WO2019142226A1 - 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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Definitions

  • the present invention relates to a control method of an internal combustion engine and a control device of the internal combustion engine.
  • Patent Document 1 discloses air-fuel ratio control focusing on the correlation between the valve overlap period (valve overlap amount) where the intake valve opening period and the exhaust valve opening period overlap and the internal EGR (residual gas). And a technique for suppressing the decrease in combustion stability when switching the air-fuel ratio.
  • Patent Document 1 when the air-fuel ratio is switched from the stoichiometric air-fuel ratio or an air-fuel mixture richer than the stoichiometric air-fuel ratio to lean combustion control in which the mixture is burned with an air-fuel mixture thinner than the stoichiometric air-fuel ratio, the actual valve overlap amount is lean combustion. Lean combustion is prohibited until convergence to some extent with respect to the target value of the valve overlap amount.
  • the air-fuel ratio is switched after the second exhaust valve timing, which is set in the second operating region, is reached.
  • Explanatory drawing which showed typically schematic structure of the internal combustion engine which concerns on this invention.
  • Explanatory drawing which shows the outline of the map used for calculation of an air fuel ratio.
  • Explanatory drawing which showed typically the correlation of exhaust valve closing time and internal EGR. The timing chart explaining switching of an air fuel ratio.
  • the flowchart which shows the flow of control of the internal combustion engine which concerns on this invention.
  • FIG. 1 is an explanatory view schematically showing a schematic configuration of an internal combustion engine 1 according to the present invention.
  • the internal combustion engine 1 is a four-stroke cycle spark ignition type engine provided with a variable compression ratio mechanism 2 utilizing a multilink piston crank mechanism, and is mounted on a vehicle such as an automobile as a drive source.
  • variable compression ratio mechanism 2 utilizes, for example, a known double link piston crank mechanism described in Japanese Patent Laid-Open No. 2004-116434.
  • the internal combustion engine 1 is mounted on a vehicle such as a car as a drive source, and has an intake passage 3 and an exhaust passage 4.
  • the intake passage 3 is connected to the combustion chamber 6 via an intake valve 5.
  • the exhaust passage 4 is connected to the combustion chamber 6 via an exhaust valve 7.
  • the internal combustion engine 1 has a first fuel injection valve 8 for directly injecting fuel into the combustion chamber 6 and a second fuel injection valve 9 for injecting fuel into the intake passage 3 on the upstream side of the intake valve 5. doing.
  • the first fuel injection valve 8 is capable of performing multistage injection in which fuel injection is performed a plurality of times during one combustion cycle.
  • the second fuel injection valve 9 additionally injects the fuel in a limited operation region of high revolution and high load in the first operation region A described later.
  • the fuel injected from the first fuel injection valve 8 and the second fuel injection valve 9 is ignited by the spark plug 10 in the combustion chamber 6.
  • the internal combustion engine 1 is configured to be able to apply a driving force from a motor 11 as a driving unit.
  • the motor 11 can be driven by the electric power of the motor battery 12 and can generate electric power.
  • an air cleaner 13 for collecting foreign matter in intake, an air flow meter 14 for detecting the amount of intake air, an electric first throttle valve 15, and a first throttle valve 15 And an electric second throttle valve 16 located upstream of the motor.
  • the air flow meter 14 is disposed upstream of the second throttle valve 16.
  • the air flow meter 14 incorporates a temperature sensor, and can detect the intake temperature of the intake port.
  • the air cleaner 13 is disposed upstream of the air flow meter 14.
  • the first throttle valve 15 controls the amount of intake air of the internal combustion engine 1 according to the load.
  • the second throttle valve 16 controls an intake pressure on the upstream side of a compressor 22 described later.
  • an upstream exhaust catalyst 17 such as a three-way catalyst
  • a downstream exhaust catalyst 18 such as a three-way catalyst
  • an underfloor catalyst 19 such as a three-way catalyst
  • exhaust noise And a muffler 20 for noise reduction to be reduced.
  • the downstream side exhaust catalyst 18 is disposed on the downstream side of the upstream side exhaust catalyst 17 and on the upstream side of the underfloor catalyst 19.
  • the underfloor catalyst 19 is disposed downstream of the downstream side exhaust catalyst 18.
  • the muffler 20 is disposed downstream of the underfloor catalyst 19.
  • the internal combustion engine 1 also has a turbocharger 21.
  • the turbocharger 21 has a compressor 22 provided in the intake passage 3 and a turbine 23 provided in the exhaust passage 4.
  • the compressor 22 and the turbine 23 are coaxially arranged and integrally rotate.
  • the compressor 22 is disposed upstream of the first throttle valve 15 and downstream of the second throttle valve 16.
  • the turbine 23 is disposed upstream of the upstream exhaust catalyst 17.
  • an intercooler 24 is provided downstream of the first throttle valve 15 to cool the intake air compressed (pressed) by the compressor 22 and to improve the charging efficiency.
  • the intercooler 24 is disposed in the intercooler cooling path (sub cooling path) 27 together with the intercooler radiator (intercooler radiator) 25 and the electric pump 26.
  • the intercooler 24 can be supplied with the refrigerant (cooling water) cooled by the radiator 25.
  • the intercooler cooling path 27 is configured such that the refrigerant can circulate in the path.
  • the intercooler cooling path 27 is a cooling path independent of a main cooling path (not shown) in which cooling water for cooling the cylinder block 28 of the internal combustion engine 1 circulates.
  • the radiator 25 cools the refrigerant in the intercooler cooling path 27 by heat exchange with the outside air.
  • the electric pump 26 circulates the refrigerant in the direction of arrow A between the radiator 25 and the intercooler 24 by driving.
  • the exhaust passage 4 is connected to an exhaust bypass passage 31 that bypasses the turbine 23 and connects the upstream side and the downstream side of the turbine 23.
  • the downstream end of the exhaust bypass passage 31 is connected to the exhaust passage 4 at a position upstream of the upstream exhaust catalyst 17.
  • an electric waste gate valve 32 for controlling an exhaust flow rate in the exhaust bypass passage 31 is disposed.
  • the internal combustion engine 1 can carry out exhaust gas recirculation (EGR) for introducing (recirculating) a part of exhaust gas from the exhaust passage 4 into the intake passage 3 as EGR gas, and is branched from the exhaust passage 4
  • EGR exhaust gas recirculation
  • An EGR passage 33 connected to the intake passage 3 is provided.
  • One end of the EGR passage 33 is connected to the exhaust passage 4 at a position between the downstream side exhaust catalyst 18 and the underfloor catalyst 19, and the other end is a downstream side of the second throttle valve 16 and an upstream side of the compressor 22.
  • the EGR passage 33 is provided with an electric EGR valve 34 for adjusting (controlling) the EGR gas flow rate in the EGR passage 33 and an EGR cooler 35 capable of cooling the EGR gas.
  • the internal combustion engine 1 can change the valve timing (opening / closing timing) of the exhaust valve 7 and the intake-side variable valve mechanism 38 capable of changing the valve timing (opening / closing timing) of the intake valve 5 as a valve mechanism of the engine valve. And an exhaust side variable valve mechanism 39.
  • the engine valve is used as a generic term for the intake valve 5 and the exhaust valve 7.
  • the intake-side variable valve mechanism 38 and the exhaust-side variable valve mechanism 39 are hydraulically driven, for example, and are controlled by a control signal from the control unit 40. That is, the control unit 40 corresponds to an intake-side variable valve mechanism control unit (control unit) that controls the intake-side variable valve mechanism 38. Further, the control unit 40 corresponds to an exhaust-side variable valve mechanism control unit (control unit) that controls the exhaust-side variable valve mechanism 39.
  • the control unit 40 can variably control the valve timing of the intake valve 5 and the valve timing of the exhaust valve 7.
  • the intake-side variable valve mechanism 38 and the exhaust-side variable valve mechanism 39 may be of any type that can independently change the opening timing and closing timing of the engine valve (the intake valve 5 or the exhaust valve 7). It may be of the type in which the closing time is delayed at the same time. As the intake-side variable valve mechanism 38 and the exhaust-side variable valve mechanism 39 of the present embodiment, the latter type is used in which the phase of the camshafts 41 and 42 relative to the crankshaft 43 is retarded. Further, the intake-side variable valve mechanism 38 and the exhaust-side variable valve mechanism 39 are not limited to those hydraulically driven, and may be electrically driven by a motor or the like.
  • the actual valve timing of the intake valve 5 is detected by an intake-side camshaft position sensor 44 as an intake valve timing detection unit.
  • the intake side camshaft position sensor 44 detects the phase of the intake side camshaft 41 with respect to the crankshaft 43.
  • the actual valve timing of the exhaust valve 7 is detected by an exhaust side camshaft position sensor 45 as an exhaust valve timing detection unit.
  • the exhaust side camshaft position sensor 45 detects the phase of the exhaust side camshaft 42 with respect to the crankshaft 43.
  • control unit 40 is a known digital computer provided with a CPU, a ROM, a RAM, and an input / output interface.
  • the control unit 40 includes a crank angle sensor 46 capable of detecting the engine rotation speed as well as the crank angle of the crankshaft 43, in addition to the detection signals (detection values) of the air flow meter 14 and the exhaust side camshaft position sensor 45 described above.
  • Accelerator opening degree sensor 47 which detects an accelerator pedal depression amount (accelerator opening APO) representing the required load state of 1
  • water temperature sensor 48 which detects cooling water temperature
  • oil temperature sensor 49 which detects oil temperature of engine oil
  • intake The detection signal (detection value) of sensors such as the humidity sensor 50 for detecting the humidity of the
  • the water temperature sensor 48 can detect the temperature of the cooling water flowing through the water jacket 61 in the cylinder block 28.
  • the control unit 40 calculates the required load (engine load) of the internal combustion engine 1 using the detection value of the accelerator opening degree sensor 47.
  • the control unit 40 can also detect SOC (State Of Charge), which is the ratio of the remaining charge to the charge capacity of the on-board battery 62 that supplies power to the spark plug 10. That is, the control unit 40 corresponds to a battery SOC detection unit.
  • SOC State Of Charge
  • control unit 40 controls the fuel injection amount and the fuel injection timing by the first fuel injection valve 8 and the second fuel injection valve 9, the ignition timing by the spark plug 10, the ignition timing of the spark plug 10 based on detection signals of various sensors. Ignition energy, valve timing of intake valve 5, valve timing of exhaust valve 7, opening degree of first throttle valve 15, opening degree of second throttle valve 16, opening degree of waste gate valve 32, opening degree of EGR valve 34, The mechanical compression ratio or the like of the internal combustion engine 1 is optimally controlled by the variable compression ratio mechanism 2.
  • control unit 40 controls the air-fuel ratio of the internal combustion engine 1 according to the operating state. More specifically, as shown in FIG. 2, the air-fuel ratio is controlled to be the stoichiometric air-fuel ratio in a predetermined first operation area A, and in a predetermined second operation area B on the low rotation low load side, the first operation Control is performed so as to make the air-fuel ratio leaner than that in the region A.
  • FIG. 2 is an air-fuel ratio map stored in the control unit 40.
  • the air-fuel ratio is allocated according to the engine load and the engine speed.
  • the internal combustion engine 1 that performs such air-fuel ratio control has weak combustion robustness in an operating region where the air-fuel ratio becomes lean, and strict combustion during transients considering environmental changes, component variations, inter-cylinder variations, etc. Control is required.
  • the valve valve mechanism on the intake valve side is set to the actual value of the valve overlap amount.
  • the variation of the valve operating mechanism on the exhaust valve side is necessary to set a margin based on these variations, which may result in excessive internal EGR (residual gas).
  • combustion instability during transition is suppressed to suppress deterioration of exhaust performance, and lean combustion Improve the reliability of fuel efficiency reduction.
  • the first fuel injection valve 8 directly injects fuel into the cylinder in a predetermined first injection mode (stoichiometric injection mode), and a predetermined first ignition mode (stoichiometric mode) In the ignition mode, the spark plug 10 ignites the air-fuel mixture in the cylinder.
  • single-stage injection is performed in which one fuel injection is performed in one combustion cycle.
  • the intake valve 5 is controlled to a first intake valve timing (stoichiometric intake valve timing) in which the intake valve opening timing is retarded with respect to the top dead center in the first operation region A. That is, the control unit 40 corresponds to a control unit that switches the valve timing of the intake valve 5 and the air-fuel ratio according to the operating state.
  • the exhaust valve 7 is controlled to a first exhaust valve timing (stoichiometric exhaust valve timing) at which the exhaust valve closing timing is, for example, about 10 ° CA after top dead center in the first operation region A. That is, the control unit 40 corresponds to a control unit that switches the valve timing of the exhaust valve 7 and the air-fuel ratio according to the operating state.
  • the first fuel injection valve 8 directly fuels in the cylinder in a predetermined second injection mode (lean injection mode) in which the uniformity of the air-fuel mixture is higher than in the first injection mode.
  • the spark plug 10 ignites the air-fuel mixture in the cylinder in a predetermined second ignition mode (lean ignition mode) in which the ignition energy is strengthened more than the first ignition mode.
  • multistage injection is performed in which fuel injection is performed a plurality of times during one combustion cycle.
  • the power supplied to the spark plug 10 is larger than in the first ignition mode, and the ignition energy is relatively strengthened.
  • the intake valve 5 is controlled to a second intake valve timing (intake valve timing for lean) at which the intake valve opening timing is advanced relative to the top dead center.
  • the intake valve 5 is controlled to the second intake valve timing in which the intake valve open timing is advanced more than the first intake valve timing.
  • the exhaust valve 7 is controlled to the second exhaust valve timing (lean exhaust valve timing) at which the exhaust valve closing timing is at the top dead center so that the internal EGR (residual gas) decreases in the second operation region B. .
  • the exhaust valve 7 is controlled to the second exhaust valve timing at which the exhaust valve closing timing is advanced more than the first exhaust valve timing.
  • FIG. 3 is an explanatory view schematically showing the correlation between the exhaust valve closing timing and the internal EGR (residual gas).
  • the internal EGR residual gas
  • the exhaust valve closing timing of the exhaust valve 7 in the first operation region A may be set to be 10 ° CA or more after the top dead center to improve the fuel efficiency. Further, even if the exhaust valve closing timing of the exhaust valve 7 in the second operation region B is set to be between 10 ° CA after top dead center from top dead center, combustion is prevented from becoming unstable. be able to. That is, the second exhaust valve timing may set the exhaust valve closing timing to a range in which the internal EGR (residual gas) does not exceed the allowable limit value L.
  • EGR residual gas
  • the satisfaction of the predetermined lean combustion precondition is the precondition for switching the air-fuel ratio to the lean air-fuel ratio. That is, if the above-described lean combustion precondition is not satisfied, the air-fuel ratio is maintained at the above-mentioned predetermined air-fuel ratio even if the operating condition becomes the second operating range B.
  • the intake air temperature is above the predetermined temperature
  • the humidity is above the predetermined humidity
  • the coolant temperature is above the predetermined temperature, etc.
  • the device such as the variable valve mechanism can be driven normally, the above-mentioned lean combustion preconditions Is determined to be established.
  • the determination as to whether the lean combustion precondition is satisfied is performed in the control unit 40 at predetermined regular intervals after the internal combustion engine 1 is started. Therefore, when the operating state is switched from the first operating range A to the second operating range B, it is determined whether the air-fuel ratio can be switched using the latest (closest) determination result of the lean combustion precondition.
  • the operating condition switches from the first operating range A to the second operating range B in a state where the above-described lean combustion precondition is satisfied, if the predetermined lean combustion permission condition is met, it is determined that lean combustion can be performed. Then, the air-fuel ratio is switched to the lean air-fuel ratio.
  • the control unit 40 determines that the lean combustion permission condition is satisfied. This determination is performed in the control unit 40.
  • the valve timing of the intake valve 5 is changed to the second intake valve timing at the timing when the driving state is switched from the first driving region A to the second driving region B.
  • the valve timing of the exhaust valve 7 is the second exhaust valve timing at the timing when the operating state is switched from the first operating area A to the second operating area B.
  • the air-fuel ratio is switched to the lean air-fuel ratio.
  • the injection mode changes the actual valve timing of the intake valve 5 from the first intake valve timing to the second intake valve timing
  • the first injection mode is switched to the second injection mode.
  • the actual valve timing of the intake valve 5 is the second intake valve timing
  • the actual valve timing of the exhaust valve 7 is the second At the exhaust valve timing
  • the first ignition mode is switched to the second ignition mode.
  • the valve timing of the intake valve 5 is set to the first after the second predetermined time T2 has elapsed since the air fuel ratio is switched to be stoichiometric.
  • the intake valve timing is switched, the valve timing of the exhaust valve 7 is switched to the first exhaust valve timing, the second injection mode is switched to the first injection mode, and the second ignition mode is switched to the first ignition mode.
  • the first predetermined time T1 is calculated at timing when the valve timing of the intake valve 5 becomes the second intake valve timing and the valve timing of the exhaust valve 7 becomes the second exhaust valve timing. That is, the first predetermined time T1 is calculated at the timing when the valve timing of both the intake valve 5 and the exhaust valve 7 becomes the valve timing for lean.
  • the first predetermined time T1 is determined according to, for example, the engine speed and the load at the timing when the valve timing of both the intake valve 5 and the exhaust valve 7 becomes the valve timing for lean.
  • the second predetermined time T2 is calculated at the timing when the driving state is switched from the second driving region B to the first driving region A.
  • the second predetermined time T2 includes an injection mode switching delay time T2i, an ignition mode switching delay time T2e, and an intake valve, which are calculated at the timing when the operating state is switched from the second operating area B to the first operating area A. This is the largest value among the switching delay time T2v of the valve timing 5 and the switching delay time T2w of the valve timing of the exhaust valve 7.
  • Each of the delay times T2i, T2e, T2v, and T2w is determined according to, for example, the engine speed and the load at the timing when the operating state is switched from the second operating range B to the first operating range A.
  • the delay times T2i, T2e, T2v, and T2w are longer than the time from when the operating state switches from the second operating range B to the first operating range A to when the air-fuel ratio switches to stoichiometric.
  • FIG. 4 is a timing chart illustrating switching of the air fuel ratio.
  • FIG. 4 shows a case where the driving state changes from the second driving region B to the first driving region A, and then the driving state changes from the first driving region A to the second driving region B.
  • the operating state of the internal combustion engine 1 is switched from the second operating range B to the first operating range A.
  • the air-fuel ratio switching command (air-fuel ratio mode command) issues a switching command from lean to stoichiometry at the timing of time t1. Therefore, switching of the air-fuel ratio of the internal combustion engine 1 is started at the timing of time t1.
  • the time t2 is a timing at which the switching of the air-fuel ratio whose switching has been started at the timing of the time t1 is finished.
  • Switching of the intake valve 5 from the second intake valve timing to the first intake valve timing is started at the timing of time t3 when the second predetermined time T2 has elapsed from the timing of time t1.
  • valve timing of the intake valve 5 is maintained at the second intake valve timing until the air-fuel ratio switches to stoichiometric.
  • the exhaust valve 7 starts to switch from the second exhaust valve timing to the first exhaust valve timing at a timing t3 when a second predetermined time T2 has elapsed from the timing t1.
  • the injection mode of the first fuel injection valve 8 is switched from the second injection mode to the first injection mode at the timing of time t3 when the second predetermined time T2 has elapsed from the timing of time t1.
  • the ignition mode is switched from the second ignition mode to the first ignition mode at the timing of time t3 when the second predetermined time T2 has elapsed from the timing of time t1.
  • the second injection mode in which the uniformity of the air-fuel mixture becomes relatively high is maintained and the ignition energy is strengthened until the air-fuel ratio switches to stoichiometric. Maintain the second ignition mode.
  • the operating state of the internal combustion engine 1 is switched from the first operating range A to the second operating range B.
  • the intake valve 5 is switched from the first intake valve timing to the second intake valve timing at the timing of time t4.
  • the exhaust valve 7 is started to switch from the first exhaust valve timing to the second exhaust valve timing at the timing of time t4.
  • the valve timing is switched to the second exhaust valve timing with less internal EGR (residual gas) before the switching of the air-fuel ratio is started.
  • the operating state of the internal combustion engine 1 is switched, and ignition can be reliably performed in a scene where the air-fuel ratio switches from stoichiometric to lean. Therefore, when the air-fuel ratio is switched from stoichiometric to lean, functional reliability can be ensured without a misfire, and exhaust performance and fuel efficiency performance can be improved.
  • Time t5 is timing when the intake valve 5 is at the second intake valve timing and the exhaust valve 7 is at the second exhaust valve timing. At time t5, it is assumed that the latest (most recent) determination result of the above-described lean combustion precondition is the condition satisfied.
  • the air-fuel ratio switching command (air-fuel ratio mode command) issues a switching command from stoichiometric to lean at the timing of time t6 when the first predetermined time T1 has elapsed from time t5. Therefore, switching of the air-fuel ratio of the internal combustion engine 1 is started at the timing of time t6.
  • the time t7 is a timing at which the switching of the air-fuel ratio whose switching has been started at the timing of the time t6 is finished.
  • the injection mode of the first fuel injection valve 8 is switched from the first injection mode to the second injection mode at the timing of time t5.
  • the ignition plug 10 switches the ignition mode from the first ignition mode to the second ignition mode at the timing of time t5.
  • the injection mode is switched to the second injection mode in which the uniformity of the air-fuel mixture becomes relatively high before the switching of the air-fuel ratio is started.
  • Switch to the second ignition mode in which the ignition energy is enhanced.
  • the operating state of the internal combustion engine 1 is switched, and ignition can be reliably performed in a scene where the air-fuel ratio switches from stoichiometric to lean. Therefore, when the air-fuel ratio is switched from stoichiometric to lean, functional reliability can be ensured without a misfire, and exhaust performance and fuel efficiency performance can be improved.
  • FIG. 5 is a flowchart showing the flow of control of the internal combustion engine 1 described above.
  • step S1 it is determined whether the above-mentioned lean combustion precondition is satisfied. If it is determined in step S1 that the lean combustion precondition is established, the process proceeds to S2.
  • step S1 If it is determined in step S1 that the above-described lean combustion precondition is not satisfied, lean combustion is disabled and the present routine is ended. If it is determined in step S1 that the lean combustion can not be performed, the internal combustion engine 1 performs an operation that sets the air-fuel ratio to the theoretical air-fuel ratio regardless of the operating state.
  • step S2 it is determined whether the operating state of the internal combustion engine 1 has switched from the first operating range A to the second operating range B. If it is determined in step S2 that the operating state of the internal combustion engine 1 has switched from the first operating range A to the second operating range B, the process proceeds to step S3. If it is determined in step S2 that the operating state of the internal combustion engine 1 is not switched from the first operating range A to the second operating range B, the process proceeds to step S9.
  • step S3 the valve timing is changed. That is, in step S3, the valve timing of the intake valve 5 and the valve timing of the exhaust valve 7 are changed to the valve timing for lean.
  • step S4 it is determined whether the above-described lean combustion permission condition is satisfied. If it is determined in step S4 that the lean combustion permission condition is satisfied, the process proceeds to step S5. If it is determined in step S4 that the lean combustion permission condition is not established, the process proceeds to step S3.
  • step S5 the change of the injection mode, the ignition mode and the valve timing is started.
  • step S6 the first predetermined time T1 is calculated at the timing when the valve timing of the intake valve 5 and the exhaust valve 7 is switched to the valve timing for lean.
  • step S7 it is determined whether or not a first predetermined time T1 has elapsed since the valve timings of the intake valve 5 and the exhaust valve 7 were switched to the valve timing for lean. If it is determined that the first predetermined time T1 has elapsed since switching to the valve timing for lean in step S7, the process proceeds to step S8.
  • step S8 the air-fuel ratio is switched from stoichiometric to lean.
  • step S9 it is determined whether the operating state of the internal combustion engine 1 has switched from the second operating range B to the first operating range A. If it is determined in step S9 that the operating state of the internal combustion engine 1 has switched from the second operating range B to the first operating range A, the process proceeds to step S10. If it is determined in step S9 that the operating state of the internal combustion engine 1 has not switched from the second operating range B to the first operating range A, the current operating state of the internal combustion engine 1 is determined to be unchanged, and the current routine is ended. Do.
  • step S10 switching of the air-fuel ratio is started at the timing when the operating state is switched from the second operating range B to the first operating range A.
  • step S11 the switching delay time T2e of the ignition mode is calculated at the timing when the driving state is switched from the second driving region B to the first driving region A.
  • step S12 a switching delay time T2i of the injection mode is calculated at the timing when the driving state is switched from the second driving region B to the first driving region A.
  • step S13 the switching delay time T2v of the valve timing of the intake valve 5 and the switching delay time T2w of the valve timing of the exhaust valve 7 are calculated at the timing when the operating state is switched from the second operating range B to the first operating range A. .
  • step S14 the longest one among the switching delay time T2e for the ignition mode, the switching delay time T2i for the injection mode, and the switching delay times T2v and T2w for the valve timing is taken as a second predetermined time T2.
  • step S15 If it is determined in step S15 that the second predetermined time T2 has elapsed since the driving state was switched, the process proceeds to step S16.
  • Step S16 starts changing the injection mode, the ignition mode, the valve timing of the intake valve 5, and the valve timing of the exhaust valve 7 at the timing when the second predetermined time T2 has elapsed since the switching of the operation state.
  • the influence on internal EGR (residual gas) is larger in the closing timing of the exhaust valve 7 than in the opening timing of the intake valve. Therefore, when the operating state switches from the first operating area A to the second operating area B, the first predetermined time from the timing when the actual valve timing of the exhaust valve 7 switches from the first exhaust valve timing to the second exhaust valve timing. Even if the air-fuel ratio is switched from stoichiometric to lean at the timing when T1 has elapsed, the internal EGR (residual gas) at the time of transition can be relatively reduced.
  • the val timing of the intake valve 5 and the valve timing of the exhaust valve 7 may be deviated due to the influence of environment, deterioration of movable parts, wear, and the like. That is, if there is a deviation between the actual valve timing and the target value of the valve timing, lean combustion may not be permitted. Therefore, the valve timing correction learning may be appropriately performed to correct the valve timing deviation due to deterioration with time or the like.
  • the correction learning of the valve timing may be performed, for example, when a constant learning condition such as the water temperature or the outside air temperature is equal to or higher than a predetermined temperature is satisfied.
  • valve operating mechanism on the intake valve side may be a general direct acting valve operating mechanism.
  • the lift operating angle of the intake valve 5 and the phase of the lift central angle are always constant.

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Abstract

第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに運転状態が切り替わる場合、吸気弁及び排気弁のバルブタイミングは、第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに運転状態が切り替わるタイミングで切り替える。第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに運転状態が切り替わる場合、空燃比は、吸気弁の実際のバルブタイミングが第２吸気バルブタイミングになるとともに、排気弁の実際のバルブタイミングが第２排気バルブタイミングとなってから第１所定時間Ｔ１が経過した後に切り替える。これによって、運転状態が切り替わる際に、確実に着火させることが可能となる。

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、内燃機関の制御方法及び内燃機関の制御装置に関する。
　例えば、特許文献１には、吸気弁開弁期間と排気弁開弁期間とが重なり合うバルブオーバーラップの期間（バルブオーバーラップ量）と内部ＥＧＲ（残留ガス）との相関に着目して空燃比制御を行い、空燃比を切り替える際の燃焼安定性の低下を抑制する技術が開示されている。
　特許文献１では、空燃比を理論空燃比または理論空燃比より濃い混合気から理論空燃比よりも薄い混合気で燃焼させるリーン燃焼制御に切り替える際に、実際のバルブオーバーラップ量がリーン燃焼時のバルブオーバーラップ量の目標値に対してある程度収束するまでリーン燃焼を禁止している。
　しかしながら、バルブオーバーラップ量の制御のみでは、空燃比が切り替わる際に内部ＥＧＲ（残留ガス）を抑制することは困難であり、場合によっては内部ＥＧＲの増加により、点火しても混合気が着火しにくい状況が発生し得る。
　つまり、空燃比が切り替えられる燃焼モードの切り替え時の制御には、燃焼安定性を向上させる上で、更なる改善の余地がある。
特開平１１－２８０５０５号公報
　本発明の内燃機関は、所定の空燃比で運転する第１運転領域から上記所定の空燃比よりも希薄な空燃比で運転する第２運転領域に運転状態が切り替わる際には、排気弁の実際のバルブタイミングが上記第２運転領域において設定される第２排気バルブタイミングとなってから空燃比を切り替える。
　これによって、運転状態が切り替わる際に、確実に着火させることが可能となる。そのため、失火することなく機能信頼性を確保でき、排気性能及び燃費性能の改善を図ることができる。
本発明に係る内燃機関の概略構成を模式的に示した説明図。 空燃比の算出に使用するマップの概略を示す説明図。 排気弁閉時期と内部ＥＧＲの相関を模式的に示した説明図。 空燃比の切り替えを説明するタイミングチャート。 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。
　図１は、本発明に係る内燃機関１の概略構成を模式的に示した説明図である。
　内燃機関１は、複リンク式の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火花点火式機関であって、駆動源として自動車等の車両に搭載されるものである。
　可変圧縮比機構２は、例えば特開２００４－１１６４３４号公報等に記載された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３と排気通路４とを有している。吸気通路３は、吸気弁５を介して燃焼室６に接続されている。排気通路４は、排気弁７を介して燃焼室６に接続されている。
　また、内燃機関１は、燃焼室６内に燃料を直接噴射する第１燃料噴射弁８と、吸気弁５上流側の吸気通路３内に燃料を噴射する第２燃料噴射弁９と、を有している。
　第１燃料噴射弁８は、１燃焼サイクル中に複数回の燃料噴射を行う多段噴射が実施可能なものである。
　第２燃料噴射弁９は、本実施例では、例えば、後述する第１運転領域Ａの中でも高回転高負荷の限られた運転領域において補助的に燃料を噴射するものである。
　第１燃料噴射弁８及び第２燃料噴射弁９から噴射された燃料は、燃焼室６内で点火プラグ１０により点火される。
　また、内燃機関１は、駆動ユニットとしてのモータ１１から駆動力の付与が可能な構成となっている。このモータ１１は、モータ用バッテリ１２の電力で駆動可能なものであり、発電が可能なものである。
　内燃機関１に接続された吸気通路３には、吸気中の異物を捕集するエアクリーナ１３と、吸入空気量を検出するエアフローメータ１４と、電動の第１スロットル弁１５と、第１スロットル弁１５の上流側に位置する電動の第２スロットル弁１６と、が設けられている。
　エアフローメータ１４は、第２スロットル弁１６の上流側に配置されている。エアフローメータ１４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１３は、エアフローメータ１４の上流側に配置されている。
　第１スロットル弁１５は、負荷に応じて内燃機関１の吸入空気量を制御する。第２スロットル弁１６は、後述するコンプレッサ２２の上流側における吸気圧力を制御する。
　内燃機関１に接続された排気通路４には、三元触媒等の上流側排気触媒１７と、三元触媒等の下流側排気触媒１８と、三元触媒等の床下触媒１９と、排気音を低減する消音用のマフラー２０と、が設けられている。
　下流側排気触媒１８は、上流側排気触媒１７の下流側となり、床下触媒１９よりも上流側となる位置に配置されている。床下触媒１９は、下流側排気触媒１８の下流側に配置されている。マフラー２０は、床下触媒１９の下流側に配置されている。
　また、この内燃機関１は、ターボ過給機２１を有している。
　ターボ過給機２１は、吸気通路３に設けられたコンプレッサ２２と、排気通路４に設けられたタービン２３と、を有している。コンプレッサ２２とタービン２３は、同軸上に配置され、一体となって回転する。コンプレッサ２２は、第１スロットル弁１５の上流側となり、第２スロットル弁１６よりも下流側となる位置に配置されている。タービン２３は、上流側排気触媒１７よりも上流側に配置されている。
　吸気通路３には、第１スロットル弁１５の下流側に、コンプレッサ２２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２４が設けられている。
　インタクーラ２４は、インタクーラ用のラジエータ（インタクーラ用ラジエータ）２５及び電動ポンプ２６とともにインタクーラ用冷却経路（サブ冷却経路）２７に配置されている。インタクーラ２４には、ラジエータ２５によって冷却された冷媒（冷却水）が供給可能となっている。
　インタクーラ用冷却経路２７は、経路内を冷媒が循環可能となるように構成されている。インタクーラ用冷却経路２７は、内燃機関１のシリンダブロック２８を冷却する冷却水が循環する図示しないメイン冷却経路とは独立した冷却経路である。
　ラジエータ２５は、インタクーラ用冷却経路２７内の冷媒を外気との熱交換で冷却する。
　電動ポンプ２６は、駆動することによってラジエータ２５とインタクーラ２４との間で冷媒を矢印Ａ方向に循環させるものである。
　排気通路４には、タービン２３を迂回してタービン２３の上流側と下流側とを接続する排気バイパス通路３１が接続されている。排気バイパス通路３１の下流側端は、上流側排気触媒１７よりも上流側の位置で排気通路４に接続されている。排気バイパス通路３１には、排気バイパス通路３１内の排気流量を制御する電動のウエストゲート弁３２が配置されている。
　また、内燃機関１は、排気通路４から排気ガスの一部をＥＧＲガスとして吸気通路３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４から分岐して吸気通路３に接続されたＥＧＲ通路３３を有している。ＥＧＲ通路３３は、その一端が下流側排気触媒１８と床下触媒１９との間の位置で排気通路４に接続され、その他端が第２スロットル弁１６の下流側となりコンプレッサ２２の上流側となる位置で吸気通路３に接続されている。このＥＧＲ通路３３には、ＥＧＲ通路３３内のＥＧＲガス流量を調整（制御）する電動のＥＧＲ弁３４と、ＥＧＲガスを冷却可能なＥＧＲクーラ３５と、が設けられている。
　内燃機関１は、機関弁の動弁機構として、吸気弁５のバルブタイミング（開閉時期）を変更可能な吸気側可変動弁機構３８と、排気弁７のバルブタイミング（開閉時期）を変更可能な排気側可変動弁機構３９と、を有している。なお、本明細書内においては、機関弁を吸気弁５と排気弁７の総称として用いている。吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９は、例えば油圧駆動されるものであって、コントロールユニット４０からの制御信号によって制御される。つまり、コントロールユニット４０は、吸気側可変動弁機構３８を制御する吸気側可変動弁機構制御部（制御部）に相当するものである。また、コントロールユニット４０は、排気側可変動弁機構３９を制御する排気側可変動弁機構制御部（制御部）に相当するものである。そして、コントロールユニット４０によって、吸気弁５のバルブタイミングと排気弁７のバルブタイミングを可変制御することが可能となっている。
　吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９は、機関弁（吸気弁５または排気弁７）の開時期及び閉時期を個々に独立して変更できる形式のものでも、開時期及び閉時期が同時に遅進する形式のものでもよい。本実施例の吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９は、カムシャフト４１、４２のクランクシャフト４３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。また、吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９は、油圧駆動されるものに限定されるものではなく、モータ等による電動駆動のものであってもよい。
　吸気弁５の実際のバルブタイミングは、吸気バルブタイミング検出部としての吸気側カムシャフトポジションセンサ４４によって検出される。吸気側カムシャフトポジションセンサ４４は、吸気側カムシャフト４１のクランクシャフト４３に対する位相を検出するものである。
　排気弁７の実際のバルブタイミングは、排気バルブタイミング検出部としての排気側カムシャフトポジションセンサ４５によって検出される。排気側カムシャフトポジションセンサ４５は、排気側カムシャフト４２のクランクシャフト４３に対する位相を検出するものである。
　ここで、コントロールユニット４０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４０には、上述したエアフローメータ１４、排気側カムシャフトポジションセンサ４５の検出信号（検出値）のほか、クランクシャフト４３のクランク角度と共に機関回転数を検出可能なクランク角センサ４６、内燃機関１の要求負荷状態を表すアクセルペダル踏み込み量（アクセル開度ＡＰＯ）を検出するアクセル開度センサ４７、冷却水温度を検出する水温センサ４８、エンジンオイルの油温を検出する油温センサ４９、吸気の湿度を検出する湿度センサ５０等のセンサ類の検出信号（検出値）が入力されている。
　水温センサ４８は、シリンダブロック２８内のウォータジャケット６１を流れる冷却水温度を検出可能なものである。
　コントロールユニット４０は、アクセル開度センサ４７の検出値を用いて、内燃機関１の要求負荷（エンジン負荷）を算出する。
　また、コントロールユニット４０は、点火プラグ１０に電力を供給する車載のバッテリ６２の充電容量に対する充電残量の比率であるＳＯＣ（Ｓｔａｔｅ　Ｏｆ　Ｃｈａｒｇｅ）を検出可能となっている。つまり、コントロールユニット４０はバッテリＳＯＣ検出部に相当する。
　そして、コントロールユニット４０は、各種センサ類の検出信号に基づいて、第１燃料噴射弁８、第２燃料噴射弁９による燃料噴射量及び燃料噴射時期、点火プラグ１０による点火時期、点火プラグ１０の点火エネルギー、吸気弁５のバルブタイミング、排気弁７のバルブタイミング、第１スロットル弁１５の開度、第２スロットル弁１６の開度、ウエストゲート弁３２の開度、ＥＧＲ弁３４の開度、可変圧縮比機構２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。
　また、コントロールユニット４０は、運転状態に応じて、内燃機関１の空燃比を制御している。詳述すると、図２に示すように、所定の第１運転領域Ａでは空燃比が理論空燃比となるように制御し、低回転低負荷側の所定の第２運転領域Ｂでは、第１運転領域Ａよりも希薄な空燃比となるよう制御する。
　換言すると、内燃機関１の運転状態が低回転低負荷側の第２運転領域Ｂ以外の領域（第１運転領域）では、空気過剰率λがλ＝１となるように目標空燃比を設定する。また、内燃機関１の運転状態が第２運転領域Ｂでは、空気過剰率λが例えばλ＝２程度となるように目標空燃比を設定する。
　図２は、コントロールユニット４０に記憶された空燃比マップであって、エンジン負荷とエンジン回転数に応じて空燃比が割り付けられている。
　このような空燃比制御を行う内燃機関１は、空燃比が希薄となるような運転領域において燃焼のロバスト性が弱く、環境変化、部品ばらつき、気筒間のばらつき等を考慮すると過渡時に厳密な燃焼制御が必要となる。
　吸気弁開弁期間と排気弁開弁期間とが重なり合うバルブオーバーラップの期間（バルブオーバーラップ量）が無い場合でも、排気弁閉時期が上死点後のタイミングになると、内部ＥＧＲ（残留ガス）が過多となり、燃焼安定性が低下する。
　そして、バルブオーバーラップ量の目標値とバルブオーバーラップ量の実際値との偏差に着目して過渡時の制御を実施する場合、バルブオーバーラップ量の実際値には、吸気弁側の動弁機構のばらつきと排気弁側の動弁機構のばらつきとが含まれることになる。そのため、これらのばらつきを踏まえたマージンを設定する必要があり、内部ＥＧＲ（残留ガス）が過多となる可能性がある。
　また、吸気弁と排気弁のどちらかの動弁機構に油圧駆動式の可変動弁機構がされている場合、外気温度環境によりバルブオーバーラップ量の変化が緩慢になる。そのため、バルブオーバーラップ量を用いて空燃比を制御しようとすると、空気過剰率λがλ＝２程度となる運転領域から空気過剰率λがλ＝１程度となる運転領域に運転状態が移行するような場合に、空気過剰率λがλ＝１とλ＝２の中間の値となる時間が長くなり、ＮＯｘの排出量が増大する場合がある。
　そこで、本実施例は、ストイキよりもリーンとなる空燃比で燃焼（希薄燃焼）を行う内燃機関１において、過渡時の燃焼不安定を抑制して排気性能の悪化を抑制するとともに、希薄燃焼による燃費低減の信頼性向上を図る。
　第１運転領域（ストイキ運転領域）Ａでは、所定の第１噴射モード（ストイキ用噴射モード）で第１燃料噴射弁８が筒内に直接燃料を噴射するとともに、所定の第１点火モード（ストイキ用点火モード）で点火プラグ１０が筒内の混合気に点火する。
　第１噴射モードでは、１燃焼サイクル中に１回の燃料噴射を行う単段噴射を実施する。
　吸気弁５は、第１運転領域Ａにおいて、吸気弁開時期が上死点よりも遅角側となる第１吸気バルブタイミング（ストイキ用吸気バルブタイミング）に制御される。つまり、コントロールユニット４０は吸気弁５のバルブタイミングと空燃比を運転状態に応じて切り替える制御部に相当する。
　排気弁７は、第１運転領域Ａにおいて、排気弁閉時期が例えば上死点後１０°ＣＡ程度となる第１排気バルブタイミング（ストイキ用排気バルブタイミング）に制御される。つまり、コントロールユニット４０は排気弁７のバルブタイミングと空燃比を運転状態に応じて切り替える制御部に相当する。
　第２運転領域（リーン運転領域）Ｂでは、第１噴射モードより混合気の均一度が高くなる所定の第２噴射モード（リーン用噴射モード）で第１燃料噴射弁８が筒内に直接燃料を噴射するとともに、第１点火モードよりも点火エネルギーが強化された所定の第２点火モード（リーン用点火モード）で点火プラグ１０が筒内の混合気を点火する。
　第２噴射モードでは、１燃焼サイクル中に複数回の燃料噴射を行う多段噴射を実施する。
　第２点火モードでは、点火プラグ１０に供給する電力が、第１点火モードのときよりも大きくなり、点火エネルギーが相対的に強化される。
　吸気弁５は、第２運転領域Ｂにおいて、吸気弁開時期が上死点よりも進角側となる第２吸気バルブタイミング（リーン用吸気バルブタイミング）に制御される。
　換言すると、吸気弁５は、第２運転領域Ｂでは、吸気弁開時期が上記第１吸気バルブタイミングよりも進角した第２吸気バルブタイミングに制御される。
　排気弁７は、第２運転領域Ｂにおいて、内部ＥＧＲ（残留ガス）が少なくなるように、排気弁閉時期が上死点となる第２排気バルブタイミング（リーン用排気バルブタイミング）に制御される。
　換言すると、排気弁７は、第２運転領域Ｂでは、排気弁閉時期が上記第１排気バルブタイミングよりも進角した第２排気バルブタイミングに制御される。
　図３は、排気弁閉時期と内部ＥＧＲ（残留ガス）の相関を模式的に示した説明図である。内部ＥＧＲ（残留ガス）は、排気弁閉時期が上死点後に遅角するほど増加する。
　そのため、第１運転領域Ａにおける排気弁７の排気弁閉時期は、上死点後１０°ＣＡ以上となるように設定して燃費を向上させるようにしてもよい。また、第２運転領域Ｂにおける排気弁７の排気弁閉時期は、上死点から上死点後１０°ＣＡの間となるように設定しても、燃焼が不安定となることを抑制することができる。つまり、第２排気バルブタイミングは、排気弁閉時期を内部ＥＧＲ（残留ガス）が許容限界値Ｌを越えない範囲に設定してもよい。
　本実施例では、所定の希薄燃焼前提条件の成立が空燃比を上記希薄な空燃比へ切り替えるための前提条件となっている。つまり、上記希薄燃焼前提条件が成立していなければ、運転状態が第２運転領域Ｂになっても、空燃比が上記所定の空燃比に維持される。
　例えば、吸気温度が所定温度以上、湿度が所定湿度以上、冷却水温度が所定温度以上、等であり、かつ可変動弁機構等のデバイスが正常に駆動できる状態であるとき、上記希薄燃焼前提条件が成立しているものと判定する。
　上記希薄燃焼前提条件が成立しているか否かの判定は、内燃機関１の始動後、所定の一定間隔毎にコントロールユニット４０内で実施される。従って、第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに運転状態が切り替わる場合には、上記希薄燃焼前提条件の最新（直近）の判定結果を用いて、空燃比切り換えの可否を判定する。
　上記希薄燃焼前提条件が成立した状態で第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに運転状態が切り替わる場合には、所定の希薄燃焼許可条件が成立すると、希薄燃焼が実施可能な状態であると判断して空燃比を上記希薄な空燃比へ切り替える。
　例えば、吸気弁５の実際のバルブタイミングが第２吸気バルブタイミングとなり、排気弁７の実際のバルブタイミングが第２排気バルブタイミングとなると上記希薄燃焼許可条件が成立しているものと判定する。この判定は、コントロールユニット４０内で実施される。
　第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに運転状態が切り替わる場合、吸気弁５のバルブタイミングは、第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに運転状態が切り替わるタイミングで第２吸気バルブタイミングに向かって変化し始める。
　第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに運転状態が切り替わる場合、排気弁７のバルブタイミングは、第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに運転状態が切り替わるタイミングで第２排気バルブタイミングに向かって変化し始める。
　そして、上記希薄燃焼前提条件が成立した状態であれば、吸気弁５の実際のバルブタイミングが第２吸気バルブタイミングになるとともに、排気弁７の実際のバルブタイミングが第２排気バルブタイミングとなってから第１所定時間Ｔ１が経過した後に空燃比を上記希薄な空燃比へと切り替える。
　第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに運転状態が切り替わる場合、噴射モードは、吸気弁５の実際のバルブタイミングが第１吸気バルブタイミングから第２吸気バルブタイミングに切り替わり、かつ排気弁７の実際のバルブタイミングが第１排気バルブタイミングから第２排気バルブタイミングに切り替わると、第１噴射モードから第２噴射モードに切り替えられる。
　第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに運転状態が切り替わる場合、点火モードは、吸気弁５の実際のバルブタイミングが第２吸気バルブタイミングとなり、かつ排気弁７の実際のバルブタイミングが第２排気バルブタイミングになると、第１点火モードから第２点火モードに切り替えられる。
　第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに運転状態が切り替わる場合には、空燃比をストイキとなるように切り替えてから第２所定時間Ｔ２が経過した後に、吸気弁５のバルブタイミングを第１吸気バルブタイミングに切り替え、排気弁７のバルブタイミングを第１排気バルブタイミングに切り替え、第２噴射モードを第１噴射モードに切り替え、かつ第２点火モードを第１点火モードに切り替える。
　第１所定時間Ｔ１は、吸気弁５のバルブタイミングが第２吸気バルブタイミングになるとともに、排気弁７のバルブタイミングが第２排気バルブタイミングとなるタイミングで算出する。つまり、第１所定時間Ｔ１は、吸気弁５及び排気弁７の双方のバルブタイミングがリーン用のバルブタイミングとなったタイミングで算出される。
　この第１所定時間Ｔ１は、例えば、吸気弁５及び排気弁７の双方のバルブタイミングがリーン用のバルブタイミングとなったタイミングにおける機関回転数と負荷に応じて決定される。
　第２所定時間Ｔ２は、運転状態が第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに切り替わったタイミングで算出する。この第２所定時間Ｔ２は、運転状態が第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに切り替わったタイミングで算出される噴射モードの切り替えディレイ時間Ｔ２ｉと、点火モードの切り替えディレイ時間Ｔ２ｅと、吸気弁５のバルブタイミングの切り替えディレイ時間Ｔ２ｖと、排気弁７のバルブタイミングの切り替えディレイ時間Ｔ２ｗと、のうちの最も大きな値である。各ディレイ時間Ｔ２ｉ、Ｔ２ｅ、Ｔ２ｖ、Ｔ２ｗは、それぞれ例えば、運転状態が第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに切り替わったタイミングにおける機関回転数と負荷に応じて決定される。なお、ディレイ時間Ｔ２ｉ、Ｔ２ｅ、Ｔ２ｖ、Ｔ２ｗは、運転状態が第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに切り替わったタイミングから空燃比がストイキに切り替わるまでの時間よりも長くなっている。
　図４は、空燃比の切り替えを説明するタイミングチャートである。図４は、第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに運転状態が変化し、その後第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに運転状態が変化した場合を示している。
　時刻ｔ１のタイミングで、内燃機関１の運転状態が第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに切り替わっている。なお、時刻ｔ１に先だって、上記希薄燃焼前提条件が成立していると判定されている。
　空燃比の切り替え指令（空燃比モード指令）は、時刻ｔ１のタイミングでリーンからストイキへの切り替え指令を出している。そのため、内燃機関１の空燃比は、時刻ｔ１のタイミングで切り替えが開始される。時刻ｔ２は、時刻ｔ１のタイミングで切り替えが開始された空燃比の切り替えの終了したタイミングである。
　吸気弁５は、時刻ｔ１のタイミングから第２所定時間Ｔ２が経過した時刻ｔ３のタイミングで第２吸気バルブタイミングから第１吸気バルブタイミングへ切り替えが開始される。
　このように、空燃比がリーンからストイキに切り替わる際には、空燃比がストイキに切り替わるまで吸気弁５のバルブタイミングを第２吸気バルブタイミングに維持する。
　これによって、内燃機関１の運転状態が切り替わり、空燃比がリーンからストイキに切り替わる場面において、吸気弁開弁時期と排気弁開弁時期とのバルブオーバーラップ量を小さくすることが可能となり、内部ＥＧＲ（残留ガス）が抑制され、安定的な希薄燃焼を実施することが可能となる。
　排気弁７は、時刻ｔ１のタイミングから第２所定時間Ｔ２が経過した時刻ｔ３のタイミングで第２排気バルブタイミングから第１排気バルブタイミングへ切り替えが開始される。
　このように、空燃比がリーンからストイキに切り替わる際には、空燃比がストイキに切り替わるまで、内部ＥＧＲ（残留ガス）が少ない第２排気バルブタイミングを維持する。
　これによって、内燃機関１の運転状態が切り替わり、空燃比がリーンからストイキに切り替わる場面において、確実に着火させることが可能となる。そのため、空燃比をリーンからストイキに切り替える際に、失火することなく機能信頼性を確保でき、排気性能及び燃費性能の改善を図ることができる。
　第１燃料噴射弁８は、時刻ｔ１のタイミングから第２所定時間Ｔ２が経過した時刻ｔ３のタイミングで噴射モードが第２噴射モードから第１噴射モードに切り替えられる。
　点火プラグ１０は、時刻ｔ１のタイミングから第２所定時間Ｔ２が経過した時刻ｔ３のタイミングで点火モードが第２点火モードから第１点火モードに切り替えられる。
　このように、空燃比がリーンからストイキに切り替わる際には、空燃比がストイキに切り替わるまで、混合気の均一度が相対的に高くなる第２噴射モードを維持するとともに、点火エネルギーが強化された第２点火モードを維持する。
　これによって、内燃機関１の運転状態が切り替わり、空燃比がリーンからストイキに切り替わる場面において、確実に着火させることが可能となる。そのため、空燃比をリーンからストイキに切り替える際に、失火することなく機能信頼性を確保でき、排気性能及び燃費性能の改善を図ることができる。
　時刻ｔ４のタイミングで、内燃機関１の運転状態が第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに切り替わっている。
　吸気弁５は、時刻ｔ４のタイミングで第１吸気バルブタイミングから第２吸気バルブタイミングへ切り換えが開始される。
　これによって、内燃機関１の運転状態が切り替わり、空燃比がストイキからリーンからに切り替わる場面において、吸気弁開弁時期と排気弁開弁時期とのバルブオーバーラップ量を小さくすることが可能となり、内部ＥＧＲ（残留ガス）が抑制され、安定的な希薄燃焼を実施することが可能となる。
　排気弁７は、時刻ｔ４のタイミングで第１排気バルブタイミングから第２排気バルブタイミングへ切り換えが開始される。
　このように、空燃比がストイキからリーンに切り替わる際には、空燃比の切り替えを開始する前に、バルブタイミングを内部ＥＧＲ（残留ガス）が少ない第２排気バルブタイミングに切り替える。
　これによって、内燃機関１の運転状態が切り替わり、空燃比がストイキからリーンに切り替わる場面において、確実に着火させることが可能となる。そのため、空燃比をストイキからリーンに切り替える際に、失火することなく機能信頼性を確保でき、排気性能及び燃費性能の改善を図ることができる。
　時刻ｔ５は、吸気弁５が第２吸気バルブタイミングとなり、排気弁７が第２排気バルブタイミングとなったタイミングである。なお、時刻ｔ５においては、上記希薄燃焼前提条件の最新（直近）の判定結果が条件成立となっているものとする。
　空燃比の切り替え指令（空燃比モード指令）は、時刻ｔ５から第１所定時間Ｔ１が経過した時刻ｔ６のタイミングでストイキからリーンへの切り替え指令を出している。そのため、内燃機関１の空燃比は、時刻ｔ６のタイミングで切り替えが開始される。時刻ｔ７は、時刻ｔ６のタイミングで切り替えが開始された空燃比の切り替えの終了したタイミングである。
　第１燃料噴射弁８は、時刻ｔ５のタイミングで噴射モードが第１噴射モードから第２噴射モードに切り替えられる。
　点火プラグ１０は、時刻ｔ５のタイミングで点火モードが第１点火モードから第２点火モードに切り替えられる。
　このように、空燃比がストイキからリーンに切り替わる際には、空燃比の切り替えを開始する前に、噴射モードを混合気の均一度が相対的に高くなる第２噴射モードに切り替えるとともに、点火モードを点火エネルギーが強化された第２点火モードに切り替える。
　これによって、内燃機関１の運転状態が切り替わり、空燃比がストイキからリーンに切り替わる場面において、確実に着火させることが可能となる。そのため、空燃比をストイキからリーンに切り替える際に、失火することなく機能信頼性を確保でき、排気性能及び燃費性能の改善を図ることができる。
　図５は、上述した内燃機関１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、上記希薄燃焼前提条件が成立しているか否かを判定する。ステップＳ１にて上記希薄燃焼前提条件が成立していると判定された場合には、Ｓ２へ進む。
　ステップＳ１にて上記希薄燃焼前提条件が成立していないと判定されると、希薄燃焼を実施不可とし、今回のルーチンを終了する。ステップＳ１にて希薄燃焼が実施不可と判定されると、内燃機関１は、運転状態にかかわらず空燃比を理論空燃比とする運転を実施する。
　ステップＳ２では、内燃機関１の運転状態が第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに切り替わったか否かを判定する。ステップＳ２にて内燃機関１の運転状態が第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに切り替わったと判定された場合には、ステップＳ３に進む。ステップＳ２にて内燃機関１の運転状態が第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに切り替わっていないと判定された場合には、ステップＳ９に進む。
　ステップＳ３では、バルブタイミングを変更する。すなわち、ステップＳ３では、吸気弁５のバルブタイミング及び排気弁７のバルブタイミングをそれぞれリーン用のバルブタイミングに変更する。
　ステップＳ４では、上記希薄燃焼許可条件が成立しているか否かを判定する。ステップＳ４にて上記希薄燃焼許可条件が成立していると判定された場合には、ステップＳ５へ進む。ステップＳ４にて上記希薄燃焼許可条件が成立していない判定された場合には、ステップＳ３へ進む。
　ステップＳ５では、噴射モード、点火モード及びバルブタイミングの変更を開始する。
　ステップＳ６では、吸気弁５及び排気弁７のバルブタイミングがリーン用のバルブタイミングに切り替わったタイミングで第１所定時間Ｔ１を算出する。
　ステップＳ７では、吸気弁５及び排気弁７のバルブタイミングがリーン用のバルブタイミングに切り替わってから第１所定時間Ｔ１が経過したか否かを判定する。ステップＳ７にてリーン用のバルブタイミングに切り替わってから第１所定時間Ｔ１が経過したと判定されるとステップＳ８へ進む。
　ステップＳ８では、空燃比のストイキからリーンに切り替える。
　ステップＳ９では、内燃機関１の運転状態が第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに切り替わったか否かを判定する。ステップＳ９にて内燃機関１の運転状態が第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに切り替わったと判定された場合には、ステップＳ１０に進む。ステップＳ９にて内燃機関１の運転状態が第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに切り替わっていないと判定された場合には、内燃機関１の運転状態に変化はないとして今回のルーチンを終了する。
　ステップＳ１０では、運転状態が第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに切り替わったタイミングで空燃比の切り替えを開始する。
　ステップＳ１１では、運転状態が第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに切り替わったタイミングで、点火モードの切り替えディレイ時間Ｔ２ｅを算出する。
　ステップＳ１２では、運転状態が第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに切り替わったタイミングで、噴射モードの切り替えディレイ時間Ｔ２ｉを算出する。
　ステップＳ１３では、運転状態が第２運転領域Ｂから第１運転領域Ａに切り替わったタイミングで、吸気弁５のバルブタイミングの切り替えディレイ時間Ｔ２ｖ及び排気弁７のバルブタイミングの切り替えディレイ時間Ｔ２ｗを算出する。
　ステップＳ１４では、点火モードの切り替えディレイ時間Ｔ２ｅ、噴射モードの切り替えディレイ時間Ｔ２ｉ及びバルブタイミングの切り替えディレイ時間Ｔ２ｖ、Ｔ２ｗのうち最長のものを第２所定時間Ｔ２とする。
　ステップＳ１５にて運転状態が切り替わってから第２所定時間Ｔ２が経過したと判定されるとステップＳ１６へ進む。
　ステップＳ１６は、運転状態が切り替わってから第２所定時間Ｔ２が経過したタイミングで噴射モード、点火モード、吸気弁５のバルブタイミング及び排気弁７のバルブタイミングの変更を開始する。
　なお、内部ＥＧＲ（残留ガス）に及ぼす影響は、排気弁７の閉時期のほうが吸気弁の開時期よりも大きくなる。そこで、第１運転領域Ａから第２運転領域Ｂに運転状態が切り替わる場合に、排気弁７の実際のバルブタイミングが第１排気バルブタイミングから第２排気バルブタイミングに切り替わったタイミングから第１所定時間Ｔ１が経過したタイミングで空燃比をストイキからリーンに切り替えるようにしても、過渡時の内部ＥＧＲ（残留ガス）を相対的に低減可能である。
　吸気弁５のバルタイミングや排気弁７のバルブタイミングは、環境による影響や可動部品の劣化や摩耗等によりずれが生じる場合がある。つまり、実際のバルブタイミングと、バルブタイミングの目標値との間に乖離が生じると、希薄燃焼が許可されなくなる虞がある。そこで、バルブタイミングの補正学習を適宜実施し、経時劣化等によるバルブタイミングのずれを補正するようにしてもよい。バルブタイミングの補正学習は、例えば、水温や外気温度が所定温度以上である等の一定の学習条件が成立している時に実施すればよい。
　また、吸気弁側の動弁機構は、一般的な直動式の動弁機構とすることも可能である。この場合、吸気弁５のリフト作動角やリフト中心角の位相は、常に一定と
　なお、上述した実施例は、内燃機関１の制御方法及び内燃機関１の制御装置に関するものである。

Claims (7)

  1. 　所定の空燃比で運転する第１運転領域では、排気弁のバルブタイミングが第１排気バルブタイミングに設定され、
    　所定の空燃比よりも希薄な空燃比で運転する第２運転領域では、上記排気弁のバルブタイミングが上記第１排気バルブタイミングよりも進角した第２排気バルブタイミングに設定され、
    　上記第１運転領域から上記第２運転領域に運転状態が切り替わる際には、上記排気弁の実際のバルブタイミングが上記第２排気バルブタイミングとなってから空燃比を切り替える内燃機関の制御方法。
  2. 　上記第１運転領域では、吸気弁のバルブタイミングが第１吸気バルブタイミングに設定され、
    　上記第２運転領域では、上記吸気弁のバルブタイミングが上記第１吸気バルブタイミングよりも進角した第２吸気バルブタイミングに設定され、
    　上記第１運転領域から上記第２運転領域に運転状態が切り替わる際には、さらに、上記吸気弁の実際のバルブタイミングが上記第２吸気バルブタイミングになってから空燃比を切り替える請求項１に記載の内燃機関の制御方法。
  3. 　上記第２吸気バルブタイミングにおける吸気弁開時期は、上死点よりも進角側となるタイミングとなるよう設定される請求項２に記載の内燃機関の制御方法。
  4. 　上記第２排気バルブタイミングにおける排気弁閉時期は、上死点から上死点後１０°ＣＡ以下の範囲に設定される請求項１～３のいずれかに記載の内燃機関の制御方法。
  5. 　上記第２運転領域から上記第１運転領域に運転状態が切り替わる際には、空燃比を上記所定の空燃比に切り替えた後に、上記排気弁のバルブタイミングを上記第１排気バルブタイミングに切り替える請求項１～４のいずれかに記載の内燃機関の制御方法。
  6. 　上記第２運転領域から上記第１運転領域に運転状態が切り替わる際には、空燃比を上記所定の空燃比に切り替えた後に、上記排気弁のバルブタイミングを上記第１排気バルブタイミングに切り替え、吸気弁のバルブタイミングを上記第１運転領域で設定される第１吸気バルブタイミングに切り替える請求項１～４のいずれかに記載の内燃機関の制御方法。
  7. 　排気弁のバルブタイミングを変更可能な排気側可変動弁機構と、
    　上記排気弁のバルブタイミングを検出可能な排気バルブタイミング検出部と、
    　上記排気弁のバルブタイミングと空燃比を運転状態に応じて切り替える制御部と、を有し、
    　上記制御部は、所定の空燃比で運転する第１運転領域から所定の空燃比よりも希薄な空燃比で運転する第２運転領域に運転状態が切り替わる際には、上記排気弁の実際のバルブタイミングが上記第２運転領域で設定される第２排気バルブタイミングになってから空燃比を切り替える内燃機関の制御装置。
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