JP2004052551A - Fuel injection control device for cylinder injection internal combustion engine - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a fuel injection control device for a cylinder injection internal combustion engine, suitably suppressing the increase of combustion changes even when performing Atokinson cycle through the cylinder injection internal combustion engine. <P>SOLUTION: The cylinder injection gasoline engine 1 has a variable valve timing mechanism 19. It is configured to perform closure slowing control (Atokinson cycle) of an intake valve 12 whose closing timing is set to be slower than that at an intake bottom dead center of a piston 5. On request of execution of the closure slowing control of the intake valve, a control device 50 controls the injection pressure of a fuel to be injected from a fuel injection valve 35 to be higher than in no-execution of the closure slowing control of the intake valve or controls an injection timing for the fuel to be injected from the fuel injection valve 35 to be faster than in the no-execution of the closure slowing control of the intake valve. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、アトキンソンサイクルを実施する筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
周知のように、内燃機関の運転中に気筒内を上下動するピストンの該気筒内での挙動は、吸入、圧縮、燃焼・膨張、排気といった一連のサイクル（行程）で表現され、これらのサイクルが順次繰り返されることによって内燃機関の運転が継続される。
【０００３】
一方、こうした内燃機関は通常、圧縮行程容積と燃焼・膨張行程容積とがほぼ同一であるため、圧縮比と膨張比も基本的に同一となる。そして一般に、このような燃焼システムはオットーサイクルと呼ばれている。
【０００４】
また一方、燃料の持つ熱エネルギーを運動エネルギーに変換する膨張行程でのピストンストロークを長くする、換言すれば膨張比を高めることは、内燃機関の熱効率を向上させるうえで極めて有効である。しかし、上記のオットーサイクルでは、膨張比を高めると圧縮比も同時に高まってしまうため、ノッキングの発生等が避けられない。このため、上記オットーサイクルが採用される内燃機関では、膨張比を高めるにも自ずと限界がある。
【０００５】
そこで従来は、オットーサイクルによるこうした不具合を解消すべく、ピストンが吸気下死点に到達した後に吸気弁を閉じる、いわゆる吸気弁遅閉じによって圧縮行程の実質的な開始を遅らせるアトキンソンサイクルと称される燃焼システムなども提案されている（例えば特開２０００−２０４９５１号公報参照）。このアトキンソンサイクルによれば、上記吸気弁の遅閉じによって圧縮行程が短縮されるため、実圧縮比を高めることなく高い膨張比を得ることができるようになる。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記アトキンソンサイクルの場合、吸気弁の閉弁時期が遅くなることから、圧縮行程の初期段階では気筒内に吸入された吸気が吸気ポートに吹き返されてしまうことも避けられない。もっとも、吸気ポートに燃料が噴射される通常の内燃機関であれば、気筒内に吸気が導入される以前に空気と燃料との混合はほぼ完了しているため、アトキンソンサイクルの実施によって気筒内に吸入された吸気が吸気ポートに吹き返されたとしても、気筒内の混合気濃度に対する影響は少ない。しかし、気筒内に直接燃料が噴射される上記筒内噴射式内燃機関の場合には、このアトキンソンサイクルの実施に伴う、以下のような不都合が無視できないものとなる。
【０００７】
すなわち、このような筒内噴射式内燃機関では、空気と燃料との混合が気筒内で行われる。このため、アトキンソンサイクルの実施によって気筒内に吸入された吸気が吸気ポートに吹き返されると、空気との混合が図られていない燃料の一部も、このとき同時に気筒外へ排出されてしまい、気筒内の混合気濃度が本来あるべき濃度とは異なるようになる。しかも、このとき排出される燃料の量にはばらつきがあるため、気筒内の混合気濃度にもばらつきが生じ、ひいては燃焼変動の増大を招くようになる。
【０００８】
この発明はこうした実情に鑑みてなされたものであって、その目的は、筒内噴射式内燃機関を通じてアトキンソンサイクルを実施する場合であれ、燃焼変動の増大を好適に抑制することのできる筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置を提供することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するための手段及びその作用効果について以下に記載する。
請求項１に記載の発明は、吸気弁の閉弁時期をピストンの吸気下死点よりも遅角側に設定する吸気弁遅閉じ制御が実行可能な筒内噴射式内燃機関にあって前記吸気弁が開弁状態にある吸気行程での気筒内への燃料噴射態様を制御する筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置であって、前記吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い、前記気筒内に噴射する燃料の噴射圧を前記吸気弁遅閉じ制御の非実行時よりも高くする制御を行う制御手段を備えることをその要旨とする。
【００１０】
通常、燃料噴射弁から噴射された燃料は、気筒内を突き進み、その運動エネルギーが消滅したところで拡散する。そして、この燃料噴射弁から噴射された燃料の到達距離の大小は、いわゆる燃料の貫徹力と呼ばれるものと相関関係にあり、貫徹力が大きくなるほど燃料の到達距離も長くなる傾向にある。また、この貫徹力は燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射圧とも相関関係にあり、噴射圧が高くなるほど貫徹力も大きくなる。この点、上記請求項１に記載の構成によれば、筒内噴射式内燃機関において上記吸気弁遅閉じ制御の実行要求がなされ、アトキンソンサイクルが実施されるときには、燃料の貫徹力が大きくされる。そのため、噴射された燃料の拡散中心は、燃料噴射圧が低い場合と比較して、より一層吸気ポートから離れた位置になり、吸気ポートから離れた部分の混合気濃度は濃く、吸気ポートに近い部分の混合気濃度は薄くなって、同吸気ポートに吹き返される燃料の量が減少するようになる。これにより、気筒内の混合気濃度のばらつきが抑えられ、ひいては燃焼変動の増大を好適に抑制することができるようになる。
【００１１】
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置において、当該機関の回転速度に基づいて前記噴射圧の増大度合いを設定することをその要旨とする。
【００１２】
上記構成では、燃料噴射弁から噴射された燃料がピストンの頂部に衝突する時期と相関関係にある機関回転速度に基づいて、燃料噴射圧の増大度合いを設定するようにしている。従って、燃料がピストンの頂部に衝突して層状に液化することによる燃料の拡散性の低下を抑えられるとともに、燃料を吸気ポートから十分離れた位置に到達させることができるようになる。
【００１３】
請求項３に記載の発明は、吸気弁の閉弁時期をピストンの吸気下死点よりも遅角側に設定する吸気弁遅閉じ制御が実行可能な筒内噴射式内燃機関にあって前記吸気弁が開弁状態にある吸気行程での気筒内への燃料噴射態様を制御する筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置であって、前記吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い、前記気筒内に噴射する燃料の噴射時期を前記吸気弁遅閉じ制御の非実行時よりも進角させる制御を行う制御手段を備えることをその要旨とする。
【００１４】
上記構成によれば、筒内噴射式内燃機関において上記吸気弁遅閉じ制御の実行要求がなされ、アトキンソンサイクルが実施されるときには、吸気行程において燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射時期が進角される。このように、ピストンがより吸気上死点に近い位置にあるときに燃料噴射が行われると、噴射された燃料の拡散中心は、燃料の噴射時期が進角されない場合と比較して、より一層ピストンに近づくようになる。そしてこれにより、ピストンの頂部と拡散した燃料との間に挟まれる空気の量も少なくなり、その後のピストンの下降、及び気筒内への空気の流入によって、拡散した燃料が気筒の下方に移動していく際にも、拡散した燃料はピストンの頂部近傍に位置しながら下降するようになる。従って、吸気ポートから離れた部分の混合気濃度は濃く、吸気ポートに近い部分の混合気濃度は薄くなり、同吸気ポートに吹き返される燃料の量が減少するようになる。これにより、気筒内の混合気濃度のばらつきが抑えられ、ひいては燃焼変動の増大を好適に抑制することができるようになる。
【００１５】
請求項４に記載の発明は、請求項３に記載の筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置において、前記制御手段は、当該機関の回転速度に基づいて前記噴射時期の進角度合いを設定することをその要旨とする。
【００１６】
上記構成では、燃料噴射弁から噴射された燃料がピストンの頂部に衝突する時期と相関関係にある機関回転速度に基づいて、噴射時期の進角度合いを設定するようにしている。従って、燃料がピストンの頂部に衝突して層状に液化することによる燃料の拡散性の低下を抑えられるとともに、燃料を吸気ポートから十分離れた位置に到達させることができるようになる。
【００１７】
請求項５に記載の発明は、吸気弁の閉弁時期をピストンの吸気下死点よりも遅角側に設定する吸気弁遅閉じ制御が実行可能な筒内噴射式内燃機関にあって前記吸気弁が開弁状態にある吸気行程での気筒内への燃料噴射態様を制御する筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置であって、前記吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い、前記気筒内に噴射する燃料の噴射圧を前記吸気弁遅閉じ制御の非実行時よりも高くする制御、及び前記気筒内に噴射する燃料の噴射時期を前記吸気弁遅閉じ制御の非実行時よりも進角させる制御の少なくとも一方を実行する制御手段を備えることをその要旨とする。
【００１８】
前述のように、筒内噴射式内燃機関においてアトキンソンサイクルが実施されるときには燃料が吸気ポートに吹き返されやすくなる。しかし上述したように、燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射圧を高圧化したり、燃料の噴射時期を進角することで前述した燃料の吹き返しは抑制することができる。そのため、上記請求項５に記載の構成によっても、吸気ポートに吹き返される燃料の量が減少するようになり、燃焼変動の増大を好適に抑制することができるようになる。
【００１９】
請求項６に記載の発明は、請求項５に記載の筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置において、前記制御手段は、当該機関の回転速度に基づいて前記噴射圧の増大度合い及び前記噴射時期の進角度合いを設定することをその要旨とする。
【００２０】
上記構成によれば、燃料噴射弁から噴射された燃料がピストンの頂部に衝突する時期と相関関係にある機関回転速度に基づいて、燃料噴射圧の増大度合い及び噴射時期の進角度合いが設定される。従って、燃料がピストンの頂部に衝突して層状に液化することによる燃料の拡散性の低下を抑えられるとともに、燃料を吸気ポートから十分離れた位置に到達させることができるようになる。
【００２１】
請求項７に記載の発明は、請求項５または６に記載の筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置において、前記制御手段は、前記ピストンが吸気上死点から下降を始めてから前記燃料の噴射が開始されるまでの時間（ＴＱＳ）を機関出力軸の回転速度と回転角度とに基づき算出するとともに、最大噴射圧で噴射した燃料が前記気筒内の吸気下死点に到達するまでの時間（ＴＱ）をこの算出した時間（ＴＱＳ）に加算し、この加算した値（ＴＱＳ＋ＴＱ）が、機関出力軸の回転速度から算出される前記ピストンの吸気上死点から吸気下死点に移動するまでに要する行程時間（ＴＳＴ）以下であるか否かを判定する判定手段を備え、この判定手段によって前記加算した値（ＴＱＳ＋ＴＱ）が前記行程時間（ＴＳＴ）以下である旨判定されるときには、前記吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い前記噴射する燃料の噴射圧を前記吸気弁遅閉じ制御の非実行時よりも高くする制御を実行し、同判定手段によって前記加算した時間（ＴＱＳ＋ＴＱ）が前記行程時間（ＴＳＴ）以下ではない旨判定されるときには、前記吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い前記噴射する燃料の噴射時期を前記吸気弁遅閉じ制御の非実行時よりも進角させる制御を実行することをその要旨とする。
【００２２】
上述したように、燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射圧を高圧化したり、燃料の噴射時期を進角することで前述した燃料の吹き返しは抑制することができる。ここで、一般に、燃料噴射時期は混合気の点火時期や吸気の状態等に合わせて設定されている。そのため、この燃料噴射時期を変更すると、気筒内の燃焼状態に少なからず悪影響を与えてしまう。そこで上記請求項７に記載の構成では、燃料の噴射圧を増大させることにより、吸気下死点に到達したピストンに燃料を衝突させることができると判定されるときには、吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い燃料の噴射圧が高圧化される。一方、燃料の噴射圧を増大させても吸気下死点に到達したピストンに燃料を衝突させることができないと判定されるときには、吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い燃料の噴射時期が進角される。このように吸気ポートへの燃料の吹き返しが燃料噴射圧の高圧化によって抑制できないときには、燃料噴射時期の進角を行うようにしている。このため、燃焼状態に対する悪影響を極力抑えつつ、吸気ポートに吹き返される燃料の量を減少させることができるようになる。すなわち、燃料の噴射圧を高くする制御と燃料の噴射時期を進角させる制御とを、吸気弁遅閉じ制御が行われるときの燃料噴射の制御態様として、望ましいかたちで切り替えることができるようになる。
【００２３】
請求項８に記載の発明は、吸気弁の閉弁時期をピストンの吸気下死点よりも遅角側に設定する吸気弁遅閉じ制御が実行可能な筒内噴射式内燃機関にあって前記吸気弁が開弁状態にある吸気行程での気筒内への燃料噴射態様を制御する筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置であって、前記吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い、前記気筒内に噴射する燃料の噴射期間半ばに噴射された燃料が前記ピストンの吸気下死点において燃料噴射弁から最も離れた位置に到達するように前記燃料の噴射時期を設定することをその要旨とする。
【００２４】
上記構成によれば、筒内噴射式内燃機関においてアトキンソンサイクルが実施されるときには、気筒内に噴射される燃料の噴射期間半ばに噴射された燃料がピストンの吸気下死点において燃料噴射弁から最も離れた位置に到達するように燃料の噴射時期が設定される。そのため、噴射開始時から前記中心時期までの間（噴射期間の前半部）に噴射された燃料と前記中心時期から噴射終了時までの間（噴射期間の後半部）に噴射された燃料とを、バランスよく吸気ポートから離れた位置に存在させることができる。従って、吸気ポートから離れた部分の混合気濃度は濃く、吸気ポートに近い部分の混合気濃度は薄くなり、同吸気ポートに吹き返される燃料の量が減少するようになる。これにより、気筒内の混合気濃度のばらつきが抑えられ、ひいては燃焼変動の増大を好適に抑制することができるようになる。
【００２５】
【発明の実施の形態】
以下、この発明にかかる筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置を具体化した一実施形態について図１〜図９に基づき、詳細に説明する。
【００２６】
図１は、これが適用される筒内噴射式のガソリン機関１とともに、本実施形態にかかる燃料噴射制御装置、並びにそれらの周辺構成を示す概略構成図である。
ガソリン機関１は複数の気筒を有しており、そのシリンダブロック２には、複数のシリンダ４が設けられている（図１では便宜上、１つのみを図示）。このシリンダ４内にはピストン５が設けられており、このピストン５は、コンロッド６を介して機関出力軸であるクランクシャフト７に連結されている。
【００２７】
上記シリンダブロック２の上部には、シリンダヘッド３が取り付けられている。そして、上記シリンダ４においてピストン５の上端とシリンダヘッド３との間には、燃焼室８が形成されている。また、シリンダヘッド３には、この燃焼室８内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁３５と、燃焼室８内の混合気を火花点火するための点火プラグ１１とが、各気筒に対応してそれぞれ設けられている。
【００２８】
また、上記シリンダヘッド３には、上記燃焼室８への吸気流路である吸気ポート９と同燃焼室８からの排気流路である排気ポート１０とが、１つの気筒に対してそれぞれ設けられている。これらの吸気ポート９及び排気ポート１０は、それぞれ吸気通路２０及び排気通路３０に接続されている。前記吸気通路２０内には、アクセルペダル（図示略）の操作に基づいて駆動されるアクチュエータ２２によってその開度が調整されるスロットル弁２３が設けられている。このスロットル弁２３の開度を変更することにより燃焼室８内へ吸入される空気量が調量されるようになっている。
【００２９】
一方、前記クランクシャフト７には、タイミングベルト１４を介して吸気側タイミングプーリ１５と排気側タイミングプーリ１６とが駆動連結されている。吸気側タイミングプーリ１５には、後述する可変バルブタイミング機構１９を介して吸気カムシャフト１７が取り付けられている。また、排気側タイミングプーリ１６には、同排気側タイミングプーリ１６とともに一体回転する排気カムシャフト１８が取り付けられている。
【００３０】
前記燃焼室８に対応して設けられた吸気弁１２及び排気弁１３は、前記吸気ポート９及び排気ポート１０をそれぞれ開閉する。同吸気弁１２及び排気弁１３は、前記吸気カムシャフト１７及び排気カムシャフト１８にそれぞれ設けられたカム（図示略）によって開閉動作される。また、前記クランクシャフト７が２回転すると前記吸気側タイミングプーリ１５及び排気側タイミングプーリ１６がそれぞれ１回転するようになっている。従って、吸気弁１２及び排気弁１３は、クランクシャフト７の回転に同期して、すなわちピストン５の往復移動に対応して所定のタイミングで開閉駆動される。
【００３１】
また、前記の吸気側タイミングプーリ１５には、可変バルブタイミング機構（以下、ＶＶＴ機構という）１９が設けられている。このＶＶＴ機構１９は、吸気側タイミングプーリ１５と吸気カムシャフト１７との相対位相を油圧の作用により変更することで、吸気カムシャフト１７に設けられたカムのクランクシャフト７に対する相対位相を変更する。そしてこの相対位相の変更により、吸気弁１２の開閉時期は図２に例示するように進角側、あるいは遅角側に変更され、機関運転状態に応じた開閉時期にされる。
【００３２】
各気筒に対応してそれぞれ設けられる前記燃料噴射弁３５に燃料を分配する燃料分配管６０は、高圧燃料通路６１を介して高圧ポンプ６２に接続されている。高圧燃料通路６１には、燃料分配管６０から高圧ポンプ６２側に燃料が逆流することを規制する逆止弁６３が設けられている。高圧ポンプ６２には、低圧燃料通路６４を介して燃料タンク６６内に設けられた低圧ポンプ６５が接続されている。
【００３３】
低圧ポンプ６５は、燃料タンク６６内の燃料を吸引して低圧燃料通路６４に吐出することにより、燃料を高圧ポンプ６２に圧送する。
高圧ポンプ６２は、吸気カムシャフト１７に設けられたカム６８により往復駆動されるプランジャ６２ａ、同プランジャ６２ａを往復動可能に収容するシリンダ６２ｂを備えている。また、シリンダ６２ｂ内に形成される加圧室６２ｃは、低圧燃料通路６４を通じて燃料が供給されるとともに高圧燃料通路６１を介して燃料分配管６０に接続されている。また、電磁弁６２ｄは、低圧燃料通路６４と加圧室６２ｃとの連通を遮断する。この高圧ポンプ６２において、電磁弁６２ｄが開弁している場合、高圧ポンプ６２に供給された燃料は燃料分配管６０側に加圧圧送されることなく燃料タンク６６側に戻される。これに対して、電磁弁６２ｄが閉弁している場合には、高圧ポンプ６２から燃料が高圧燃料通路６１を通じて燃料分配管６０側へ加圧圧送される。後述する制御装置（ＥＣＵ）５０は、燃料分配管６０に取り付けられた燃圧センサ４６の検出値を参照して電磁弁６２ｄの開閉時期をフィードバック制御し、高圧ポンプ６２から燃料分配管６０に加圧圧送される燃料量を調節することにより、燃料分配管６０内の燃料圧力を適切な圧力に調節する。なお、リターン通路６７は、低圧燃料通路６４における過剰な燃料を燃料タンク６６に戻すための通路である。
【００３４】
他方、前記ガソリン機関１には、上記の燃圧センサ４６の他にも、機関運転状態を検出するための各種センサが備えられている。例えば、クランクシャフト７に近接して設けられるクランク角センサ４１は、クランクシャフト７の回転に基づいてガソリン機関１の回転速度に応じた頻度のパルス信号を出力する。そして、この出力信号（パルス信号）に基づいて同ガソリン機関１（クランクシャフト７）の回転速度（機関回転速度）ＮＥ及びクランクシャフト７の回転角（クランク角）が検出される。また、吸気カムシャフト１７に近接して設けられるカム角センサ４２は、吸気カムシャフト１７の回転に基づいて所定の回転毎に基準信号となるパルス信号を出力する。そして、クランク角センサ４１及びカム角センサ４２の出力信号に基づいて吸気カムシャフト１７のカム角（クランクシャフト７に対する相対位相）θＡが検出される。なお、このカム角θＡは、前記ＶＶＴ機構１９によって可変とされる吸気弁１２の開閉時期の進角量を表している。また、スロットル弁２３の近傍に設けられるスロットル開度センサ４３は、スロットル弁２３の開度ＴＡ（スロットル開度ＴＡ）を検出する。また、上記スロットル弁２３の上流側に設けられるエアフロメータ４４により、吸気通路２０を流れる吸入空気量ＱＡが検出される。また、上記シリンダブロック２に設けられる水温センサ４５により、冷却水の温度が検出される。
【００３５】
上記ガソリン機関１の点火時期制御、燃料噴射量（噴射時期）制御、燃料噴射圧制御、あるいはＶＶＴ機構の位相制御等の各種制御は、制御装置（以下、ＥＣＵという）５０によって行われる。このＥＣＵ５０は中央処理制御装置（ＣＰＵ）を備えるマイクロコンピュータを中心として構成されている。例えばＥＣＵ５０には、各種プログラムやマップ等を予め記憶した読出専用メモリ（ＲＯＭ）、ＣＰＵの演算結果等を一時記憶するランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）が設けられている。またＥＣＵ５０には、演算結果や予め記憶されたデータ等を機関停止後も保存するためのバックアップＲＡＭ、入力インターフェース、出力インターフェース等も設けられている。また、前記クランク角センサ４１、カム角センサ４２、スロットル開度センサ４３、エアフロメータ４４、水温センサ４５、及び燃圧センサ４６等からの出力信号は前記入力インターフェースに入力される。これら各センサ４１〜４６等により、ガソリン機関１の運転状態が検出される。
【００３６】
一方、出力インターフェースは、各々対応する駆動回路等を介して燃料噴射弁３５、点火プラグ１１に高電圧を印可するイグニッションコイル（図示略）、ＶＶＴ機構１９を制御する油圧制御弁（図示略）、スロットル弁２３のアクチュエータ２２、及び電磁弁６２ｄ等に接続されている。そして、ＥＣＵ５０は上記各センサ４１〜４６等からの信号に基づき、ＲＯＭ内に格納された制御プログラム及び初期データに従って、上記燃料噴射弁３５や油圧制御弁、イグニッションコイル、アクチュエータ２２、及び電磁弁６２ｄ等を制御する。
【００３７】
さて、本実施の形態にかかるガソリン機関１では、前記ＶＶＴ機構１９による吸気弁遅閉じ制御、すなわち、前記ピストン５の吸気下死点よりも遅角側で吸気弁１２を閉弁させる制御を行うことによって、前述したアトキンソンサイクルを実施するようにしている。このアトキンソンサイクルでは通常、吸気弁の閉弁時期がピストンの吸気下死点よりも遅れるために、圧縮行程の初期では気筒内に吸入された吸気が吸気ポート９に吹き返されるようになる。これにより、圧縮行程の実質的な開始が遅れるようになり、結果として実圧縮比を高めることなく高い膨張比を得ることが可能になっている。そして、このように膨張比を高めることができるアトキンソンサイクルでは、膨張行程での実質的なピストンストロークを長くすることができるため、燃料の持つ熱エネルギーを効率よく運動エネルギーに変換することができ、ひいてはガソリン機関１の熱効率を向上することができる。
【００３８】
ところで、燃料が気筒内に直接噴射される筒内噴射式内燃機関である上記ガソリン機関１において、このようなアトキンソンサイクルを実施するときには前述のように、以下のような問題が生じる。すなわち、筒内噴射式内燃機関では、空気と燃料との混合が気筒内で行われる。このため、アトキンソンサイクルの実施によって気筒内に吸入された吸気が吸気ポートに吹き返されると、空気との混合が図られていない燃料の一部も、このとき同時に気筒外へ排出されてしまい、気筒内の混合気濃度が本来あるべき濃度とは異なるようになる。しかも、このとき排出される燃料の量にはばらつきがあるため、気筒内の混合気濃度にもばらつきが生じ、ひいては燃焼変動の増大を招いてしまう。
【００３９】
そこで、本実施の形態にかかる燃料噴射制御装置では、吸気弁１２の閉弁時期が遅角されることでアトキンソンサイクルが実施される際には、それに応じたかたちで燃料噴射態様を制御することで、吸気ポート９への燃料の吹き返しを抑制し、ひいては燃焼変動の増大を抑制するようにしている。
【００４０】
より具体的には、アトキンソンサイクルが実施されるときには燃料噴射圧を高くして燃料の貫徹力を高める、あるいは燃料の噴射時期を進角することにより、噴射された燃料の拡散中心が吸気ポート９から離れた位置になるようにしている。こうすることによって、吸気ポート９から離れた部分の混合気濃度は濃く、吸気ポート９に近い部分の混合気濃度は薄くなり、同吸気ポート９に吹き返される燃料の量が減少するようになる。
【００４１】
なお、前記貫徹力とは、燃料噴射弁から噴射された燃料が気筒内の空気を押しのけて突き進んでいく力のことであり、燃料噴射弁から噴射された燃料はこの貫徹力によって気筒内を突き進み、その運動エネルギーが消滅したところで拡散する。このため、燃料噴射弁から噴射された燃料の到達距離は、貫徹力が大きくなるほど長くなる傾向にある。また、この貫徹力は燃料噴射圧が高くなるほど大きくなる傾向にある。従って、燃料噴射圧を高圧化することにより、噴射された燃料の拡散中心を吸気ポート９から離れた位置にすることができる。
【００４２】
また、吸気行程に噴射される燃料の噴射時期が進角されると、ピストン５がより吸気上死点に近い位置にあるときに燃料噴射が行われるようになる。このため、噴射された燃料の拡散中心は、燃料の噴射時期が進角されない場合と比較して、より一層、ピストン５に近づくようになる。そしてこの拡散された燃料は、その後のピストン５の下降、及び気筒内への空気の流入によって気筒の下方に移動していく。そのため、吸気ポート９から離れた部分の混合気濃度は濃く、吸気ポート９に近い部分の混合気濃度は薄くなり、同吸気ポート９に吹き返される燃料の量が減少するようになる。そしてこれにより、気筒内の混合気濃度のばらつきが抑えられ、ひいては燃焼変動の増大が抑制される。
【００４３】
このように、燃料噴射圧の高圧化または噴射時期の進角により、吸気ポート９に吹き返される燃料の量は減少するようになる。ここで、一般に、燃料の噴射時期は混合気の点火時期や吸気の状態等に合わせて設定されるため、その時期を変更すると、気筒内の燃焼状態に少なからず悪影響を与えてしまう。そこで、本実施の形態では、基本的に、燃料噴射圧の高圧化によって吸気ポート９へ吹き返される燃料の量を減少させるようにしている。そして、燃料噴射圧の高圧化を図っても吸気ポート９への燃料の吹き返しが抑制できないときには、燃料噴射時期の進角を行うようにしている。すなわち、燃料噴射圧の高圧化を燃料噴射時期の進角よりも優先させるようにしている。こうして、燃焼状態に対する悪影響を極力抑えつつ、吸気ポート９に吹き返される燃料の量を減少させることができるようにしている。
【００４４】
以下、本実施の形態にかかる燃料噴射制御装置による燃料噴射の制御処理を、図３〜図９を併せ参照して詳細に説明する。
図３は、本実施の形態にかかる燃料噴射制御装置による燃料噴射制御について、その制御手順を示したものである。ＥＣＵ５０はこの制御手段として図３に示す制御を行う。なお、この燃料噴射制御は、例えば所定時間毎の割り込み処理として繰り返し実行される。
【００４５】
この処理が開始されると、まず、現在の機関運転状態において前記アトキンソンサイクルの実施要求、すなわち吸気弁遅閉じ制御の実行要求があるか否かが判断される（ステップＳ１１０）。例えば、前記スロットル開度ＴＡや吸入空気量ＱＡ等に基づいて算出される機関負荷、機関回転速度ＮＥ、あるいは冷却水の温度などが所定の条件に適合している場合など、現在の機関運転状態においてアトキンソンサイクルが実施可能であると判定される場合に、上記吸気弁遅閉じ制御の実行要求があると判断される。
【００４６】
そして、吸気弁遅閉じ制御の実行要求がないと判断される場合には（ステップＳ１１０でＮＯ）、本処理を一旦終了する。
一方、吸気弁遅閉じ制御の実行要求があると判断される場合には（ステップＳ１１０でＹＥＳ）、図４に示す判定処理を通じて判定されている前記燃料噴射弁の潜在貫徹力に関する判定結果が読み込まれ、この潜在貫徹力が高いか否かが判断される（ステップＳ１２０）。
【００４７】
ここで、この前記潜在貫徹力の判定がどのように行われるのかについて図４を参照しつつ以下に説明する。なお、この判定手段としての処理も上記ＥＣＵ５０を通じて実行される。また、この潜在貫徹力の判定処理も、例えば所定時間毎の割り込み処理として繰り返し実行される。
【００４８】
図４に示す判定処理が開始されると、まず、現在の機関回転速度ＮＥが読み込まれる（ステップＳ２１０）。
次に、ピストン５の吸気上死点から吸気下死点に移動するまでに要する行程時間ＴＳＴが、機関回転速度ＮＥから求められる（ステップＳ２２０）。この行程時間ＴＳＴは、基本的に次式（１）から求めることができる。なお、ピストン５の移動速度の変動等に応じて、この算出された行程時間ＴＳＴを補正することにより、より正確な値を算出することができる。
【００４９】
行程時間ＴＳＴ＝（２×６０）／機関回転速度ＮＥ　…　（１）
次に、この算出された行程時間ＴＳＴ中に、最大噴射圧で噴射された燃料が吸気下死点に到達したピストン５の頂部に衝突するか否かが判定される（ステップＳ２３０）。
【００５０】
このステップＳ２３０にて行われる判定を、図５を参照しながら説明する。まず、図５に実線で示す曲線は、クランク角に対応したピストンの位置を表している。また、同図５に一点鎖線で示す曲線は、クランク角に対応した燃料の到達位置を表している。そして、図５（ａ）は、機関回転速度が遅い場合における、ピストン位置と燃料の到達位置とを例示している。一方、図５（ｂ）は、機関回転速度が速い場合における、ピストン位置と燃料の到達位置とを例示している。そして、時間ＴＱＳは、ピストン５が吸気上死点から下降を始めてから燃料噴射が開始されるまでの間の時間を表しており、この時間ＴＱＳは、ピストン５が吸気上死点から下降を始めてから燃料噴射が開始されるまでの間に回転したクランクシャフト７の回転角度と機関回転速度ＮＥとから算出される。また、時間ＴＱは、最大噴射圧で燃料が噴射されることにより前述した貫徹力が最大とされる場合において、燃料噴射が開始されたときに噴射された燃料が気筒内の吸気下死点に到達するまでの時間を表しており、この時間ＴＱは、実験等により求められている。
【００５１】
まず、図５（ａ）に示されるように、機関回転速度が遅い場合には、ピストンの移動速度も遅く、行程時間ＴＳＴも長くなる。従って、噴射された燃料（一点鎖線）は吸気下死点に到達する前のピストン５に衝突するようになる。ここで、噴射された燃料が吸気下死点に到達する前にピストン５に衝突すると、その後はピストン５の頂部で燃料が層状に液化してしまうため、同燃料の拡散性が低下してしまう。そこで、このように燃料の貫徹力が大きすぎる場合には、燃料噴射圧を低くして上記時間ＴＱが長くなるようにすれば、吸気下死点にあるピストン５の頂部に燃料を衝突させることが可能になる。このように、少なくとも最大噴射圧で燃料を噴射することで、吸気下死点に到達したピストン５の頂部に燃料を衝突させることができるときには、次式（２）の関係が成立している。
【００５２】
ＴＱＳ＋ＴＱ≦ＴＳＴ　…　（２）
この、式（２）が成立するとき、すなわち、少なくとも最大噴射圧で燃料を噴射することで吸気下死点に到達したピストン５の頂部に燃料を衝突させることができる状態が、潜在貫徹力が高い状態に相当する。
【００５３】
一方、図５（ｂ）に示されるように、機関回転速度が速い場合には、ピストンの移動速度も速く、行程時間ＴＳＴも短くなる。しかし、上記時間ＴＱ（燃料噴射が開始されたときに噴射された燃料が気筒内の吸気下死点に到達するまでの時間）は、機関回転速度の上昇に対応して変化する行程時間ＴＳＴ及び時間ＴＱＳの変化量ほどは大きく変化しない。そのため、ピストン５が吸気下死点に到達しても、燃料はまだ吸気下死点に到達することができず、最大噴射圧で燃料を噴射しても、吸気下死点にあるピストン５の頂部に燃料を衝突させることはできない。このようなときには、次式（３）の関係が成立している。
【００５４】
ＴＱＳ＋ＴＱ＞ＴＳＴ　…　（３）
この、式（３）が成立するとき、すなわち最大噴射圧で燃料を噴射しても吸気下死点に到達したピストン５の頂部に燃料を衝突させることはできない状態が、潜在貫徹力が低い状態に相当する。
【００５５】
このように、行程時間ＴＳＴ、時間ＴＱＳ、及び時間ＴＱの関係が上記式（２）の関係となる場合には（ステップＳ２３０でＹＥＳ）、現在の機関回転速度ＮＥに対する潜在貫徹力が高いと判定される（ステップＳ２４０）。
【００５６】
一方、行程時間ＴＳＴ、時間ＴＱＳ、及び時間ＴＱの関係が上記式（３）の関係となる場合、換言すれば上記式（２）が満たされない場合には（ステップＳ２３０でＮＯ）、現在の機関回転速度ＮＥに対する潜在貫徹力が低いと判定される（ステップＳ２５０）。
【００５７】
こうした潜在貫徹力の判定結果は、例えばＥＣＵ５０内の上記ＲＡＭに一時的に記憶され、図３に示す上記燃料噴射制御においてこの判定結果が利用される。
さて、上述した図３のステップＳ１２０において、この判定結果に基づき燃料噴射弁の潜在貫徹力が高いと判断される場合には（ステップＳ１２０でＹＥＳ）、燃料噴射圧が高圧化される（ステップＳ１３０）。そしてその後、前記ＶＶＴ機構１９を通じた吸気弁の遅閉じ制御が実行されて（ステップＳ１５０）、本処理が一旦終了される。
【００５８】
なお、このとき高圧化される燃料噴射圧は、機関回転速度ＮＥに基づき、ＥＣＵ５０のＲＯＭ内に記憶された噴射圧設定マップを参照して求められる。ちなみに、機関回転速度ＮＥが速くなるに伴って、ピストン５が吸気下死点に到達した時点での燃料の到達位置はピストン５の頂部近傍から遠くなる。そこで先の図５（ａ）に二点鎖線で示す曲線のように、ピストン５が吸気下死点に到達した時点で燃料をピストン５の頂部近傍に到達させるべく、この噴射圧設定マップには、機関回転速度ＮＥが速くなるほど燃料噴射圧が高くなる傾向をもって同噴射圧が設定されている。これにより、燃料がピストン５の頂部に衝突して層状に液化した場合の拡散性の低下が抑えられるとともに、燃料が吸気ポート９から十分離れた位置に到達するようになる。
【００５９】
一方、上述した図３のステップＳ１２０において、燃料噴射弁の潜在貫徹力が低いと判定される場合には（ステップＳ１２０でＮＯ）、燃料の噴射時期が進角される（ステップＳ１４０）。そしてその後、同様に前記ＶＶＴ機構１９を通じた吸気弁の遅閉じ制御が実行されて（ステップＳ１５０）、本処理が一旦終了される。
【００６０】
ここで、進角が行われる際の限界値について、図６を併せ参照しながら説明する。なお、この図６に実線で示す曲線は、クランク角に対応したピストンの位置を表している。また、同図６に一点鎖線で示す曲線は、燃料の貫徹力が高い場合のクランク角に対応した燃料の到達位置を表しており、二点鎖線で示す曲線は、燃料の貫徹力が低い場合のクランク角に対応した燃料の到達位置を表している。
【００６１】
通常、ピストン５が上昇する圧縮行程において燃料がピストン５の頂部に衝突すると、衝突した燃料はその頂部で層状に液化してしまい、燃料の拡散性が低下してしまう。そのため、ピストン５が下降する吸気行程において、燃料噴射弁３５から噴射された燃料を同ピストン５の頂部近傍に到達させる必要がある。また、吸気行程において燃料がピストン５の頂部に衝突する場合にも、衝突した燃料がピストン５の頂部で層状に液化してしまい、燃料の拡散性が低下してしまう。従って、噴射時期を吸気下死点から進角させていき、燃料が吸気行程にてピストン５に衝突し始める直前の噴射開始時期が、そのときの燃料噴射圧及び機関回転速度における進角限界値となる。
【００６２】
例えば、現在の貫徹力が高く（燃料噴射圧が高く）、図６に一点鎖線にて例示するような態様で燃料が気筒の下方へ進んでいく場合には、点Ａとして示す時期が進角限界値となる。また、現在の貫徹力が低く（燃料噴射圧が低く）、図６に二点鎖線にて例示するような態様で燃料が気筒の下方へ進んでいく場合には、点Ｂとして示す時期が進角限界値となる。このように、進角限界値は燃料の貫徹力が高いほど、換言すれば燃料噴射圧が高いほど吸気下死点に近くなる。また、機関回転速度ＮＥが速くなるほどピストン５の下降速度も速くなるため、この機関回転速度ＮＥの上昇に伴って噴射時期も進角しないと、燃料をピストン５の頂部近傍に到達させることができなくなる。そのため、進角限界値は機関回転速度ＮＥが速くなるほど吸気上死点に近くなる。このような進角限界値の傾向をふまえ、前記ＥＣＵ５０のＲＯＭ内には、機関回転速度ＮＥが速くなるほど進角量が大きくなるように設定された進角量設定マップが記憶されている。そして、前記のステップＳ１４０（図３）での処理における噴射時期の進角量は、その時点での機関回転速度ＮＥに基づき、この進角量設定マップを参照して求められる。
【００６３】
図７〜図９に、本実施形態の作用説明として、上述した燃料噴射制御が実行されなかった場合、及び実行された場合を比較して、気筒内での燃料の拡散状態をそれぞれ例示する。
【００６４】
このうち、図７は、吸気弁遅閉じ制御（アトキンソンサイクル）が行われるにも拘わらず上記燃料噴射制御が行われなかった場合の気筒内での燃料の拡散状態を模式的に示したものである。なお、同図７にＬ１にて示す距離は、燃料噴射が開始されたときのピストン５の吸気上死点からの距離を示している。また図８は、吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い、上記燃料噴射制御を通じて燃料噴射圧の高圧化が行われた場合の気筒内での燃料の拡散状態を模式的に示したものである。そして図９は、同じく吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い、上記燃料噴射制御を通じて燃料噴射時期の進角化が行われた場合の気筒内での燃料の拡散状態を模式的に示したものである。なお、同図９にＬ２にて示す距離は、図７に示す距離Ｌ１と同様、燃料噴射が開始されたときのピストン５の吸気上死点からの距離を示しており、この距離Ｌ２は、燃料噴射時期が進角化された分だけ前記距離Ｌ１よりも短くなっている。また、図７〜図９の各図において、（ａ）に示される状態は、吸気行程において燃料噴射が開始されたときの気筒内の状態、（ｂ）に示される状態は、ピストン５が吸気下死点に到達したときの気筒内の状態、（ｃ）に示される状態は、圧縮行程において吸気弁１２が閉弁される直前の気筒内の状態をそれぞれ表している。
【００６５】
まず、図７に示されるように、吸気弁遅閉じ制御（アトキンソンサイクル）が行われるにも拘わらず上記燃料噴射制御が実行されなかった場合には、図７（ａ）に示されるように、燃料噴射弁３５から噴射された燃料８０は同燃料噴射弁３５から十分に離れた位置まで到達することができない。そのため、混合気濃度の高い拡散燃料８１は、図７（ｂ）に示されるように、吸気ポート９に近い位置で拡散してしまい、図７（ｃ）に示される圧縮行程において、閉弁直前の吸気弁１２を介して吸気ポート９へ吹き返されてしまう。
【００６６】
これに対し、吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴って燃料噴射圧が高圧化される場合には、図８（ａ）に示されるように、上記噴射された燃料８０は燃料噴射弁３５からより遠くまで到達するようになる。このため、混合気濃度の高い拡散燃料８１も、図８（ｂ）に示されるように、より一層気筒の下方で、すなわち吸気ポート９から離れた位置に存在するようになる。従って、その後の圧縮行程において吸気弁１２が遅閉じされる場合であれ、図８（ｃ）に示されるように、拡散燃料８１の吸気ポート９への吹き返しが抑制され、ひいては気筒内の混合気濃度のばらつきが抑えられるようになる。
【００６７】
また、吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴って燃料の噴射時期が進角化される場合には、図９（ａ）に示されるように、ピストン５がより上死点に近い位置にあるときに燃料噴射が行われる。このため、ピストン５の頂部近傍で燃料８０が拡散するようになる。そしてこれにより、ピストン５の頂部と拡散燃料８１との間に挟まれる空気の量も少なくなり、その後のピストン５の下降、及び気筒内への空気の流入によって、拡散燃料８１が気筒の下方に移動していく際にも、図９（ｂ）に示されるように、同拡散燃料８１はピストン５の頂部近傍に位置しながら下降するようになる。従って、この場合も、その後の圧縮行程において吸気弁１２が遅閉じされる場合であれ、図９（ｃ）に示されるように、拡散燃料８１の吸気ポート９への吹き返しが抑制され、ひいては気筒内の混合気濃度のばらつきが抑えられるようになる。
【００６８】
以上説明したように、本実施の形態における筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置によれば、次のような効果が得られるようになる。
（１）筒内噴射式のガソリン機関１で吸気弁１２の遅閉じ制御（アトキンソンサイクル）が実行される際には、燃料噴射弁３５から噴射される燃料の噴射圧を高圧化するようにしている。これにより、噴射された燃料は燃料噴射弁３５からより遠くまで到達するようになり、気筒の下方、すなわち吸気ポート９から離れた位置で拡散するようになる。従って、吸気弁１２が遅閉じされる場合であれ、この拡散燃料の吸気ポート９への吹き返しが抑制されるようになる。これにより、気筒内の混合気濃度のばらつきが抑えられ、ひいては燃焼変動の増大も好適に抑制することができるようになる。
【００６９】
（２）また、燃料噴射圧の高圧化を図っても吸気ポート９への燃料の吹き返しが抑制できないときには、燃料の噴射時期を進角化するようにしている。これにより、ピストン５がより上死点に近い位置にあるときに燃料噴射が行われるようになり、より一層、ピストン５の頂部近傍で燃料が拡散されるようになる。そして、その後のピストン５の下降、及び気筒内への空気の流入によってこの拡散された燃料が気筒の下方に移動していく際にも、拡散された燃料はピストン５の頂部近傍に位置しながら下降するようになる。従って、その後の圧縮行程において吸気弁１２が遅閉じされる場合であれ、この拡散燃料の吸気ポート９への吹き返しが抑制されるようになる。これにより、気筒内の混合気濃度のばらつきが抑えられ、ひいては燃焼変動の増大も好適に抑制することができるようになる。
【００７０】
（３）上述したように、燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射圧を高圧化したり、燃料の噴射時期を進角することで前述した燃料の吹き返しは抑制することができる。ここで、一般に、燃料噴射時期は混合気の点火時期や吸気の状態等に合わせて設定されている。そのため、この燃料噴射時期を変更すると、気筒内の燃焼状態に少なからず悪影響を与えてしまう。この点、上記実施形態では、機関回転速度ＮＥから算出することのできる前記の行程時間ＴＳＴ、機関回転速度ＮＥと燃料噴射の開始時期とから算出することのできる前記の時間ＴＱＳ、及び予め求められている前記の時間ＴＱを用いて、前述した潜在貫徹力の高低を判定している。そして、この判定において潜在貫徹力が高いと判定された場合、すなわち燃料の噴射圧を増大させることにより、吸気下死点に到達したピストンに燃料を衝突させることができると判定されたときには、吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴って、燃料の噴射圧を高圧化するようにしている。一方、潜在貫徹力が低いと判定された場合、すなわち燃料の噴射圧を増大させても吸気下死点に到達したピストンに燃料を衝突させることができないと判定されるときには、吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴って燃料の噴射時期を進角するようにようにしている。このように吸気ポート９への拡散燃料の吹き返しが燃料噴射圧の高圧化によって抑制できないときには、燃料噴射時期の進角を行うようにしている。このため、燃焼状態に対する悪影響を極力抑えつつ、吸気ポート９に吹き返される燃料の量を減少させることができるようになる。すなわち、燃料の噴射圧を高くする制御と燃料の噴射時期を進角させる制御とを、吸気弁遅閉じ制御が行われるときの燃料噴射の制御態様として、望ましいかたちで切り替えることができるようになる。
【００７１】
（４）燃料噴射弁３５から噴射された燃料８０がピストン５の頂部に衝突する時期と相関関係にある機関回転速度ＮＥに基づいて燃料噴射圧の高圧化を行う際の噴射圧を求めるようにしている。従って、燃料がピストン５の頂部に衝突して層状に液化することによる燃料の拡散性の低下が抑えられるとともに、燃料が吸気ポート９から十分離れた位置に到達するようになる。
【００７２】
（５）燃料噴射弁３５から噴射された燃料８０がピストン５の頂部に衝突する時期と相関関係にある機関回転速度ＮＥに基づいて燃料噴射時期の進角を行う際の進角量を求めるようにしている。従って、燃料がピストン５の頂部に衝突して層状に液化することによる燃料の拡散性の低下が抑えられるとともに、燃料が吸気ポート９から十分離れた位置に到達するようになる。
【００７３】
（その他の実施形態）
なお、上記実施形態は以下のように変更して実施することもできる。
・上記実施形態では、潜在貫徹力の高・低の判定に基づき燃料噴射圧や燃料の噴射時期を変更することにより、吸気ポート９への拡散燃料の吹き返しを抑制するようにした。この他にも、上記ガソリン機関１において、燃料噴射弁３５から噴射された燃料が吸気下死点に到達したピストン５の頂部に衝突して拡散するように、燃料噴射圧及びピストンヘッドの形状等を設定する。そして、吸気弁１２の遅閉じ制御によってアトキンソンサイクルが実施されるときには、燃料噴射期間の半ばに噴射された燃料がピストン５の吸気下死点において燃料噴射弁３５から最も離れた位置に到達するようにその噴射時期を設定するようにしてもよい。この場合、ピストン５が吸気下死点に到達する時期の気筒内の状態は、図１０に模式的に例示するような状態になる。この図１０において、燃料８０に「Ｓ」で示す部分は、燃料噴射の開始初期に燃料噴射弁３５から噴射された燃料を表している。また同図１０において、燃料８０に「Ｍ」で示す部分は、燃料噴射期間の中心時期に燃料噴射弁３５から噴射された燃料を表している。そして同図１０において、燃料８０に「Ｅ」で示す部分は、燃料噴射の終了直前に燃料噴射弁３５から噴射された燃料を表している。この図１０に示されるように、ピストン５の頂部に衝突した燃料は、巻き上がりながら気筒内に拡散する。このため、ピストン５が吸気下死点に到達する時期に、上記「Ｓ」の部分の燃料が燃料噴射弁３５から最も離れた位置に到達するように噴射時期を設定すると、上記「Ｅ」の部分の燃料が圧縮行程初期の吸気弁１２が開弁している時期に吸気ポート９に近い位置に存在してしまう。そして、主にこの「Ｅ」の部分の燃料が吸気ポート９に吹き返されてしまう。また、ピストン５が吸気下死点に到達する時期に、上記「Ｅ」の部分の燃料が燃料噴射弁３５から最も離れた位置に到達するように噴射時期を設定すると、上記「Ｓ」の部分の燃料の拡散がすでに進行している。そのため、圧縮行程初期の吸気弁１２が開弁している時期において、この「Ｓ」の部分に相当する拡散燃料は、吸気ポート９に近い位置に存在してしまう。従ってこの場合には、主に「Ｓ」の部分に由来する、拡散した燃料が吸気ポート９に吹き返されてしまう。一方、ピストン５が吸気下死点に到達する時期に、上記「Ｍ」の部分の燃料が燃料噴射弁３５から最も離れた位置に到達するように噴射時期を設定すると次のようになる。すなわち、燃料噴射が開始されたときから前記中心時期までの間（噴射期間の前半部）に噴射された燃料と前記中心時期から燃料噴射が終了するまでの間（噴射期間の後半部）に噴射された燃料とを、バランスよく吸気ポート９から離すことができる。従って、吸気ポート９から離れた部分の混合気濃度は濃く、吸気ポート９に近い部分の混合気濃度は薄くなり、同吸気ポート９に吹き返される燃料の量が減少するようになる。これにより、気筒内の混合気濃度のばらつきが抑えられ、ひいてはガソリン機関１の燃焼変動の増大を好適に抑制することができるようになる。
【００７４】
・上記実施形態における噴射圧設定マップでは、機関回転速度ＮＥに基づいて燃料の噴射圧を設定するようにしていた。その他にも、吸気弁遅閉じ制御の実行時と非実行時とで燃料の噴射時期が変更される場合には、機関回転速度ＮＥと吸気弁遅閉じ制御実行時の燃料噴射時期とに基づいて燃料の噴射圧を設定するようにしてもよい。
【００７５】
・上記実施形態における進角量設定マップでは、機関回転速度ＮＥに基づいて燃料の噴射時期の進角量を設定するようにしていた。その他にも、吸気弁遅閉じ制御の実行時と非実行時とで燃料の噴射圧が変更される場合には、機関回転速度ＮＥと吸気弁遅閉じ制御実行時の燃料噴射圧とに基づいて噴射時期の進角量を設定するようにしてもよい。
【００７６】
・上記実施形態では、潜在貫徹力が高いと判定されたときには燃料噴射圧を高圧化し、潜在貫徹力が低いと判定されたときには燃料噴射時期を進角させるようにした。その他にも、アトキンソンサイクルが実施されるときには、燃料噴射圧を高くする制御及び燃料噴射時期を進角させる制御の両制御を併せて行うようにし、潜在貫徹力に基づいて噴射圧の高圧化度合いと噴射時期の進角度合いとのバランスを変更するようにしてもよい。この場合にも、上記実施形態及び変更例に準ずる作用効果を得ることができる。また、このときには、機関回転速度及び燃料の噴射時期に基づいて噴射圧の増大度合いを設定し、機関回転速度及び燃料の噴射圧に基づいて噴射時期の進角度合いを設定するようにしてもよい。この場合には、燃料噴射弁から噴射された燃料がピストンの頂部に衝突する時期と相関関係にある機関回転速度と燃料噴射時期とに基づいて、燃料噴射圧の増大度合いが設定される。また、燃料噴射弁から噴射された燃料がピストンの頂部に衝突する時期と相関関係にある機関回転速度と燃料噴射圧とに基づいて、噴射時期の進角度合いが設定される。従って、燃料がピストンの頂部に衝突して層状に液化することによる燃料の拡散性の低下を抑えられるとともに、燃料を吸気ポートから十分離れた位置に到達させることができるようになる。
【００７７】
・上記実施形態で採用した可変バルブタイミング機構（ＶＶＴ機構１９）は、吸気弁１２の開閉時期のみを変更する機構であったが、吸気弁の遅閉じ制御を行うための機構としては他に、吸気弁１２のリフト量や作用角を変更するタイプの可変動弁機構、あるいは電磁駆動弁なども適宜採用することができる。そしてこの場合にも、上記実施形態及びその変形例に準ずる作用効果を得ることができる。
【００７８】
・上記実施形態及び変形例では、ガソリン機関１に本発明にかかる燃料噴射制御装置を適用した。しかしながら、適用対象となる内燃機関はこのようなガソリン機関１に何ら限定されるものではない。要するに、吸気弁が遅閉じ制御されることでアトキンソンサイクルが実施される筒内噴射式の内燃機関であって、燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射圧や噴射時期を変更することのできる内燃機関であれば、その燃料噴射制御装置として上記実施形態及びその変形例の構成を適用することはできる。そしてこの場合にも、上記実施形態及び変形例に準ずる作用効果を得ることができる。
【００７９】
その他、上記実施形態あるいはその変更例から把握することができる技術思想について、以下にその効果とともに記載する。
（イ）請求項５に記載の筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置において、前記制御手段は、当該機関の回転速度及び前記気筒内に噴射する燃料の噴射時期に基づいて前記噴射圧の増大度合いを設定し、当該機関の回転速度及び前記気筒内に噴射する燃料の噴射圧に基づいて前記噴射時期の進角度合いを設定することを特徴とする筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置。
【００８０】
同構成によっても、燃料がピストンの頂部に衝突して層状に液化することによる燃料の拡散性の低下を抑えられるとともに、燃料を吸気ポートから十分離れた位置に到達させることができるようになる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明にかかる筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置の一実施形態について、その概略構成を示す図。
【図２】同実施形態が適用されるガソリン機関に設けられた吸気バルブの開閉タイミングの変化態様を例示するグラフ。
【図３】同実施形態による燃料噴射制御の制御手順を示すフローチャート。
【図４】同実施形態による潜在貫徹力の判定にかかる処理手順を示すフローチャート。
【図５】クランク角に対応するピストン位置と燃料の到達位置との関係を例示するグラフ。
【図６】燃料噴射時期の進角限界を表すグラフ。
【図７】同実施形態の制御が実行されなかった場合の気筒内での燃料の拡散状態を例示する模式図。
【図８】燃料噴射圧を高圧化する制御が行われた場合の気筒内での燃料の拡散状態を例示する模式図。
【図９】噴射開始時期を進角させる制御が行われた場合の気筒内での燃料の拡散状態を例示する模式図。
【図１０】上記実施形態の変形例での気筒内での燃料の動きを例示する模式図。
【符号の説明】
１…ガソリン機関、２…シリンダブロック、３…シリンダヘッド、４…シリンダ、５…ピストン、６…コンロッド、７…クランクシャフト、８…燃焼室、９…吸気ポート、１０…排気ポート、１１…点火プラグ、１２…吸気弁、１３…排気弁、１４…タイミングベルト、１５…吸気側タイミングプーリ、１６…排気側タイミングプーリ、１７…吸気カムシャフト、１８…排気カムシャフト、１９…可変バルブタイミング機構（ＶＶＴ機構）、２０…吸気通路、２１…燃料ポンプ、２２…アクチュエータ、２３…スロットル弁、２４…燃料供給通路、３０…排気通路、３５…燃料噴射弁、４１…クランク角センサ、４２…カム角センサ、４３…スロットル開度センサ、４４…エアフロメータ、４５…水温センサ、４６…燃圧センサ、５０…制御装置（ＥＣＵ）、６０…燃料分配管、６１…高圧燃料通路、６２…高圧ポンプ、６２ａ…プランジャ、６２ｂ…シリンダ、６２ｃ…加圧室、６２ｄ…電磁弁、６３…逆止弁、６４…低圧燃料通路、６５…低圧ポンプ、６６…燃料タンク、６７…リターン通路、６８…カム、８０…燃料、８１…拡散燃料。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a fuel injection control device for a direct injection internal combustion engine that implements an Atkinson cycle.
[0002]
[Prior art]
As is well known, the behavior of a piston that moves up and down in a cylinder during operation of the internal combustion engine in the cylinder is represented by a series of cycles (stroke) such as suction, compression, combustion / expansion, and exhaust. Are sequentially repeated, so that the operation of the internal combustion engine is continued.
[0003]
On the other hand, since the compression stroke volume and the combustion / expansion stroke volume of such an internal combustion engine are almost the same, the compression ratio and the expansion ratio are basically the same. And generally, such a combustion system is called an Otto cycle.
[0004]
On the other hand, increasing the piston stroke in the expansion stroke for converting the thermal energy of the fuel into kinetic energy, in other words, increasing the expansion ratio is extremely effective in improving the thermal efficiency of the internal combustion engine. However, in the above-mentioned Otto cycle, when the expansion ratio is increased, the compression ratio is also increased, so that occurrence of knocking or the like is inevitable. For this reason, in an internal combustion engine adopting the Otto cycle, there is naturally a limit in increasing the expansion ratio.
[0005]
Therefore, conventionally, in order to solve such a problem due to the Otto cycle, the intake valve is closed after the piston reaches the intake bottom dead center, that is, the so-called Atkinson cycle in which the substantial start of the compression stroke is delayed by the late closing of the intake valve. A combustion system and the like have also been proposed (see, for example, JP-A-2000-204951). According to this Atkinson cycle, since the compression stroke is shortened by the late closing of the intake valve, a high expansion ratio can be obtained without increasing the actual compression ratio.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the case of the Atkinson cycle, since the closing timing of the intake valve is delayed, it is inevitable that the intake air drawn into the cylinder is blown back to the intake port in the initial stage of the compression stroke. However, in a normal internal combustion engine in which fuel is injected into the intake port, the mixing of air and fuel is almost completed before the intake air is introduced into the cylinder. Even if the intake air is blown back to the intake port, the influence on the mixture concentration in the cylinder is small. However, in the case of the above-described in-cylinder injection type internal combustion engine in which fuel is directly injected into a cylinder, the following disadvantages associated with the execution of the Atkinson cycle cannot be ignored.
[0007]
That is, in such a direct injection internal combustion engine, mixing of air and fuel is performed in the cylinder. For this reason, when the intake air sucked into the cylinder by the Atkinson cycle is blown back to the intake port, a part of the fuel not mixed with the air is simultaneously discharged to the outside of the cylinder at this time. The concentration of the air-fuel mixture inside is different from the concentration that should be. In addition, since the amount of fuel discharged at this time varies, the concentration of air-fuel mixture in the cylinder also varies, resulting in an increase in combustion fluctuation.
[0008]
The present invention has been made in view of such circumstances, and has as its object the in-cylinder injection that can appropriately suppress an increase in combustion fluctuation even when the Atkinson cycle is performed through an in-cylinder internal combustion engine. An object of the present invention is to provide a fuel injection control device for an internal combustion engine.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
The means for achieving the above object and the effects thereof will be described below.
According to a first aspect of the present invention, there is provided an in-cylinder injection type internal combustion engine capable of executing intake valve late closing control for setting a closing timing of an intake valve to a retard side from a bottom dead center of intake of a piston. A fuel injection control device for an in-cylinder injection type internal combustion engine that controls a fuel injection mode into a cylinder during an intake stroke in which a valve is in an open state. The gist of the present invention is to provide control means for controlling the injection pressure of the fuel injected into the engine to be higher than when the intake valve late closing control is not executed.
[0010]
Normally, the fuel injected from the fuel injection valve advances in the cylinder and diffuses when its kinetic energy disappears. The distance of the fuel injected from the fuel injection valve is correlated with the so-called fuel penetration force, and the greater the penetration force, the longer the fuel arrival distance tends to be. The penetration force also has a correlation with the injection pressure of the fuel injected from the fuel injection valve, and the penetration force increases as the injection pressure increases. In this regard, according to the configuration of the first aspect, when the execution request of the intake valve late closing control is made in the in-cylinder injection type internal combustion engine and the Atkinson cycle is performed, the fuel penetration force is increased. . Therefore, the center of diffusion of the injected fuel is located farther away from the intake port than in the case where the fuel injection pressure is low, and the concentration of the air-fuel mixture in the portion away from the intake port is higher and closer to the intake port. The concentration of the air-fuel mixture in the portion is reduced, and the amount of fuel blown back to the intake port is reduced. As a result, variations in the concentration of the air-fuel mixture in the cylinder can be suppressed, and the increase in combustion fluctuation can be appropriately suppressed.
[0011]
According to a second aspect of the present invention, in the fuel injection control device for a direct injection internal combustion engine according to the first aspect, the gist is that the degree of increase in the injection pressure is set based on the rotation speed of the engine. I do.
[0012]
In the above configuration, the degree of increase in the fuel injection pressure is set based on the engine speed correlated with the timing at which the fuel injected from the fuel injector collides with the top of the piston. Accordingly, it is possible to suppress a decrease in the diffusivity of the fuel caused by the fuel colliding with the top of the piston and being liquefied in layers, and to allow the fuel to reach a position sufficiently distant from the intake port.
[0013]
According to a third aspect of the present invention, there is provided an in-cylinder injection type internal combustion engine capable of performing intake valve late closing control for setting a closing timing of an intake valve to a retard side from a bottom dead center of intake of a piston. A fuel injection control device for an in-cylinder injection type internal combustion engine that controls a fuel injection mode into a cylinder during an intake stroke in which a valve is in an open state. The gist of the present invention is to provide control means for controlling the fuel injection timing to advance the fuel injection timing more than when the intake valve late closing control is not performed.
[0014]
According to the above configuration, when the execution request of the intake valve late closing control is performed in the direct injection internal combustion engine and the Atkinson cycle is performed, the injection timing of the fuel injected from the fuel injection valve in the intake stroke is advanced. Is done. As described above, when fuel injection is performed when the piston is closer to the intake top dead center, the diffusion center of the injected fuel is further increased as compared with the case where the fuel injection timing is not advanced. Get closer to the piston. This also reduces the amount of air interposed between the top of the piston and the diffused fuel, and the diffused fuel moves below the cylinder as the piston descends and air flows into the cylinder. As it moves, the diffused fuel comes down while being located near the top of the piston. Accordingly, the concentration of the air-fuel mixture at a portion distant from the intake port is high, and the concentration of the air-fuel mixture at a portion near the intake port is low, so that the amount of fuel blown back to the intake port decreases. As a result, variations in the concentration of the air-fuel mixture in the cylinder can be suppressed, and the increase in combustion fluctuation can be appropriately suppressed.
[0015]
According to a fourth aspect of the present invention, in the fuel injection control apparatus for a direct injection internal combustion engine according to the third aspect, the control means sets the advance angle of the injection timing based on a rotation speed of the engine. The main point is to do.
[0016]
In the above configuration, the advance angle of the injection timing is set based on the engine speed that is correlated with the timing at which the fuel injected from the fuel injection valve collides with the top of the piston. Accordingly, it is possible to suppress a decrease in the diffusivity of the fuel caused by the fuel colliding with the top of the piston and being liquefied in layers, and to allow the fuel to reach a position sufficiently distant from the intake port.
[0017]
The invention according to claim 5 is directed to an in-cylinder injection type internal combustion engine capable of executing intake valve late closing control for setting a closing timing of an intake valve to a retard side from a bottom dead center of intake of a piston. A fuel injection control device for an in-cylinder injection type internal combustion engine that controls a fuel injection mode into a cylinder during an intake stroke in which a valve is in an open state. Control to make the injection pressure of fuel injected into the cylinder higher than when the intake valve late closing control is not executed, and advance the injection timing of fuel to be injected into the cylinder than when the intake valve late closing control is not executed. The gist of the present invention is to provide control means for performing at least one of the control for turning the angle.
[0018]
As described above, when the Atkinson cycle is performed in the direct injection internal combustion engine, the fuel is easily blown back to the intake port. However, as described above, by increasing the injection pressure of the fuel injected from the fuel injection valve, or by advancing the fuel injection timing, the above-described return of the fuel can be suppressed. Therefore, according to the configuration of the fifth aspect, the amount of fuel blown back to the intake port is reduced, and an increase in combustion fluctuation can be appropriately suppressed.
[0019]
According to a sixth aspect of the present invention, in the fuel injection control device for a direct injection internal combustion engine according to the fifth aspect, the control means determines the degree of increase of the injection pressure and the injection based on a rotation speed of the engine. The gist is to set a timing advance.
[0020]
According to the above configuration, the degree of increase of the fuel injection pressure and the advance angle of the injection timing are set based on the engine speed correlated with the timing at which the fuel injected from the fuel injection valve collides with the top of the piston. You. Accordingly, it is possible to suppress a decrease in the diffusivity of the fuel caused by the fuel colliding with the top of the piston and being liquefied in layers, and to allow the fuel to reach a position sufficiently distant from the intake port.
[0021]
According to a seventh aspect of the present invention, in the fuel injection control apparatus for a direct injection type internal combustion engine according to the fifth or sixth aspect, the control means controls the fuel injection after the piston starts to descend from the intake top dead center. The time until injection is started (TQS) is calculated based on the rotation speed and rotation angle of the engine output shaft, and the time until fuel injected at the maximum injection pressure reaches the intake bottom dead center in the cylinder. (TQ) is added to the calculated time (TQS), and the added value (TQS + TQ) is calculated until the piston moves from the intake top dead center to the intake bottom dead center of the piston calculated from the rotation speed of the engine output shaft. When the determination is made that the added value (TQS + TQ) is equal to or less than the stroke time (TST), In response to the request to execute the intake valve late closing control, control is performed to increase the injection pressure of the injected fuel to a level higher than when the intake valve late closing control is not performed, and the added time (TQS + TQ) is determined by the determination means. When it is determined that it is not shorter than the stroke time (TST), control is performed to advance the injection timing of the fuel to be injected in accordance with the execution request of the intake valve late closing control more than when the intake valve late closing control is not executed. The main point is to execute.
[0022]
As described above, by increasing the injection pressure of the fuel injected from the fuel injection valve or by advancing the fuel injection timing, it is possible to suppress the return of the fuel described above. Here, generally, the fuel injection timing is set in accordance with the ignition timing of the air-fuel mixture, the state of the intake air, and the like. Therefore, changing the fuel injection timing has a considerable adverse effect on the combustion state in the cylinder. Therefore, in the configuration according to the seventh aspect, when it is determined that the fuel can collide with the piston reaching the intake bottom dead center by increasing the fuel injection pressure, the execution of the intake valve late closing control is performed. The fuel injection pressure is increased according to the demand. On the other hand, if it is determined that the fuel cannot collide with the piston reaching the intake bottom dead center even if the fuel injection pressure is increased, the fuel injection timing is advanced according to the execution request of the intake valve late closing control. Is done. As described above, when the return of fuel to the intake port cannot be suppressed by increasing the fuel injection pressure, the fuel injection timing is advanced. For this reason, it is possible to reduce the amount of fuel blown back to the intake port while minimizing the adverse effect on the combustion state. That is, the control for increasing the fuel injection pressure and the control for advancing the fuel injection timing can be switched in a desirable manner as the control mode of the fuel injection when the intake valve late closing control is performed. .
[0023]
The invention according to claim 8 is directed to an in-cylinder injection type internal combustion engine capable of executing intake valve late closing control for setting a closing timing of an intake valve to a retard side from a bottom dead center of intake of a piston. A fuel injection control device for an in-cylinder injection type internal combustion engine that controls a fuel injection mode into a cylinder during an intake stroke in which a valve is in an open state. The gist is to set the injection timing of the fuel so that the fuel injected in the middle of the injection period of the fuel to reach the position farthest from the fuel injection valve at the intake bottom dead center of the piston. .
[0024]
According to the above configuration, when the Atkinson cycle is performed in the direct injection internal combustion engine, the fuel injected in the middle of the injection period of the fuel injected into the cylinder is most discharged from the fuel injection valve at the intake bottom dead center of the piston. The fuel injection timing is set so as to reach a remote position. Therefore, the fuel injected during the period from the start of the injection to the center time (the first half of the injection period) and the fuel injected during the period from the center time to the end of the injection (the second half of the injection period) It can exist in a well-balanced position away from the intake port. Accordingly, the concentration of the air-fuel mixture at a portion distant from the intake port is high, and the concentration of the air-fuel mixture at a portion near the intake port is low, so that the amount of fuel blown back to the intake port decreases. As a result, variations in the concentration of the air-fuel mixture in the cylinder can be suppressed, and the increase in combustion fluctuation can be appropriately suppressed.
[0025]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of a fuel injection control device for a direct injection internal combustion engine according to the present invention will be described in detail with reference to FIGS.
[0026]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing an in-cylinder injection type gasoline engine 1 to which the present invention is applied, a fuel injection control device according to the present embodiment, and a peripheral configuration thereof.
The gasoline engine 1 has a plurality of cylinders, and the cylinder block 2 is provided with a plurality of cylinders 4 (only one is shown in FIG. 1 for convenience). A piston 5 is provided in the cylinder 4, and the piston 5 is connected via a connecting rod 6 to a crankshaft 7 which is an engine output shaft.
[0027]
A cylinder head 3 is mounted on the upper part of the cylinder block 2. A combustion chamber 8 is formed between the upper end of the piston 5 and the cylinder head 3 in the cylinder 4. The cylinder head 3 is provided with a fuel injection valve 35 for directly injecting fuel into the combustion chamber 8 and a spark plug 11 for spark-igniting the mixture in the combustion chamber 8 for each cylinder. Each is provided.
[0028]
The cylinder head 3 is provided with an intake port 9 as an intake flow path to the combustion chamber 8 and an exhaust port 10 as an exhaust flow path from the combustion chamber 8 for each cylinder. ing. These intake port 9 and exhaust port 10 are connected to an intake passage 20 and an exhaust passage 30, respectively. A throttle valve 23 whose opening is adjusted by an actuator 22 driven based on an operation of an accelerator pedal (not shown) is provided in the intake passage 20. By changing the opening of the throttle valve 23, the amount of air taken into the combustion chamber 8 is adjusted.
[0029]
On the other hand, an intake-side timing pulley 15 and an exhaust-side timing pulley 16 are drivingly connected to the crankshaft 7 via a timing belt 14. An intake camshaft 17 is attached to the intake-side timing pulley 15 via a variable valve timing mechanism 19 described later. An exhaust camshaft 18 that rotates integrally with the exhaust-side timing pulley 16 is attached to the exhaust-side timing pulley 16.
[0030]
An intake valve 12 and an exhaust valve 13 provided corresponding to the combustion chamber 8 open and close the intake port 9 and the exhaust port 10, respectively. The intake valve 12 and the exhaust valve 13 are opened and closed by cams (not shown) provided on the intake camshaft 17 and the exhaust camshaft 18, respectively. Further, when the crankshaft 7 makes two rotations, the intake-side timing pulley 15 and the exhaust-side timing pulley 16 each make one rotation. Therefore, the intake valve 12 and the exhaust valve 13 are opened and closed at a predetermined timing in synchronization with the rotation of the crankshaft 7, that is, in response to the reciprocating movement of the piston 5.
[0031]
The intake-side timing pulley 15 is provided with a variable valve timing mechanism (hereinafter, referred to as a VVT mechanism) 19. This VVT mechanism 19 changes the relative phase of the cam provided on the intake camshaft 17 with respect to the crankshaft 7 by changing the relative phase between the intake-side timing pulley 15 and the intake camshaft 17 by the action of hydraulic pressure. By the change of the relative phase, the opening / closing timing of the intake valve 12 is changed to the advance side or the retard side as illustrated in FIG. 2, and the opening / closing timing is set according to the engine operating state.
[0032]
A fuel distribution pipe 60 for distributing fuel to the fuel injection valve 35 provided for each cylinder is connected to a high-pressure pump 62 via a high-pressure fuel passage 61. The high-pressure fuel passage 61 is provided with a check valve 63 for restricting fuel from flowing backward from the fuel distribution pipe 60 to the high-pressure pump 62 side. The high pressure pump 62 is connected to a low pressure pump 65 provided in a fuel tank 66 via a low pressure fuel passage 64.
[0033]
The low pressure pump 65 pumps the fuel to the high pressure pump 62 by sucking the fuel in the fuel tank 66 and discharging the fuel into the low pressure fuel passage 64.
The high-pressure pump 62 includes a plunger 62 a reciprocally driven by a cam 68 provided on the intake camshaft 17, and a cylinder 62 b that accommodates the plunger 62 a in a reciprocating manner. The pressurizing chamber 62c formed in the cylinder 62b is supplied with fuel through the low-pressure fuel passage 64 and is connected to the fuel distribution pipe 60 through the high-pressure fuel passage 61. The solenoid valve 62d cuts off the communication between the low-pressure fuel passage 64 and the pressurizing chamber 62c. In the high-pressure pump 62, when the electromagnetic valve 62d is open, the fuel supplied to the high-pressure pump 62 is returned to the fuel tank 66 without being pressurized and fed to the fuel distribution pipe 60 side. On the other hand, when the solenoid valve 62d is closed, the fuel is supplied from the high-pressure pump 62 through the high-pressure fuel passage 61 to the fuel distribution pipe 60 under pressure. A control device (ECU) 50, which will be described later, feedback-controls the opening / closing timing of the solenoid valve 62d with reference to the detection value of the fuel pressure sensor 46 attached to the fuel distribution pipe 60, and pressurizes the fuel distribution pipe 60 from the high pressure pump 62. The fuel pressure in the fuel distribution pipe 60 is adjusted to an appropriate pressure by adjusting the amount of fuel to be sent. The return passage 67 is a passage for returning excess fuel in the low-pressure fuel passage 64 to the fuel tank 66.
[0034]
On the other hand, the gasoline engine 1 is provided with various sensors for detecting the engine operating state, in addition to the fuel pressure sensor 46 described above. For example, the crank angle sensor 41 provided close to the crankshaft 7 outputs a pulse signal having a frequency corresponding to the rotation speed of the gasoline engine 1 based on the rotation of the crankshaft 7. Then, the rotational speed (engine rotational speed) NE of the gasoline engine 1 (crankshaft 7) and the rotational angle (crank angle) of the crankshaft 7 are detected based on the output signal (pulse signal). Further, the cam angle sensor 42 provided near the intake camshaft 17 outputs a pulse signal serving as a reference signal every predetermined rotation based on the rotation of the intake camshaft 17. Then, the cam angle (relative phase with respect to the crankshaft 7) θA of the intake camshaft 17 is detected based on the output signals of the crank angle sensor 41 and the cam angle sensor 42. The cam angle θA represents the advance amount of the opening / closing timing of the intake valve 12 that is made variable by the VVT mechanism 19. Further, a throttle opening sensor 43 provided near the throttle valve 23 detects an opening TA (throttle opening TA) of the throttle valve 23. An intake air amount QA flowing through the intake passage 20 is detected by an air flow meter 44 provided upstream of the throttle valve 23. The temperature of the cooling water is detected by a water temperature sensor 45 provided in the cylinder block 2.
[0035]
Various controls such as ignition timing control, fuel injection amount (injection timing) control, fuel injection pressure control, and phase control of the VVT mechanism of the gasoline engine 1 are performed by a control device (hereinafter, referred to as ECU) 50. The ECU 50 is mainly composed of a microcomputer having a central processing unit (CPU). For example, the ECU 50 is provided with a read-only memory (ROM) in which various programs, maps, and the like are stored in advance, and a random access memory (RAM) that temporarily stores calculation results of the CPU and the like. The ECU 50 is also provided with a backup RAM, an input interface, an output interface, and the like for storing calculation results, pre-stored data, and the like even after the engine is stopped. Output signals from the crank angle sensor 41, cam angle sensor 42, throttle opening sensor 43, air flow meter 44, water temperature sensor 45, fuel pressure sensor 46, and the like are input to the input interface. The operating state of the gasoline engine 1 is detected by these sensors 41 to 46 and the like.
[0036]
On the other hand, the output interface includes a fuel injection valve 35, an ignition coil (not shown) for applying a high voltage to the ignition plug 11, a hydraulic control valve (not shown) for controlling the VVT mechanism 19 through a corresponding drive circuit, and the like. It is connected to the actuator 22 of the throttle valve 23, the electromagnetic valve 62d, and the like. Then, based on the signals from the sensors 41 to 46 and the like, the ECU 50 according to the control program and the initial data stored in the ROM, the fuel injection valve 35, the hydraulic control valve, the ignition coil, the actuator 22, and the electromagnetic valve 62d. And so on.
[0037]
Now, in the gasoline engine 1 according to the present embodiment, the intake valve late closing control by the VVT mechanism 19, that is, the control of closing the intake valve 12 on the more retarded side than the intake bottom dead center of the piston 5 is performed. Thus, the aforementioned Atkinson cycle is performed. In this Atkinson cycle, normally, the closing timing of the intake valve is later than the bottom dead center of the intake of the piston, so that the intake air sucked into the cylinder is returned to the intake port 9 at the beginning of the compression stroke. Thus, the substantial start of the compression stroke is delayed, and as a result, a high expansion ratio can be obtained without increasing the actual compression ratio. And, in the Atkinson cycle in which the expansion ratio can be increased in this way, since the substantial piston stroke in the expansion stroke can be lengthened, the thermal energy of the fuel can be efficiently converted into kinetic energy, As a result, the thermal efficiency of the gasoline engine 1 can be improved.
[0038]
By the way, in the gasoline engine 1, which is an in-cylinder injection type internal combustion engine in which fuel is directly injected into a cylinder, the following problems occur when such an Atkinson cycle is performed as described above. That is, in the in-cylinder injection type internal combustion engine, mixing of air and fuel is performed in the cylinder. For this reason, when the intake air sucked into the cylinder by the Atkinson cycle is blown back to the intake port, a part of the fuel not mixed with the air is simultaneously discharged to the outside of the cylinder at this time. The concentration of the air-fuel mixture inside is different from the concentration that should be. In addition, since the amount of fuel discharged at this time varies, the concentration of air-fuel mixture in the cylinder also varies, resulting in an increase in combustion fluctuation.
[0039]
Therefore, in the fuel injection control device according to the present embodiment, when the Atkinson cycle is performed by delaying the closing timing of the intake valve 12, the fuel injection mode is controlled in accordance with the Atkinson cycle. Thus, the return of fuel to the intake port 9 is suppressed, and the increase in combustion fluctuation is suppressed.
[0040]
More specifically, when the Atkinson cycle is performed, the fuel injection pressure is increased to increase the fuel penetration force, or the fuel injection timing is advanced, so that the diffusion center of the injected fuel becomes the intake port 9. Away from By doing so, the concentration of the air-fuel mixture at a portion distant from the intake port 9 is high, the concentration of the air-fuel mixture at a portion near the intake port 9 is low, and the amount of fuel blown back to the intake port 9 is reduced.
[0041]
Note that the penetration force is a force that the fuel injected from the fuel injection valve pushes away the air in the cylinder and advances, and the fuel injected from the fuel injection valve advances in the cylinder by this penetration force. When the kinetic energy disappears, it diffuses. Therefore, the travel distance of the fuel injected from the fuel injection valve tends to increase as the penetration force increases. Also, this penetration force tends to increase as the fuel injection pressure increases. Therefore, by increasing the fuel injection pressure, the diffusion center of the injected fuel can be located at a position away from the intake port 9.
[0042]
Further, when the injection timing of the fuel injected during the intake stroke is advanced, fuel injection is performed when the piston 5 is at a position closer to the intake top dead center. Therefore, the diffusion center of the injected fuel comes closer to the piston 5 as compared with the case where the fuel injection timing is not advanced. Then, the diffused fuel moves downward of the cylinder due to the subsequent lowering of the piston 5 and the inflow of air into the cylinder. Therefore, the concentration of the air-fuel mixture at a portion distant from the intake port 9 is high, the concentration of the air-fuel mixture at a portion near the intake port 9 is low, and the amount of fuel blown back to the intake port 9 decreases. As a result, the variation in the mixture concentration in the cylinder is suppressed, and the increase in combustion fluctuation is suppressed.
[0043]
As described above, the amount of fuel blown back to the intake port 9 is reduced by increasing the fuel injection pressure or advancing the injection timing. Here, in general, the fuel injection timing is set in accordance with the ignition timing of the air-fuel mixture, the state of intake air, and the like. Therefore, if the timing is changed, the combustion state in the cylinder will be affected to a considerable extent. Therefore, in the present embodiment, basically, the amount of fuel blown back to the intake port 9 is reduced by increasing the fuel injection pressure. If the fuel injection pressure cannot be suppressed even if the fuel injection pressure is increased, the fuel injection timing is advanced. In other words, higher fuel injection pressure is prioritized over advanced fuel injection timing. In this way, the amount of fuel blown back to the intake port 9 can be reduced while minimizing adverse effects on the combustion state.
[0044]
Hereinafter, a fuel injection control process performed by the fuel injection control device according to the present embodiment will be described in detail with reference to FIGS. 3 to 9.
FIG. 3 shows a control procedure of fuel injection control by the fuel injection control device according to the present embodiment. The ECU 50 performs the control shown in FIG. 3 as this control means. This fuel injection control is repeatedly executed, for example, as an interrupt process at predetermined time intervals.
[0045]
When this process is started, it is first determined whether or not there is a request to execute the Atkinson cycle, that is, a request to execute the intake valve late closing control in the current engine operating state (step S110). For example, when the engine load, the engine speed NE, or the temperature of the cooling water calculated based on the throttle opening TA, the intake air amount QA, or the like conforms to predetermined conditions, the current engine operating state. When it is determined that the Atkinson cycle can be executed in the above, it is determined that there is a request to execute the intake valve late closing control.
[0046]
When it is determined that there is no request to perform the intake valve late closing control (NO in step S110), the present process is temporarily terminated.
On the other hand, when it is determined that there is a request to perform the intake valve late closing control (YES in step S110), the determination result regarding the potential penetration force of the fuel injection valve determined through the determination process illustrated in FIG. 4 is read. Then, it is determined whether or not this potential penetration force is high (step S120).
[0047]
Here, how the determination of the potential penetration force is performed will be described below with reference to FIG. The processing as the determination means is also executed through the ECU 50. The process of determining the potential penetration force is also repeatedly executed, for example, as an interrupt process at predetermined time intervals.
[0048]
When the determination process shown in FIG. 4 is started, first, the current engine speed NE is read (step S210).
Next, a stroke time TST required for the piston 5 to move from the intake top dead center to the intake bottom dead center is obtained from the engine speed NE (step S220). The stroke time TST can be basically obtained from the following equation (1). It should be noted that a more accurate value can be calculated by correcting the calculated stroke time TST according to the fluctuation of the moving speed of the piston 5 or the like.
[0049]
Stroke time TST = (2 × 60) / engine speed NE (1)
Next, during the calculated stroke time TST, it is determined whether or not the fuel injected at the maximum injection pressure collides with the top of the piston 5 that has reached the intake bottom dead center (step S230).
[0050]
The determination performed in step S230 will be described with reference to FIG. First, the curve shown by the solid line in FIG. 5 represents the position of the piston corresponding to the crank angle. In addition, a curve shown by a dashed line in FIG. 5 indicates a fuel arrival position corresponding to the crank angle. FIG. 5A illustrates the piston position and the fuel arrival position when the engine rotation speed is low. On the other hand, FIG. 5B illustrates the piston position and the fuel arrival position when the engine rotation speed is high. The time TQS represents the time from when the piston 5 starts to descend from the intake top dead center to when fuel injection starts, and the time TQS is when the piston 5 starts to descend from the intake top dead center. Is calculated from the rotation angle of the crankshaft 7 that has been rotated until the fuel injection is started and the engine rotation speed NE. Further, the time TQ is set such that when the fuel is injected at the maximum injection pressure and the above-described penetration force is maximized, the fuel injected when the fuel injection is started reaches the intake bottom dead center in the cylinder. The time TQ is represented by an experiment or the like.
[0051]
First, as shown in FIG. 5A, when the engine rotation speed is low, the movement speed of the piston is low, and the stroke time TST is long. Therefore, the injected fuel (dashed-dotted line) collides with the piston 5 before reaching the intake bottom dead center. Here, if the injected fuel collides with the piston 5 before reaching the intake bottom dead center, the fuel liquefies in layers at the top of the piston 5 thereafter, and the diffusivity of the fuel decreases. . Therefore, when the penetration force of the fuel is too large, the fuel injection pressure is lowered to increase the time TQ, and the fuel may collide with the top of the piston 5 at the intake bottom dead center. Becomes possible. As described above, when the fuel can be caused to collide with the top of the piston 5 that has reached the intake bottom dead center by injecting the fuel at least at the maximum injection pressure, the following equation (2) holds.
[0052]
TQS + TQ ≦ TST (2)
When the expression (2) is satisfied, that is, a state in which the fuel can collide with the top of the piston 5 that has reached the intake bottom dead center by injecting the fuel at least at the maximum injection pressure, the potential penetration force is It corresponds to a high state.
[0053]
On the other hand, as shown in FIG. 5B, when the engine rotation speed is high, the movement speed of the piston is high, and the stroke time TST is short. However, the time TQ (the time until the injected fuel reaches the intake bottom dead center in the cylinder when the fuel injection is started) is the stroke time TST and the stroke time TST, which change in response to the increase in the engine speed. It does not change as much as the amount of change in time TQS. Therefore, even if the piston 5 reaches the bottom dead center of the intake air, the fuel still cannot reach the bottom dead center of the intake air. No fuel can strike the top. In such a case, the following equation (3) holds.
[0054]
TQS + TQ> TST (3)
When the expression (3) is satisfied, that is, when the fuel cannot be made to collide with the top of the piston 5 which has reached the intake bottom dead center even if the fuel is injected at the maximum injection pressure, the state where the potential penetration force is low Is equivalent to
[0055]
As described above, when the relationship between the stroke time TST, the time TQS, and the time TQ satisfies the relationship of the above equation (2) (YES in step S230), it is determined that the potential penetration force with respect to the current engine speed NE is high. Is performed (step S240).
[0056]
On the other hand, when the relationship between the stroke time TST, the time TQS, and the time TQ satisfies the relationship of the above expression (3), in other words, when the above expression (2) is not satisfied (NO in step S230), the current engine It is determined that the potential penetration force with respect to the rotation speed NE is low (step S250).
[0057]
The determination result of the potential penetration force is temporarily stored in, for example, the RAM in the ECU 50, and the determination result is used in the fuel injection control shown in FIG.
When it is determined in step S120 of FIG. 3 that the potential penetration force of the fuel injection valve is high based on the determination result (YES in step S120), the fuel injection pressure is increased (step S130). ). Then, after that, the intake valve late closing control through the VVT mechanism 19 is executed (step S150), and this process is temporarily ended.
[0058]
At this time, the fuel injection pressure to be increased is obtained based on the engine speed NE with reference to an injection pressure setting map stored in the ROM of the ECU 50. Incidentally, as the engine rotational speed NE increases, the position at which the fuel reaches when the piston 5 reaches the bottom dead center of the intake air becomes farther from the vicinity of the top of the piston 5. Therefore, as shown by the two-dot chain line in FIG. 5A, when the piston 5 reaches the bottom dead center of the intake air, the injection pressure setting map is set so that the fuel reaches the vicinity of the top of the piston 5. The fuel injection pressure is set such that the fuel injection pressure tends to increase as the engine speed NE increases. This suppresses a decrease in diffusivity when the fuel collides with the top of the piston 5 and liquefies in layers, and the fuel reaches a position sufficiently distant from the intake port 9.
[0059]
On the other hand, if it is determined in step S120 of FIG. 3 that the potential penetration force of the fuel injection valve is low (NO in step S120), the fuel injection timing is advanced (step S140). Thereafter, similarly, the slow closing control of the intake valve through the VVT mechanism 19 is executed (step S150), and the present process is temporarily ended.
[0060]
Here, the limit value at the time when the advance is performed will be described with reference to FIG. The curve shown by the solid line in FIG. 6 represents the position of the piston corresponding to the crank angle. In addition, the curve shown by the dashed line in FIG. 6 represents the arrival position of the fuel corresponding to the crank angle when the penetration force of the fuel is high, and the curve shown by the dashed line is the case where the penetration force of the fuel is low. Represents the arrival position of the fuel corresponding to the crank angle.
[0061]
Normally, when the fuel collides with the top of the piston 5 during the compression stroke in which the piston 5 rises, the colliding fuel is liquefied in a layer at the top, and the diffusivity of the fuel is reduced. Therefore, in the intake stroke in which the piston 5 descends, it is necessary that the fuel injected from the fuel injection valve 35 reaches near the top of the piston 5. Also, when the fuel collides with the top of the piston 5 during the intake stroke, the colliding fuel is liquefied in a layered manner at the top of the piston 5, and the diffusivity of the fuel is reduced. Accordingly, the injection timing is advanced from the intake bottom dead center, and the injection start timing immediately before the fuel starts to collide with the piston 5 in the intake stroke is the advance limit value in the fuel injection pressure and the engine rotation speed at that time. It becomes.
[0062]
For example, when the current penetration force is high (the fuel injection pressure is high) and the fuel proceeds below the cylinder in a manner illustrated by a dashed line in FIG. 6, the timing indicated as point A is advanced. It becomes the limit value. When the current penetration force is low (the fuel injection pressure is low) and the fuel proceeds below the cylinder in a manner illustrated by a two-dot chain line in FIG. 6, the timing indicated by point B advances. It becomes the angle limit value. Thus, the advance angle limit value is closer to the intake bottom dead center as the fuel penetration force is higher, in other words, as the fuel injection pressure is higher. Further, as the engine speed NE increases, the descending speed of the piston 5 also increases. Therefore, if the injection timing is not advanced with the increase of the engine speed NE, the fuel can reach the vicinity of the top of the piston 5. Disappears. Therefore, the advance angle limit value becomes closer to the intake top dead center as the engine speed NE increases. In consideration of such a tendency of the advance limit value, an advance amount setting map is set in the ROM of the ECU 50 so that the advance amount is set to increase as the engine rotational speed NE increases. The advance amount of the injection timing in the processing in step S140 (FIG. 3) is obtained by referring to the advance amount setting map based on the engine speed NE at that time.
[0063]
FIGS. 7 to 9 illustrate the state of diffusion of fuel in the cylinder by comparing the case where the above-described fuel injection control is not executed and the case where the above-described fuel injection control is executed.
[0064]
FIG. 7 schematically shows the diffusion state of the fuel in the cylinder when the fuel injection control is not performed despite the intake valve late closing control (Atkinson cycle) being performed. is there. The distance indicated by L1 in FIG. 7 indicates the distance of the piston 5 from the top dead center of the intake when the fuel injection is started. FIG. 8 schematically shows the diffusion state of fuel in the cylinder when the fuel injection pressure is increased through the fuel injection control in response to the execution request of the intake valve late closing control. . FIG. 9 schematically shows the diffusion state of fuel in the cylinder when the fuel injection timing is advanced through the fuel injection control in response to the execution request of the intake valve late closing control. It is. Note that the distance indicated by L2 in FIG. 9 indicates the distance from the intake top dead center of the piston 5 when fuel injection is started, similarly to the distance L1 illustrated in FIG. The fuel injection timing is shorter than the distance L1 by the amount of advance. In each of FIGS. 7 to 9, the state shown in FIG. 7A is a state in the cylinder when fuel injection is started in the intake stroke, and the state shown in FIG. The state in the cylinder when the bottom dead center is reached, and the state shown in (c) represent the state in the cylinder immediately before the intake valve 12 is closed in the compression stroke.
[0065]
First, as shown in FIG. 7, when the fuel injection control is not executed despite the intake valve late closing control (Atkinson cycle) being performed, as shown in FIG. The fuel 80 injected from the fuel injection valve 35 cannot reach a position sufficiently distant from the fuel injection valve 35. Therefore, as shown in FIG. 7B, the diffused fuel 81 having a high mixture concentration is diffused at a position near the intake port 9, and in the compression stroke shown in FIG. Is blown back to the intake port 9 via the intake valve 12.
[0066]
On the other hand, when the fuel injection pressure is increased according to the execution request of the intake valve late closing control, the injected fuel 80 is discharged from the fuel injection valve 35 as shown in FIG. You will reach farther. Therefore, the diffusion fuel 81 having a high mixture concentration also exists further below the cylinder, that is, at a position further away from the intake port 9 as shown in FIG. 8B. Therefore, even when the intake valve 12 is lately closed in the subsequent compression stroke, as shown in FIG. 8C, the backflow of the diffusion fuel 81 to the intake port 9 is suppressed, and the mixture in the cylinder is eventually reduced. Variation in density can be suppressed.
[0067]
Further, when the fuel injection timing is advanced in accordance with the execution request of the intake valve late closing control, as shown in FIG. 9A, the piston 5 is at a position closer to the top dead center. Sometimes fuel injection is performed. Therefore, the fuel 80 diffuses near the top of the piston 5. As a result, the amount of air caught between the top of the piston 5 and the diffusion fuel 81 is also reduced, and the diffusion fuel 81 is moved below the cylinder by the subsequent lowering of the piston 5 and the inflow of air into the cylinder. When moving, as shown in FIG. 9B, the diffusion fuel 81 comes down while being located near the top of the piston 5. Therefore, also in this case, even if the intake valve 12 is lately closed in the subsequent compression stroke, as shown in FIG. 9C, the backflow of the diffusion fuel 81 to the intake port 9 is suppressed, and the cylinder The variation in the concentration of the air-fuel mixture in the chamber can be suppressed.
[0068]
As described above, according to the fuel injection control device for a direct injection internal combustion engine in the present embodiment, the following effects can be obtained.
(1) When the late closing control (Atkinson cycle) of the intake valve 12 is performed in the in-cylinder injection type gasoline engine 1, the injection pressure of the fuel injected from the fuel injection valve 35 is increased. I have. As a result, the injected fuel reaches farther from the fuel injection valve 35 and diffuses below the cylinder, that is, at a position distant from the intake port 9. Therefore, even when the intake valve 12 is closed late, the backflow of the diffused fuel to the intake port 9 is suppressed. As a result, the variation in the mixture concentration in the cylinder is suppressed, and the increase in the combustion fluctuation can be appropriately suppressed.
[0069]
(2) In addition, when the return of fuel to the intake port 9 cannot be suppressed even if the fuel injection pressure is increased, the fuel injection timing is advanced. As a result, fuel injection is performed when the piston 5 is located closer to the top dead center, and fuel is further diffused near the top of the piston 5. When the diffused fuel moves to the lower side of the cylinder due to the subsequent lowering of the piston 5 and the inflow of air into the cylinder, the diffused fuel is located near the top of the piston 5. Start to descend. Therefore, even when the intake valve 12 is lately closed in the subsequent compression stroke, the backflow of the diffused fuel to the intake port 9 is suppressed. As a result, the variation in the mixture concentration in the cylinder is suppressed, and the increase in the combustion fluctuation can be appropriately suppressed.
[0070]
(3) As described above, by increasing the injection pressure of the fuel injected from the fuel injection valve or by advancing the fuel injection timing, it is possible to suppress the return of the fuel described above. Here, generally, the fuel injection timing is set in accordance with the ignition timing of the air-fuel mixture, the state of the intake air, and the like. Therefore, changing the fuel injection timing has a considerable adverse effect on the combustion state in the cylinder. In this regard, in the above-described embodiment, the stroke time TST which can be calculated from the engine speed NE, the time TQS which can be calculated from the engine speed NE and the start timing of fuel injection, and the stroke time TQS calculated in advance. The above-described time TQ is used to determine the level of the potential penetration force described above. If it is determined in this determination that the potential penetration force is high, that is, if it is determined that the fuel can collide with the piston reaching the intake bottom dead center by increasing the fuel injection pressure, the intake air The fuel injection pressure is increased in response to the execution request for the valve late closing control. On the other hand, when it is determined that the potential penetration force is low, that is, when it is determined that the fuel cannot collide with the piston that has reached the intake bottom dead center even if the fuel injection pressure is increased, the intake valve late closing control The fuel injection timing is advanced in accordance with the execution request. When the return of the diffused fuel to the intake port 9 cannot be suppressed by increasing the fuel injection pressure, the fuel injection timing is advanced. Therefore, it is possible to reduce the amount of fuel blown back to the intake port 9 while minimizing the adverse effect on the combustion state. That is, the control for increasing the fuel injection pressure and the control for advancing the fuel injection timing can be switched in a desirable manner as the control mode of the fuel injection when the intake valve late closing control is performed. .
[0071]
(4) The injection pressure for increasing the fuel injection pressure is determined based on the engine speed NE which is correlated with the timing at which the fuel 80 injected from the fuel injection valve 35 collides with the top of the piston 5. ing. Therefore, the fuel collides with the top of the piston 5 and liquefies in a stratified manner, thereby suppressing a decrease in the diffusivity of the fuel and allowing the fuel to reach a position sufficiently distant from the intake port 9.
[0072]
(5) The amount of advance when the fuel injection timing is advanced is determined based on the engine speed NE that is correlated with the timing at which the fuel 80 injected from the fuel injection valve 35 collides with the top of the piston 5. I have to. Therefore, the fuel collides with the top of the piston 5 and liquefies in a stratified manner, thereby suppressing a decrease in the diffusivity of the fuel and allowing the fuel to reach a position sufficiently distant from the intake port 9.
[0073]
(Other embodiments)
The above embodiment can be modified and implemented as follows.
In the above embodiment, the return of the diffused fuel to the intake port 9 is suppressed by changing the fuel injection pressure or the fuel injection timing based on the determination of the high or low potential penetration force. In addition, in the gasoline engine 1, the fuel injection pressure and the shape of the piston head and the like are set such that the fuel injected from the fuel injection valve 35 collides with the top of the piston 5 reaching the intake bottom dead center and diffuses. Set. When the Atkinson cycle is performed by the late closing control of the intake valve 12, the fuel injected in the middle of the fuel injection period reaches the position farthest from the fuel injection valve 35 at the intake bottom dead center of the piston 5. May be set to the injection timing. In this case, the state in the cylinder at the time when the piston 5 reaches the intake bottom dead center is a state schematically illustrated in FIG. In FIG. 10, the portion indicated by “S” in the fuel 80 represents the fuel injected from the fuel injection valve 35 at the beginning of the fuel injection. In FIG. 10, the portion indicated by “M” in the fuel 80 represents the fuel injected from the fuel injection valve 35 at the center of the fuel injection period. In FIG. 10, the portion indicated by “E” in the fuel 80 represents the fuel injected from the fuel injection valve 35 immediately before the end of the fuel injection. As shown in FIG. 10, the fuel colliding with the top of the piston 5 diffuses into the cylinder while winding up. For this reason, when the injection timing is set so that the fuel of the above “S” reaches the position farthest from the fuel injection valve 35 at the time when the piston 5 reaches the intake bottom dead center, the above “E” Part of the fuel is present at a position near the intake port 9 at the time when the intake valve 12 is opened at the beginning of the compression stroke. Then, the fuel mainly in the portion “E” is blown back to the intake port 9. When the injection timing is set so that the fuel in the portion “E” reaches the position farthest from the fuel injection valve 35 at the time when the piston 5 reaches the intake bottom dead center, the portion in the “S” Fuel diffusion is already in progress. Therefore, at the time when the intake valve 12 is opened at the beginning of the compression stroke, the diffused fuel corresponding to the “S” portion exists at a position near the intake port 9. Therefore, in this case, the diffused fuel mainly derived from the “S” portion is blown back to the intake port 9. On the other hand, when the injection timing is set such that the fuel of the above “M” reaches the position farthest from the fuel injection valve 35 at the time when the piston 5 reaches the intake bottom dead center, the following is achieved. That is, the fuel injected during the period from the start of the fuel injection to the center time (the first half of the injection period) and the fuel injected during the period from the center time to the end of the fuel injection (the second half of the injection period) The separated fuel can be separated from the intake port 9 in a well-balanced manner. Therefore, the concentration of the air-fuel mixture at a portion distant from the intake port 9 is high, and the concentration of the air-fuel mixture at a portion near the intake port 9 is low, and the amount of fuel blown back to the intake port 9 is reduced. As a result, the variation of the mixture concentration in the cylinder is suppressed, and the increase in the combustion fluctuation of the gasoline engine 1 can be appropriately suppressed.
[0074]
In the injection pressure setting map in the above embodiment, the fuel injection pressure is set based on the engine speed NE. In addition, when the fuel injection timing is changed between when the intake valve late closing control is executed and when it is not executed, based on the engine speed NE and the fuel injection timing when the intake valve late closing control is executed. The fuel injection pressure may be set.
[0075]
In the advance amount setting map in the above embodiment, the advance amount of the fuel injection timing is set based on the engine speed NE. In addition, when the fuel injection pressure is changed between when the intake valve late closing control is executed and when it is not executed, based on the engine speed NE and the fuel injection pressure when the intake valve late closing control is executed. The advance amount of the injection timing may be set.
[0076]
In the above embodiment, when it is determined that the potential penetration force is high, the fuel injection pressure is increased, and when it is determined that the potential penetration force is low, the fuel injection timing is advanced. In addition, when the Atkinson cycle is performed, both the control for increasing the fuel injection pressure and the control for advancing the fuel injection timing are performed together, and the injection pressure is increased based on the potential penetration force. The balance between the fuel injection timing and the advance angle of the injection timing may be changed. Also in this case, it is possible to obtain the same operation and effect as those of the above embodiment and the modification. At this time, the degree of increase in the injection pressure may be set based on the engine speed and the fuel injection timing, and the advance of the injection timing may be set based on the engine speed and the fuel injection pressure. . In this case, the degree of increase in the fuel injection pressure is set based on the engine speed and the fuel injection timing which are correlated with the timing at which the fuel injected from the fuel injection valve collides with the top of the piston. Further, the advance angle of the injection timing is set based on the engine speed and the fuel injection pressure which are correlated with the timing at which the fuel injected from the fuel injection valve collides with the top of the piston. Accordingly, it is possible to suppress a decrease in the diffusivity of the fuel caused by the fuel colliding with the top of the piston and being liquefied in layers, and to allow the fuel to reach a position sufficiently distant from the intake port.
[0077]
The variable valve timing mechanism (VVT mechanism 19) employed in the above embodiment is a mechanism that changes only the opening / closing timing of the intake valve 12. However, as a mechanism for performing the late closing control of the intake valve, A variable valve mechanism of a type that changes the lift amount and operating angle of the intake valve 12, an electromagnetically driven valve, or the like may be appropriately employed. Also in this case, it is possible to obtain the same operation and effect as those of the above-described embodiment and its modifications.
[0078]
In the above embodiments and the modifications, the fuel injection control device according to the present invention is applied to the gasoline engine 1. However, the target internal combustion engine is not limited to such a gasoline engine 1 at all. In short, an in-cylinder injection type internal combustion engine in which an Atkinson cycle is performed by performing late closing control of an intake valve, in which an injection pressure and an injection timing of fuel injected from a fuel injection valve can be changed. In the case of an engine, the configuration of the above-described embodiment and its modification can be applied to the fuel injection control device. Also in this case, it is possible to obtain the same operation and effect as those of the above embodiment and the modification.
[0079]
In addition, technical ideas that can be grasped from the above-described embodiment or modifications thereof will be described below together with their effects.
(A) In the fuel injection control device for a direct injection internal combustion engine according to claim 5, the control means controls the injection pressure based on a rotation speed of the engine and an injection timing of fuel injected into the cylinder. Fuel injection control for a direct injection type internal combustion engine, wherein a degree of increase is set, and an advance angle of the injection timing is set based on a rotational speed of the engine and an injection pressure of fuel injected into the cylinder. apparatus.
[0080]
According to this configuration as well, it is possible to suppress a decrease in the diffusivity of the fuel due to the fuel colliding with the top of the piston and being liquefied in layers, and to allow the fuel to reach a position sufficiently distant from the intake port.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a schematic configuration of an embodiment of a fuel injection control device for a direct injection internal combustion engine according to the present invention.
FIG. 2 is a graph exemplifying a change mode of an opening / closing timing of an intake valve provided in a gasoline engine to which the embodiment is applied.
FIG. 3 is a flowchart showing a control procedure of fuel injection control according to the embodiment.
FIG. 4 is an exemplary flowchart showing a processing procedure for determining a potential penetration force according to the embodiment;
FIG. 5 is a graph illustrating a relationship between a piston position corresponding to a crank angle and a fuel arrival position.
FIG. 6 is a graph showing an advance limit of a fuel injection timing.
FIG. 7 is a schematic view illustrating the state of diffusion of fuel in a cylinder when the control of the embodiment is not performed.
FIG. 8 is a schematic view illustrating a diffusion state of fuel in a cylinder when control for increasing the fuel injection pressure is performed.
FIG. 9 is a schematic view illustrating a diffusion state of fuel in a cylinder when control for advancing an injection start timing is performed.
FIG. 10 is a schematic view illustrating the movement of fuel in a cylinder according to a modification of the embodiment.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Gasoline engine, 2 ... Cylinder block, 3 ... Cylinder head, 4 ... Cylinder, 5 ... Piston, 6 ... Connecting rod, 7 ... Crankshaft, 8 ... Combustion chamber, 9 ... Intake port, 10 ... Exhaust port, 11 ... Ignition Plug, 12 intake valve, 13 exhaust valve, 14 timing belt, 15 intake timing pulley, 16 exhaust timing pulley, 17 intake camshaft, 18 exhaust camshaft, 19 variable valve timing mechanism ( VVT mechanism), 20 ... intake passage, 21 ... fuel pump, 22 ... actuator, 23 ... throttle valve, 24 ... fuel supply passage, 30 ... exhaust passage, 35 ... fuel injection valve, 41 ... crank angle sensor, 42 ... cam angle Sensor, 43: throttle opening sensor, 44: air flow meter, 45: water temperature sensor, 46: fuel pressure sensor, 50: control (ECU), 60: fuel distribution pipe, 61: high-pressure fuel passage, 62: high-pressure pump, 62a: plunger, 62b: cylinder, 62c: pressurizing chamber, 62d: solenoid valve, 63: check valve, 64: low pressure Fuel passage, 65 low-pressure pump, 66 fuel tank, 67 return passage, 68 cam, 80 fuel, 81 diffusion fuel.

Claims (8)

吸気弁の閉弁時期をピストンの吸気下死点よりも遅角側に設定する吸気弁遅閉じ制御が実行可能な筒内噴射式内燃機関にあって前記吸気弁が開弁状態にある吸気行程での気筒内への燃料噴射態様を制御する筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置であって、
前記吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い、前記気筒内に噴射する燃料の噴射圧を前記吸気弁遅閉じ制御の非実行時よりも高くする制御を行う制御手段を備える
ことを特徴とする筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置。An intake stroke in which the intake valve is in an open state in an in-cylinder injection type internal combustion engine capable of executing intake valve late closing control in which the closing timing of the intake valve is set to a more retarded side than the intake bottom dead center of the piston. A fuel injection control device for an in-cylinder injection internal combustion engine that controls a fuel injection mode into a cylinder at
Cylinder characterized by comprising control means for controlling the injection pressure of fuel injected into the cylinder to be higher than when the intake valve late closing control is not executed, in response to the execution request of the intake valve late closing control. Fuel injection control device for internal injection type internal combustion engine. 前記制御手段は、当該機関の回転速度に基づいて前記噴射圧の増大度合いを設定する
請求項１に記載の筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置。2. The fuel injection control device for a direct injection internal combustion engine according to claim 1, wherein the control unit sets the degree of increase of the injection pressure based on a rotation speed of the engine. 3. 吸気弁の閉弁時期をピストンの吸気下死点よりも遅角側に設定する吸気弁遅閉じ制御が実行可能な筒内噴射式内燃機関にあって前記吸気弁が開弁状態にある吸気行程での気筒内への燃料噴射態様を制御する筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置であって、
前記吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い、前記気筒内に噴射する燃料の噴射時期を前記吸気弁遅閉じ制御の非実行時よりも進角させる制御を行う制御手段を備える
ことを特徴とする筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置。An intake stroke in which the intake valve is in an open state in an in-cylinder injection type internal combustion engine capable of executing intake valve late closing control in which the closing timing of the intake valve is set to a more retarded side than the intake bottom dead center of the piston. A fuel injection control device for an in-cylinder injection internal combustion engine that controls a fuel injection mode into a cylinder at
In response to a request to execute the intake valve late closing control, control means is provided for performing control to advance the injection timing of fuel injected into the cylinder more than when the intake valve late closing control is not executed. A fuel injection control device for a direct injection internal combustion engine. 前記制御手段は、当該機関の回転速度に基づいて前記噴射時期の進角度合いを設定する
請求項３に記載の筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置。4. The fuel injection control device for a direct injection internal combustion engine according to claim 3, wherein the control unit sets an advance angle of the injection timing based on a rotation speed of the engine. 5. 吸気弁の閉弁時期をピストンの吸気下死点よりも遅角側に設定する吸気弁遅閉じ制御が実行可能な筒内噴射式内燃機関にあって前記吸気弁が開弁状態にある吸気行程での気筒内への燃料噴射態様を制御する筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置であって、
前記吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い、前記気筒内に噴射する燃料の噴射圧を前記吸気弁遅閉じ制御の非実行時よりも高くする制御、及び前記気筒内に噴射する燃料の噴射時期を前記吸気弁遅閉じ制御の非実行時よりも進角させる制御の少なくとも一方を実行する制御手段を備える
ことを特徴とする筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置。An intake stroke in which the intake valve is in an open state in an in-cylinder injection type internal combustion engine capable of executing intake valve late closing control in which the closing timing of the intake valve is set to a more retarded side than the intake bottom dead center of the piston. A fuel injection control device for an in-cylinder injection internal combustion engine that controls a fuel injection mode into a cylinder at
Control to increase the injection pressure of the fuel injected into the cylinder in response to the execution request of the intake valve late closing control, as compared to when the intake valve late closing control is not executed, and the injection timing of the fuel to be injected into the cylinder. A fuel injection control device for a direct injection internal combustion engine, characterized by comprising control means for executing at least one of a control for causing the intake valve to advance more than a time when the intake valve late closing control is not executed. 前記制御手段は、当該機関の回転速度に基づいて前記噴射圧の増大度合い及び前記噴射時期の進角度合いを設定する
請求項５に記載の筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置。6. The fuel injection control device for a direct injection internal combustion engine according to claim 5, wherein the control means sets the degree of increase of the injection pressure and the advance angle of the injection timing based on the rotation speed of the engine. 前記制御手段は、前記ピストンが吸気上死点から下降を始めてから前記燃料の噴射が開始されるまでの時間（ＴＱＳ）を機関出力軸の回転速度と回転角度とに基づき算出するとともに、最大噴射圧で噴射した燃料が前記気筒内の吸気下死点に到達するまでの時間（ＴＱ）をこの算出した時間（ＴＱＳ）に加算し、この加算した値（ＴＱＳ＋ＴＱ）が、機関出力軸の回転速度から算出される前記ピストンの吸気上死点から吸気下死点に移動するまでに要する行程時間（ＴＳＴ）以下であるか否かを判定する判定手段を備え、この判定手段によって前記加算した値（ＴＱＳ＋ＴＱ）が前記行程時間（ＴＳＴ）以下である旨判定されるときには、前記吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い前記噴射する燃料の噴射圧を前記吸気弁遅閉じ制御の非実行時よりも高くする制御を実行し、同判定手段によって前記加算した時間（ＴＱＳ＋ＴＱ）が前記行程時間（ＴＳＴ）以下ではない旨判定されるときには、前記吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い前記噴射する燃料の噴射時期を前記吸気弁遅閉じ制御の非実行時よりも進角させる制御を実行する
請求項５または６に記載の筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置。The control means calculates a time (TQS) from the time when the piston starts falling from the intake top dead center to the time when the fuel injection is started, based on the rotation speed and the rotation angle of the engine output shaft, and the maximum injection time. The time (TQ) required for the fuel injected by the pressure to reach the intake bottom dead center in the cylinder is added to the calculated time (TQS), and the added value (TQS + TQ) is the rotational speed of the engine output shaft. A determination means for determining whether or not a stroke time (TST) required to move from the top dead center of the piston to the bottom dead center of the intake calculated from the following formula is obtained. When it is determined that (TQS + TQ) is equal to or less than the stroke time (TST), the injection pressure of the fuel to be injected is decreased when the intake valve late closing control is not executed according to the execution request of the intake valve late closing control. When the determination means determines that the added time (TQS + TQ) is not shorter than the stroke time (TST), the injection is performed in response to the execution request of the intake valve late closing control. 7. The fuel injection control device for a direct injection internal combustion engine according to claim 5, wherein control is performed to advance the fuel injection timing more than when the intake valve delay closing control is not performed. 吸気弁の閉弁時期をピストンの吸気下死点よりも遅角側に設定する吸気弁遅閉じ制御が実行可能な筒内噴射式内燃機関にあって前記吸気弁が開弁状態にある吸気行程での気筒内への燃料噴射態様を制御する筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置であって、
前記吸気弁遅閉じ制御の実行要求に伴い、前記気筒内に噴射する燃料の噴射期間半ばに噴射された燃料が前記ピストンの吸気下死点において燃料噴射弁から最も離れた位置に到達するように前記燃料の噴射時期を設定する
ことを特徴とする筒内噴射式内燃機関の燃料噴射制御装置。An intake stroke in which the intake valve is in an open state in an in-cylinder injection type internal combustion engine capable of executing intake valve late closing control in which the closing timing of the intake valve is set to a more retarded side than the intake bottom dead center of the piston. A fuel injection control device for an in-cylinder injection internal combustion engine that controls a fuel injection mode into a cylinder at
With the execution request of the intake valve late closing control, the fuel injected in the middle of the injection period of the fuel injected into the cylinder reaches the position farthest from the fuel injection valve at the intake bottom dead center of the piston. A fuel injection control apparatus for a direct injection internal combustion engine, wherein the fuel injection timing is set.

Images