions
  • An internal combustion engine provided is described in Patent Document 1.
  • the operation regions determined from the engine load and the rotational speed are classified into a stratified lean combustion region on the low speed and low load side, a homogeneous lean combustion region on the medium and medium loads, and a homogeneous stoichiometric combustion region on the high speed and high load side.
  • in-cylinder injection is performed using the fuel injection valve for in-cylinder injection
  • intake port injection is performed using the fuel injection valve for port injection
  • homogeneous stoichiometric combustion region fuel injection using both fuel injection valves is performed.
  • Patent Document 1 relates to ignition timing control in which the ignition timing is corrected in accordance with the ratio of the fuel injection amount between the intake port injection and the in-cylinder injection, and the appropriate ignition timing associated with the change in the injection amount ratio.
  • the change amount is equal to or greater than a predetermined amount
  • the range of change in the injection amount ratio is limited. That is, even when the target injection amount ratio is changed from 0% to 100%, for example, the actual injection amount ratio is changed stepwise.
  • the present invention includes a port injection fuel injection valve that injects fuel into an intake port, and an in-cylinder injection fuel injection valve that injects fuel into a combustion chamber.
  • One fuel injection valve is a main fuel injection valve
  • the other fuel injection valve that auxiliaryly operates under a specific engine operating condition. Is switched under the condition that the air-fuel ratio by the fuel injection amount of the main fuel injection valve is higher than the stoichiometric air-fuel ratio.
  • the air-fuel ratio is thicker than the stoichiometric air-fuel ratio by the fuel injection amount of the main fuel injection valve. Even if the total fuel amount increases due to the injection start of the auxiliary fuel injection valve (for example, the injection start at the minimum fuel injection amount described above), the torque hardly increases. In other words, when the air-fuel ratio is already excessive, the generated torque depends on the amount of air in the cylinder, so that the air-fuel ratio becomes richer due to the increase in the total fuel amount, and so-called fuel cooling action due to vaporization heat increases. The torque hardly increases. Therefore, the driver is not given a torque step difference.
  • the air-fuel ratio in other words, the fuel injection amount of the main fuel injection valve
  • the air-fuel ratio after the stop of the auxiliary fuel injection valve is higher than the stoichiometric air-fuel ratio, for example, even if the fuel amount corresponding to the minimum fuel injection amount of the auxiliary fuel injection valve decreases stepwise, the torque is almost Does not decrease. Therefore, the driver is not given a torque step difference.
  • FIG. 1 shows a system configuration of an automotive internal combustion engine 1 to which the present invention is applied.
  • This internal combustion engine 1 is a spark ignition internal combustion engine with a turbocharger of a four-stroke cycle equipped with a variable compression ratio mechanism 2 using, for example, a multi-link type piston crank mechanism.
  • the intake valve 4 and a pair of exhaust valves 5 are disposed, and a spark plug 6 is disposed in a central portion surrounded by the intake valves 4 and the exhaust valves 5.
  • a fuel injection valve 8 for in-cylinder injection that directly injects fuel into the combustion chamber 3 is disposed below the intake port 7 that is opened and closed by the intake valve 4.
  • the intake port 7 is provided with a port injection fuel injection valve 41 that injects fuel into the intake port 7.
  • These in-cylinder injection fuel injection valve 8 and port injection fuel injection valve 41 are both electromagnetic or piezoelectric injection valves that are opened when a drive pulse signal is applied. An amount of fuel that is substantially proportional to the pulse width is injected.
  • An electronically controlled throttle valve 19 whose opening degree is controlled by a control signal from the engine controller 9 is interposed on the upstream side of the collector portion 18a of the intake passage 18 connected to the intake port 7, and further upstream thereof.
  • a turbocharger compressor 20 On the side, a turbocharger compressor 20 is arranged.
  • An air flow meter 10 that detects the intake air amount is disposed upstream of the compressor 20.
  • a catalyst device 13 made of a three-way catalyst is interposed in the exhaust passage 12 connected to the exhaust port 11, and an air-fuel ratio sensor 14 for detecting the air-fuel ratio is disposed upstream thereof.
  • the engine controller 9 includes a crank angle sensor 15 for detecting the engine speed, a water temperature sensor 16 for detecting the coolant temperature, and an accelerator pedal operated by the driver. Detection signals of sensors such as an accelerator opening sensor 17 that detects the amount of depression of the vehicle are input. Based on these detection signals, the engine controller 9 optimally controls the fuel injection amount and injection timing by the fuel injection valves 8 and 41, the ignition timing by the spark plug 6, the opening of the throttle valve 19, and the like.
  • variable compression ratio mechanism 2 uses a known multi-link type piston crank mechanism, and includes a lower link 22 rotatably supported by a crank pin 21 a of the crankshaft 21 and one end of the lower link 22.
  • a control shaft 28 that supports the shaft in a swingable manner.
  • the crankshaft 21 and the control shaft 28 are rotatably supported in a crankcase below the cylinder block 29 via a bearing structure (not shown).
  • the control shaft 28 has an eccentric shaft portion 28a whose position changes with the rotation of the control shaft 28.
  • the end portion of the control link 27 is rotatably fitted to the eccentric shaft portion 28a.
  • Match. In the variable compression ratio mechanism 2 described above, the top dead center position of the piston 24 is displaced up and down with the rotation of the control shaft 28, so that the mechanical compression ratio changes.
  • an electric motor 31 having a rotation center axis parallel to the crankshaft 21 is disposed below the cylinder block 29.
  • a reduction gear 32 is connected so as to be arranged in series in the direction.
  • the speed reducer 32 for example, a wave gear mechanism having a large speed reduction ratio is used, and the speed reducer output shaft 32 a is positioned coaxially with the output shaft (not shown) of the electric motor 31. Accordingly, the speed reducer output shaft 32a and the control shaft 28 are positioned in parallel with each other, and the first arm 33 and the control shaft 28 fixed to the speed reducer output shaft 32a are connected to each other so that both of them rotate in conjunction with each other.
  • the fixed second arm 34 is connected to each other by an intermediate link 35.
  • the link mechanism can also be configured to rotate in the opposite direction.
  • the target compression ratio of the variable compression ratio mechanism 2 is set in the engine controller 9 based on engine operating conditions (for example, required load and engine speed), and the electric motor 31 is driven so as to realize this target compression ratio. Be controlled.
  • variable compression ratio mechanism 2 is not essential and may be a fixed compression ratio internal combustion engine.
  • FIG. 2 shows the operation region of the internal combustion engine 1 with the load and rotation speed of the internal combustion engine 1 as parameters, and the line indicated by the symbol L1 in the drawing shows the operation in which the target air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio.
  • the fuel supply amount is basically controlled with the stoichiometric air-fuel ratio as a target by known air-fuel ratio feedback control based on the detection signal of the air-fuel ratio sensor 14.
  • the fuel supply amount is basically controlled by open loop control.
  • the target air-fuel ratio becomes richer at the higher speed and higher load side.
  • the in-cylinder injection fuel injection valve 8 is used as the main fuel injection valve, and the in-cylinder injection fuel injection valve 8 is driven in the entire region including both the operation areas A1 and A2.
  • the port injection fuel injection valve 41 is positioned as an auxiliary fuel injection valve that operates in an auxiliary manner under specific operating conditions. That is, in the stoichiometric air-fuel ratio region A1, basically, all of the necessary fuel is injected and supplied only by the in-cylinder injection fuel injection valve 8 that is the main fuel injection valve, and the port injection fuel injection that is the sub fuel injection valve. The valve 41 is stopped.
  • the line indicated by the symbol L2 in FIG. 2 indicates the operating condition corresponding to the maximum injection amount of the in-cylinder injection fuel injection valve 8 which is the main fuel injection valve.
  • the entire region and a partial region on the low-speed and low-load side in the output air-fuel ratio region A2 are included. Accordingly, in these operating regions, the required fuel amount can be provided only by the in-cylinder fuel injection valve 8, but on the higher speed and higher load side than the line L2, the in-cylinder fuel injection valve 8 alone is sufficient. The amount of fuel becomes insufficient. Therefore, additional fuel injection is performed by the port injection fuel injection valve 41 which is the auxiliary fuel injection valve. In this embodiment, the port injection fuel injection valve 41 is switched between injection and stop.
  • the boundary is set between the two boundary lines L1 and L2 as shown as the switching line L3. That is, the switching line L3 is on the high speed and high load side (that is, in the output air-fuel ratio region A2) from the boundary line L1 between the theoretical air-fuel ratio region A1 and the output air-fuel ratio region A2, and at the same time, fuel injection for in-cylinder injection
  • the switching line L3 is on the high speed and high load side (that is, in the output air-fuel ratio region A2) from the boundary line L1 between the theoretical air-fuel ratio region A1 and the output air-fuel ratio region A2, and at the same time, fuel injection for in-cylinder injection
  • it is set at a lower speed and lower load side than the maximum injection amount equivalent boundary line L2.
  • an appropriate hysteresis is given at the start and stop of the operation of the port injection fuel injection valve 41.
  • Both times are illustrated as a single switching line L3.
  • the amount of fuel supplied by the in-cylinder fuel injection valve 8 is constant, and a shortage relative to the required fuel amount is from the port fuel injection valve 41. It is supplied by injection.
  • FIG. 3 shows a time chart when the engine operating condition crosses the switching line L3 and the start and stop of the fuel injection valve 41 for port injection are performed by the driver's acceleration / deceleration operation.
  • GDI means in-cylinder injection by the in-cylinder fuel injection valve 8
  • MPI means port injection by the port injection fuel injection valve 41.
  • the first half of this time chart shows a state where the required torque of the internal combustion engine increases due to the acceleration operation by the driver, and the engine operating condition is in the theoretical air-fuel ratio region A1 until time t1. Therefore, although the injection amount of the in-cylinder fuel injection valve 8 increases, the fuel increase rate when the stoichiometric air-fuel ratio is 1 remains at 1. At time t1, the boundary line L1 shown in FIG. 2 is crossed and the theoretical air-fuel ratio region A1 is shifted to the output air-fuel ratio region A2. Therefore, thereafter, the fuel injection rate of the in-cylinder fuel injection valve 8 increases and the fuel increase rate gradually increases. As a result of crossing the switching line L3 at time t2, fuel injection by the port injection fuel injection valve 41 is started.
  • the increase in the injection amount of the in-cylinder fuel injection valve 8 stops.
  • the port injection fuel injection valve 41 starts fuel injection with the smallest injection amount.
  • the fuel injection valve 41 has an inherent minimum fuel injection amount as described above, at least the minimum fuel injection amount. The fuel supply by is performed immediately after the start. Therefore, when the fuel injected from the port injection fuel injection valve 41 to the intake port 7 reaches the combustion chamber 3, the total amount of fuel increases stepwise.
  • the injection / stop switching of the port injection fuel injection valve 41 is performed during the period in which the fuel increase is performed by the in-cylinder injection fuel injection valve 8 which is the main fuel injection valve. Is executed. Thereby, the sensitivity of the torque with respect to the step increase / decrease of the fuel amount corresponding to at least the minimum fuel injection amount is lowered, and the torque step feeling can be suppressed.
  • the in-cylinder injection fuel injection valve 8 is the main fuel injection valve, and the fuel amount is compensated by the port injection fuel injection valve 41 in the high speed and high load region where the injection amount becomes insufficient. Therefore, the in-cylinder injection fuel injection valve 8 having a relatively small capacity can be used for a wide change in the air amount (and consequently the required fuel amount) due to supercharging. It becomes easy. Further, it is possible to use a port injection fuel injection valve 41 having a relatively small minimum fuel injection amount.
  • the operation with the stoichiometric air-fuel ratio is performed only by the in-cylinder injection fuel injection valve 8, and the port injection fuel injection valve 41 is stopped.
  • the trigger signal for requesting the operation of the port injection fuel injection valve 41 is turned on.
  • the injection amount of the in-cylinder injection fuel injection valve 8 is increased without immediately switching, and the air-fuel ratio is increased. Is rich.
  • the ignition timing is retarded in accordance with the fuel increase, and the increase in torque due to enrichment is suppressed.
  • execution of switching that is, injection of the port injection fuel injection valve 41 is started.
  • the injection amount of the in-cylinder injection fuel injection valve 8 is reduced, and the in-cylinder injection fuel injection valve 8 is maintained at an appropriate share ratio during the period of time t4 to t5.
  • the injection amounts is feedback-controlled based on the detection signal of the air-fuel ratio sensor 14 so that the theoretical air-fuel ratio is maintained by the fuel injection of both the fuel injection valve 41 and the port injection fuel injection valve 41. It should be noted that the theoretical air-fuel ratio may be maintained by open loop control during the time t4 to t5.
  • the ignition timing is gradually retarded so as to correspond to the fuel increase (riching) during the time t1 to t2, but during the time t2 to t3 when the air-fuel ratio becomes richer than the predetermined level AF1, the total fuel is Since there is almost no increase in torque accompanying the increase in amount, the ignition timing is constant. Then, during the time t3 to t4 when the air-fuel ratio is closer to the stoichiometric air-fuel ratio than the predetermined level AF1, the torque decreases as the fuel increase rate decreases. Advance the ignition timing that was being used.
  • the ignition timing corresponding to the total fuel amount corresponding to the stoichiometric air-fuel ratio is restored, but in the in-cylinder injection by the in-cylinder injection fuel injection valve 8 and the port injection by the port injection fuel injection valve 41. Since the optimal ignition timing is different, it is slightly retarded from the ignition timing ADV0 before time t1.
  • the process of stopping the injection of the port injection fuel injection valve 41 and returning to the operation with only the in-cylinder injection fuel injection valve 8 is shown.
  • the injection request of the port injection fuel injection valve 41 is shown.
  • the signal trigger signal
  • the fuel increase by the in-cylinder fuel injection valve 8 is performed prior to actual switching, and the air-fuel ratio is enriched.
  • the fuel is increased so that the air / fuel ratio (predetermined level AF1) is higher than the stoichiometric air / fuel ratio with at least the injection amount of the in-cylinder fuel injection valve 8 alone.
  • the ignition timing is retarded so as to offset the increase in torque accompanying the enrichment of the air-fuel ratio.
  • the ignition timing is constant during the time t6 to t7 for the same reason as the time t2 to t3 described above. Then, at time t7 when the air-fuel ratio becomes rich to the above level, the port injection fuel injection valve 41 is stopped. Even when the total fuel amount is decreased stepwise as the port injection fuel injection valve 41 is stopped, the air-fuel ratio is higher than the stoichiometric air-fuel ratio (rich state of a predetermined level AF1 or more with less influence on torque). Therefore, the torque step due to the decrease in the total fuel amount is relatively small. After the switching (stop of the port injection fuel injection valve 41), the injection amount of the in-cylinder injection fuel injection valve 8 gradually decreases, and the ignition timing returns to the normal ignition timing accordingly. After the time t8, the operation with the stoichiometric air-fuel ratio is performed only by the in-cylinder fuel injection valve 8.
  • the fuel injection valves 8 and 41 can be switched while suppressing the torque step.
  • the increase / decrease of the injection amount by the in-cylinder fuel injection valve 8 during the time t1 to t4 and during the time t5 to t8 can be gradually performed so as not to cause a torque step feeling.
  • the torque adjustment by the ignition timing retard is not always essential.
  • the fuel injection from only the in-cylinder injection fuel injection valve 8 is switched to the fuel injection from both the in-cylinder injection fuel injection valve 8 and the port injection fuel injection valve 41.

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Abstract

　理論空燃比領域Ａ１と出力空燃比領域Ａ２との境界Ｌ１に対して、筒内噴射用燃料噴射弁（８）の最大噴射量は線Ｌ２までの領域を賄うことができ、理論空燃比領域Ａ１は、筒内噴射で運転される。ポート噴射用燃料噴射弁（４１）の噴射・停止の切換線Ｌ３は、２つの境界線Ｌ１，Ｌ２の中間に設定されており、これよりも高速高負荷側では、ポート噴射用燃料噴射弁が追加的に燃料噴射を行う。ポート噴射の噴射・停止の切換が、筒内噴射のみで出力空燃比となっている条件下で行われるので、総燃料量の増減がトルクに影響せず、トルク段差が少ない。

Description

内燃機関の制御装置および制御方法
　この発明は、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、燃焼室に燃料を噴射する筒内噴射用燃料噴射弁と、を備え、機関運転条件に応じて一方の燃料噴射弁の噴射・停止の切換を行う内燃機関の制御装置および制御方法に関する。
　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燃焼室内に直接に燃料を噴射する筒内噴射用燃料噴射弁とを備え、機関運転条件に応じて適宜に切り換えて使用する燃料噴射装置を備えた内燃機関が、特許文献１に記載されている。この特許文献１では、機関の負荷と回転速度とから定まる運転領域を、低速低負荷側の成層リーン燃焼領域と、中速中負荷の均質リーン燃焼領域と、高速高負荷側の均質ストイキ燃焼領域と、の３つに区分し、成層リーン燃焼領域では筒内噴射用燃料噴射弁を用いた筒内噴射を行い、均質リーン燃焼領域ではポート噴射用燃料噴射弁を用いた吸気ポート噴射を行い、均質ストイキ燃焼領域では、双方の燃料噴射弁を用いた燃料噴射を行う。
　ここで、特許文献１は、吸気ポート噴射と筒内噴射との燃料噴射量の比率に応じて点火時期の補正を行う点火時期制御に関するものであり、噴射量比率の変更に伴う適正点火時期の変化量が所定量以上のときには、噴射量比率の変更の幅を制限する構成となっている。つまり、目標とする噴射量比率が例えば０％から１００％に変化したような場合でも、実際の噴射量比率の変更が段階的に行われることとなる。
　上記のように、特許文献１の技術では、例えば一方の燃料噴射弁からの燃料噴射による運転中に、機関運転条件の変化に伴い、それまで停止状態にあった他方の燃料噴射弁の燃料噴射を開始する際に、噴射量比率が徐々に変化するように少量の燃料噴射から開始されることになる。しかし、駆動パルス信号に応答して開動作する燃料噴射弁には、駆動パルス信号でもって計量し得る最小燃料噴射量が定まっており、これよりも少量の燃料を噴射することはできない。
　従って、一方の燃料噴射弁の燃料噴射中に他方の燃料噴射弁の噴射を極少量から開始しようとしても、上記最小燃料噴射量に相当する燃料量がステップ的に増減することは回避できない。なお、吸気ポート噴射と筒内噴射とでは燃焼室までの燃料の輸送遅れに差があるため、上記の最小燃料噴射量のステップ的な増減を一方の燃料噴射弁の噴射量によって相殺することは極めて困難である。
特開２００６－５７５９４号公報
　この発明は、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、燃焼室に燃料を噴射する筒内噴射用燃料噴射弁と、を備え、一方の燃料噴射弁を主燃料噴射弁とし、他方を特定の機関運転条件で補助的に動作する副燃料噴射弁とし、機関運転条件に応じて上記副燃料噴射弁の噴射・停止の切換を行う内燃機関の制御装置において、上記副燃料噴射弁の噴射・停止の切換を、上記主燃料噴射弁の燃料噴射量による空燃比が理論空燃比よりも濃い条件下で行う。
　例えば、主燃料噴射弁の燃料噴射による機関の運転中に副燃料噴射弁の噴射を開始するときに、主燃料噴射弁の燃料噴射量でもって空燃比が理論空燃比よりも濃くなっていると、副燃料噴射弁の噴射開始（例えば上述した最小燃料噴射量での噴射開始）により総燃料量が増加したとしても、トルクの増加は殆ど生じない。つまり、既に空燃比が過濃な状態では、発生するトルクは筒内の空気量に依存するので、総燃料量の増加により空燃比がさらにリッチとなり、気化熱によるいわゆる燃料冷却作用が増大するものの、トルクは殆ど増加しない。従って、運転者にトルク段差感を与えることがない。
　主燃料噴射弁と副燃料噴射弁の双方による燃料噴射を行っている状態から副燃料噴射弁の噴射を停止する場合も同様であり、主燃料噴射弁の燃料噴射量による空燃比（換言すれば副燃料噴射弁停止後の空燃比）が理論空燃比よりも濃い空燃比であれば、例えば副燃料噴射弁の最小燃料噴射量に相当する燃料量がステップ的に減少しても、トルクは殆ど減少しない。従って、運転者にトルク段差感を与えることがない。
　この発明によれば、副燃料噴射弁の噴射の開始もしくは停止の際のトルクの増減が抑制され、運転者に切換に伴うトルク段差感を与えることがない。
この発明の一実施例に係る制御装置のシステム構成を示す構成説明図。 実施例の内燃機関の運転領域におけるポート噴射用燃料噴射弁の噴射・停止の切換線を示す特性図。 切換線を横切ることに伴う切換を説明するタイムチャート。 理論空燃比領域におけるポート噴射用燃料噴射弁の切換要求に伴う切換を説明するタイムチャート。
　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、この発明が適用された自動車用内燃機関１のシステム構成を示している。この内燃機関１は、例えば複リンク式ピストンクランク機構を利用した可変圧縮比機構２を備えた４ストロークサイクルのターボ過給器付き火花点火内燃機関であって、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が配置されている。
　上記吸気弁４によって開閉される吸気ポート７の下方には、燃焼室３内に燃料を直接に噴射する筒内噴射用燃料噴射弁８が配置されている。また吸気ポート７には、該吸気ポート７内へ向けて燃料を噴射するポート噴射用燃料噴射弁４１が配置されている。これらの筒内噴射用燃料噴射弁８およびポート噴射用燃料噴射弁４１は、いずれも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噴射する。
　上記吸気ポート７に接続された吸気通路１８のコレクタ部１８ａ上流側には、エンジンコントローラ９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１９が介装されており、さらにその上流側に、ターボ過給器のコンプレッサ２０が配設されている。このコンプレッサ２０の上流側に、吸入空気量を検出するエアフロメータ１０が配設されている。
　また、排気ポート１１に接続された排気通路１２には、三元触媒からなる触媒装置１３が介装されており、その上流側に、空燃比を検出する空燃比センサ１４が配置されている。
　上記エンジンコントローラ９には、上記のエアフロメータ１０、空燃比センサ１４のほか、機関回転速度を検出するためのクランク角センサ１５、冷却水温を検出する水温センサ１６、運転者により操作される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１７、等のセンサ類の検出信号が入力されている。エンジンコントローラ９は、これらの検出信号に基づき、燃料噴射弁８，４１による燃料噴射量および噴射時期、点火プラグ６による点火時期、スロットルバルブ１９の開度、等を最適に制御している。
　一方、可変圧縮比機構２は、公知の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、クランクシャフト２１のクランクピン２１ａに回転自在に支持されたロアリンク２２と、このロアリンク２２の一端部のアッパピン２３とピストン２４のピストンピン２４ａとを互いに連結するアッパリンク２５と、ロアリンク２２の他端部のコントロールピン２６に一端が連結されたコントロールリンク２７と、このコントロールリンク２７の他端を揺動可能に支持するコントロールシャフト２８と、を主体として構成されている。上記クランクシャフト２１および上記コントロールシャフト２８は、シリンダブロック２９下部のクランクケース内で図示せぬ軸受構造を介して回転自在に支持されている。上記コントロールシャフト２８は、該コントロールシャフト２８の回動に伴って位置が変化する偏心軸部２８ａを有し、上記コントロールリンク２７の端部は、詳しくは、この偏心軸部２８ａに回転可能に嵌合している。上記の可変圧縮比機構２においては、コントロールシャフト２８の回動に伴ってピストン２４の上死点位置が上下に変位し、従って、機械的な圧縮比が変化する。
　また、上記可変圧縮比機構２の圧縮比を可変制御する駆動機構として、クランクシャフト２１と平行な回転中心軸を有する電動モータ３１がシリンダブロック２９下部に配置されており、この電動モータ３１と軸方向に直列に並ぶように減速機３２が接続されている。この減速機３２としては、減速比の大きな例えば波動歯車機構が用いられており、その減速機出力軸３２ａは、電動モータ３１の出力軸（図示せず）と同軸上に位置している。従って、減速機出力軸３２ａとコントロールシャフト２８とは互いに平行に位置しており、両者が連動して回動するように、減速機出力軸３２ａに固定された第１アーム３３とコントロールシャフト２８に固定された第２アーム３４とが中間リンク３５によって互いに連結されている。
　すなわち、電動モータ３１が回転すると、減速機３２により大きく減速された形で減速機出力軸３２ａの角度が変化する。この減速機出力軸３２ａの回動は第１アーム３３から中間リンク３５を介して第２アーム３４へ伝達され、コントロールシャフト２８が回動する。これにより、上述したように、内燃機関１の機械的な圧縮比が変化する。なお図示例では、第１アーム３３および第２アーム３４が互いに同方向に延びており、従って、例えば減速機出力軸３２ａが時計回り方向に回動するとコントロールシャフト２８も時計回り方向に回動する関係となっているが、逆方向に回動するようにリンク機構を構成することも可能である。
　上記可変圧縮比機構２の目標圧縮比は、エンジンコントローラ９において、機関運転条件（例えば要求負荷と機関回転速度）に基づいて設定され、この目標圧縮比を実現するように上記電動モータ３１が駆動制御される。
　なお、本発明においては、可変圧縮比機構２は必須のものではなく、固定圧縮比内燃機関であってもよい。
　図２は、上記内燃機関１の負荷と回転速度とをパラメータとして内燃機関１の運転領域を示しているが、図中に符号Ｌ１でもって示す線は、目標空燃比が理論空燃比である運転領域Ａ１と、目標空燃比が理論空燃比よりも濃いいわゆる出力空燃比である高速高負荷側の運転領域Ａ２と、の境界を示している。なお、理論空燃比領域Ａ１では、基本的に、上記空燃比センサ１４の検出信号に基づく公知の空燃比フィードバック制御によって理論空燃比を目標として燃料供給量が制御される。これに対し、出力空燃比領域Ａ２は、基本的に、オープンループ制御によって燃料供給量が制御される。また、出力空燃比領域Ａ２の中では、高速高負荷側ほど目標空燃比がリッチとなっている。
　ここで、本実施例では、筒内噴射用燃料噴射弁８が主燃料噴射弁として用いられており、運転領域Ａ１，Ａ２の双方を含む全域で筒内噴射用燃料噴射弁８が駆動される。これに対し、ポート噴射用燃料噴射弁４１は、特定の運転条件のときに補助的に動作する副燃料噴射弁として位置づけられている。すなわち、理論空燃比領域Ａ１では、基本的に、主燃料噴射弁である筒内噴射用燃料噴射弁８のみで必要な燃料の全量が噴射供給され、副燃料噴射弁であるポート噴射用燃料噴射弁４１は、停止されている。しかし、単位時間当たりに必要な燃料量が大（換言すれば単位時間当たりの空気量が大）となる高速高負荷域では、筒内噴射用燃料噴射弁８のみでは必要な燃料量を供給することができず、ポート噴射用燃料噴射弁４１による燃料供給が付加的に必要となる。
　図２に符号Ｌ２でもって示す線は、主燃料噴射弁である筒内噴射用燃料噴射弁８の最大噴射量に対応する運転条件を示しており、図示するように、理論空燃比領域Ａ１の全域ならびに出力空燃比領域Ａ２の中の低速低負荷側の一部領域を包含している。従って、これらの運転領域では、筒内噴射用燃料噴射弁８のみで必要な燃料量を賄うことができるが、この線Ｌ２よりも高速高負荷側では、筒内噴射用燃料噴射弁８のみでは燃料量が不十分となる。そのため、副燃料噴射弁であるポート噴射用燃料噴射弁４１による付加的な燃料噴射が行われることとなるが、本実施例では、このポート噴射用燃料噴射弁４１の噴射・停止の切換を行う境界が、切換線Ｌ３として示すように、上記の２つの境界線Ｌ１，Ｌ２の中間に設定されている。すなわち、切換線Ｌ３は、理論空燃比領域Ａ１と出力空燃比領域Ａ２との境界線Ｌ１よりも高速高負荷側（つまり出力空燃比領域Ａ２内）にあり、かつ同時に、筒内噴射用燃料噴射弁８の最大噴射量に対して適当な余裕を与えるために最大噴射量相当境界線Ｌ２よりも低速低負荷側に設定されている。なお、実際の制御の上では、ポート噴射用燃料噴射弁４１の動作の開始時と停止時とで適宜なヒステリシスが与えられるが、図２では、説明の簡略化のために、開始時と停止時の双方を１本の切換線Ｌ３として図示してある。
　上記の切換線Ｌ３よりも高速高負荷側の領域では、筒内噴射用燃料噴射弁８によって供給される燃料量は一定であり、必要な燃料量に対する不足分がポート噴射用燃料噴射弁４１から噴射供給される。
　図３は、運転者の加速・減速操作によって機関運転条件が上記の切換線Ｌ３を横切り、ポート噴射用燃料噴射弁４１の噴射の開始および停止が行われた場合のタイムチャートを示している。なお、図３を含め、各図中の「ＧＤＩ」は筒内噴射用燃料噴射弁８による筒内噴射を意味し、「ＭＰＩ」はポート噴射用燃料噴射弁４１によるポート噴射を意味する。
　このタイムチャートの前半は、運転者の加速操作によって内燃機関の要求トルクが上昇していく状態を示しており、時間ｔ１までは機関運転条件は理論空燃比領域Ａ１内にある。従って、筒内噴射用燃料噴射弁８の噴射量は増加していくが、理論空燃比を１としたときの燃料増量率は１のままである。時間ｔ１において、図２に示す境界線Ｌ１を横切り、理論空燃比領域Ａ１から出力空燃比領域Ａ２に移行する。そのため、以後は、筒内噴射用燃料噴射弁８の噴射量が増加するとともに、燃料増量率が徐々に増加していく。そして、時間ｔ２において切換線Ｌ３を横切る結果、ポート噴射用燃料噴射弁４１による燃料噴射が開始される。同時に、筒内噴射用燃料噴射弁８の噴射量の増加が停止する。このとき、ポート噴射用燃料噴射弁４１は、最も少ない噴射量でもって燃料噴射を開始するが、前述したように燃料噴射弁４１は固有の最小燃料噴射量を有するため、少なくともこの最小燃料噴射量による燃料供給が開始直後から行われる。従って、このポート噴射用燃料噴射弁４１から吸気ポート７に噴射された燃料が燃焼室３に到達すると、総燃料量がステップ的に増加することとなる。
　しかしながら、このようにポート噴射用燃料噴射弁４１の燃料噴射が開始されるときに、機関運転条件は出力空燃比領域Ａ２内にあり、筒内噴射用燃料噴射弁８のみで既に理論空燃比よりも濃い出力空燃比となっているため、総燃料量がステップ的に増加しても、トルク増加は殆ど生じない。前述したように、既に空燃比が過濃な状態では、発生するトルクは筒内の空気量に依存するので、総燃料量の増加により空燃比がさらにリッチとなり、気化熱によるいわゆる燃料冷却作用が増大するものの、トルクは殆ど増加しない。従って、運転者にトルク段差感を与えることがない。
　図示例では、時間ｔ２から時間ｔ３まではさらに加速操作が継続されているため、要求トルクの増加に伴ってポート噴射用燃料噴射弁４１の噴射量が増加していく。
　時間ｔ３において加速が終了し、時間ｔ４からは減速操作となる。この減速操作に伴い、時間ｔ４から時間ｔ５まではポート噴射用燃料噴射弁４１の噴射量が徐々に減少する。筒内噴射用燃料噴射弁８の噴射量は一定である。時間ｔ５において、機関運転条件が切換線Ｌ３を横切るため、ポート噴射用燃料噴射弁４１による燃料噴射が停止する。このとき、やはり少なくとも最小燃料噴射量に相当する燃料量がステップ的に減少するが、上記の噴射開始時と同様に、筒内噴射用燃料噴射弁８のみで理論空燃比よりも濃い出力空燃比であるため、トルクの減少は少なく、運転者にトルク段差感を与えることがない。
　要するに、図３の最下段に示すように、主燃料噴射弁である筒内噴射用燃料噴射弁８により燃料増量を行っている期間内に、ポート噴射用燃料噴射弁４１の噴射・停止の切換が実行される。これにより、少なくとも最小燃料噴射量に相当する燃料量のステップ的な増減に対するトルクの感度が低くなり、トルク段差感を抑制できるのである。
　このように上記実施例では、筒内噴射用燃料噴射弁８を主燃料噴射弁とし、その噴射量が不十分となる高速高負荷域ではポート噴射用燃料噴射弁４１により燃料量を補うことになるので、過給による空気量（ひいては要求燃料量）の広範な変化に対し、比較的容量の小さな筒内噴射用燃料噴射弁８を用いることが可能となり、例えばアイドル時などの噴射量制御が容易となる。また、ポート噴射用燃料噴射弁４１として、最小燃料噴射量が比較的大きなものを用いることが可能となる。
　次に、上記の理論空燃比領域Ａ１内で運転中に、燃焼形態の変更などのために、筒内噴射用燃料噴射弁８のみでの燃料噴射から筒内噴射用燃料噴射弁８とポート噴射用燃料噴射弁４１との双方での燃料噴射に切り換える場合の処理について、図４のタイムチャートを用いて説明する。
　ここでは、運転者の加速・減速操作によらずに燃料噴射の態様の切換が行われるものとし、従って、空気量は一定である。図４に示すように、理論空燃比領域Ａ１内で切換を行う場合、切換のために燃料増量を行い、空燃比を理論空燃比よりも濃い空燃比とした状況下で切換を実行する。
　すなわち、図４の時間ｔ１までは、筒内噴射用燃料噴射弁８のみで理論空燃比とした運転が行われ、ポート噴射用燃料噴射弁４１は停止している。時間ｔ１においてポート噴射用燃料噴射弁４１の作動を要求するトリガ信号がＯＮとなるが、このとき直ちに切換を行わずに、筒内噴射用燃料噴射弁８の噴射量の増量を行い、空燃比をリッチとする。また燃料増量に合わせて点火時期をリタードし、リッチ化に伴うトルクの増加を抑制する。そして、空燃比が所定レベルＡＦ１までリッチとなった時間ｔ２において、切換の実行つまりポート噴射用燃料噴射弁４１の噴射を開始する。このとき、前述したように、ポート噴射用燃料噴射弁４１からは少なくとも最小燃料噴射量の燃料が噴射されるが、既に過濃な空燃比となっていることから、総燃料量のステップ的な増加に伴うトルク段差は比較的小さなものとなる。ポート噴射用燃料噴射弁４１の噴射開始後、筒内噴射用燃料噴射弁８の噴射量は少なくなり、時間ｔ４～ｔ５の間は、適宜な分担率としつつ、筒内噴射用燃料噴射弁８とポート噴射用燃料噴射弁４１の双方の燃料噴射によって理論空燃比に維持されるように、空燃比センサ１４の検出信号に基づき少なくとも一方の噴射量がフィードバック制御される。なお、時間ｔ４～ｔ５の間、オープンループ制御によって理論空燃比を維持するようにしてもよい。
　点火時期は、時間ｔ１～ｔ２の間、燃料増量（リッチ化）に対応するように徐々にリタードされるが、空燃比が所定レベルＡＦ１よりもリッチとなる時間ｔ２～ｔ３の間は、総燃料量の増加に伴うトルクの増加が殆ど生じないので、点火時期は一定となる。そして、空燃比が所定レベルＡＦ１よりも理論空燃比に近くなる時間ｔ３～ｔ４の間は、燃料増量率の低下に伴ってトルクが低下していくため、これを相殺するように、それまでリタードしていた点火時期を進角していく。時間ｔ４以降は、理論空燃比相当の総燃料量に対応した点火時期に復帰するが、筒内噴射用燃料噴射弁８による筒内噴射時とポート噴射用燃料噴射弁４１によるポート噴射時とでは最適点火時期が異なるため、時間ｔ１以前の点火時期ＡＤＶ０よりは僅かに遅角側となる。
　時間ｔ５以降はポート噴射用燃料噴射弁４１の噴射を停止して筒内噴射用燃料噴射弁８のみでの運転に戻る過程を示しており、時間ｔ５でポート噴射用燃料噴射弁４１の噴射要求信号（トリガ信号）がＯＦＦとなると、実際の切換に先だって筒内噴射用燃料噴射弁８による燃料増量を行い、空燃比をリッチ化する。このとき、少なくとも筒内噴射用燃料噴射弁８のみの噴射量でもって理論空燃比よりも濃い空燃比（所定レベルＡＦ１）となるように燃料増量を行う。また、空燃比のリッチ化に伴うトルク増加を相殺するように点火時期をリタードする。なお、時間ｔ６～ｔ７の間は、前述した時間ｔ２～ｔ３と同様の理由により点火時期は一定となる。そして、上記のようなレベルまで空燃比がリッチとなった時間ｔ７において、ポート噴射用燃料噴射弁４１を停止する。このポート噴射用燃料噴射弁４１の停止に伴い総燃料量がステップ的に減少したときも、空燃比は理論空燃比よりも濃い空燃比（トルクへの影響が少ない所定レベルＡＦ１以上のリッチ状態）に維持されているので、総燃料量の減少に伴うトルク段差は比較的小さなものとなる。切換（ポート噴射用燃料噴射弁４１の停止）の後、筒内噴射用燃料噴射弁８の噴射量は徐々に減少し、これに合わせて点火時期が通常の点火時期に復帰する。時間ｔ８以降は、筒内噴射用燃料噴射弁８のみで理論空燃比とした運転が行われる。
　このように、理論空燃比領域Ａ１内で運転中に燃料噴射の態様を切り換える場合でも、トルク段差を抑制しつつ燃料噴射弁８，４１の切換を行うことができる。
　なお、時間ｔ１～ｔ４の間および時間ｔ５～ｔ８の間の筒内噴射用燃料噴射弁８による噴射量の増減は、トルク段差感を生じないように、徐々に行うことが可能であり、従って、点火時期のリタードによるトルクの調整は必ずしも必須のものではない。
　また、図４の例では、筒内噴射用燃料噴射弁８のみでの燃料噴射から筒内噴射用燃料噴射弁８とポート噴射用燃料噴射弁４１との双方での燃料噴射に切り換えるようにしているが、さらに、ポート噴射用燃料噴射弁４１のみでの燃料噴射へ移行させることも可能である。

Claims (6)

  1. 　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、燃焼室に燃料を噴射する筒内噴射用燃料噴射弁と、を備え、一方の燃料噴射弁を主燃料噴射弁とし、他方を特定の機関運転条件で補助的に動作する副燃料噴射弁とし、機関運転条件に応じて上記副燃料噴射弁の噴射・停止の切換を行う内燃機関の制御装置において、
    　上記副燃料噴射弁の噴射・停止の切換を、上記主燃料噴射弁の燃料噴射量による空燃比が理論空燃比よりも濃い条件下で行う、内燃機関の制御装置。
  2. 　内燃機関の目標空燃比が理論空燃比よりも濃い出力空燃比である運転領域と目標空燃比が理論空燃比である運転領域との境界よりも高速高負荷側において上記副燃料噴射弁の噴射・停止の切換を行う、請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
  3. 　上記副燃料噴射弁の噴射・停止の切換が要求されたときに、上記主燃料噴射弁の燃料噴射量の増量によって空燃比を理論空燃比よりも濃くする、請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
  4. 　上記の燃料噴射量の増量とともに点火時期のリタードを行う、請求項３に記載の内燃機関の制御装置。
  5. 　上記主燃料噴射弁は、運転領域の全域で燃料噴射を行う、請求項１～４のいずれかに記載の内燃機関の制御装置。
  6. 　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、燃焼室に燃料を噴射する筒内噴射用燃料噴射弁と、を備え、一方の燃料噴射弁を主燃料噴射弁とし、他方を特定の機関運転条件で補助的に動作する副燃料噴射弁とし、機関運転条件に応じて上記副燃料噴射弁の噴射・停止の切換を行う内燃機関の制御方法において、
    　上記副燃料噴射弁の噴射・停止の切換を、上記主燃料噴射弁の燃料噴射量による空燃比が理論空燃比よりも濃い条件下で行う、内燃機関の制御方法。
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