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WO2012114482A1 - 内燃機関の制御システム - Google Patents

内燃機関の制御システム Download PDF

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WO2012114482A1
WO2012114482A1 PCT/JP2011/054031 JP2011054031W WO2012114482A1 WO 2012114482 A1 WO2012114482 A1 WO 2012114482A1 JP 2011054031 W JP2011054031 W JP 2011054031W WO 2012114482 A1 WO2012114482 A1 WO 2012114482A1
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WO
WIPO (PCT)
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internal combustion
combustion engine
clearance
compression
fuel
Prior art date
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Ceased
Application number
PCT/JP2011/054031
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English (en)
French (fr)
Inventor
匡彦 増渕
崇 発田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Motor Corp filed Critical Toyota Motor Corp
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Ceased legal-status Critical Current

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    • F02D15/00—Varying compression ratio
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/30—Use of alternative fuels, e.g. biofuels

Definitions

  • the present invention relates to a control system for an internal combustion engine.
  • Patent Document 1 discloses an output of a dual fuel engine having a primary fuel system that supplies a mixture of air and gaseous fuel and a secondary fuel system that includes a fuel injection device that injects liquid fuel into a cylinder.
  • a technique for changing the supply ratio of the primary fuel and the secondary fuel based on the output of the dual fuel engine is disclosed.
  • Patent Document 2 in an engine, an air-fuel mixture including a first fuel having a higher self-ignitability than gasoline and a second fuel having a combustion speed faster than gasoline is formed in a combustion chamber and ignited.
  • a technique is disclosed in which the supply ratio of the first fuel and the second fuel is adjusted so that the air-fuel mixture undergoes self-ignition combustion after flame propagation combustion.
  • Patent Document 2 describes that in the engine, as the engine load decreases, the mechanical compression ratio of the engine is increased by the variable compression ratio mechanism.
  • the extinguishing distance is the minimum distance through which a flame can propagate.
  • the present invention has been made in view of the above problems, and an object thereof is to suppress the occurrence of misfire in an internal combustion engine.
  • the clearance between the top surface of the piston and the cylinder head at the compression top dead center is changed according to the extinction distance when the fuel is ignited in the combustion chamber.
  • control system for an internal combustion engine is: A clearance control unit that variably controls the clearance between the top surface of the piston and the cylinder head at the compression top dead center, When the flame extinguishing distance when the fuel is ignited is large, the clearance between the top surface of the piston and the cylinder head at the compression top dead center is increased by the clear lath control unit as compared to when the extinguishing distance is small.
  • the extinguishing distance When the operating state of the internal combustion engine is in the low-load low-rotation region, the extinguishing distance is larger than when the internal combustion engine is in the high-load region or at least one of the high-rotation regions. Further, in a multi-fuel internal combustion engine that can be operated by mixing and burning a plurality of types of fuel, the extinguishing distance also changes when the properties of the fuel supplied to the internal combustion engine change. For example, in a multi-fuel internal combustion engine that uses liquid fuel and gas fuel as fuel, when the ratio of gas fuel in the whole fuel supplied to the internal combustion engine is high, the flame extinguishing is less than when the ratio of gas fuel is low. The distance is great.
  • the control system for an internal combustion engine may further include a compression end temperature control unit.
  • the compression end temperature control unit controls the compression end temperature by a method other than the method of changing the clearance between the top surface of the piston and the cylinder head at the compression top dead center.
  • the internal combustion engine control system further includes a compression end temperature control unit, when the clearance control unit increases the clearance between the top surface of the piston and the cylinder head at the compression top dead center, the compression end temperature control unit The compression end temperature may be controlled to a temperature equal to or higher than that before the clearance is changed.
  • the compression end temperature decreases. As a result, the amount of unburned fuel components may increase.
  • the compression end temperature can be controlled by a method other than the method of changing the clearance between the top surface of the piston and the cylinder head at the compression top dead center.
  • the clearance control unit suppresses a decrease in the compression end temperature when the clearance between the top surface of the piston and the cylinder head at the compression top dead center is increased. can do. Thereby, it becomes possible to suppress the increase in the amount of unburned fuel components.
  • the occurrence of misfire in the internal combustion engine can be suppressed.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of an internal combustion engine and an intake / exhaust system thereof according to Embodiment 1.
  • FIG. It is a flowchart which shows the flow of misfire suppression control and compression end temperature rise control which concern on Example 1.
  • FIG. It is a 1st map which shows the driving
  • FIG. FIG. 6 is a second map showing an operation region in which misfire suppression control and compression end temperature rise control are executed according to the first embodiment.
  • It is a figure which shows schematic structure of the internal combustion engine which concerns on Example 2, its intake-exhaust system, and a fuel system. It is a flowchart which shows the flow of misfire suppression control and compression end temperature rise control which concern on the modification of Example 2.
  • FIG. 1 is a diagram showing a schematic configuration of an internal combustion engine and its intake / exhaust system according to the present embodiment.
  • the internal combustion engine 1 is a diesel engine for driving a vehicle having four cylinders 2 and using light oil as fuel.
  • a piston 3 is slidably provided in the cylinder 2.
  • An intake port 4 and an exhaust port 5 are connected to the combustion chamber in the upper part of the cylinder 2.
  • the openings of the intake port 4 and the exhaust port 5 to the combustion chamber are opened and closed by an intake valve 6 and an exhaust valve 7, respectively.
  • the internal combustion engine 1 is provided with a fuel injector 10.
  • the fuel injector 10 directly injects fuel (light oil) into the cylinder 2.
  • An intake passage 8 is connected to the intake port 4.
  • An exhaust passage 9 is connected to the exhaust port 5.
  • An air flow meter 11 and a throttle valve 12 are provided in the intake passage 8.
  • the air flow meter 11 detects the intake air amount of the internal combustion engine 1.
  • the throttle valve 12 controls the intake air amount of the internal combustion engine 1 by changing the cross-sectional area of the intake passage in the direction perpendicular to the intake air flow direction.
  • the exhaust passage 9 is provided with an exhaust purification device 13 constituted by an oxidation catalyst, a particulate filter or the like.
  • the internal combustion engine 1 is provided with an intake side variable valve mechanism (hereinafter referred to as intake side VVT) 16.
  • the intake side VVT 16 is a mechanism capable of variably controlling the valve timing of the intake valve 6.
  • the internal combustion engine 1 is provided with a variable compression ratio mechanism 15.
  • the variable compression ratio mechanism 15 is a mechanism capable of moving the cylinder block 22 in the vertical direction (the axial direction of the cylinder 2) with respect to the crankcase 23.
  • the cylinder block 22 moves in the vertical direction with respect to the crankcase 23 (the cylinder head 21 also moves in the vertical direction integrally with the cylinder block 22)
  • the top surface of the piston 3 at the compression top dead center changes.
  • the combustion chamber volume changes, and as a result, the mechanical compression ratio changes.
  • variable compression ratio mechanism 15 the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 at the compression top dead center is obtained by moving the cylinder block 22 in the vertical direction with respect to the crankcase 23. Any known mechanism may be adopted as long as it changes the above.
  • An electronic control unit (ECU) 20 is provided in the internal combustion engine 1 configured as described above.
  • An air flow meter 11, a crank angle sensor 24, and an accelerator opening sensor 25 are electrically connected to the ECU 20. These output signals are input to the ECU 20.
  • the crank angle sensor 24 is a sensor that detects the crank angle of the internal combustion engine 1.
  • the ECU 20 derives the engine speed of the internal combustion engine 1 based on the output value of the crank angle sensor 24.
  • the accelerator opening sensor 25 is a sensor that detects the accelerator opening of a vehicle on which the internal combustion engine 1 is mounted.
  • the ECU 20 derives the engine load of the internal combustion engine 1 based on the output value of the accelerator opening sensor 25.
  • the ECU 20 is electrically connected to the fuel injector 10, the throttle valve 12, the intake side VVT 16, and the variable compression ratio mechanism 15. These are controlled by the ECU 20.
  • misfire suppression control Next, misfire suppression control according to the present embodiment will be described.
  • fuel is injected from the fuel injector 10 into the cylinder 2 at a timing near the compression top dead center.
  • the flame spreads and spreads and combustion is performed.
  • the flame needs to propagate sufficiently in the combustion chamber.
  • a space capable of securing a flame extinguishing distance is required as a combustion chamber.
  • the extinguishing distance when the fuel is ignited changes according to the operating state of the internal combustion engine 1. That is, when the operating state of the internal combustion engine 1 is in the low load low rotation region, the extinguishing distance is greater than when the internal combustion engine 1 is in at least one of the high load region and the high rotation region. .
  • the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 at the compression top dead center forming the combustion chamber is assumed to be constant, the operating state of the internal combustion engine 1 belongs to a predetermined low load low rotation region. When this happens, the clearance may be smaller than the flame extinguishing distance. If the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 at the compression top dead center is smaller than the extinguishing distance, the flame does not sufficiently propagate in the combustion chamber and a misfire may occur.
  • the operation state of the internal combustion engine 1 belongs to a predetermined low load low rotation region by the variable compression ratio mechanism 15
  • the operation state of the internal combustion engine 1 is
  • the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 at the compression top dead center is made larger than when the engine load and / or the engine speed is higher than in the low load and low rotation range. That is, the cylinder block 22 is moved upward with respect to the crankcase 23.
  • the compression end temperature increase control is also executed.
  • the actual compression ratio is increased by advancing the closing timing of the intake valve 6 by the intake side VVT 16.
  • the compression end temperature is increased by increasing the actual compression ratio rather than the decrease in the mechanical compression ratio by increasing the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 at the compression top dead center.
  • the increase in the actual compression ratio due to the execution of the compression end temperature increase control may be equivalent to the decrease in the mechanical compression ratio due to the execution of the misfire suppression control. Even in this case, the decrease in the compression end temperature caused by increasing the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 at the compression top dead center by the misfire suppression control is reduced to the compression end caused by the increase in the actual compression ratio. Can be covered by temperature rise.
  • the increase in the actual compression ratio due to the execution of the compression end temperature increase control is made larger than the decrease in the mechanical compression ratio due to the execution of the misfire suppression control, at the compression top dead center.
  • the compression end temperature can be made higher than before the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 is increased. As a result, the amount of unburned fuel component can be further suppressed in a low-load low-rotation region where the amount of unburned fuel component tends to increase.
  • FIG. 2 is a flowchart illustrating a flow of misfire suppression control and compression end temperature increase control according to the present embodiment. This flow is stored in advance in the ECU 20, and is repeatedly executed at predetermined intervals. FIG. 3 will be described later.
  • step S101 it is determined whether or not the operating state of the internal combustion engine 1 belongs to a predetermined low load low rotation region A in which misfire suppression control and compression end temperature rise control are executed.
  • FIG. 3 is a map showing the predetermined low load low rotation area A.
  • the horizontal axis represents the engine rotational speed Ne
  • the vertical axis represents the engine load Qe.
  • a region indicated by A in FIG. 3 is a low load low rotation region A.
  • the low-load low-rotation region A includes a case where the operation state of the internal combustion engine 1 belongs to an operation region where the engine load and / or the engine speed is higher than that of the region A (ie, region B in FIG. 3) and compression top dead center. Assuming that the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 is equal, the flame extinguishing distance can be determined to be smaller than the clearance based on experiments and the like.
  • a map shown in FIG. 3 is stored in the ECU 20 in advance. In step S101, based on the map, it is determined whether or not the current operating state of the internal combustion engine 1 belongs to the low load low rotation region A.
  • step S101 If a negative determination is made in step S101, the execution of this flow is temporarily terminated. On the other hand, when an affirmative determination is made in step S101, the cylinder block 22 is moved upward with respect to the crankcase 23 by the variable compression ratio mechanism 15 in step S102, whereby the piston 3 at the compression top dead center is moved. The clearance between the top surface and the cylinder head 21 is increased.
  • step S103 the valve closing timing of the intake valve 6 is advanced by the intake side VVT 16, so that the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 at the compression top dead center is increased in step S102.
  • the actual compression ratio ⁇ r is increased than before.
  • the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 and the actual compression ratio may be controlled in three stages or more.
  • an operation region C is provided between the operation regions A and B.
  • the horizontal axis and the vertical axis represent the engine speed Ne and the engine load Qe of the internal combustion engine 1 as in FIG.
  • the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 at the compression top dead center is controlled to the clearance CLc (CLb ⁇ CLc ⁇ CLa), and the actual compression ratio. May be controlled to an actual compression ratio ⁇ rc ( ⁇ rb ⁇ rc ⁇ ra).
  • the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 at the compression top dead center is variably controlled in the range from CLb to CLa, and the actual compression ratio is set.
  • the region C the lower the engine load of the internal combustion engine 1 and the lower the engine speed of the internal combustion engine 1, the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 at the compression top dead center. And increase the actual compression ratio.
  • the extinguishing distance when the fuel is ignited in the combustion chamber also changes based on the temperature in the cylinder 2 or the equivalence ratio of the air-fuel mixture. Therefore, the piston 3 at the compression top dead center when the operation state of the internal combustion engine 1 belongs to each operation region A, B, or C based on the value of each parameter highly correlated with the extinction distance, such as these. The clearance value between the top surface and the cylinder head 21 and the actual compression ratio value may be corrected.
  • variable compression ratio mechanism 15 corresponds to a clearance control unit according to the present invention.
  • intake side VVT 16 corresponds to a compression end temperature control unit according to the present invention.
  • any known method other than the method of advancing the closing timing of the intake valve may be applied as a method of increasing the compression end temperature.
  • the compression end temperature can be raised by heating the intake air supplied to the internal combustion engine with a heater or by flowing the intake air by bypassing a cooler in the intake passage.
  • the compression end temperature can be raised.
  • the compression end temperature may be increased by combining known methods such as these.
  • the internal combustion engine according to the present invention is not limited to a diesel engine. That is, the present invention can also be applied to a spark ignition type gasoline engine or the like.
  • FIG. 5 is a diagram showing a schematic configuration of the internal combustion engine and its intake / exhaust system and fuel system according to the present embodiment.
  • the same components as those in the first embodiment will be denoted by the same reference numerals, and the description thereof will be omitted.
  • the illustration in FIG. 5 is omitted for a part of the configuration similar to that of the first embodiment.
  • the internal combustion engine 1 is a vehicle driving engine that uses light oil and compressed natural gas (hereinafter referred to as CNG) as fuel.
  • the internal combustion engine 1 is a compression ignition type engine.
  • the internal combustion engine 1 can be operated by mixing and burning light oil and CNG, and can also be operated by burning only light oil.
  • the internal combustion engine 1 is provided with a fuel injector (hereinafter referred to as a light oil injector) 10 that directly injects light oil into each cylinder 2. Further, the internal combustion engine 1 is provided with a CNG injector 30 for injecting CNG into the intake port 4 of each cylinder 2.
  • a fuel injector hereinafter referred to as a light oil injector
  • CNG injector 30 for injecting CNG into the intake port 4 of each cylinder 2.
  • Each light oil injector 10 is connected to a common rail 26 for light oil.
  • One end of a light oil supply passage 27 is connected to the light oil common rail 26.
  • the other end of the light oil supply passage 27 is connected to a light oil tank 28.
  • a pump 29 is installed in the light oil supply passage 27. The pump 29 pumps the light oil from the light oil tank 28 to the light oil common rail 26 through the light oil supply passage 27. Then, the light oil pressurized in the light oil common rail 26 is supplied to each light oil injector 10.
  • Each CNG injector 30 is connected to a delivery pipe 31 for CNG.
  • One end of a CNG supply passage 32 is connected to the CNG delivery pipe 31.
  • the other end of the CNG supply passage 32 is connected to a CNG tank 33.
  • CNG is supplied from the CNG tank 33 to the CNG delivery pipe 31 through the CNG supply passage 32.
  • CNG is supplied from the CNG delivery pipe 31 to each CNG injector 30.
  • a regulator 34 is installed in the CNG supply passage 32. The regulator 34 adjusts the pressure of the CNG supplied to the CNG delivery pipe 31.
  • each CNG injector 30 is also electrically connected to the ECU 20 and controlled by the ECU 20.
  • the internal combustion engine 1 is provided with the variable compression ratio mechanism 15 and the intake side VVT 16 similar to those in the first embodiment.
  • the ECU 20 executes misfire suppression control and compression end temperature increase control similar to those in the first embodiment. Thereby, it is possible to favorably propagate the flame in the combustion chamber, and as a result, it is possible to suppress the occurrence of misfire. In addition, a sufficiently high compression end temperature can be secured, and as a result, the amount of unburned fuel components can be suppressed.
  • CNG is supplied into the cylinder 2 as a premixed gas with intake air. Therefore, CNG tends to enter the squish area in the cylinder 2.
  • misfire suppression control when the clearance between the top surface of the piston 3 and the cylinder head 21 at the compression top dead center is increased, the occurrence of misfire is suppressed, and the flame easily propagates to the CNG entering the squish area. . As a result, it is possible to prevent CNG entering the squish area from being discharged from the internal combustion engine 1 as an unburned fuel component.
  • misfire suppression control and compression end temperature rise control is the same as the flow of both controls according to the first embodiment (the flow shown in FIG. 2).
  • the threshold value of the low load low rotation region A in which the misfire suppression control and the compression end temperature rise control are executed is changed according to the mixing ratio of CNG and light oil. That is, when the ratio of CNG in the whole fuel supplied to the internal combustion engine 1 is high, the low-load low-rotation region A is expanded to the high-load high-rotation side as compared with the case where the ratio of CNG is low.
  • FIG. 6 is a flowchart showing a flow of misfire suppression control and compression end temperature increase control according to this modification.
  • This flow is stored in advance in the ECU 20, and is repeatedly executed at predetermined intervals.
  • the process of step S101 to S103 in this flow is the same as the process of step S101 to S103 in the flow shown in FIG. 2, the description is abbreviate
  • step S201 it is determined whether or not mixed combustion of CNG and light oil is being performed in the internal combustion engine 1. If a negative determination is made in step S201, then the process of step S101 is executed. In this case, the threshold value of the low load / low rotation area A in the map shown in FIG. 3 is set to a predetermined reference value.
  • step S202 the threshold value of the low load low rotation region A of the map shown in FIG. 3 is set based on the ratio of CNG in the entire fuel supplied to the internal combustion engine 1. Is done. In this case, as described above, when the ratio of CNG in the entire fuel supplied to the internal combustion engine 1 is high, the low load low rotation region A is on the high load high rotation side as compared to when the CNG ratio is low. Enlarged. Next, the process of step S101 is executed.
  • the present invention may be applied to an internal combustion engine in which other gas fuel and liquid fuel are mixed and burned. Also in this case, the misfire suppression control and the compression end temperature increase control as described above are executed according to the extinction distance between the gas fuel and the liquid fuel to be used.
  • gas fuel for example, hydrogen gas or LPG
  • liquid fuel for example, gasoline, methanol, ethanol, or the like

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Abstract

　本発明は、内燃機関における失火の発生を抑制することを目的とする。本発明に係る内燃機関の制御システムは、圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを可変に制御するクリアランス制御部を備え、燃料が着火した場合の消炎距離が大きいときは、クリアラス制御部によって、圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを該消炎距離が小さいときに比べて大きくする（Ｓ１０１，Ｓ１０２）。

Description

内燃機関の制御システム
　本発明は、内燃機関の制御システムに関する。
　特許文献１には、空気と気体燃料とを混合して供給する１次燃料系と、液体燃料をシリンダ内に噴射する燃料噴射装置を備えた２次燃料系、とを有するデュアルフューエル機関の出力制御装置において、デュアルフューエル機関の出力に基づいて、１次燃料と２次燃料との供給割合を変更する技術が開示されている。
　特許文献２には、エンジンにおいて、ガソリンよりも自着火性の高い第１燃料と、ガソリンよりも燃焼速度の速い第２燃料とを含んだ混合気を燃焼室に形成し、且つ、点火された混合気が火炎伝播燃焼した後に自着火燃焼するように第１燃料と第２燃料との供給割合を調整する技術が開示されている。また、特許文献２には、該エンジンにおいて、エンジン負荷が低下するほど、圧縮比可変機構によってエンジンの機械圧縮比を増大させることが記載されている。
特開平１１－１６６４３３号公報 特開２００９－０５７９５８号公報
　内燃機関において、圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスが、燃料が着火した場合の消炎距離よりも小さくなると、該クリアランス内で火炎が十分に伝播しないために、失火が生じ易くなる。尚、消炎距離とは、火炎が伝播可能な最小距離である。
　本発明は、上記問題に鑑みてなされたものであって、内燃機関における失火の発生を抑制することを目的とする。
　本発明は、圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを、燃焼室内で燃料が着火した場合の消炎距離に応じて変更するものである。
　より詳しくは、本発明に係る内燃機関の制御システムは、
　圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを可変に制御するクリアランス制御部を備え、
　燃料が着火した場合の消炎距離が大きいときは、前記クリアラス制御部によって、圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを該消炎距離が小さいときに比べて大きくする。
　内燃機関の運転状態が低負荷低回転領域にあるときは、内燃機関の運転状態が高負荷領域又は高回転領域の少なくともいずれかの領域にあるときに比べて、消炎距離が大きい。また、複数種類の燃料を混合燃焼させることで運転可能な多種燃料内燃機関においては、内燃機関に供給される燃料の性状が変化することによっても消炎距離が変化する。例えば、液体燃料とガス燃料とを燃料として使用する多種燃料内燃機関では、内燃機関に供給される燃料全体におけるガス燃料の割合が高いときは、該ガス燃料の割合が低いときに比べて、消炎距離が大きい。
　本発明のように、クリアランス制御部によって、圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを、消炎距離に応じて制御することで、内燃機関における失火の発生を抑制することができる。
　本発明に係る内燃機関の制御システムは圧縮端温度制御部をさらに備えてもよい。圧縮端温度制御部は、圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを変更する方法以外の方法によって圧縮端温度を制御する。内燃機関の制御システムが圧縮端温度制御部をさらに備えている場合、クリアランス制御部によって圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを大きくしたときは、該圧縮端温度制御部によって、圧縮端温度を、該クリアランスを変更する以前と同等以上の温度に制御してもよい。
　圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを大きくすると、圧縮端温度が低下する。その結果、未燃燃料成分量が増加する虞がある。しかしながら、圧縮端温度は、圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを変更する方法以外の方法によっても制御することが可能である。
　上記のように圧縮端温度制御部によって圧縮端温度を制御することで、クリアランス制御部によって圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを大きくした際の圧縮端温度の低下を抑制することができる。これにより、未燃燃料成分量の増加を抑制することが可能となる。
　本発明によれば、内燃機関における失火の発生を抑制することができる。
実施例１に係る内燃機関およびその吸排気系の概略構成を示す図である。 実施例１に係る失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御のフローを示すフローチャートである。 実施例１に係る、失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御を実行する運転領域を示す第一のマップである。 実施例１に係る、失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御を実行する運転領域を示す第二のマップである。 実施例２に係る内燃機関とその吸排気系および燃料系との概略構成を示す図である。 実施例２の変形例に係る失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御のフローを示すフローチャートである。
　以下、本発明の具体的な実施形態について図面に基づいて説明する。本実施例に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対配置等は、特に記載がない限りは発明の技術的範囲をそれらのみに限定する趣旨のものではない。
　＜実施例１＞
　［概略構成］
　図１は、本実施例に係る内燃機関およびその吸排気系の概略構成を示す図である。内燃機関１は、４つの気筒２を有し、軽油を燃料とする車両駆動用のディーゼルエンジンである。
　気筒２内にはピストン３が摺動自在に設けられている。気筒２内上部の燃焼室には吸気ポート４と排気ポート５とが接続されている。吸気ポート４および排気ポート５の燃焼室への開口部は、それぞれ吸気弁６および排気弁７によって開閉される。また、内燃機関１には燃料インジェクタ１０が設けられている。燃料インジェクタ１０は気筒２内に燃料（軽油）を直接噴射する。
　吸気ポート４には吸気通路８が接続されている。排気ポート５には排気通路９が接続されている。吸気通路８にはエアフローメータ１１及びスロットル弁１２が設けられている。エアフローメータ１１は、内燃機関１の吸入空気量を検出する。スロットル弁１２は、吸気流路の吸気の流れ方向と垂直に交わる方向の断面積を変更することで、内燃機関１の吸入空気量を制御する。排気通路９には、酸化触媒やパティキュレートフィルタ等によって構成される排気浄化装置１３が設けられている。
　内燃機関１は、吸気側可変動弁機構（以下、吸気側ＶＶＴと称する）１６が設けられている。吸気側ＶＶＴ１６は、吸気弁６のバルブタイミングを可変に制御することが可能な機構である。
　また、内燃機関１には可変圧縮比機構１５が設けられている。可変圧縮比機構１５は、シリンダブロック２２をクランクケース２３に対して上下方向（気筒２の軸方向）に移動させることが可能な機構である。シリンダブロック２２がクランクケース２３に対して上下方向に移動する（これによって、シリンダヘッド２１もシリンダブロック２２と一体となって上下方向に移動する）と、圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスが変化する。これにより、燃焼室容積が変化し、その結果、機械圧縮比が変化する。例えば、シリンダブロック２２が上方に移動する（即ち、シリンダブロック２２とクランクケース２３とが離れる方向に移動する）と、圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスが大きくなる。これにより、燃焼室容積が増加し、機械圧縮比が低下する。
　尚、本実施例に係る可変圧縮比機構１５としては、シリンダブロック２２をクランクケース２３に対して上下方向に移動させることで、圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスを変化させるものであれば、周知のどのような方式の機構を採用してもよい。
　以上述べたように構成された内燃機関１には電子制御ユニット（ＥＣＵ）２０が併設されている。ＥＣＵ２０には、エアフローメータ１１、クランク角センサ２４及びアクセル開度センサ２５が電気的に接続されている。これらの出力信号がＥＣＵ２０に入力される。
　クランク角センサ２４は、内燃機関１のクランク角を検出するセンサである。ＥＣＵ２０は、クランク角センサ２４の出力値に基づいて、内燃機関１の機関回転速度を導出する。また、アクセル開度センサ２５は、内燃機関１を搭載した車両のアクセル開度を検出するセンサである。ＥＣＵ２０は、アクセル開度センサ２５の出力値に基づいて、内燃機関１の機関負荷を導出する。
　また、ＥＣＵ２０には、燃料インジェクタ１０、スロットル弁１２、吸気側ＶＶＴ１６及び可変圧縮比機構１５が電気的に接続されている。ＥＣＵ２０によってこれらが制御される。
　［失火抑制制御］
　次に、本実施例に係る失火抑制制御について説明する。内燃機関１では、圧縮上死点近傍のタイミングで、燃料インジェクタ１０から気筒２内に燃料が噴射される。そして、燃焼室内で該燃料が自着火すると、火炎が伝播して広がり、燃焼が行われる。
　従って、燃焼が良好に行われるためには、燃焼室内において火炎が十分に伝播する必要がある。そのためには、燃焼室として、消炎距離を確保可能な空間が必要となる。ただし、燃料が着火した際の消炎距離は、内燃機関１の運転状態に応じて変化する。即ち、内燃機関１の運転状態が低負荷低回転領域にあるときは、内燃機関１の運転状態が高負荷領域又は高回転領域の少なくともいずれかの領域にあるときに比べて、消炎距離が大きい。従って、燃焼室を形成する圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスが仮に一定であるとすると、内燃機関１の運転状態が所定の低負荷低回転領域に属することとなったときに、該クリアランスが消炎距離よりも小さくなる虞がある。圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスが消炎距離よりも小さくなると、燃焼室内において火炎が十分に伝播せず、失火が発生する場合ある。
　そこで、本実施例に係る失火抑制制御おいては、可変圧縮比機構１５によって、内燃機関１の運転状態が所定の低負荷低回転領域に属するときは、内燃機関１の運転状態が該所定の低負荷低回転領域よりも機関負荷および／または機関回転速度が高い領域に属するときに比べて、圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスを大きくする。つまり、シリンダブロック２２をクランクケース２３に対して上方向に移動させる。
　圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスを上記のように制御することで、該クリアランスが消炎距離よりも小さくなることを抑制することができる。これにより、燃焼室内において火炎を十分に伝播させることが可能となるため、失火の発生を抑制することができる。
　［圧縮端温度上昇制御］
　上記のように、消炎距離が大きくなる運転領域において、圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスを大きくすると、失火の発生を抑制することができる。しかしながら、該クリアランスを大きくすると、内燃機関１の圧縮比（機械圧縮比）が必然的に小さくなる。内燃機関１の圧縮比が小さくなると、燃料の燃焼が不十分となり、未燃燃料成分量の増加を招く虞がある。また、内燃機関１の機械圧縮比を一定とすると、内燃機関１の運転状態が低負荷低回転領域に属するときは、元々、圧縮端温度が相対的に低いため、未燃燃料成分量が増加し易い傾向にある。
　そこで、本実施例では、上記失火抑制制御を実行した際には、圧縮端温度上昇制御を合わせて実行する。本実施例に係る圧縮端温度上昇制御においては、吸気側ＶＶＴ１６によって吸気弁６の閉弁時期を進角させることで、実圧縮比を上昇させる。圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスを大きくすることによる機械圧縮比の低下分よりも実圧縮比を上昇させることで、圧縮端温度を上昇させる。これにより、機械圧縮比が低下した場合であっても、燃料の燃焼を促進させることができる。従って、未燃燃料成分量を抑制することが可能となる。
　尚、圧縮端温度上昇制御を実行することによる実圧縮比の上昇分を、失火抑制制御を実行することによる機械圧縮比の低下分と同等としてもよい。この場合でも、失火抑制制御によって圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスを大きくすることに起因する圧縮端温度の低下分を、実圧縮比の上昇に起因する圧縮端温度の上昇分によってカバーすることができる。しかしながら、上記のように、圧縮端温度上昇制御を実行することによる実圧縮比の上昇分を、失火抑制制御を実行することによる機械圧縮比の低下分よりも大きくした場合、圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスを大きくする以前よりも、圧縮端温度を高くすることができる。これにより、元々未燃燃料成分量が増加し易い低負荷低回転領域において、未燃燃料成分量をより抑制することができる。
　［制御フロー］
　本実施例に係る失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御のフローについて図２及び３に基づいて説明する。図２は、本実施例に係る失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御のフローを示すフローチャートである。本フローは、ＥＣＵ２０に予め記憶されており、所定の間隔で繰り返し実行される。図３については後述する。
　本フローでは、先ずステップＳ１０１において、内燃機関１の運転状態が、失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御を実行する所定の低負荷低回転領域Ａに属するか否かが判別される。
　図３は、該所定の低負荷低回転領域Ａを示すマップである。図３において、横軸は機関回転速度Ｎｅを表しており、縦軸は機関負荷Ｑｅを表している。また、図３にいてＡで示す領域が低負荷低回転領域Ａである。該低負荷低回転領域Ａは、内燃機関１の運転状態が該領域Ａよりも機関負荷および／または機関回転速度が高い運転領域（即ち、図３における領域Ｂ）に属する場合と圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスを同等とすると、消炎距離が該クリアランスよりも小さくなると判断できる領域として、実験等に基づいて定められている。そして、図３に示すマップがＥＣＵ２０に予め記憶されている。ステップＳ１０１においては、該マップに基づいて、現時点の内燃機関１の運転状態が低負荷低回転領域Ａに属するか否かが判別される。
　ステップＳ１０１において否定判定された場合、本フローの実行が一旦終了される。一方、ステップＳ１０１において肯定判定された場合、次にステップＳ１０２において、可変圧縮比機構１５によってシリンダブロック２２がクランクケース２３に対して上方向に移動されることで、圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスが増大される。
　次に、ステップＳ１０３において、吸気側ＶＶＴ１６によって吸気弁６の閉弁時期が進角されることで、ステップＳ１０２において圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスが増大される以前よりも実圧縮比εｒが増大される。
　尚、上記制御においては、内燃機関１の運転状態が低負荷低回転領域Ａに属する場合のピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスＣＬａ及び実圧縮比εｒａと、内燃機関１の運転状態が図３の領域Ｂに属する場合のピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスＣＬｂ（＜ＣＬａ）及び実圧縮比εｒｂ（＜εｒａ）とが、実験等に基づいて予め定められている。
　また、ピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランス及び実圧縮比を三段階以上に分けて制御してもよい。例えば、図４に示すように、運転領域ＡとＢとの間に運転領域Ｃを設ける。図４において、横軸及び縦軸は、図３と同様、内燃機関１の機関回転速度Ｎｅ及び機関負荷Ｑｅを表している。そして、内燃機関１の運転状態が領域Ｃに属するときは、圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスをクリアランスＣＬｃ（ＣＬｂ＜ＣＬｃ＜ＣＬａ）に制御し、実圧縮比を実圧縮比εｒｃ（εｒｂ＜εｒｃ＜εｒａ）に制御してもよい。
　さらに、内燃機関１の運転状態が該領域Ｃに属するときは、圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスをＣＬｂからＣＬａの範囲で可変に制御し、実圧縮比をεｒｂからεｒａの範囲で可変に制御してもよい。この場合、領域Ｃの範囲内で、内燃機関１の機関負荷が低いほど、また、内燃機関１の機関回転速度が低いほど、圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスを大きくし、且つ実圧縮比を高くする。
　また、燃焼室内で燃料が着火した際の消炎距離は、気筒２内の温度又は混合気の当量比等に基づいても変化する。そのため、これらのような、消炎距離と相関の高い各パラメータの値に基づいて、内燃機関１の運転状態が各運転領域Ａ，Ｂ，又はＣに属するときの、圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスの値及び実圧縮比の値を補正してもよい。
　本実施例においては、可変圧縮比機構１５が本発明に係るクリアランス制御部に相当する。また、吸気側ＶＶＴ１６が本発明に係る圧縮端温度制御部に相当する。ただし、本発明においては、圧縮端温度を上昇させる方法として、吸気弁の閉弁時期を進角する方法以外の周知のどのような方法を適用してもよい。例えば、内燃機関に供給される吸気をヒータによって加熱させる、或いは吸気通路においてクーラをバイパスさせて吸気を流すことによって、圧縮端温度を上昇させることができる。また、排気の一部を吸気系に導入するＥＧＲ装置が内燃機関に併設されている場合、吸気系に導入される高温のＥＧＲガス量を増加させる、或いはＥＧＲ通路においてクーラをバイパスさせてＥＧＲガスを流すことによって、圧縮端温度を上昇させることができる。さらに、これらのような周知の方法を組み合わせて、圧縮端温度を上昇させてもよい。
　また、本発明に係る内燃機関はディーゼルエンジンに限られるものではない。つまり、本発明は、火花点火式のガソリンエンジン等にも適用することもできる。
　＜実施例２＞
　［概略構成］
　図５は、本実施例に係る内燃機関とその吸排気系および燃料系との概略構成を示す図である。ここでは、実施例１と異なる点を主に説明し、実施例１と同様の構成要素には同様の参照番号を付してその説明を省略する。また、実施例１と同様の構成のうちの一部については、便宜上、図５における図示を省略する。
　本実施例に係る内燃機関１は、軽油及び圧縮天然ガス（以下、ＣＮＧと称する）を燃料とする車両駆動用のエンジンである。内燃機関１は圧縮着火式のエンジンである。内燃機関１は、軽油とＣＮＧとを混合燃焼させることで運転することができ、また、軽油のみを燃焼させることによっても運転することができる。
　内燃機関１には、実施例１と同様、各気筒２内に軽油を直接噴射する燃料インジェクタ（以下においては、軽油インジェクタと称する）１０が設けられている。また、内燃機関１には、各気筒２の吸気ポート４内にＣＮＧを噴射するＣＮＧインジェクタ３０が設けられている。
　各軽油インジェクタ１０は軽油用コモンレール２６に接続されている。軽油用コモンレール２６には軽油供給通路２７の一端が接続されている。軽油供給通路２７の他端は軽油タンク２８に接続されている。軽油供給通路２７にはポンプ２９が設置されている。該ポンプ２９によって軽油タンク２８から軽油供給通路２７を通して軽油用コモンレール２６に軽油が圧送される。そして、軽油用コモンレール２６において加圧された軽油が各軽油インジェクタ１０に供給される。
　各ＣＮＧインジェクタ３０はＣＮＧ用デリバリーパイプ３１に接続されている。ＣＮＧ用デリバリーパイプ３１にはＣＮＧ供給通路３２の一端が接続されている。ＣＮＧ供給通路３２の他端はＣＮＧタンク３３に接続されている。ＣＮＧタンク３３からＣＮＧ供給通路３２を通してＣＮＧ用デリバリーパイプ３１にＣＮＧが供給される。そして、ＣＮＧ用デリバリーパイプ３１から各ＣＮＧインジェクタ３０にＣＮＧが供給される。ＣＮＧ供給通路３２にはレギュレータ３４が設置されている。該レギュレータ３４によって、ＣＮＧ用デリバリーパイプ３１に供給されるＣＮＧの圧力が調整される。
　軽油インジェクタ１０と同様、各ＣＮＧインジェクタ３０もＥＣＵ２０に電気的に接続されており、ＥＣＵ２０によって制御される。
　尚、図５では図示を省略したが、本実施例においても、内燃機関１には、実施例１と同様の可変圧縮比機構１５及び吸気側ＶＶＴ１６が設けられている。
　［失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御］
　ＣＮＧの主成分であるメタンは着火性が非常に低いため、圧縮しても自着火しない。そのため、内燃機関１において軽油とＣＮＧとを混合燃焼させる場合、先ず、ＣＮＧインジェクタ３０から吸気ポート４内にＣＮＧを噴射することで、吸気とＣＮＧとの予混合気を形成させ、該予混合気を気筒２内に供給する。そして、圧縮上死点近傍において、軽油インジェクタ１０から気筒２内に軽油を噴射し、該軽油を自着火させる。該軽油が自着火することで形成された火炎を燃焼室内において伝播させることで軽油とＣＮＧとを混合燃焼させる。
　従って、軽油とＣＮＧとを混合燃焼させる場合に良好な燃焼を確保するためには、燃焼室における火炎伝播を好適に行わせることがより重要となる。また、燃焼し難いＣＮＧを十分に燃焼させて、未燃燃料成分量を抑制するためには、比較的高い圧縮端温度を確保することも重要となる。
　そのため、本実施例に係る内燃機関１において軽油とＣＮＧとを混合燃焼させる場合も、ＥＣＵ２０によって、実施例１と同様の失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御が実行される。これにより、燃焼室における火炎伝播を好適に行わせることが可能となり、その結果、失火の発生を抑制することが可能となる。また、十分に高い圧縮端温度を確保することが可能となり、その結果、未燃燃料成分量を抑制することが可能となる。
　また、上述したように、ＣＮＧは吸気との予混合気として気筒２内に供給される。そのため、ＣＮＧは気筒２内においてスキッシュエリアに入り込み易い。失火抑制制御を実行することで、圧縮上死点におけるピストン３の頂面とシリンダヘッド２１とのクリアランスが増大すると、失火の発生が抑制され、スキッシュエリアに入り込んだＣＮＧまで火炎が伝播し易くなる。その結果、該スキッシュエリアに入り込んだＣＮＧが未燃燃料成分として内燃機関１から排出されることを抑制することができる。
　尚、本実施例に係る失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御のフローは、実施例１に係る両制御のフロー（図２に示すフロー）と同様である。
　［変形例］
　ここで、本実施例の変形例について説明する。内燃機関１においてＣＮＧと軽油とを混合燃焼させる場合、内燃機関１の運転状態が同一であっても、ＣＮＧと軽油との混合割合に応じて消炎距離が変化する。即ち、内燃機関１に供給される燃料全体におけるＣＮＧの割合が高い方が、該ＣＮＧの割合が低い場合に比べて消炎距離が長い。
　そこで、本変形例では、失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御を実行する低負荷低回転領域Ａの閾値をＣＮＧと軽油との混合割合に応じて変更する。つまり、内燃機関１に供給される燃料全体におけるＣＮＧの割合が高い場合は、該ＣＮＧの割合が低い場合に比べて、低負荷低回転領域Ａを高負荷高回転側に拡大する。
　これによれば、内燃機関１においてＣＮＧと軽油とを混合燃焼させた場合に、失火の発生をより高い確率で抑制することができ、且つ未燃燃料成分をより抑制することができる。
　［制御フロー］
　本変形例に係る失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御のフローについて図６に基づいて説明する。図６は、本変形例に係る失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御のフローを示すフローチャートである。本フローは、ＥＣＵ２０に予め記憶されており、所定の間隔で繰り返し実行される。尚、本フローにおけるステップＳ１０１からＳ１０３の処理は図２に示すフローにおけるステップＳ１０１からＳ１０３の処理と同様であるため、その説明を省略する。
　本フローでは、先ずステップＳ２０１において、内燃機関１においてＣＮＧと軽油との混合燃焼が行われているか否かが判別される。ステップＳ２０１において否定判定された場合、次にステップＳ１０１の処理が実行される。尚、この場合は、図３に示すマップの低負荷低回転領域Ａの閾値は予め定められた基準値に設定される。
　一方、ステップＳ２０１において肯定判定された場合、次にステップＳ２０２において、内燃機関１に供給される燃料全体におけるＣＮＧの割合に基づいて、図３に示すマップの低負荷低回転領域Ａの閾値が設定される。この場合、上述したように、内燃機関１に供給される燃料全体におけるＣＮＧの割合が高いときは、該ＣＮＧの割合が低いときに比べて、低負荷低回転領域Ａが高負荷高回転側に拡大される。次に、ステップＳ１０１の処理が実行される。
　尚、他のガス燃料（例えば、水素ガス又はＬＰＧ等）と液体燃料（例えば、ガソリン、メタノール又はエタノール等）とを混合燃焼させた場合も、その混合割合に応じて消炎距離が変化する。そのため、本発明を、他のガス燃料と液体燃料とを混合燃焼させる内燃機関に適用してもよい。この場合も、使用するガス燃料と液体燃料との消炎距離に応じて上記のような失火抑制制御及び圧縮端温度上昇制御を実行する。
１・・・内燃機関
２・・・気筒
１０・・燃料インジェクタ（軽油インジェクタ）
１５・・可変圧縮比機構
１６・・吸気側可変動弁機構（吸気側ＶＶＴ）
２０・・ＥＣＵ
２１・・シリンダヘッド
２２・・シリンダブロック
２３・・クランクケース
２４・・クランク角センサ
２５・・アクセル開度センサ
３０・・ＣＮＧインジェクタ

Claims (2)

  1. 　内燃機関の制御システムであって、
    　圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを可変に制御するクリアランス制御部を備え、
    　燃料が着火した場合の消炎距離が大きいときは、前記クリアラス制御部によって、圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを該消炎距離が小さいときに比べて大きくする内燃機関の制御システム。
  2. 　圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを変更する方法以外の方法によって圧縮端温度を制御する圧縮端温度制御部をさらに備え、
    　前記クリアランス制御部によって圧縮上死点におけるピストンの頂面とシリンダヘッドとのクリアランスを大きくしたときは、前記圧縮端温度制御部によって、圧縮端温度を、該クリアランスを変更する以前と同等以上の温度に制御する請求項１に記載の内燃機関の制御システム。
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