JP2018087523A - Premixing compression ignition type engine - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、燃焼室が形成された気筒を有するエンジン本体を備え、所定の条件下において前記燃焼室内で燃料と空気の混合気を自着火させる予混合圧縮着火式エンジンに関する。 The present invention relates to a premixed compression ignition engine that includes an engine body having a cylinder in which a combustion chamber is formed and that self-ignites a mixture of fuel and air in the combustion chamber under predetermined conditions.
従来より、ガソリンエンジン等において、予め混合された燃料と空気の混合気を燃焼室内で自着火させるいわゆる予混合圧縮着火燃焼を実施することが検討されている。 Conventionally, in a gasoline engine or the like, so-called premixed compression ignition combustion in which a premixed fuel / air mixture is self-ignited in a combustion chamber has been studied.
予混合圧縮着火燃焼では、圧縮比を高めることができること等に伴い熱効率を高めることができる一方、燃焼室内の各所において混合気が同時に燃焼を開始することで燃焼室内の圧力すなわち筒内圧が急激に上昇して燃焼騒音が悪化するという問題がある。また、燃焼の開始時期すなわち着火時期が燃焼室内の温度等によって変化しやすく、着火および燃焼時期を適切に制御するのが難しいという問題がある。 In premixed compression ignition combustion, the thermal efficiency can be increased with the increase in the compression ratio, etc., while the air-fuel mixture starts to burn simultaneously in various places in the combustion chamber, so that the pressure in the combustion chamber, that is, the in-cylinder pressure suddenly increases. There is a problem that the combustion noise increases due to the rise. In addition, there is a problem that the start timing of combustion, that is, the ignition timing, is easily changed by the temperature in the combustion chamber and the like, and it is difficult to appropriately control the ignition and combustion timing.
これに対して、例えば、特許文献1には、燃料を前段噴射と後段噴射とに分けて燃焼室内に噴射するとともに、これら前段噴射と後段噴射との間に混合気に点火を行うように構成されたエンジンが開示されている。 On the other hand, for example, in Patent Document 1, fuel is divided into first-stage injection and second-stage injection and injected into the combustion chamber, and the air-fuel mixture is ignited between these first-stage injection and second-stage injection. The disclosed engine is disclosed.
特許文献1のエンジンによれば、点火によって生じた火炎伝播燃焼によって混合気の温度を高めて混合気の自着火を開始させることができるため、点火時期を調整することによって着火時期を適切に制御することができるとともに、前段噴射により形成された混合気と後段噴射により形成された混合気の燃焼を異なるタイミングで開始させることができ、筒内圧の急上昇を抑えて燃焼騒音の悪化を抑制することができる。 According to the engine of Patent Document 1, since the temperature of the air-fuel mixture can be increased by the flame propagation combustion caused by ignition and the self-ignition of the air-fuel mixture can be started, the ignition timing is appropriately controlled by adjusting the ignition timing. The combustion of the air-fuel mixture formed by the front-stage injection and the air-fuel mixture formed by the rear-stage injection can be started at different timings, and the rapid increase in the in-cylinder pressure is suppressed, thereby suppressing the deterioration of the combustion noise. Can do.
特許文献1のように、火炎伝播燃焼によって混合気の温度を高めることでこれを自着火させるエンジンでは、火炎伝播燃焼によって確実に混合気の温度を高める必要がある。 In an engine that self-ignites the mixture by increasing the temperature of the air-fuel mixture by flame propagation combustion as in Patent Document 1, it is necessary to reliably increase the temperature of the air-fuel mixture by flame propagation combustion.
しかしながら、エンジン回転数が高い運転領域では燃焼室内の吸気の流動が大きくなり、火炎が吹き消されて混合気を適切に自着火燃焼させることができないおそれがある。 However, in the operating region where the engine speed is high, the flow of the intake air in the combustion chamber becomes large, and the flame may be blown out, so that the air-fuel mixture cannot be appropriately self-ignited and combusted.
本発明は、前記のような事情に鑑みてなされたものであり、着火時期の制御性および燃焼騒音を良好にしながら、より確実に適切な予混合圧縮着火燃焼を実現することのできる予混合圧縮着火式エンジンを提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the circumstances as described above, and is capable of realizing premixed compression ignition combustion more reliably while improving the controllability of the ignition timing and the combustion noise and more reliably. An object is to provide an ignition engine.
前記課題を解決するために、本発明は、燃焼室が形成された気筒を有するエンジン本体を備え、所定の条件下において前記燃焼室内で燃料と空気の混合気を自着火させる予混合圧縮着火式エンジンであって、前記燃焼室内に燃料を噴射する燃料噴射装置と、前記燃焼室の中央を臨み前記燃焼室内の混合気を点火して当該混合気に点火エネルギーを付与する電極部を備えた点火装置と、前記燃焼室内の吸気の流動の強さを変更可能な吸気流動変更機構と、エンジン本体の少なくとも一部の運転領域で、前記燃焼室のうち前記点火装置の電極部を含む第1領域に形成された混合気が前記点火装置から付与された点火エネルギーを受けて燃焼し、その後、前記燃焼室のうち前記第1領域の外周側に位置する第2領域に形成された混合気が自着火するSI+CI燃焼が起きるように、前記点火装置および前記燃料噴射装置を制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、前記SI+CI燃焼の実行領域では、前記点火手段の点火時期における前記第1領域内の混合気の空燃比が理論空燃比以上となるように前記燃料噴射手段を制御するとともに、前記SI+CI燃焼の実行領域のうちエンジン回転数が基準回転数以上の高速領域では、前記点火時期において、前記SI+CI燃焼の実行領域のうちエンジン回転数が前記基準回転数未満の低速領域に比べて、前記燃焼室内に生じる吸気流動の旋回数をエンジン回転数で割った値が小さくなるように前記吸気流動変更機構を制御することを特徴とする予混合圧縮着火式エンジンを提供する(請求項1)。 In order to solve the above-mentioned problems, the present invention includes a premixed compression ignition system that includes an engine body having a cylinder in which a combustion chamber is formed, and that self-ignites a mixture of fuel and air in the combustion chamber under predetermined conditions. An ignition device comprising a fuel injection device for injecting fuel into the combustion chamber, and an electrode portion facing the center of the combustion chamber and igniting an air-fuel mixture in the combustion chamber to give ignition energy to the air-fuel mixture A first region including an electrode portion of the ignition device in the combustion chamber in an operating region of at least a part of the engine main body, an intake air flow changing mechanism capable of changing a flow strength of the intake air in the combustion chamber The air-fuel mixture formed in the combustion chamber receives the ignition energy applied from the ignition device and burns. Thereafter, the air-fuel mixture formed in the second region located on the outer peripheral side of the first region in the combustion chamber is self-generated. Ignite Control means for controlling the ignition device and the fuel injection device so that I + CI combustion occurs, and the control means is within the first region at the ignition timing of the ignition device in the SI + CI combustion execution region. The fuel injection means is controlled so that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is equal to or higher than the stoichiometric air-fuel ratio, and in the SI + CI combustion execution region, in the high-speed region where the engine speed is equal to or higher than the reference speed, the ignition timing is The intake flow change is made so that the value obtained by dividing the swirling speed of the intake flow generated in the combustion chamber by the engine speed is smaller than that in the low speed region where the engine speed is less than the reference rotational speed in the SI + CI combustion execution region. A premixed compression ignition engine characterized by controlling the mechanism is provided.
この構成では、SI+CI燃焼実行領域において、点火手段の電極部を含む第1領域に形成された混合気を点火によって強制的に燃焼させて火炎伝播を生じさせ、この火炎伝播により燃焼室内の温度を高めることで周囲(第2領域)の混合気を自着火燃焼させている。そのため、点火時期の調整によって混合気の着火時期を適切な時期に制御することができる。 In this configuration, in the SI + CI combustion execution region, the air-fuel mixture formed in the first region including the electrode portion of the ignition means is forcibly burned by ignition to cause flame propagation, and this flame propagation causes the temperature in the combustion chamber to be increased. By raising the temperature, the surrounding (second region) air-fuel mixture is self-ignited and combusted. Therefore, the ignition timing of the air-fuel mixture can be controlled to an appropriate time by adjusting the ignition timing.
しかも、SI+CI燃焼実行領域において、第1領域に形成される混合気の空燃比を理論空燃比以上としており、このように理論空燃比またはこれよりもリーンな混合気を第1領域に形成することにより、第1領域に形成される混合気の火炎伝播燃焼を緩慢にできるとともに、これによって燃焼室内の温度および圧力の急上昇を抑制してその後の圧縮自着火燃焼も緩慢にすることができ、燃焼騒音を小さく抑えることができる。 Moreover, in the SI + CI combustion execution region, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture formed in the first region is equal to or higher than the stoichiometric air-fuel ratio, and thus, the stoichiometric air-fuel ratio or a lean air-fuel mixture is formed in the first region. As a result, the flame propagation combustion of the air-fuel mixture formed in the first region can be slowed, and the rapid increase in temperature and pressure in the combustion chamber can be suppressed thereby slowing the subsequent compression auto-ignition combustion. Noise can be reduced.
ただし、このように混合気の空燃比をリーンにすることは火炎の伝播にとって不利であり、燃焼室内での吸気の流動が強い場合には火炎が吹き消されやすくなる。これに対して、本発明では、エンジン回転数が高いことに伴って吸気の流動が強くなりやすい高速領域において、燃焼室内の吸気の旋回数をエンジン回転数で割った値(いわゆるタンブル比)が、低速領域よりも小さくなるようにして、吸気の旋回数すなわち吸気の流動がエンジン回転数の増大に伴って強くなるのを抑制している。そのため、混合気の空燃比をリーンとしながら、火炎が吹き消されるのをより確実に抑制することができ、燃焼騒音を小さくしながら火炎伝播燃焼およびその後の自着火燃焼をより確実に実現することができる。 However, making the air-fuel ratio of the air-fuel mixture lean in this way is disadvantageous for the propagation of the flame, and when the flow of intake air in the combustion chamber is strong, the flame is easily blown out. On the other hand, in the present invention, a value obtained by dividing the number of revolutions of the intake air in the combustion chamber by the engine speed (a so-called tumble ratio) in a high-speed region where the flow of the intake air is likely to become strong as the engine speed is high. Therefore, the number of intake air turns, that is, the flow of the intake air is prevented from increasing as the engine speed increases. Therefore, it is possible to more reliably suppress the flame from being blown out while making the air-fuel ratio of the air-fuel mixture lean, and more reliably realize flame propagation combustion and subsequent auto-ignition combustion while reducing combustion noise. Can do.
前記構成において、前記吸気流動変更機構は、前記吸気弁の閉弁時期を変更可能であり、前記制御手段は、前記高速領域では、前記吸気弁の閉弁時期が吸気下死点よりも進角側且つ前記低速領域での前記吸気弁の閉弁時期よりも進角側になるように、前記吸気流動変更機構を制御するのが好ましい(請求項2)。 In the above configuration, the intake flow change mechanism can change the closing timing of the intake valve, and the control means can advance the closing timing of the intake valve from an intake bottom dead center in the high speed region. It is preferable to control the intake flow changing mechanism so that the intake valve closing timing in the low-speed region is closer to the advance side than the closing timing of the intake valve.
この構成によれば、吸気弁の閉弁時期を変更するという簡単な構成で高速領域において燃焼室内の吸気の流動を小さくすることができる。 According to this configuration, the flow of the intake air in the combustion chamber can be reduced in the high speed region with a simple configuration in which the closing timing of the intake valve is changed.
具体的には、仮に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側にすると、吸気下死点後、ピストンの上昇に伴って燃焼室内の吸気が吸気ポートに向かって勢いよく流れ込むことで、燃焼室内の吸気の流動が大きくなる。そのため、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも進角側とすれば、燃焼室内の吸気の流動を小さくすることができる。また、吸気弁の閉弁時期を進角側にすれば、吸気弁が閉弁してから点火時期までの時間すなわち燃焼室内において吸気の流れが安定するまでの長くすることができる。そのため、吸気弁の閉弁時期を、吸気下死点よりも進角側で且つより進角側(低速領域の閉弁時期よりも進角側)にすれば、燃焼室内の吸気の流動をより確実に小さくすることができる。 Specifically, if the closing timing of the intake valve is retarded from the intake bottom dead center, the intake air in the combustion chamber flows into the intake port vigorously as the piston rises after the intake bottom dead center. As a result, the flow of intake air in the combustion chamber increases. Therefore, if the closing timing of the intake valve is set to an advance side from the intake bottom dead center, the flow of intake air in the combustion chamber can be reduced. Further, if the closing timing of the intake valve is set to the advance side, it is possible to lengthen the time from the closing of the intake valve to the ignition timing, that is, the time until the intake flow stabilizes in the combustion chamber. Therefore, if the valve closing timing of the intake valve is set to an advance side and a more advanced side than the intake bottom dead center (advancing side from the close timing in the low speed region), the flow of intake air in the combustion chamber is further increased. It can be surely made small.
なお、吸気弁の閉弁時期をこのように進角側にすると、吸気弁の閉弁時期から吸気下死点までの間に筒内圧すなわち燃焼室内の圧力が低下することで、燃焼室内のガスの温度が低くなって当該ガスの燃焼室の壁面からの受熱量が多くなり、圧縮上死点付近における燃焼室内の混合気が高くなりやすくなる。そして、低速領域では、高速領域よりもこの受熱時間が長くなるため、圧縮上死点付近における混合気の温度がより上昇して混合気が過早自着火しやすくなる(想定している時期よりも早いタイミングで自着火しやすくなる)。そのため、低速領域では、吸気弁の閉弁時期をより遅角側(高速領域の閉弁時期よりも遅角側)にすることでこれを抑えることができ、混合気を適切に圧縮自着火燃焼させることができる。 If the closing timing of the intake valve is set to the advance side in this way, the cylinder pressure, that is, the pressure in the combustion chamber, decreases between the closing timing of the intake valve and the intake bottom dead center, so that the gas in the combustion chamber is reduced. As the temperature of the gas decreases, the amount of heat received from the wall surface of the combustion chamber increases, and the mixture in the combustion chamber near the compression top dead center tends to increase. And, in the low speed region, this heat receiving time becomes longer than in the high speed region, so the temperature of the air-fuel mixture near the compression top dead center rises and the air-fuel mixture is more likely to self-ignite prematurely (than the assumed time) It is easy to ignite at an early timing.) For this reason, in the low speed range, this can be suppressed by setting the closing timing of the intake valve to a more retarded side (a retarded side than the closing timing of the high speed range), and the air-fuel mixture is appropriately compressed by auto-ignition combustion. Can be made.
前記構成において、高速領域における吸気弁の閉弁時期としては、例えば、クランク角で吸気下死点前55度以上吸気下死点前55度15度以下の角度が挙げられる(請求項3)。 In the above configuration, the closing timing of the intake valve in the high speed region includes, for example, an angle of 55 degrees before intake bottom dead center and 15 degrees before intake bottom dead center in crank angle (Claim 3).
以上説明したように、本発明の予混合圧縮着火式エンジンによれば、着火時期の制御性および燃焼騒音を良好にしながら、より確実に適切な予混合圧縮着火燃焼を実現することができる。 As described above, according to the premixed compression ignition type engine of the present invention, appropriate premixed compression ignition combustion can be realized more reliably while improving the controllability of the ignition timing and the combustion noise.
図1は、本発明の予混合圧縮着火エンジンが適用されるエンジンシステムの構成を示す図である。本実施形態のエンジンシステムは、4ストロークのエンジン本体1と、エンジン本体1に燃焼用の空気を導入するための吸気通路30と、エンジン本体1で生成された排気を排出するための排気通路40とを備える。
FIG. 1 is a diagram showing a configuration of an engine system to which a premixed compression ignition engine of the present invention is applied. The engine system of the present embodiment includes a four-stroke engine main body 1, an
エンジン本体1は、例えば、4つの気筒2が図1の紙面と直交する方向に直列に配置された直列4気筒エンジンである。このエンジンシステムは車両に搭載され、エンジン本体1は車両の駆動源として利用される。本実施形態では、エンジン本体1は、ガソリンを含む燃料の供給を受けて駆動される。なお、燃料は、バイオエタノール等を含むガソリンであってもよい。
The engine body 1 is, for example, an in-line four-cylinder engine in which four
(1)エンジン本体
図2は、エンジン本体1の概略断面図である。
(1) Engine Body FIG. 2 is a schematic sectional view of the engine body 1.
エンジン本体1は、気筒2が内部に形成されたシリンダブロック3と、シリンダブロック3の上面に設けられたシリンダヘッド4と、気筒2に往復動(上下動)可能に嵌装されたピストン5とを有する。
The engine body 1 includes a
ピストン5の上方には燃焼室6が形成されている。燃焼室6はいわゆるペントルーフ型であり、シリンダヘッド4の下面で構成される燃焼室6の天井面6a(以下、単に、燃焼室天井面6aという)は吸気側および排気側の2つの傾斜面からなる三角屋根状をなしている。ピストン5の冠面5a(以下、単に、ピストン冠面5aという)には、その中心部を含む領域をシリンダヘッド4とは反対側(下方)に凹ませたキャビティ10が形成されている。なお、ここでは、ピストン5の位置や混合気の燃焼状態によらず気筒2の内側空間のうちピストン冠面5aと燃焼室天井面6aとの間の空間を、燃焼室6という。
A
本実施形態では、エンジン本体1の幾何学的圧縮比、つまり、ピストン5が下死点にあるときの燃焼室6の容積とピストン5が上死点にあるときの燃焼室6の容積との比は、16以上35以下(例えば20程度)に設定されている。
In this embodiment, the geometric compression ratio of the engine body 1, that is, the volume of the
シリンダヘッド4には、吸気通路30から供給される空気を気筒2(燃焼室6)内に導入するための吸気ポート16と、気筒2内で生成された排気を排気通路40に導出するための排気ポート17とが形成されている。これら吸気ポート16と排気ポート17とは、気筒2毎にそれぞれ2つずつ形成されている。
The
シリンダヘッド4には、各吸気ポート16の気筒2側の開口をそれぞれ開閉する吸気弁18と、各排気ポート17の気筒2側の開口をそれぞれ開閉する排気弁19とが設けられている。
The
吸気弁18および排気弁19は、それぞれ吸気弁駆動機構20および排気弁駆動機構21によって駆動される。吸気弁駆動機構20には、吸気弁18の閉弁時期を変更可能な吸気閉弁時期変更機構(吸気流動変更機構)20aが組み込まれている。本実施形態では、吸気弁閉弁時期変更機構20aは、吸気弁18の開弁時期を所定の時期に固定した状態で吸気弁18のバルブリフト量を連続的に変更できるようになっており、このバルブリフト量を変更することで吸気弁18の閉弁時期(以下、適宜、吸気閉弁時期という)を変更する。
The
シリンダヘッド4には、燃料を噴射するインジェクタ(燃料噴射装置)22が設けられている。インジェクタ22は、噴射口が形成された先端部が燃焼室天井面6aの中央付近に位置して燃焼室6の中央を臨むように取り付けられている。インジェクタ22は、燃焼室天井面6aの中央付近からピストン冠面5aに向かって、気筒2の中心軸を中心としたコーン状(詳しくはホローコーン状)に燃料を噴射するように構成されている。コーンのテーパ角(噴霧角)は、例えば90°〜100°である。
The
本実施形態では、インジェクタ22として、外開式のインジェクタが用いられている。なお、インジェクタ22は、前記のように気筒2の中心軸を中心としたコーン状に燃料を噴射可能なものであればどのような構成のものであってもよく、外開式に限らず、VCO(Valve Covered Orifice)ノズルタイプのインジェクタや、先端部に複数の噴孔が設けられかつ所定の噴霧角で燃料を噴射するマルチホールタイプのインジェクタや、ホロ−コーン状に燃料を噴射するスワールインジェクタであってもよい。
In the present embodiment, an outward-opening type injector is used as the
シリンダヘッド4には、燃焼室6内の混合気を点火するための点火プラグ(点火装置)23が設けられている。点火プラグ23は、火花を放電して混合気に点火エネルギーを付与する電極が形成された電極部23aを有する。点火プラグ23は、電極部23aが燃焼室天井面6aの中央付近に位置して燃焼室6の中央を臨むように配置されている。
The
図1に戻り、吸気通路30には、上流側から順に、エアクリーナ31と、吸気通路30を開閉するためのスロットルバルブ32とが設けられている。本実施形態では、エンジンの運転中、スロットルバルブ32は基本的に全開もしくはこれに近い開度に維持されており、エンジンの停止時等の限られた運転条件のときにのみ閉弁されて吸気通路30を遮断する。
Returning to FIG. 1, the
排気通路40には、排気を浄化するための浄化装置41が設けられている。浄化装置41は、例えば、三元触媒を内蔵している。
The
排気通路40には、排気通路40を通過する排気の一部をEGRガスとして吸気通路30に還流するためのEGR装置46が設けられている。EGR装置46は、吸気通路30のうちスロットルバルブ32よりも下流側の部分と排気通路40のうち浄化装置41よりも上流側の部分とを連通するEGR通路47、および、EGR通路47を開閉するEGRバルブ48を有する。また、本実施形態では、EGR通路47に、これを通過するEGRガスを冷却するためのEGRクーラ49が設けられており、EGRガスはEGRクーラ49にて冷却された後吸気通路30に還流される。
The
(2)制御系統
(2−1)システム構成
図3は、エンジンの制御系統を示すブロック図である。図3に示すように、本実施形態のエンジンシステムは、PCM(パワートレイン・コントロール・モジュール、制御手段)100によって統括的に制御される。PCM100は、周知のとおり、CPU、ROM、RAM等から構成されるマイクロプロセッサである。
(2) Control System (2-1) System Configuration FIG. 3 is a block diagram showing an engine control system. As shown in FIG. 3, the engine system of the present embodiment is comprehensively controlled by a PCM (powertrain control module, control means) 100. As is well known, the
車両には各種センサが設けられており、PCM100はこれらセンサと電気的に接続されている。例えば、シリンダブロック3には、エンジン回転数を検出するクランク角センサSN1が設けられている。また、吸気通路30を通って各気筒2に吸入される空気量を検出するエアフローセンサSN2が設けられている。また、車両には、運転者により操作される図外のアクセルペダルの開度(アクセル開度)を検出するアクセル開度センサSN3が設けられている。
Various sensors are provided in the vehicle, and the
PCM100は、これらセンサSN1〜SN3等からの入力信号に基づいて種々の演算を実行して、点火プラグ23、インジェクタ22、スロットルバルブ32、EGRバルブ48、吸気閉弁時期変更機構20a等のエンジンの各部を制御する。
The
本実施形態では、EGRバルブ48は全運転領域において開弁され、全運転領域においてEGRガスが吸気通路30に還流される。
In the present embodiment, the
また、熱効率を高めるべく、点火プラグ23の点火時期(点火プラグ23が混合気を点火する時期)が、全運転領域において、熱発生率の重心、すなわち、燃焼室6に供給される燃料の全量(質量)の50%が燃焼を完了するタイミングが、膨張行程となるように制御される。
Further, in order to increase the thermal efficiency, the ignition timing of the spark plug 23 (the timing at which the
また、本実施形態では、全運転領域において予混合圧縮着火燃焼(CI燃焼)が実施される。ただし、予混合圧縮着火燃焼を実現するための各種制御が運転領域に応じて異なっている。 In the present embodiment, premixed compression ignition combustion (CI combustion) is performed in the entire operation region. However, various controls for realizing premixed compression ignition combustion differ depending on the operation region.
図4は、横軸がエンジン回転数、縦軸がエンジン負荷の制御マップである。本実施形態では、制御領域として、エンジン負荷が予め設定された第1負荷Tq1未満の低負荷領域A1と、エンジン負荷が第1負荷Tq1以上かつ第2負荷Tq2未満の中負荷領域A2と、エンジン負荷が第2負荷Tq2以上の高負荷領域A3とが設定されている。また、中負荷領域A2が、エンジン回転数が予め設定された基準回転数N1未満の低速中負荷領域(低速領域)A2_1と、エンジン回転数が基準回転数N1以上の高速中負荷領域(高速領域)A2_2とに分けられている。以下に、各運転領域での制御内容について説明する。 FIG. 4 is a control map of the engine speed on the horizontal axis and the engine load on the vertical axis. In the present embodiment, as a control region, a low load region A1 in which the engine load is less than a first load Tq1 set in advance, a medium load region A2 in which the engine load is greater than or equal to the first load Tq1 and less than the second load Tq2, and the engine A high load region A3 in which the load is equal to or greater than the second load Tq2 is set. Further, the medium load region A2 includes a low speed medium load region (low speed region) A2_1 in which the engine speed is less than a preset reference rotational speed N1, and a high speed medium load region (high speed region) in which the engine speed is equal to or higher than the reference rotational speed N1. ) A2_2. Below, the control content in each driving | operation area | region is demonstrated.
(2−2)低負荷領域
図5は、低負荷領域A1における燃料の噴射パターンおよび熱発生率dQを概略的に示した図である。図5に示すように、低負荷領域A1では、一括噴射F10が行われ、1燃焼サイクルに燃焼室6に供給する燃料の全量が圧縮行程の前半にインジェクタ22から燃焼室6に噴射される。なお、この噴射量(インジェクタ22から噴射される燃料の量)は、アクセル開度等から算出されたエンジン負荷とエンジン回転数等から演算される。
(2-2) Low Load Region FIG. 5 is a diagram schematically showing the fuel injection pattern and the heat generation rate dQ in the low load region A1. As shown in FIG. 5, in the low load region A1, collective injection F10 is performed, and the entire amount of fuel supplied to the
このように、低負荷領域A1では、燃料の全量が圧縮行程前半に燃焼室6内に噴射されて空気と混合される。そして、この混合気がピストン5の圧縮作用により昇温および昇圧することで圧縮上死点付近において自着火し、これにより、予混合圧縮着火燃焼が実現される。
Thus, in the low load region A1, the entire amount of fuel is injected into the
(2−3)中負荷領域
中負荷領域A2では、点火アシストによる予混合圧縮着火燃焼(SI+CI燃焼)が実施される。すなわち、燃焼室6に形成された混合気に点火プラグ23から放電を行い、点火プラグ23周りの混合気を強制的に着火し、点火プラグ23周りから火炎伝播を生じさせて燃焼室6内の混合気を昇温して、他の混合気を自着火させる。
(2-3) Medium Load Region In the medium load region A2, premixed compression ignition combustion (SI + CI combustion) is performed by ignition assist. That is, the air-fuel mixture formed in the
中負荷領域A2では、点火時期において、燃焼室6のうち点火プラグ23の電極が形成された電極部23aを含む中央側領域(第1領域)R1に形成される第1混合気G1の空燃比と、燃焼室6のうち中央側領域R1よりも外周側の外周側領域(第2領域)R2に形成される第2混合気G2の空燃比とが異なるように制御される。
In the medium load region A2, at the ignition timing, the air-fuel ratio of the first air-fuel mixture G1 formed in the central side region (first region) R1 including the
燃焼室6の概略断面図である図6に示すように、中央側領域R1は、気筒2の中心軸に沿う方向から見ておよそキャビティ10が形成された領域であり、外周側領域R2は、キャビティ10よりも気筒2の径方向の外側の領域である。
As shown in FIG. 6, which is a schematic sectional view of the
図7および図8を用いて詳しく説明する。図7は、中負荷領域A2における、燃料噴射の噴射パターンと点火時期と熱発生率dQとを概略的に示した図である。図8は、中負荷領域A2における混合気の形成手順を説明するための図である。図8(1)〜(4)は、この順に時間が経過しており、図8の(1)は、吸気行程中の燃焼室6内の状態を、図8の(2)〜(4)は、圧縮行程中の燃焼室6内の状態を示している。
This will be described in detail with reference to FIGS. FIG. 7 is a diagram schematically showing the fuel injection pattern, the ignition timing, and the heat generation rate dQ in the medium load region A2. FIG. 8 is a diagram for explaining the procedure for forming the air-fuel mixture in the medium load region A2. 8 (1) to (4) have elapsed in this order, and (1) in FIG. 8 shows the state in the
図8の(1)に示すように、インジェクタ22は、まず、燃焼室6の全域に燃料を拡散させるための第1燃料噴射F21を実施する。第1燃料噴射F21は、吸気行程から圧縮行程前期までの期間内に実施される。なお、本明細書において圧縮行程等の○○行程の前期、中期、後期は、この行程を3等分したときの前期、中期、後期のことを指し、○○行程の前半、後半は、この行程を2等分したときの前半、後半のことを指す。
As shown in (1) of FIG. 8, the
第1燃料噴射F21の噴射量(第1燃料噴射F21によって燃焼室6内に噴射された燃料の量)は、燃焼室6内の混合気の空燃比が理論空燃比よりもリーンになるように(混合気の空燃比A/Fが理論空燃比よりも大きくなり、混合気の空気過剰率λがλ>1となるように)設定される。すなわち、第1燃料噴射F21の噴射量は、燃焼室6内の空気を理論空燃比で割った値よりも小さくされる。
The injection amount of the first fuel injection F21 (the amount of fuel injected into the
図8の(2)に示すように、第1燃料噴射F21の実施後しばらく後には、第1燃料噴射F21により噴射された燃料は燃焼室6のほぼ全域に拡散し、燃焼室6には理論空燃比よりもリーンでほぼ均質な混合気が形成される。
As shown in (2) of FIG. 8, for a while after the execution of the first fuel injection F21, the fuel injected by the first fuel injection F21 diffuses over almost the entire area of the
次に、インジェクタ22は、外周側領域R2に燃料を偏在させるための第2燃料噴射F22を実施する。このとき、インジェクタ22は、図8の(3)に示すように、インジェクタ22から噴射された燃料がキャビティ10の周縁部10cと衝突するようなタイミングで燃料を噴射する。
Next, the
図8の(3)に示すように、このように噴射された燃料はキャビティ10の周縁部10cへ至った後これに沿って燃焼室6の天井面6a側に向かい、キャビティ10の外周側すなわち外周側領域R2に導入される。第2燃料噴射F22は、例えば、圧縮行程中期(BTDC120°CAからBTDC60°CAまで)に実施される。
As shown in FIG. 8 (3), the fuel injected in this way reaches the
第2燃料噴射F22の噴射量は、外周側領域R2の空燃比が理論空燃比となるような量とされる。すなわち、第2燃料噴射F22の噴射量は、第1燃料噴射F21によって形成された燃焼室6の混合気の空燃比を理論空燃比から差し引いた値に、外周側領域R2に存在する空気の量をかけた値に設定される。
The injection amount of the second fuel injection F22 is set such that the air-fuel ratio in the outer peripheral region R2 becomes the stoichiometric air-fuel ratio. That is, the injection amount of the second fuel injection F22 is the amount of air present in the outer peripheral region R2 to a value obtained by subtracting the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the
この第2燃料噴射F22によって、中負荷領域A2では、図8の(4)に示すように、燃焼室6内が成層化される。すなわち、中央側領域R1に、第1燃料噴射F21によって噴射された燃料と空気との混合気であって理論空燃比よりもリーンな混合気(第1混合気G1)が形成され、外周側領域R2に、第1燃料噴射F21の燃料と第2燃料噴射F22の燃料と空気との混合気であって理論空燃比となる混合気(第2混合気G2)が形成される。この成層状態は点火時期まで維持され、点火時期においても、中央側領域R1の混合気の空燃比は理論空燃比よりもリーンとなり、外周側領域R2の混合気の空燃比は理論空燃比となる。例えば、中負荷領域A2では、中央側領域R1の混合気の空燃比は20程度に制御される。
By the second fuel injection F22, the
そして、圧縮上死点近傍で点火プラグ23が点火を行う。図7に示すように、本実施形態では、圧縮上死点よりもわずかに進角側の時期で点火が行われる。
The
ここで、前記のように、点火プラグ23の電極部23aは中央側領域R1内に配置されている。従って、図3に示すように、点火エネルギーは中央側領域R1に形成された第1混合気G1に供給され、第1混合気G1が火炎伝播燃焼(SI燃焼)を開始する。そして、この火炎伝播燃焼によって燃焼室6内が昇温され、外周側領域R2に形成された第2混合気G2が圧縮自着火燃焼(CI燃焼)する。
Here, as described above, the
このように、中負荷領域A2では、低速中負荷領域A2_1と高速中負荷領域A2_2とのいずれにおいても、前記のように燃焼室6内が成層化されつつ点火アシストによる圧縮自着火燃焼が実施される。
As described above, in the medium load region A2, in both the low speed medium load region A2_1 and the high speed medium load region A2_2, the
一方、低速中負荷領域A2_1と高速中負荷領域A2_2とでは、吸気弁18の閉弁時期が異なるように制御される。具体的には、高速中負荷領域A2_2での吸気閉弁時期が、低速中負荷領域A2_1での吸気閉弁時期よりも進角側、かつ、吸気下死点よりも進角側とされる。
On the other hand, the low-medium load region A2_1 and the high-speed medium load region A2_2 are controlled so that the closing timing of the
図9は、本実施形態における、中負荷領域でのエンジン回転数と吸気弁の閉弁時期との関係を示した図である。図10は、クランク角に対する吸気弁18のバルブリフトを示した図であり、この図10には、所定のエンジン負荷における低速中負荷領域A2_1の吸気弁18バルブリフトの一例を実線で、このエンジン負荷における高速中負荷領域A2_2のバルブリフトの一例を破線で示している。なお、図9では、基準回転数N1において、低速中負荷領域A2_1と高速中負荷領域A2_2とで吸気閉弁時期が不連続に切り替わる場合を示しているが、この図9に示した吸気閉弁時期は一例であって、例えば、基準回転数N1付近で、エンジン回転数に対して吸気閉弁時期が連続して変化するように設定されてもよい。また、図9では吸気閉弁時期がエンジン回転数に比例して変化する場合を例示しているが、各領域A2_1、A2_2において吸気閉弁時期はこのようにエンジン回転数に比例して変化しなくてもよい。
FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the engine speed in the middle load region and the closing timing of the intake valve in the present embodiment. FIG. 10 is a diagram showing the valve lift of the
図9および図10に示すように、本実施形態では、低速中負荷領域A2_1では、吸気閉弁時期は吸気下死点(BDC)よりも遅角側とされる。一方、高速中負荷領域A2_2では、吸気閉弁時期は吸気下死点よりも進角側とされる。具体的には、高速中負荷領域A2_2の吸気閉弁時期は、BBDC(吸気下死点前)15°CA以上BBDC55°CA以下の範囲に設定される。 As shown in FIGS. 9 and 10, in the present embodiment, in the low-speed medium load region A2_1, the intake valve closing timing is set to the retard side with respect to the intake bottom dead center (BDC). On the other hand, in the high-speed intermediate load region A2_2, the intake valve closing timing is set to an advance side with respect to the intake bottom dead center. Specifically, the intake valve closing timing in the high-speed intermediate load region A2_2 is set in a range of BBDC (before intake bottom dead center) 15 ° CA or more and BBDC 55 ° CA or less.
また、図9に示すように、本実施形態では、低速中負荷領域A2_1および高速中負荷領域A2_2のいずれにおいても、エンジン回転数が高くなるほど進角される。 Further, as shown in FIG. 9, in this embodiment, the angle is advanced as the engine speed increases in both the low-speed medium load region A2_1 and the high-speed medium load region A2_2.
なお、図10に示すように、本明細書における吸気閉弁時期は、吸気弁18が実質的に閉弁する時期、すなわち、吸気弁18を介して吸気ポート16と燃焼室6との間でガスの流通が停止する時期であり、バルブリフト量が0.3〜0.4mmとなってバルブリフトのランプ部Rに到達する時期をいう。
As shown in FIG. 10, the intake valve closing timing in this specification is the timing at which the
(2−4)高負荷領域
高負荷領域A3では、エンジン負荷が高く燃焼室6に供給される燃料量が非常に多いため、圧縮自着火燃焼を実施すると燃焼圧(燃焼時の筒内圧)が高くなって燃焼騒音が大きくなりやすい。
(2-4) High load region In the high load region A3, since the engine load is high and the amount of fuel supplied to the
そこで、本実施形態では、高負荷領域A3では、混合気全体を火炎伝播燃焼(SI燃焼)させる。すなわち、燃焼室6に形成された混合気に点火プラグ23から放電を行い、点火プラグ23周りの混合気を強制的に着火して点火プラグ23周りから火炎伝播を生じさせる。そして、この火炎を燃焼室6全体に伝播させて燃焼室6内の混合気すべてを火炎伝播燃焼させる。
Therefore, in the present embodiment, the entire air-fuel mixture is subjected to flame propagation combustion (SI combustion) in the high load region A3. That is, the air-fuel mixture formed in the
具体的には、高負荷領域A3では、1燃焼サイクル中に燃焼室6に供給される燃料の全量F31が吸気行程中にインジェクタ22から燃焼室6に噴射される。そして、圧縮上死点付近で点火プラグ23により混合気に点火が行われる。
Specifically, in the high load region A3, the entire amount of fuel F31 supplied to the
(3)作用等
以上のように、本実施形態では、中負荷領域A2において、点火アシストを行いつつ圧縮自着火燃焼(SI+CI燃焼)を実施しており、点火時期を調整することで着火時期を適切な時期に制御することができる。すなわち、着火時期の制御性を高めることができるとともに、熱効率を高めることができる。
(3) Operation, etc. As described above, in the present embodiment, compression auto-ignition combustion (SI + CI combustion) is performed while performing ignition assist in the middle load region A2, and the ignition timing is adjusted by adjusting the ignition timing. It can be controlled at an appropriate time. That is, the controllability of the ignition timing can be enhanced and the thermal efficiency can be enhanced.
また、中負荷領域A2において、中央側領域R1に形成される混合気の空燃比を理論空燃比よりもリーンとしている。そのため、中央側領域R1に形成される混合気の火炎伝播燃焼(SI燃焼)を緩慢にして、燃焼開始時の燃焼圧が急激に上昇するのを抑制することができる。また、火炎伝播燃焼(SI燃焼)に伴う燃焼室6内の温度の上昇を緩やかにすることができ、その後の圧縮自着火燃焼(CI燃焼)も緩慢にして、圧縮自着火燃焼(CI燃焼)に伴う燃焼圧の上昇を抑制することができる。従って、中負荷領域A2であってエンジン負荷が比較的高くすべての混合気を単純に圧縮自着火燃焼(CI燃焼)させると燃焼騒音が高くなる領域において、燃焼騒音を小さく抑えつつ圧縮自着火燃焼(CI燃焼)を実現することができる。
In the middle load region A2, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture formed in the central region R1 is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. Therefore, it is possible to slow the flame propagation combustion (SI combustion) of the air-fuel mixture formed in the central region R1 and suppress the rapid increase in the combustion pressure at the start of combustion. Moreover, the temperature rise in the
一方で、このように中央側領域R1の混合気の空燃比をリーンにすると、点火により形成された火炎の周囲への伝播が難しくなる。これに対して、本実施形態では、高速中負荷領域A2_2において、吸気閉弁時期を吸気下死点よりも進角側であってより進角側の時期(低速中負荷領域A2_1の吸気閉弁時期よりも進角側)にしている。 On the other hand, when the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the central region R1 is made lean as described above, it becomes difficult to propagate the flame formed by ignition to the surroundings. On the other hand, in the present embodiment, in the high-speed medium load region A2_2, the intake valve closing timing is advanced from the intake bottom dead center and is advanced (the intake valve closing in the low-speed medium load region A2_1). (Advanced side of time).
そのため、高速中負荷領域A2_2において、点火プラグ23の電極部23aで形成された火炎を周囲により確実に伝播させて、燃焼室6内の温度を適切に昇温し、外周側領域R2に存在する混合気を圧縮自着火燃焼させることができる。
Therefore, in the high-speed medium load region A2_2, the flame formed by the
図11〜図14を用いて具体的に説明する。図11(a)〜(d)吸気閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側にしたときの、図12(a)〜(d)は吸気閉弁時期を吸気下死点よりも進角側にしたときの、それぞれ吸気の流れを概略的に示した図である。図11および図12において(a)〜(d)はこの順に時間が経過している。図13は吸気閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側にしたときの、図14は吸気閉弁時期を吸気下死点よりも進角側にしたときの、圧縮上死点付近における吸気の流れをそれぞれ解析した結果を示したものであり、色の濃い部分が、乱流エネルギーが高く吸気の流れが速いことを示している。なお、図13および図14は、それぞれエンジン回転数が基準回転数N1以上(3000rpm付近)のときの結果である。 This will be specifically described with reference to FIGS. 11 (a) to 11 (d), FIGS. 12 (a) to 12 (d) show that the intake valve closing timing is advanced from the intake bottom dead center when the intake valve closing timing is retarded from the intake bottom dead center. It is the figure which showed roughly the flow of each intake when it was made into the corner side. In FIGS. 11 and 12, (a) to (d) have elapsed in this order. FIG. 13 shows the case where the intake valve closing timing is set to the retarded side with respect to the intake bottom dead center, and FIG. 14 shows the vicinity of the compression top dead center when the intake valve closing timing is set to the advanced side with respect to the intake bottom dead center. The results of analyzing the flow of intake air are shown. The darker portions indicate that the turbulent energy is high and the flow of intake air is fast. 13 and 14 show the results when the engine speed is equal to or higher than the reference speed N1 (near 3000 rpm).
図11(a)および図12(a)に示すように、吸気下死点前であって吸気弁13が開いている状態でピストン5が下降しているとき、吸気ポート11から燃焼室6内に向かって吸気(空気とEGRガスとを含むガス)が流入する。このとき、燃焼室6内には、タンブル流が発生する。すなわち、燃焼室6内において、吸気は、吸気ポート11からピストン冠面5aに向かって下降した後、ピストン冠面5a付近から吸気側を通って上昇し、燃焼室6内には、上下方向(ピストン5の往復動方向)と直交するライン回りに旋回する旋回流(縦渦)が生じる。
As shown in FIGS. 11 (a) and 12 (a), when the
その後、吸気下死点を超えてピストン5が上昇を開始すると、ピストン5に押し上げられることで燃焼室6内の吸気の上向きの流れが強くなる。このとき、吸気弁13が開弁している場合には、図11(b)に示すように、燃焼室6内の吸気が吸気ポート11に戻ろうとすることで吸気の流れは特に強くなり吸気の旋回が促進される。すなわち、吸気下死点を超えて吸気弁13が閉弁する場合は、吸気の旋回流が強くなって吸気の旋回数および旋回速度が大きくなる。
Thereafter, when the
ここで、このピストン5の上昇に伴って吸気ポート11に向かう吸気の勢いは、ピストン5の上昇スピードが速いほどすなわちエンジン回転速度およびエンジン回転数が高いほど強くなり、吸気の旋回速度および吸気の旋回数はエンジン回転速度およびエンジン回転数にそれぞれ比例して増大する。
Here, as the
従って、エンジン回転数が高いときに前記のように吸気閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側にした場合には、図11(c)および図13に示すように、圧縮上死点付近において、燃焼室6内に旋回速度および旋回数が大きく強い吸気流動が生成されることになる。そして、この強い吸気流動によって中央側領域R1で生じた火炎が吹き消され、火炎伝播燃焼が適切に実現されなくなり、燃焼室内の温度が十分に上昇せず外周側領域R2で混合気が適切に自着火しなくなる。
Therefore, when the intake valve closing timing is set to the retard side of the intake bottom dead center as described above when the engine speed is high, as shown in FIG. 11 (c) and FIG. In the vicinity, a strong intake flow having a large turning speed and number of turns is generated in the
これに対して、吸気閉弁時期を吸気下死点よりも進角側にした場合は、図12(b)に示すように、吸気下死点を超えてピストン5が上昇したときに吸気弁13が閉弁していることで、吸気ポート11に向かう流れが弱められる。そのため、この場合には、図12(c)および図14に示すように圧縮上死点付近における吸気の流動が弱くなり、燃焼室6内の吸気の旋回速度および旋回数は小さくなる。
On the other hand, when the intake valve closing timing is advanced from the intake bottom dead center, as shown in FIG. 12 (b), when the
従って、本実施形態では、前記のように高速領域A2_2であって、吸気閉弁時期を仮に吸気下死点よりも遅角側にするとエンジン回転数が高いことに伴って吸気の旋回速度および吸気の旋回数が大きくなってしまう運転条件において、吸気閉弁時期を吸気下死点よりも進角側にしていることで、圧縮上死点付近における吸気の流動を弱くし、燃焼室6内の吸気の旋回速度および旋回数を小さくすることができる。そして、これにより、外周側領域R2で混合気を適切に圧縮自着火燃焼させることができる。 Therefore, in the present embodiment, as described above, in the high-speed region A2_2, if the intake valve closing timing is retarded from the intake bottom dead center, the swirl speed of intake and intake In the operating condition in which the number of revolutions of the engine becomes large, the intake valve closing timing is set to an advance side with respect to the intake bottom dead center, so that the flow of intake air near the compression top dead center is weakened. The turning speed and number of turns of intake air can be reduced. As a result, the air-fuel mixture can be appropriately compressed and ignited and combusted in the outer peripheral region R2.
ここで、前記のように、圧縮上死点付近において燃焼室6内に生成される吸気の旋回数は、基本的に(吸気弁の閉弁時期を同じとすると)エンジン回転数に比例して増大する。そのため、このように高速領域A2_2において吸気の流れを弱めて吸気の旋回数を小さくすれば、この吸気の旋回数をエンジン回転数で割った値であるタンブル比は、低速領域A2_1よりも小さくなる。換言すると、本実施形態では、このように、高速領域A2_2においてタンブル比を低速領域A2_1よりも小さくしている。
Here, as described above, the number of revolutions of the intake air generated in the
ただし、このように吸気閉弁時期を進角側にすると、吸気閉弁時期から吸気下死点までの間に筒内圧すなわち燃焼室内の圧力が低下することで、燃焼室内のガスの温度が低くなって当該ガスの燃焼室の壁面からの受熱量が多くなり、圧縮上死点付近における燃焼室内の混合気が高くなりやすくなる。そして、低速領域では、高速領域よりもこの受熱時間が長くなるため、圧縮上死点付近における混合気の温度がより上昇して混合気が過早自着火しやすくなる(想定している時期よりも早いタイミングで自着火しやすくなる)。これに対して、本実施形態では、燃焼室6内の吸気の流動が比較的弱く火炎が吹き消され難い低速中負荷領域A2_1では、吸気閉弁時期を遅角側(高速領域A2_2の吸気閉弁時期よりも遅角側)にしている。そのため、中負荷領域A2全体での過早自着火、例えば、火炎伝播燃焼が開始される前に混合気が自着火してしまうのを抑制することができる。特に、本実施形態では、低速中負荷領域A2_1において吸気閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側にしているため、より確実に過早自着火を防止することができ、混合気を適切に圧縮自着火燃焼させて、燃焼騒音や燃費性能等の悪化を防止することができる。
However, when the intake valve closing timing is set to the advance side in this way, the cylinder pressure, that is, the pressure in the combustion chamber, decreases between the intake valve closing timing and the intake bottom dead center, thereby lowering the temperature of the gas in the combustion chamber. Accordingly, the amount of heat received from the wall of the combustion chamber of the gas increases, and the air-fuel mixture in the combustion chamber near the compression top dead center tends to increase. And, in the low speed region, this heat receiving time becomes longer than in the high speed region, so the temperature of the air-fuel mixture near the compression top dead center rises and the air-fuel mixture is more likely to self-ignite prematurely (than the assumed time) It is easy to ignite at an early timing.) On the other hand, in this embodiment, in the low-speed middle load region A2_1 where the flow of intake air in the
(4)変形例
前記実施形態では、中負荷領域A2において中央側領域R2の混合気の空燃比を理論空燃比よりもリーンとした場合について説明したが、この空燃比を理論空燃比としてもよい。ただし、中央側領域R2の混合気の空燃比を理論空燃比よりもリーンとすれば、より確実に中央側領域R2での火炎伝播燃焼を緩慢にして燃焼騒音を小さくできる。また、この空燃比を理論空燃比とする場合には、燃焼騒音をより確実に小さく抑えるためにEGRガスを還流させるようにするのがよい。
(4) Modified Example In the above embodiment, the case where the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the center side region R2 is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio in the middle load region A2 has been described. . However, if the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the central region R2 is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio, flame propagation combustion in the central region R2 can be made more slow and combustion noise can be reduced. Further, when this air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio, it is preferable to recirculate the EGR gas in order to suppress combustion noise more reliably.
また、前記実施形態では、高速中負荷領域A2_2の吸気閉弁時期をBBDC(吸気下死点前)15°CA以上BBDC55°CA以下の範囲に設定する場合について説明したが、前記吸気閉弁時期の具体的な値はこの範囲に限定されない。ただし、本願発明者らは、高速中負荷領域A2_2において吸気閉弁時期を前記範囲に設定すれば、要求されるエンジン出力を実現するのに必要な吸気の量を確保することができ、かつ、火炎の吹き消しが生じないことを突き止めた。従って、高速中負荷領域A2_2の吸気閉弁時期は前記範囲とされるのが好ましい。 In the above-described embodiment, the case where the intake valve closing timing of the high-speed intermediate load region A2_2 is set in the range of BBDC (before intake bottom dead center) 15 ° CA to BBDC 55 ° CA is described. The specific value of is not limited to this range. However, the inventors of the present application can secure the amount of intake air required to achieve the required engine output by setting the intake valve closing timing in the above range in the high speed medium load region A2_2, and I found out that there was no flame blowout. Therefore, it is preferable that the intake valve closing timing in the high speed intermediate load region A2_2 be in the above range.
また、前記実施形態では、高速中負荷領域A2_2において、吸気の流動を弱める手段として、吸気閉弁時期を進角側にする場合について説明したが、他の手段を用いて、点火時期における燃焼室6内の吸気の流動を弱めるようにしてもよい。例えば、次のような構成を用いてもよい。すなわち、2つの吸気ポートの径を異ならせて、低速中負荷領域A2_1では小径の吸気ポートから燃焼室6に吸気を導入し、高速中負荷領域A2_2では大径の吸気ポートから吸気を導入して高速中負荷領域A2_2の吸気の流速を小さくしてこれにより流動を弱めるという構成を用いてもよい。また、2つの吸気ポートまたはこれらに個別に接続される通路の長さを異ならせて、低速中負荷領域A2_1では、通路長が長く吸気脈動によって低いエンジン回転数で充填効率を高くできる方の吸気ポートまたは通路から燃焼室6に吸気を導入し、高速中負荷領域A2_2では両方の吸気ポートまたは通路から燃焼室6に吸気を導入し、これにより吸気の流速ひいては燃焼室6内での吸気の流動を弱めるという構成を用いてもよい。また、吸気ポート等に通気性を有する(吸気を通過させることが可能な)メッシュ状等のバルブ等を設けて、低速中負荷領域A2_1ではこのバルブを開弁させる一方、高速中負荷領域A2_2ではこのバルブを閉弁して吸気をこれに衝突させることで吸気の流速ひいては燃焼室6内での吸気の流動を弱めるという構成を用いてもよい。
In the above-described embodiment, the case where the intake valve closing timing is set to the advance side as the means for weakening the intake air flow in the high-speed intermediate load region A2_2 has been described. The flow of intake air in 6 may be weakened. For example, the following configuration may be used. In other words, the two intake ports have different diameters, and in the low-speed medium load region A2_1, intake air is introduced from the small-diameter intake port into the
また、前記実施形態では、中負荷領域A2において外周側領域R2の混合気の空燃比AF_R2を理論空燃比とした場合について説明したが、この空燃比はこれに限らない。ただし、外周側領域R2の混合気の空燃比を理論空燃比とすれば、この混合気をより確実に圧縮自着火燃焼させることができるとともに圧縮自着火燃焼時の燃え残りを抑制して排気性能を良好にすることができる。 In the above embodiment, the case where the air-fuel ratio AF_R2 of the air-fuel mixture in the outer peripheral region R2 is the stoichiometric air-fuel ratio in the medium load region A2 has been described. However, this air-fuel ratio is not limited to this. However, if the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the outer peripheral region R2 is the stoichiometric air-fuel ratio, this air-fuel mixture can be more reliably compressed and self-ignited and combusted, and the exhaust performance can be suppressed by suppressing the unburned residue during compression and self-igniting combustion. Can be improved.
また、前記実施形態では、全運転領域においてEGRバルブ52を開弁してEGRガスを吸気通路30に還流させる場合について説明したが、一部の領域でのみEGRガスを還流させてもよい。また、EGR装置46を省略してもよい。ただし、中負荷領域A2および高負荷領域A3においてEGRガスを還流させれば、燃焼室6内の不活性ガスを多くして燃焼温度の急激な上昇およびこれに伴う燃焼騒音の増大をより確実に抑制することができる。
In the above-described embodiment, the case where the EGR valve 52 is opened and the EGR gas is recirculated to the
また、エンジン本体の幾何学的圧縮比は前記に限らない。ただし、中負荷領域A2等において第1領域A1の混合気の空燃比をリーンとしながら適切な火炎伝播燃焼を実現するため、また、混合気の圧縮自着火燃焼を確実に実現するために、幾何学的圧縮比は前記実施形態のように設定されるのが好ましい。 The geometric compression ratio of the engine body is not limited to the above. However, in order to achieve proper flame propagation combustion while making the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the first region A1 lean in the middle load region A2 and the like, and to realize the compression auto-ignition combustion of the air-fuel mixture reliably, the geometric The chemical compression ratio is preferably set as in the above embodiment.
1 エンジン本体
2 気筒
6 燃焼室
18 吸気弁
20a 吸気閉弁時期変更機構(吸気流動変更機構)
22 インジェクタ(燃料噴射手段)
23 点火プラグ(点火手段)
23a 電極部
100 PCM(制御手段)
A2_1 低速領域(低速中負荷領域)
A2_2 高速領域(高速中負荷領域)
N1 基準回転数
R1 中央側領域(第1領域)
R2 外周側領域(第2領域)
1
22 Injector (fuel injection means)
23 Spark plug (ignition means)
A2_1 Low speed range (Low speed / medium load range)
A2_2 High-speed area (High-speed medium load area)
N1 Reference rotation speed R1 Central side area (first area)
R2 Outer peripheral area (second area)
Claims (3)
前記燃焼室内に燃料を噴射する燃料噴射装置と、
前記燃焼室の中央を臨み前記燃焼室内の混合気を点火して当該混合気に点火エネルギーを付与する電極部を備えた点火装置と、
前記燃焼室内の吸気の流動の強さを変更可能な吸気流動変更機構と、
エンジン本体の少なくとも一部の運転領域で、前記燃焼室のうち前記点火装置の電極部を含む第1領域に形成された混合気が前記点火装置から付与された点火エネルギーを受けて燃焼し、その後、前記燃焼室のうち前記第1領域の外周側に位置する第2領域に形成された混合気が自着火するSI+CI燃焼が起きるように、前記点火装置および前記燃料噴射装置を制御する制御手段とを備え、
前記制御手段は、
前記SI+CI燃焼の実行領域では、前記点火手段の点火時期における前記第1領域内の混合気の空燃比が理論空燃比以上となるように前記燃料噴射手段を制御するとともに、
前記SI+CI燃焼の実行領域のうちエンジン回転数が基準回転数以上の高速領域では、前記点火時期において、前記SI+CI燃焼の実行領域のうちエンジン回転数が前記基準回転数未満の低速領域に比べて、前記燃焼室内に生じる吸気流動の旋回数をエンジン回転数で割った値が小さくなるように前記吸気流動変更機構を制御することを特徴とする予混合圧縮着火式エンジン。 A premixed compression ignition engine comprising an engine body having a cylinder in which a combustion chamber is formed, and for automatically igniting a mixture of fuel and air in the combustion chamber under a predetermined condition,
A fuel injection device for injecting fuel into the combustion chamber;
An ignition device comprising an electrode portion facing the center of the combustion chamber and igniting an air-fuel mixture in the combustion chamber to give ignition energy to the air-fuel mixture;
An intake flow change mechanism capable of changing the strength of the flow of intake air in the combustion chamber;
In at least a part of the operation region of the engine body, the air-fuel mixture formed in the first region including the electrode portion of the ignition device in the combustion chamber receives the ignition energy applied from the ignition device, and burns. Control means for controlling the ignition device and the fuel injection device so that SI + CI combustion occurs in which the air-fuel mixture formed in the second region located on the outer peripheral side of the first region in the combustion chamber self-ignites. With
The control means includes
In the SI + CI combustion execution region, the fuel injection unit is controlled so that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the first region at the ignition timing of the ignition unit is equal to or higher than the stoichiometric air-fuel ratio,
In the SI + CI combustion execution region, in the high speed region where the engine speed is equal to or higher than the reference rotational speed, compared to the SI + CI combustion execution region, in the SI + CI combustion execution region, the engine speed is less than the reference rotational speed, The premixed compression ignition type engine is characterized in that the intake flow changing mechanism is controlled so that a value obtained by dividing the number of revolutions of the intake air flow generated in the combustion chamber by the engine speed becomes small.
前記吸気流動変更機構は、前記吸気弁の閉弁時期を変更可能であり、
前記制御手段は、前記高速領域では、前記吸気弁の閉弁時期が吸気下死点よりも進角側且つ前記低速領域での前記吸気弁の閉弁時期よりも進角側になるように、前記吸気流動変更機構を制御することを特徴とする予混合圧縮着火式エンジン。 The premixed compression ignition type engine according to claim 1,
The intake flow change mechanism is capable of changing the closing timing of the intake valve,
In the high speed region, the control means is configured such that the closing timing of the intake valve is advanced from the intake bottom dead center and is advanced from the closing timing of the intake valve in the low speed region. A premixed compression ignition type engine that controls the intake flow change mechanism.
前記制御手段は、前記高速領域において、前記吸気弁の閉弁時期がクランク角で吸気下死点前15度以上吸気下死点前55度以下の角度になるように、前記吸気流動変更機構を制御することを特徴とする予混合圧縮着火式エンジン。 The premixed compression ignition type engine according to claim 1 or 2,
The control means controls the intake flow changing mechanism so that the closing timing of the intake valve is an angle of 15 degrees before intake bottom dead center or more and 55 degrees before intake bottom dead center at the crank angle in the high speed region. A premixed compression ignition engine characterized by controlling.
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