JP4062870B2

JP4062870B2 - Combustion control device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP4062870B2
Application number: JP2000318853A
Authority: JP
Inventors: 幸大吉沢; 博史宮窪; 康治平谷; 浩一山口
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2000-10-19
Filing date: 2000-10-19
Publication date: 2008-03-19
Anticipated expiration: 2020-10-19
Also published as: JP2002130006A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、運転条件によって火花点火による燃焼（火花点火燃焼）と圧縮自己着火による燃焼（圧縮自己着火燃焼）とを使い分ける内燃機関の燃焼制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、例えば特開平１０−２５２５１２号公報などにより、圧縮自己着火燃焼を行わせるガソリン機関が提案されている。
圧縮自己着火燃焼は、空燃比を大幅にリーン化することが可能で、大幅な燃費向上効果とＮＯｘ低減効果とが得られる。
【０００３】
すなわち、圧縮自己着火燃焼は、燃焼室の多点で燃焼が開始されるため燃焼速度が速く、通常の火花点火燃焼に比べて、空燃比がリーンな状態でも安定した燃焼を実現することができて燃費の向上が可能であり、また空燃比がリーンなため燃焼温度が低下することから、排気中のＮＯｘを大幅に低減することもできる。また、燃料と空気を十分に予混合しておけば、空燃比がより均一となり、更にＮＯｘを低減することができる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、極低負荷や、高回転、高負荷の運転条件では、燃焼安定度の悪化やノッキングの発生を招くことから、圧縮自己着燃焼を行わせることが困難である。このため、このような運転条件では通常の火花点火燃焼を行わせる必要を生じる。
【０００５】
このため、機関運転中に火花点火燃焼から圧縮自己着火燃焼へ又はその逆へ燃焼形態を切り替えることになる。
この場合、それぞれの燃焼に適した燃焼パラメータ（吸排気弁の開閉時期、スロットル開度、燃料噴射時期、点火時期等）は大幅に異なっていることがあるので、燃焼を瞬時に切り替えることは不可能であり、燃焼安定性の悪化やノッキングを伴わずに、２つの燃焼を切り替える燃焼切り替え制御が必要になる。
【０００６】
このような燃焼切り替え制御が必要となる理由について更に詳述する。
機関のべ一ス圧縮比を上げて圧縮自己着火燃焼が可能となるような混合気の温度、圧力を得るようにした場合では、火花点火燃焼におけるノッキング発生を回避するために、吸入空気量を低下させるか点火時期の遅角化を行うために比出力の低下が避けられないことから、機関のべ一ス圧縮比を過度に上げずに圧縮自己着火燃焼を発生させる方法として、圧縮自己着火燃焼時に、排気上死点付近で吸排気弁が共に閉となる密閉期間（マイナスオーバーラップ期間）を設けることで、内部ＥＧＲにより吸気加熱を行う方法が考えられる。
【０００７】
内部ＥＧＲによる吸気加熱により圧縮自己着火燃焼を発生させる場合には、最後の火花点火燃焼サイクルに次ぐ燃焼サイクルでは、内部ＥＧＲ量を所定量増加させて、圧縮自己着火燃焼を確実に発生させなければならない。もし次の燃焼サイクルにおいて圧縮自己着火燃焼が不十分であれば、筒内温度及び圧力が低下し、さらに圧縮自己着火が困難となる。
【０００８】
一方、吸排気弁の開閉時期を可変とする従来技術としては、カムシャフトにプロフィールの異なる複数のカムを備え、それぞれのカムに対向するロッカーアームの係合レバーの状態を油圧駆動ピストンで切り替える機械式の可変バルブタイミング機構が知られているが（例えば特開平９−２０３３０７号公報参照）、これによれば、油圧制御弁の操作から異なるロッカアームヘの切り替えが完了するまでに、燃焼サイクルで数サイクル要していた。
【０００９】
従って、通常の可変バルブタイミング機構の応答性では、圧縮自己着火燃焼で要求される内部ＥＧＲ量の増加には数サイクルを要してしまうため、圧縮自己着火燃焼が不安定となる。また、逆に圧縮自己着火燃焼から火花点火燃焼への切り替えに際しては、内部ＥＧＲ量が多く、筒内温度が高いために、火花点火燃焼時にノッキングが発生するという問題点があった。
【００１０】
また、火花点火燃焼と圧縮自己着火燃焼との切り替えは、複数の運転条件で行われ、条件によって吸入負圧あるいは過給圧を変更する必要がある。この場合に、圧力の変更にも応答遅れがあるため、その設定には数サイクル要することになる。従って、火花点火燃焼から圧縮自己着火燃焼への切り替えに際しては、筒内圧力が低いため、圧縮自己着火燃焼が不安定となる。また、逆に圧縮自己着火燃焼から火花点火燃焼への切り替えに際しては、筒内圧力が高いために、火花点火燃焼時にノッキングが発生するという問題点があった。
【００１１】
また、前述したように火花点火燃焼と圧縮自己着火燃焼との切り替えは、複数の運転条件で行われるため、各切り替え条件に適した制御を行わないと、燃焼安定度の悪化やノッキングの発生を招くという問題点があった。
以上より、火花点火燃焼と圧縮自己着火燃焼との最適な燃焼切り替え制御が必要となるのであるが、この点、前記特開平１０−２５２５１２号公報などには、このような燃焼切り替え制御に関する開示がない。すなわち、全ての運転領域にて圧縮自己着火燃焼を行わせること前提にしており、火花点火燃焼と圧縮自己着火燃焼との切り替えについては言及されていない。
【００１２】
本発明は、かかる実状に鑑みてなされたもので、その目的は、火花点火燃焼と圧縮自己着火燃焼との切り替え時に、燃焼安定度の悪化やノッキングの発生を抑止しつつ、安定した切り替えができる内燃機関の燃焼制御装置を提供することにある。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
このため、請求項１の発明では、火花点火燃焼と圧縮自己着火燃焼とを機関の運転条件に応じて切り替えることが可能な内燃機関の燃焼制御装置において、現在の運転条件が、火花点火燃焼を行うべき運転条件であるか、圧縮自己着火燃焼を行うべき運転条件であるかを判断する判断手段と、前記判断手段の判断結果が変化したときに、一方の燃焼から他方の燃焼へ燃焼形態を切り替える燃焼切り替え手段と、前記燃焼切り替え手段が実行する燃焼切り替え制御の方式を、前記判断手段の判断結果が変化した前後の運転条件に応じて設定することで、低負荷域での火花点火による燃焼から圧縮自己着火による燃焼への燃焼形態の切り替え時と、高負荷域での火花点火による燃焼から圧縮自己着火による燃焼への燃焼形態の切り替え時とで、異ならせて設定し、低負荷域での火花点火による燃焼から圧縮自己着火による燃焼への燃焼形態の切り替え時には、排気上死点付近で吸排気弁が共に閉となるマイナスオーバーラップを成すバルブタイミングを実現するように、可変バルブタイミング機構を制御して切り替える方式とし、高負荷域での火花点火による燃焼から圧縮自己着火による燃焼への燃焼形態の切り替え時には、可変バルブタイミング機構をマイナスオーバーラップ状態に制御することなく切り替える方式とする切り替え制御方式設定手段と、を備えることを特徴とする。
【００１９】
【発明の効果】
請求項１の発明によれば、機関の運転条件に応じた火花点火燃焼と圧縮自己着火燃焼との切り替えに際し、その前後の運転条件に応じて燃焼切り替え制御の方式を設定できるため、燃焼切り替えが発生する各条件において、最適な燃焼切り替え制御を行うことができ、切り替え時の燃焼安定度の悪化やノッキングの発生を抑制して、運転性を向上することができる。
また、燃焼切り替えの際の機関の負荷に応じて、マイナスオーバーラップについて異なる燃焼切り替え制御の方式を設定するため、各負荷条件において最適な燃焼切り替え制御を行うことができる。
【００２６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
図１は本発明に係る圧縮自己着火式ガソリン機関（以下エンジンという）の第１実施形態の構成を示すシステム図である。
エンジン本体１内にてピストン２の上方に画成される燃焼室３には、吸気通路４より、電制スロットル弁５の制御を受けた空気が、吸気弁６の開時に吸入される。
【００２７】
燃焼室３には、これに臨ませて、直噴式の燃料噴射弁７と、火花点火燃焼用の点火プラグ８とが設けられている。但し、運転条件に応じて、点火プラグ８を用いた火花点火燃焼と、圧縮自己着火燃焼とを切り替え可能となっている。
燃焼後の排気は、排気弁９の開時に、排気通路１０より排出される。ここで、吸気弁６及び排気弁９の開閉時期は、可変バルブタイミング機構１１，１２により任意の時期に制御可能である。
【００２８】
また、排気通路１０より排気の一部を吸気通路４のスロットル弁５下流に還流するＥＧＲ通路１３が設けられ、このＥＧＲ通路１３にはＥＧＲ量（ＥＧＲ率）を調整可能なＥＧＲ弁１４が介装されている。
エンジン制御用の電子制御装置（エンジンコントロールユニット；以下ＥＣＵという）２０は、マイクロコンピュータを内蔵しており、これには、クランク角センサ（図示せず）からのクランク角信号（これによりエンジン回転数Ｎを検出可能）、アクセル開度センサ（図示せず）からのアクセル開度信号（これにより負荷Ｔを検出可能）等が入力されている。
【００２９】
ＥＣＵ２０は、これらの入力信号に基づいて、電制スロットル弁５、燃料噴射弁７、点火プラグ８、可変バルブタイミング機構１１，１２、ＥＧＲ弁１４の作動を制御する。
特に、このエンジンでは、運転条件によって火花点火燃焼と圧縮自己着火燃焼とを使い分けるため、ＥＣＵ２０は、現在の運転条件が、火花点火燃焼を行うべき運転条件であるか、圧縮自己着火燃焼を行うべき運転条件であるかを判断する運転条件判断手段２１と、前記判断手段２１の判断結果が変化したときに、一方の燃焼から他方の燃焼へ燃焼形態を切り替える燃焼切り替え手段２２とを備え、更に、前記燃焼切り替え手段２２が実行する燃焼切り替え制御の方式を、前記判断手段２１の判断結果が変化した前後の運転条件に応じて設定する切り替え制御方式設定手段２３を備えている。但し、これらはマイクロコンピュータのプログラムとして実現される。
【００３０】
従って、ＥＣＵ２０は、クランク角信号から検出されるエンジン回転数Ｎ、及びアクセル開度信号から検出される負荷Ｔに基づいて、運転条件を判断し、これに基づいて燃焼形態（火花点火燃焼又は圧縮自己着火燃焼）を判断する。そして、運転条件及び燃焼形態に応じて、電制スロットル弁５によるスロットル開度ＴＶＯ、燃料噴射弁７の燃料噴射量及び燃料噴射時期、点火プラグ８による点火時期、可変バルブタイミング機構１１，１２による吸気弁６及び排気弁９の開閉時期などを制御する。
【００３１】
ここで、吸気弁６及び排気弁９は、ＥＣＵ２０により可変バルブタイミング機構１１，１２を介して開閉時期をそれぞれ制御可能な構成とすることで、エンジンの低中負荷域では実質的な圧縮比の変更や内部ＥＧＲの制御により、圧縮上死点付近で自己着火が可能な高温、高圧状態を実現できる構成としている。
次に、本実施形態の吸排気弁６，９の開閉タイミングを図２に示す。
【００３２】
火花点火燃焼時は、通常の４サイクルガソリン機関と同様に、排気弁の閉時期（ＥＶＣ）と吸気弁の開時期（ＩＶＯ）とがピストン上死点（ＴＤＣ）付近となって所要のバルブオーバラップ（Ｏ／Ｌ）を有するように設定される。
特定の運転領域における圧縮自己着火燃焼時は、火花点火燃焼時に対して、排気弁の閉時期（ＥＶＣ）が進角して排気行程途中で閉弁すると共に、吸気弁の開時期（ＩＶＯ）が遅角して吸気行程途中で開弁するように制御されて、ピストン上死点（ＴＤＣ）付近におけるバルブオーバラップは全く存在せず、マイナスオーバラップ（マイナスＯ／Ｌ）状態に設定される。
【００３３】
このように、圧縮自己着火燃焼時にマイナスオーバラップを成すバルブタイミングとすることにより、排気弁が排気行程途中にて閉弁して、その時点での燃焼室容積に相当する高温の既燃ガスを燃焼室内に滞留させ、次サイクルヘの内部ＥＧＲガスとする。次サイクルでは、吸気行程途中で吸気弁が開弁して、新気が吸入される。ここで新気は内部ＥＧＲガスから熱量を受けて、筒内温度が上昇することになる。
【００３４】
このような構成の下、本実施形態では、図３に示すように、低回転かつ低中負荷の特定の運転領域において圧縮自己着火燃焼を行い、極低負荷、高負荷又は高回転領域においては火花点火燃焼を行う。
次に、本実施形態の動作について説明する。
図４は空燃比に対して自己着火燃焼が成立する範囲を示すものである。燃料噴射は圧縮上死点から十分に進角した時期に行われており、混合気は予混合状態となっている。空燃比をリーンにしていくと燃焼安定度が悪化し、エンジンのトルク変動が大きくなる。このため、エンジンとしての設計値又はこのエンジンを搭載する車両の性格等から、許容できる安定度限界値Ｓｔｈとなる空燃比ＡＦＬが、リーン限界となる。
【００３５】
一方、空燃比をリッチにしていくと、ノッキング強度が増大する。これによりノッキング強度限界値Ｎｔｈにおける空燃比ＡＦＲがリッチ限界となる。
従って、安定度限界空燃比ＡＦＬとノッキング強度限界空燃比ＡＦＲとで囲まれる空燃比領域が、自己着火燃焼成立範囲となる。このように、自己着火は限られた空燃比範囲でしか成立しない。
【００３６】
尚、ここではガスと燃料との割合を表す指標として空燃比（Ａ／Ｆ）を例に説明したが、残留ガスあるいはＥＧＲガスが含まれる場合についても同様の傾向を示し、この際には図４の横軸は新気と既燃ガスとを合わせたトータルのガス量と燃料量との割合（Ｇ／Ｆ）となる。
図４では空燃比に対する自己着火燃焼成立範囲を示したが、空燃比以外にも、温度、吸気圧あるいは過給圧に対しても同様な傾向を示す。すなわち、温度が低下すると燃焼安定度が悪化し、温度が上昇するとノッキング強度が増大する。また、吸気圧、過給圧についても、圧力が低下すると燃焼安定度が悪化し、圧力が増加するとノッキング強度が増大する。従って、安定した自己着火燃焼を維持するためには、要求される温度、圧力に制御する必要がある。
【００３７】
図５は火花点火燃焼から圧縮自己着火燃焼に（又はその逆に）切り替わるパターンについて示している。
これからわかるように、切り替えパターンは、２種類存在する。すなわち、低負荷域で成層燃焼の火花点火燃焼から圧縮自己着火燃焼に（又はその逆に）切り替わる場合と、高負荷域で均質燃焼の火花点火燃焼から圧縮自己着火燃焼に（又はその逆に）切り替わる場合とである。
【００３８】
図６は自己着火燃焼を成立させる燃焼パラメータのマイナスオーバラップ量の変化を負荷に対して示している。
圧縮自己着火燃焼の低負荷側では、空燃比がリーンとなり燃料の着火性が悪いため、マイナスオーバラップ量は多くなる。一方、圧縮自己着火燃焼の高負荷側では、空燃比がリッチとなり燃料の着火性が良くなるため、マイナスオーバラップ量は少なくなる。
【００３９】
このため、火花点火燃焼から圧縮自己着火運転（又はその逆）への切り替えにおいても、負荷条件によって、燃焼パラメータの変更方法を異ならせる必要が生じる。
すなわち、バルブタイミングの変更は時定数が大きく、その変更には数サイクル要する。従って、バルブタイミングが大きく変わる場合には、バルブタイミングがあまり変わらない場合に比べて、切り替えに時間がかかることになる。このため、低負荷時と高負荷時とで同じ燃焼切り替え制御を行った場合には、圧縮自己着火燃焼を行うには、温度が不充分となって燃焼が不安定となったり、温度が高くなりすぎてノッキングが発生したりしてしまう。
【００４０】
図７には低負荷域での燃焼切り替え時における火花点火燃焼（成層）及び自己着火燃焼の燃焼パラメータとその設定を示す。ここでは、各燃焼形態で特にマイナスオーバラップ量（マイナスＯ／Ｌ量）とそれに付随するＥＧＲ率とが大きく異なり、また吸気圧（スロットル開度）なども異なる。
図８には高負荷域での燃焼切り替え時における火花点火燃焼（均質）及び自己着火燃焼の燃焼パラメータとその設定を示す。ここでは、各燃焼形態で特に噴射回数と噴射時期とが大きく異なり、また吸気圧なども異なる。
【００４１】
このように、低負荷域での燃焼形態の切り替えと、高負荷域での燃焼形態の切り替えとでは、切り替え時の燃焼パラメータの設定が異なるため、切り替え制御手順を異ならせる必要がある。
図９に火花点火（ＳＩ）燃焼から自己着火（ＣＩ）燃焼への切り替え時の熱発生パターンを示す。ＳＩ燃焼では火炎伝播によって燃焼が進行していくため、熱発生の変化は緩やかになる。これに対して切り替え制御時に自己着火条件が整ってくると、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とが混合した燃焼が起こる。これはＳＩ燃焼により筒内温度、圧力が上昇するため、ＳＩ燃焼の途中でＣＩ燃焼が開始するためである。従って、ＣＩ燃焼条件が整った後もＳＩ燃焼を行っていると、燃焼が早期化してノッキングを引き起こす。そこで、切り替え制御において、点火時期ＡＤＶをリタードする。これによって、ノッキングの発生を防止できる。
【００４２】
これまで説明してきた燃焼切り替え制御の流れをフローチャートにより説明する。
図１０は燃焼切り替え制御のメインフローである。
Ｓ１１では、エンジン回転数及び負荷Ｔを検出する。
次にＳ１２で、検出されたエンジン回転数及び負荷Ｔに基づいて、図３のマップから、実行すべき燃焼形態（火花点火燃焼又は自己着火燃焼）を判断する。
【００４３】
火花点火燃焼と判断された場合は、Ｓ１３で火花点火燃焼制御を実行する。自己着火燃焼と判断された場合は、Ｓ１４で自己着火燃焼制御を実行する。燃焼切り替え時と判断された場合には、Ｓ１５で切り替え時制御（図１１）を実行する。尚、前回の燃焼形態と今回の燃焼形態とが異なっているとき、燃焼切り替え時と判断する。
【００４４】
ここで、Ｓ１１，Ｓ１２の部分が火花点火燃焼及び圧縮自己着火燃焼の運転条件判断手段に相当し、Ｓ１３〜Ｓ１５の部分が切り替え制御方式設定手段（Ｓ１５）を含む燃焼切り替え手段に相当する。
図１１は切り替え時制御（図１０のＳ１５）のフローである。本フローが切り替え制御方式設定手段に相当する。
【００４５】
Ｓ２１では、負荷Ｔを検出する。
Ｓ２２では、検出された負荷Ｔに基づいて、切り替えパターン（低負荷での切り替えか高負荷での切り替えか）を判断する。
低負荷での切り替えと判断された場合は、Ｓ２３で低負荷切り替え制御（図１２）を実行する。高負荷での切り替えと判断された場合は、Ｓ２４で高負荷切り替え制御（図１６）を実行する。
【００４６】
図１２は低負荷切り替え制御（図１１のＳ２３）のフローである。但し、本フローは低負荷域での火花点火燃焼から自己着火燃焼への切り替え制御のフローである。
Ｓ３１では、先ず、時定数の大きい燃焼パラメータであるマイナスＯ／Ｌ量、スロットル開度ＴＶＯの変更を行う。このとき他のパラメータ（点火時期ＡＤＶ等）は変更しない。
【００４７】
次にＳ３２で、マイナスＯ／Ｌ量、スロットル開度ＴＶＯの変更が完了したか否かを判断し、これらの変更が完了したと判断された場合に、Ｓ３３へ進む。
Ｓ３３では、点火時期ＡＤＶをリタードする。
次にＳ３４で、自己着火燃焼開始か否かを判断する。自己着火燃焼開始判断は図７に示した燃焼パラメータがすべて設定された場合に自己着火燃焼開始と判断する。尚、自己着火燃焼開始の判断は、筒内圧、燃焼安定度、ノッキング強度等から行っても良い。
【００４８】
自己着火燃焼開始と判断された場合は、Ｓ３５へ進み、火花点火を停止して、リターンする。尚、運転条件によってノッキングを起こさないだけ点火時期をリタードできる場合には火花点火を停止しなくても良い。
本実施形態では、マイナスＯ／Ｌ量によってＥＧＲ率が変更されているが、ＥＧＲ率の変更はＥＧＲ弁を使って変更しても良い。但し、その場合にはＥＧＲ弁の開度の変更も時定数が大きいため、マイナスＯ／Ｌ量あるいはスロットル開度ＴＶＯの設定と同じように、最初に変更を行うことになる。
【００４９】
また、時定数の大きいマイナスＯ／Ｌ量、スロットル開度ＴＶＯの設定が完了した後に点火時期ＡＤＶのリタードを開始しているが、マイナスＯ／Ｌ量、スロットル開度ＴＶＯの設定が完了していなくても、前記設定がある程度変化した後に、点火時期ＡＤＶのリタードを開始するようにしても良い。
次に、高負荷側での燃焼切り替え制御について説明する。
【００５０】
先ず高負荷側における自己着火燃焼について説明する。自己着火燃焼の燃焼開始時期はガソリンの予反応（低温酸化反応）速度に依存するが、この反応速度に対する空燃比の感度が大きい。すなわち、空燃比をリッチにした場合には、反応速度が増加する。その結果、圧縮上死点以前で燃焼が開始し、急激な燃焼となり、ノッキングを引き起こす。一方、空燃比をリーンにした場合には、反応速度が低下する。その結果、圧縮上死点から遅角した時期で燃焼が開始し、ピストンの下降により十分な燃焼が行われずに、燃焼不安定を引き起こす。
【００５１】
このように自己着火燃焼を高負荷域で行うためには、燃焼開始時期を制御する必要がある。
高負荷域では、燃料噴射を１サイクル中に２回に分けて行い、燃焼時期を制御する。２回目の燃料噴射は圧縮上死点近傍で行い、２回目の燃料噴射で燃焼時期を制御する。１回目の燃料噴射は２回目の燃料噴射以前で、燃料と空気とを十分に混合して、予混合状態とするため、燃焼開始時期よりも十分進角した時期に行う。例えば、吸気行程中に行えば、予混合気を形成することができる。また、燃料と空気との混合気を成層化したい場合には、目標とする成層度合に応じて、１回目の燃料噴射時期を吸気下死点から十分に遅角した時期に燃料噴射を行っても良い。
【００５２】
２回目の燃料噴射では、燃焼開始までの時間が短いため、燃料と空気との予混合が進まない。このため、燃料噴射量が多くなった場合には、ＮＯｘ等のエミッションが増加する可能性がある。そこで、２回目の燃料噴射では、燃焼を開始するだけの最低限の量を噴射する。
１回目の燃料噴射では、目標とする燃焼時期以前に燃焼を開始しない燃料量を噴射する。前述したように、エミッションの点から２回目の燃料噴射で噴射できる燃料量には制限があるため、目標の燃焼時期以前に燃焼を開始しないできるだけ多くの燃料を１回目に噴射した場合に最も負荷を向上することができることになる。そして、２回目の燃料噴射で起こる燃焼の発熱量を利用し、１回目、２回目に噴射した燃料を燃焼させる。
【００５３】
図１３に筒内圧波形を示す。これにより、２回目に噴射した燃料が自己着火を開始して、１回目に噴射された主たる燃料の自己着火を引き起こすことが確認できる。
ここで、２回目の燃料噴射は圧縮上死点近傍で行う。目標とする燃焼時期は上死点後であり、燃料噴射から燃焼までの期間が短いため、精度良く燃焼時期を制御することができる。
【００５４】
前述したように、自己着火燃焼の高負荷側の限界はノッキング強度で制限される。図１４には１サイクル中の最大圧力上昇率ｄＰ／ｄｔmax とノッキング強度との関係を示す。圧力上昇率とノッキング強度とには相関があり、圧力上昇率が大きくなるとノッキング強度が強くなる。よって、ノッキングが急激な圧力上昇により発生していることがわかる。
【００５５】
図１５に負荷Ｔと燃焼開始時期θ10とに対する圧力上昇率（１サイクル中の最大圧力上昇率）ｄＰ／ｄｔmax を示している。θ10は総燃料の１０％が燃えたクランク時期であり、燃焼時期を表す１パラメータである。負荷が大きくなると圧力上昇率が増加することがわかる。これは負荷大きくなると燃焼する燃料量が大きくなり、それに伴う発熱量が増加するためである。また同じ負荷であれば燃焼時期を圧縮上死点から遅角するほど圧力上昇率は低下する。これはピストンが下降する時に燃焼が行われるため、ピストン下降による圧力の低下によって燃焼時の圧力上昇率が抑えられるためである。よって、ノッキング強度を許容レベルに抑えるためには負荷の増加と共に燃焼時期を上死点から遅角することが有効である。これにより自己着火燃焼を高負荷域で実施できる。
【００５６】
図８に高負荷域での燃焼切り替え時における燃焼パラメータを示したが、燃料の噴射回数及び噴射時期と吸気圧とが異なる。
ここで、吸気圧の変更すなわちスロットル開度の変更は時定数が大きいため、先ずスロットル開度の変更を行う。
図１６は高負荷切り替え制御（図１１のＳ２４）のフローである。但し、本フローは高負荷域での火花点火燃焼から自己着火燃焼への切り替え制御のフローである。
【００５７】
Ｓ４１では、先ず、時定数の大きい燃焼パラメータであるスロットル開度ＴＶＯの変更を行う。このとき他のパラメータ（燃料の噴射回数及び噴射時期、点火時期ＡＤＶ等）は変更しない。
次にＳ４２で、スロットル開度ＴＶＯの変更が完了したか否かを判断し、この変更が完了したと判断された場合に、Ｓ４３，４４へ進む。
【００５８】
Ｓ４３，Ｓ４４では、燃料を２回に分けて噴射する。先ずＳ４３で、火花点火燃焼時に対して、圧縮行程時に行う１回目の燃料噴射の噴射量を減量する。次にＳ４４で、上死点（ＴＤＣ）付近での２回目の燃料噴射を行う。この際には自己着火燃焼を開始し易いように、２回目の燃料噴射量は多めに設定している。
次にＳ４５で、点火時期ＡＤＶをリタードする。
【００５９】
次にＳ４６で、自己着火燃焼開始か否かを判断する。自己着火燃焼開始判断は図８に示した燃焼パラメータがすべて設定された場合に自己着火燃焼開始と判断する。
自己着火燃焼開始と判断された場合は、Ｓ４７へ進み、火花点火を停止する。また、Ｓ４８で圧縮行程噴射（１回目）の燃料噴射量を増量する。また、Ｓ４９でＴＤＣ付近で行う２回目の燃料噴射量を減量して、リターンする。
【００６０】
ここで、低負荷切り替え制御（図１２）の場合と同様、運転条件によってノッキングを起こさないだけ点火時期をリタードできる場合には火花点火を停止しなくても良い。
また、時定数の大きい燃焼パラメータであるスロットル開度ＴＶＯの設定が完了した後に他の燃焼パラメータの変更を開始しているが、スロットル開度ＴＶＯの設定が完了していなくても、前記設定がある程度変化した後に、他の燃焼パラメータの変更を開始するようにしても良い。
【００６１】
本実施形態では、スロットル開度ＴＶＯにより、吸気圧を制御して、筒内圧を制御しているが、過給機を利用して、過給圧によって筒内圧を制御するようにしても良い。
尚、以上では、火花点火燃焼から自己着火燃焼への切り替え制御について説明してきたが、自己着火燃焼運転から火花点火燃焼運転への切り替え制御については逆の手順で同様に行うことができる。
【００６２】
次に、本発明の第２実施形態について説明する。第２実施形態の構成は第１実施形態の構成を示す図１と同じである。
第２実施形態はエンジンの回転条件に応じて燃焼切り替え制御を選択することを特徴とする。
図１７に第２実施形態の切り替えパターンを示す。本実施形態では火花点火燃焼から自己着火燃焼への高負荷高回転側での燃焼切り替え時に火花点火燃焼が成層燃焼となっている。従って、自己着火燃焼領域の高負荷側においても燃焼切り替え制御を最適に選択する必要がある。このため、本実施形態ではエンジン回転数に応じて燃焼切り替え制御を選択する。
【００６３】
図１８に自己着火燃焼領域の高負荷高回転側での燃焼切り替えにおける燃焼パラメータの設定を示す。図８に示した高負荷低回転域での燃焼パラメータに対して、自己着火燃焼でのマイナスＯ／Ｌ量の設定が異なる。自己着火燃焼の高負荷高回転側においては、エンジン回転が高回転となり、反応時間が短くなることから、着火性を改善するためにマイナスＯ／Ｌを設定し、筒内温度を上昇させている。
【００６４】
制御の流れをフローチャートにより説明する。
燃焼切り替え制御のメインフローは第１実施形態（図１０）と同じであるが、Ｓ１５で切り替え時制御（図１９）を実行する。
図１９は切り替え時制御（図１０のＳ１５）のフローである。
Ｓ５１では、エンジン回転数Ｎ及び負荷Ｔを検出する。
【００６５】
Ｓ５２では、切り替えパターンの判断のため、検出された負荷Ｔに基づいて、低負荷か高負荷かを判断する。
低負荷での切り替えと判断された場合は、Ｓ５３で低負荷切り替え制御（図１２）を実行する。
高負荷での切り替えと判断された場合は、Ｓ５４に進み、検出されたエンジン回転数Ｎに基づいて低回転か高回転かを判断する。
【００６６】
低回転（すなわち、高負荷低回転）での切り替えと判断された場合は、Ｓ５５で高負荷低回転切り替え制御（図１６）を実行する。
高回転（すなわち、高負荷高回転）での切り替えと判断された場合は、Ｓ５６で高負荷高回転切り替え制御（図２０）を実行する。
図２０は高負荷高回転切り替え制御（図１９のＳ５６）のフローである。本フローも火花点火燃焼から自己着火燃焼への切り替え制御のフローである。
【００６７】
この高負荷高回転切り替え制御のフローは、高負荷低回転切り替え制御のフロー（図１６）と類似しているが、先ずＳ６１で時定数の大きいマイナスＯ／Ｌ量及びスロットル開度ＴＶＯを変更し、Ｓ６２でこれらの変更の完了を判断している点が異なる。Ｓ６３〜Ｓ６９は図１６のＳ４３〜Ｓ４９と同じである。
ここでも、火花点火燃焼から自己着火燃焼への切り替え制御についてのみ示したが、自己着火燃焼から火花点火燃焼への切り替え制御については逆の手順で同様に行うことができる。
【００６８】
次に、本発明の第３実施形態について説明する。第３実施形態の構成も第１実施形態の構成を示す図１と同じである。
第３実施形態は燃焼切り替え時の燃焼状態（均質燃焼又は成層燃焼）に応じて燃焼切り替え制御を選択することを特徴とする。
図２１に第３実施形態の切り替えパターンを示す。本実施形態は低負荷運転時における火花点火燃焼と自己着火燃焼との燃焼切り替え時に火花点火燃焼での燃焼状態が均質燃焼と成層燃焼との２ケースある場合の実施形態である。従って、低負荷域においても燃焼切り替え制御を火花点火燃焼での燃焼状態に応じて最適に選択する必要がある。
【００６９】
低負荷域で火花点火燃焼が成層燃焼である場合の燃焼切り替え時における燃焼パラメータは図７に示した通りである。これに対して、火花点火燃焼が均質燃焼である場合の燃焼切り替え時における燃焼パラメータを図２２に示す。
図２２では、図７に対して、火花点火燃焼において、均質燃焼であるため、吸気圧が負圧大（スロットル開度小）、噴射時期が吸気行程となっており、切り替え時に、スロットル開度の他、噴射時期を大きく変更する必要がある。
【００７０】
制御の流れをフローチャートにより説明する。
燃焼切り替え制御のメインフローは第１実施形態（図１０）と同じであるが、Ｓ１５で切り替え時制御（図２３）を実行する。
図２３は燃焼切り替え制御（図１０のＳ１５）のフローである。
Ｓ７１では、負荷Ｔを検出する。
【００７１】
Ｓ７２では、切り替えパターンの判断のため、検出された負荷Ｔに基づいて、低負荷か高負荷かを判断する。
高負荷での切り替えと判断された場合は、Ｓ７６で高負荷切り替え制御（図１６）を実行する。
低負荷での切り替えと判断された場合は、Ｓ７４に進み、成層燃焼か均質燃焼かを判断する。
【００７２】
成層燃焼（すなわち、低負荷成層燃焼）での切り替えと判断された場合は、Ｓ７４で低負荷成層切り替え制御（図１２）を実行する。
均質燃焼（すなわち、低負荷均質燃焼）での切り替えと判断された場合は、Ｓ７５で低負荷均質切り替え制御（図２４）を実行する。
図２４は低負荷均質切り替え制御（図２３のＳ７５）のフローである。本フローも火花点火燃焼から自己着火燃焼への切り替え制御のフローである。
【００７３】
Ｓ８１では、先ず、時定数の大きい燃焼パラメータであるマイナスＯ／Ｌ量、スロットル開度ＴＶＯの変更を行う。このとき他のパラメータ（噴射時期、点火時期ＡＤＶ等）は変更しない。
次にＳ８２で、マイナスＯ／Ｌ量、スロットル開度ＴＶＯの変更が完了したか否かを判断し、これらの変更が完了したと判断された場合に、Ｓ８３へ進む。
【００７４】
Ｓ８３では、噴射時期を変更する。また、Ｓ８４で、点火時期ＡＤＶをリタードする。
次にＳ８５で、自己着火燃焼開始（図２２に示した燃焼パラメータがすべて設定）か否かを判断する。この結果、自己着火燃焼開始と判断された場合は、Ｓ８６へ進み、火花点火を停止して、リターンする。
【００７５】
以上のように、この低負荷均質切り替え制御のフローは、低負荷成層切り替え制御のフロー（図１２）と類似しているが、マイナスＯ／Ｌ量、スロットル開度ＴＶＯの設定が完了したと判断された場合に、Ｓ８３で噴射時期を変更する点が相違する。
本実施形態では、火花点火燃焼の燃焼状態（均質燃焼又は成層燃焼）に応じて、燃焼切り替え制御を変更しているが、自己着火燃焼の燃焼状態（均質燃焼又は成層燃焼）に応じて、燃焼切り替え制御を変更するようにしても良い。
【００７６】
ここでも、火花点火燃焼から自己着火燃焼への切り替え制御についてのみ示したが、自己着火燃焼から火花点火燃焼への切り替え制御については逆の手順で同様に行うことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態のエンジン構成を示すシステム図
【図２】各燃焼形態での吸排気弁の開閉時期を示す図
【図３】エンジン回転数及び負荷に対する燃焼形態を示す図
【図４】自己着火燃焼の成立範囲について示す図
【図５】第１実施形態での切り替えパターンについて示す図
【図６】負荷に対するマイナスＯ／Ｌ量を示す図
【図７】低負荷域での切り替え時の燃焼パラメータを示す図
【図８】高負荷域での切り替え時の燃焼パラメータを示す図
【図９】燃焼切り替え時の熱発生パターンを示す図
【図１０】燃焼切り替え制御（メインフロー）のフローチャート
【図１１】第１実施形態の切り替え時制御のフローチャート
【図１２】低負荷切り替え制御のフローチャート
【図１３】クランク角度に対する筒内圧力の変化を示す図
【図１４】圧力上昇率とノッキング強度との関係を示す図
【図１５】負荷及び燃焼開始時期に対する圧力上昇率の変化を示す図
【図１６】高負荷切り替え制御のフローチャート
【図１７】第２実施形態での切り替えパターンについて示す図
【図１８】高負荷高回転域での切り替え時の燃焼パラメータを示す図
【図１９】第２実施形態の切り替え時制御のフローチャート
【図２０】高負荷高回転切り替え制御のフローチャート
【図２１】第３実施形態での切り替えパターンについて示す図
【図２２】低負荷域（均質）での切り替え時の燃焼パラメータを示す図
【図２３】第３実施形態の切り替え時制御のフローチャート
【図２４】低負荷均質切り替え制御のフローチャート
【符号の説明】
１エンジン本体
２ピストン
３燃焼室
４吸気通路
５電制スロットル弁
６吸気弁
７燃料噴射弁
８点火プラグ
９排気弁
１０排気通路
１１，１２可変バルブタイミング機構
１３ＥＧＲ通路
１４ＥＧＲ弁
２０ＥＣＵ
２１運転条件判断手段
２２燃焼切り替え制御手段
２３切り替え制御方式設定手段[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a combustion control device for an internal combustion engine that selectively uses combustion by spark ignition (spark ignition combustion) and combustion by compression self-ignition (compression self-ignition combustion) depending on operating conditions.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, for example, Japanese Laid-Open Patent Publication No. 10-252512 has proposed a gasoline engine that performs compression self-ignition combustion.
Compressed self-ignition combustion can significantly reduce the air-fuel ratio, and can provide a significant fuel efficiency improvement effect and NOx reduction effect.
[0003]
In other words, compression self-ignition combustion has a high combustion speed because combustion is started at multiple points in the combustion chamber, and stable combustion can be realized even when the air-fuel ratio is lean compared to normal spark ignition combustion. Thus, the fuel efficiency can be improved, and the combustion temperature is lowered because the air-fuel ratio is lean, so that NOx in the exhaust gas can be greatly reduced. Further, if the fuel and air are sufficiently premixed, the air-fuel ratio becomes more uniform, and NOx can be further reduced.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, under extremely low load, high rotation, and high load operating conditions, it is difficult to cause compression self-combustion combustion because deterioration of combustion stability and occurrence of knocking are caused. For this reason, it is necessary to perform normal spark ignition combustion under such operating conditions.
[0005]
For this reason, the combustion mode is switched from spark ignition combustion to compression self-ignition combustion or vice versa during engine operation.
In this case, the combustion parameters suitable for each combustion (intake / exhaust valve opening / closing timing, throttle opening, fuel injection timing, ignition timing, etc.) may differ significantly, so it is not possible to switch combustion instantaneously. This is possible, and combustion switching control is required to switch between the two combustion modes without deteriorating combustion stability or knocking.
[0006]
The reason why such combustion switching control is necessary will be further described in detail.
In order to avoid the occurrence of knocking in spark ignition combustion, when the temperature and pressure of the air-fuel mixture that allows compression self-ignition combustion are increased by increasing the base compression ratio of the engine, the intake air amount is reduced. Since the reduction of the specific output is inevitable because the ignition timing is reduced or the ignition timing is retarded, the compression self-ignition combustion is a method for generating the compression self-ignition combustion without excessively increasing the base compression ratio of the engine. It is conceivable to perform intake air heating by internal EGR by providing a sealing period (minus overlap period) in which both the intake and exhaust valves are closed near the exhaust top dead center during combustion.
[0007]
When compression self-ignition combustion is generated by intake air heating by internal EGR, in the combustion cycle following the last spark ignition combustion cycle, the internal EGR amount must be increased by a predetermined amount to ensure that compression self-ignition combustion does not occur. Don't be. If compression self-ignition combustion is insufficient in the next combustion cycle, the in-cylinder temperature and pressure are lowered, and compression self-ignition becomes difficult.
[0008]
On the other hand, as a conventional technique for making the intake / exhaust valve open / close timing variable, a camshaft is provided with a plurality of cams having different profiles, and a state in which an engagement lever of a rocker arm facing each cam is switched by a hydraulic drive piston. There is known a variable valve timing mechanism of the type (see, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 9-203307). According to this, a number of combustion cycles is required from the operation of the hydraulic control valve to the completion of switching to a different rocker arm. It took a cycle.
[0009]
Accordingly, with the responsiveness of the normal variable valve timing mechanism, the increase in the internal EGR amount required for the compression self-ignition combustion requires several cycles, so that the compression self-ignition combustion becomes unstable. Conversely, when switching from compression self-ignition combustion to spark ignition combustion, there is a problem that knocking occurs during spark ignition combustion because the amount of internal EGR is large and the in-cylinder temperature is high.
[0010]
Further, switching between spark ignition combustion and compression self-ignition combustion is performed under a plurality of operating conditions, and it is necessary to change the intake negative pressure or the supercharging pressure depending on the conditions. In this case, since there is a response delay in changing the pressure, the setting takes several cycles. Therefore, when switching from spark ignition combustion to compression self-ignition combustion, because the in-cylinder pressure is low, compression self-ignition combustion becomes unstable. On the other hand, when switching from compression self-ignition combustion to spark ignition combustion, there is a problem that knocking occurs during spark ignition combustion because the in-cylinder pressure is high.
[0011]
In addition, as described above, switching between spark ignition combustion and compression self-ignition combustion is performed under a plurality of operating conditions. Therefore, unless control suitable for each switching condition is performed, deterioration of combustion stability and occurrence of knocking may occur. There was a problem of inviting.
As described above, optimal combustion switching control between spark ignition combustion and compression self-ignition combustion is necessary. In this regard, the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 10-252512, etc. discloses disclosure regarding such combustion switching control. Absent. That is, it is assumed that compression self-ignition combustion is performed in all operating regions, and there is no mention of switching between spark ignition combustion and compression self-ignition combustion.
[0012]
The present invention has been made in view of such a situation, and its purpose is to perform stable switching while suppressing deterioration of combustion stability and occurrence of knocking when switching between spark ignition combustion and compression self-ignition combustion. An object of the present invention is to provide a combustion control device for an internal combustion engine.
[0013]
[Means for Solving the Problems]
  For this reason, in the invention of claim 1, in the combustion control device for an internal combustion engine capable of switching between spark ignition combustion and compression self-ignition combustion according to the engine operating condition, the current operating condition is spark ignition combustion. A judging means for judging whether the operating condition is to be performed or an operating condition to be subjected to compression self-ignition combustion, and when the judgment result of the judging means is changed, the combustion mode is changed from one combustion to the other combustion. The combustion switching means for switching and the combustion switching control method executed by the combustion switching means are set according to the operating conditions before and after the judgment result of the judgment means is changed.by doing,There is a difference between when the combustion mode is switched from combustion by spark ignition in the low load range to combustion by compression self-ignition and when the combustion mode is switched from combustion by spark ignition in the high load range to combustion by compression self-ignition. When switching the combustion mode from combustion by spark ignition in the low load range to combustion by compression self-ignition, set the valve timing to form a negative overlap that closes both the intake and exhaust valves near the exhaust top dead center. To achieve this, the variable valve timing mechanism is controlled and switched, and the variable valve timing mechanism is set to a negative overlap state when switching from combustion by spark ignition to combustion by compression self-ignition in a high load range. Switching control method setting means for switching without control.
[0019]
【The invention's effect】
  According to the first aspect of the invention, when switching between spark ignition combustion and compression self-ignition combustion according to the engine operating conditions, the combustion switching control method can be set according to the operating conditions before and after that, so that the combustion switching can be performed. Optimum combustion switching control can be performed under each generated condition, and deterioration of combustion stability and knocking at the time of switching can be suppressed to improve drivability.
  Further, since different combustion switching control methods are set for minus overlap according to the engine load at the time of combustion switching, optimal combustion switching control can be performed under each load condition.
[0026]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a system diagram showing a configuration of a first embodiment of a compression self-ignition gasoline engine (hereinafter referred to as an engine) according to the present invention.
In the combustion chamber 3 defined above the piston 2 in the engine body 1, air controlled by the electric throttle valve 5 is sucked from the intake passage 4 when the intake valve 6 is opened.
[0027]
The combustion chamber 3 is provided with a direct-injection fuel injection valve 7 and a spark plug 8 for spark ignition combustion. However, it is possible to switch between spark ignition combustion using the spark plug 8 and compression self-ignition combustion according to the operating conditions.
The exhaust after combustion is discharged from the exhaust passage 10 when the exhaust valve 9 is opened. Here, the opening / closing timings of the intake valve 6 and the exhaust valve 9 can be controlled by the variable valve timing mechanisms 11 and 12 at an arbitrary timing.
[0028]
Further, an EGR passage 13 is provided for returning a part of the exhaust from the exhaust passage 10 to the downstream side of the throttle valve 5 of the intake passage 4, and an EGR valve 14 capable of adjusting the EGR amount (EGR rate) is interposed in the EGR passage 13. It is disguised.
An electronic control unit (engine control unit; hereinafter referred to as ECU) 20 for engine control has a built-in microcomputer, which includes a crank angle signal from a crank angle sensor (not shown) (the engine rotational speed thereby). N can be detected), an accelerator opening signal (which can detect the load T) from an accelerator opening sensor (not shown), and the like.
[0029]
The ECU 20 controls the operation of the electric throttle valve 5, the fuel injection valve 7, the spark plug 8, the variable valve timing mechanisms 11 and 12, and the EGR valve 14 based on these input signals.
In particular, in this engine, since spark ignition combustion and compression self-ignition combustion are properly used depending on the operating conditions, the ECU 20 should determine whether the current operating conditions are the operating conditions for performing spark ignition combustion or perform compression self-ignition combustion. An operating condition determining unit 21 that determines whether the operating condition is satisfied, and a combustion switching unit 22 that switches the combustion mode from one combustion to the other when the determination result of the determining unit 21 changes; There is provided a switching control method setting means 23 for setting the combustion switching control method executed by the combustion switching means 22 according to the operating conditions before and after the judgment result of the judgment means 21 is changed. However, these are realized as a program of a microcomputer.
[0030]
Therefore, the ECU 20 determines the operating condition based on the engine speed N detected from the crank angle signal and the load T detected from the accelerator opening signal, and based on this, the combustion mode (spark ignition combustion or compression) Judgment of self-ignition combustion). Then, depending on the operating conditions and the combustion mode, the throttle opening TVO by the electric throttle valve 5, the fuel injection amount and fuel injection timing of the fuel injection valve 7, the ignition timing by the spark plug 8, the variable valve timing mechanisms 11 and 12 The opening / closing timing of the intake valve 6 and the exhaust valve 9 is controlled.
[0031]
Here, the intake valve 6 and the exhaust valve 9 are configured such that the ECU 20 can control the opening and closing timing via the variable valve timing mechanisms 11 and 12, respectively, so that a substantial compression ratio can be achieved in the low and middle load range of the engine. By changing or controlling the internal EGR, a high temperature and high pressure state capable of self ignition near the compression top dead center can be realized.
Next, the opening / closing timing of the intake and exhaust valves 6 and 9 of this embodiment is shown in FIG.
[0032]
During spark ignition combustion, the exhaust valve closing timing (EVC) and intake valve opening timing (IVO) are near the piston top dead center (TDC), as in a normal 4-cycle gasoline engine. It is set to have a wrap (O / L).
At the time of compression self-ignition combustion in a specific operation region, the exhaust valve closing timing (EVC) is advanced relative to the spark ignition combustion, and the exhaust valve closing timing (IVO) is closed during the exhaust stroke. The valve is controlled to be retarded and opened during the intake stroke, and there is no valve overlap in the vicinity of the piston top dead center (TDC), and a negative overlap (minus O / L) state is set.
[0033]
In this way, by setting the valve timing to form a negative overlap during compression self-ignition combustion, the exhaust valve closes in the middle of the exhaust stroke, and high-temperature burned gas corresponding to the combustion chamber volume at that time is discharged. It is made to stay in a combustion chamber, and it is set as internal EGR gas to the next cycle. In the next cycle, the intake valve opens during the intake stroke, and fresh air is drawn. Here, fresh air receives heat from the internal EGR gas, and the in-cylinder temperature rises.
[0034]
Under such a configuration, in the present embodiment, as shown in FIG. 3, compression self-ignition combustion is performed in a specific operation region of low rotation and low and medium load, and in an extremely low load, high load or high rotation region. Perform spark ignition combustion.
Next, the operation of this embodiment will be described.
FIG. 4 shows a range where self-ignition combustion is established with respect to the air-fuel ratio. The fuel injection is performed at a time sufficiently advanced from the compression top dead center, and the air-fuel mixture is in a premixed state. As the air-fuel ratio is made leaner, the combustion stability deteriorates and the engine torque fluctuation increases. For this reason, the air-fuel ratio AFL that becomes the allowable stability limit value Sth becomes the lean limit from the design value as the engine or the character of the vehicle on which the engine is mounted.
[0035]
On the other hand, as the air-fuel ratio is made richer, the knocking strength increases. As a result, the air-fuel ratio AFR at the knocking intensity limit value Nth becomes the rich limit.
Accordingly, the air-fuel ratio region surrounded by the stability limit air-fuel ratio AFL and the knocking intensity limit air-fuel ratio AFR is the self-ignition combustion establishment range. In this way, self-ignition can be established only in a limited air-fuel ratio range.
[0036]
Here, the air-fuel ratio (A / F) has been described as an example as an index representing the ratio of gas to fuel, but the same tendency is shown when residual gas or EGR gas is included. The horizontal axis 4 represents the ratio (G / F) of the total gas amount and the fuel amount, which is a combination of fresh air and burned gas.
Although FIG. 4 shows the range in which self-ignition combustion is established with respect to the air-fuel ratio, the same tendency is shown with respect to temperature, intake pressure or supercharging pressure in addition to the air-fuel ratio. That is, when the temperature is lowered, the combustion stability is deteriorated, and when the temperature is raised, the knocking strength is increased. As for the intake pressure and the supercharging pressure, the combustion stability deteriorates as the pressure decreases, and the knocking strength increases as the pressure increases. Therefore, in order to maintain stable self-ignition combustion, it is necessary to control to the required temperature and pressure.
[0037]
FIG. 5 shows a pattern of switching from spark ignition combustion to compression self-ignition combustion (or vice versa).
As can be seen, there are two types of switching patterns. That is, switching from ignited combustion in stratified combustion to compression self-ignition combustion (or vice versa) in a low load region and from spark ignition combustion in homogeneous combustion to compression self-ignition combustion (or vice versa) in a high load region. And when switching.
[0038]
FIG. 6 shows a change in the minus overlap amount of the combustion parameter that establishes the self-ignition combustion with respect to the load.
On the low load side of the compression self-ignition combustion, the air-fuel ratio becomes lean and the fuel ignitability is poor, so the minus overlap amount increases. On the other hand, on the high load side of the compression self-ignition combustion, the air-fuel ratio is rich and the ignitability of the fuel is improved, so the minus overlap amount is reduced.
[0039]
For this reason, even when switching from spark ignition combustion to compression self-ignition operation (or vice versa), it is necessary to change the combustion parameter changing method depending on the load condition.
That is, changing the valve timing has a large time constant, and the change requires several cycles. Therefore, when the valve timing changes greatly, switching takes time compared to the case where the valve timing does not change much. For this reason, when the same combustion switching control is performed at low load and high load, the temperature becomes insufficient and the combustion becomes unstable or the temperature becomes high to perform compression self-ignition combustion. It becomes too much and knocking occurs.
[0040]
FIG. 7 shows the combustion parameters and their settings for spark ignition combustion (stratification) and self-ignition combustion at the time of switching combustion in the low load range. Here, in particular, the minus overlap amount (minus O / L amount) and the accompanying EGR rate are greatly different in each combustion mode, and the intake pressure (throttle opening) and the like are also different.
FIG. 8 shows the combustion parameters of spark ignition combustion (homogeneous) and self-ignition combustion at the time of switching the combustion in the high load region and their settings. Here, the number of injections and the injection timing are particularly different for each combustion mode, and the intake pressure is also different.
[0041]
Thus, since the setting of the combustion parameter at the time of switching differs between the switching of the combustion mode in the low load region and the switching of the combustion mode in the high load region, it is necessary to make the switching control procedure different.
FIG. 9 shows a heat generation pattern during switching from spark ignition (SI) combustion to self-ignition (CI) combustion. In SI combustion, the combustion progresses by flame propagation, so the change in heat generation becomes gradual. On the other hand, when the self-ignition condition is prepared at the time of switching control, combustion in which SI combustion and CI combustion are mixed occurs. This is because CI combustion starts in the middle of SI combustion because the in-cylinder temperature and pressure rise due to SI combustion. Therefore, if SI combustion is performed even after the CI combustion conditions are satisfied, combustion is accelerated and knocking occurs. Therefore, the ignition timing ADV is retarded in the switching control. Thereby, occurrence of knocking can be prevented.
[0042]
The flow of the combustion switching control that has been described so far will be described with reference to flowcharts.
FIG. 10 is a main flow of combustion switching control.
In S11, the engine speed and the load T are detected.
Next, in S12, based on the detected engine speed and load T, the combustion mode to be executed (spark ignition combustion or self-ignition combustion) is determined from the map of FIG.
[0043]
If it is determined that the spark ignition combustion is performed, the spark ignition combustion control is executed in S13. When it is determined that the self-ignition combustion is performed, the self-ignition combustion control is executed in S14. When it is determined that the combustion is switched, the switching control (FIG. 11) is executed in S15. When the previous combustion mode is different from the current combustion mode, it is determined that the combustion is switched.
[0044]
Here, the parts S11 and S12 correspond to the operating condition determination means for spark ignition combustion and compression self-ignition combustion, and the parts S13 to S15 correspond to the combustion switching means including the switching control method setting means (S15).
FIG. 11 is a flowchart of switching control (S15 in FIG. 10). This flow corresponds to switching control method setting means.
[0045]
In S21, the load T is detected.
In S22, based on the detected load T, a switching pattern (whether switching at low load or switching at high load) is determined.
If it is determined that the load is switched at a low load, the low load switching control (FIG. 12) is executed at S23. If it is determined that the load is switched at a high load, the high load switching control (FIG. 16) is executed at S24.
[0046]
FIG. 12 is a flow of low load switching control (S23 in FIG. 11). However, this flow is a flow of switching control from spark ignition combustion to self-ignition combustion in a low load region.
In S31, first, the minus O / L amount and the throttle opening TVO, which are combustion parameters having a large time constant, are changed. At this time, other parameters (such as ignition timing ADV) are not changed.
[0047]
Next, in S32, it is determined whether or not the change of the minus O / L amount and the throttle opening TVO is completed. If it is determined that these changes are completed, the process proceeds to S33.
In S33, the ignition timing ADV is retarded.
Next, in S34, it is determined whether or not self-ignition combustion is started. The self-ignition combustion start determination is determined as the self-ignition combustion start when all the combustion parameters shown in FIG. 7 are set. The determination of the start of self-ignition combustion may be made from the in-cylinder pressure, combustion stability, knocking strength, and the like.
[0048]
When it is determined that the self-ignition combustion is started, the process proceeds to S35, the spark ignition is stopped, and the process returns. If the ignition timing can be retarded without causing knocking depending on the operating conditions, the spark ignition need not be stopped.
In the present embodiment, the EGR rate is changed according to the minus O / L amount, but the EGR rate may be changed using an EGR valve. However, in this case, since the time constant of the change in the opening of the EGR valve is also large, the change is first made in the same manner as the setting of the minus O / L amount or the throttle opening TVO.
[0049]
The ignition timing ADV retard is started after the setting of the minus O / L amount and the throttle opening TVO having a large time constant is completed, but the setting of the minus O / L amount and the throttle opening TVO is completed. If not, the retard of the ignition timing ADV may be started after the setting has changed to some extent.
Next, combustion switching control on the high load side will be described.
[0050]
First, self-ignition combustion on the high load side will be described. The combustion start timing of self-ignition combustion depends on the pre-reaction (low-temperature oxidation reaction) rate of gasoline, but the sensitivity of the air-fuel ratio to this reaction rate is large. That is, when the air-fuel ratio is made rich, the reaction rate increases. As a result, combustion starts before compression top dead center, resulting in rapid combustion and causing knocking. On the other hand, when the air-fuel ratio is made lean, the reaction rate decreases. As a result, combustion starts at a time retarded from the compression top dead center, and sufficient combustion is not performed due to the lowering of the piston, causing combustion instability.
[0051]
Thus, in order to perform self-ignition combustion in a high load region, it is necessary to control the combustion start timing.
In the high load range, fuel injection is performed twice in one cycle to control the combustion timing. The second fuel injection is performed near the compression top dead center, and the combustion timing is controlled by the second fuel injection. The first fuel injection is performed before the second fuel injection and at a timing sufficiently advanced from the combustion start timing in order to sufficiently mix the fuel and air into a premixed state. For example, if it is performed during the intake stroke, a premixed gas can be formed. If you want to stratify the mixture of fuel and air, perform fuel injection at a timing that is sufficiently retarded from the intake bottom dead center, depending on the target stratification degree. Also good.
[0052]
In the second fuel injection, since the time until the start of combustion is short, premixing of fuel and air does not proceed. For this reason, when the fuel injection amount increases, the emission of NOx or the like may increase. Therefore, in the second fuel injection, a minimum amount sufficient to start combustion is injected.
In the first fuel injection, a fuel amount that does not start combustion is injected before the target combustion timing. As described above, since there is a limit to the amount of fuel that can be injected in the second fuel injection from the point of emission, the load is highest when as much fuel as possible that does not start combustion before the target combustion timing is injected for the first time. Can be improved. Then, the heat generated by the second fuel injection is used to burn the fuel injected for the first time and the second time.
[0053]
FIG. 13 shows the in-cylinder pressure waveform. Thereby, it can be confirmed that the fuel injected for the second time starts self-ignition and causes self-ignition of the main fuel injected for the first time.
Here, the second fuel injection is performed near the compression top dead center. The target combustion timing is after top dead center, and since the period from fuel injection to combustion is short, the combustion timing can be controlled with high accuracy.
[0054]
As described above, the limit on the high load side of self-ignition combustion is limited by the knocking strength. FIG. 14 shows the relationship between the maximum pressure increase rate dP / dtmax during one cycle and the knocking strength. There is a correlation between the pressure increase rate and the knocking strength, and the knocking strength increases as the pressure increase rate increases. Therefore, it can be seen that knocking occurs due to a rapid pressure increase.
[0055]
FIG. 15 shows the pressure increase rate (maximum pressure increase rate during one cycle) dP / dtmax with respect to the load T and the combustion start timing θ10. θ10 is the crank timing when 10% of the total fuel is burned, and is one parameter representing the combustion timing. It can be seen that the pressure increase rate increases as the load increases. This is because as the load increases, the amount of fuel burned increases and the amount of heat generated increases accordingly. If the load is the same, the pressure increase rate decreases as the combustion timing is retarded from the compression top dead center. This is because combustion is performed when the piston descends, and the pressure increase rate during combustion is suppressed by a decrease in pressure due to the piston descending. Therefore, in order to suppress the knocking strength to an acceptable level, it is effective to retard the combustion timing from the top dead center as the load increases. Thereby, self-ignition combustion can be implemented in a high load region.
[0056]
FIG. 8 shows combustion parameters at the time of switching combustion in a high load region, but the number of fuel injections, the injection timing, and the intake pressure are different.
Here, since the change in the intake pressure, that is, the change in the throttle opening has a large time constant, the throttle opening is first changed.
FIG. 16 is a flow of high load switching control (S24 in FIG. 11). However, this flow is a flow of switching control from spark ignition combustion to self-ignition combustion in a high load region.
[0057]
In S41, first, the throttle opening TVO, which is a combustion parameter with a large time constant, is changed. At this time, other parameters (the number of fuel injections and the injection timing, ignition timing ADV, etc.) are not changed.
Next, in S42, it is determined whether or not the change of the throttle opening TVO is completed. If it is determined that the change is completed, the process proceeds to S43 and 44.
[0058]
In S43 and S44, the fuel is injected in two portions. First, in S43, the injection amount of the first fuel injection performed during the compression stroke is reduced with respect to the spark ignition combustion. Next, in S44, the second fuel injection near the top dead center (TDC) is performed. At this time, the second fuel injection amount is set to be large so that the self-ignition combustion can be easily started.
Next, at S45, the ignition timing ADV is retarded.
[0059]
Next, in S46, it is determined whether or not self-ignition combustion is started. The self-ignition combustion start determination is determined as the self-ignition combustion start when all the combustion parameters shown in FIG. 8 are set.
When it is determined that the self-ignition combustion is started, the process proceeds to S47 and the spark ignition is stopped. In S48, the fuel injection amount of the compression stroke injection (first time) is increased. In S49, the second fuel injection amount performed near TDC is reduced and the process returns.
[0060]
Here, as in the case of the low load switching control (FIG. 12), the spark ignition does not have to be stopped when the ignition timing can be retarded without causing knocking depending on the operating conditions.
Further, after the setting of the throttle opening TVO, which is a combustion parameter having a large time constant, is completed, the change of other combustion parameters is started. Even if the setting of the throttle opening TVO is not completed, the setting is not changed. You may make it start the change of another combustion parameter after changing to some extent.
[0061]
In this embodiment, the intake pressure is controlled by the throttle opening TVO to control the in-cylinder pressure. However, the in-cylinder pressure may be controlled by the supercharging pressure using a supercharger.
In the above description, the switching control from the spark ignition combustion to the self ignition combustion has been described. However, the switching control from the self ignition combustion operation to the spark ignition combustion operation can be similarly performed in the reverse procedure.
[0062]
Next, a second embodiment of the present invention will be described. The configuration of the second embodiment is the same as FIG. 1 showing the configuration of the first embodiment.
The second embodiment is characterized in that the combustion switching control is selected according to the rotation condition of the engine.
FIG. 17 shows a switching pattern of the second embodiment. In the present embodiment, the spark ignition combustion is stratified combustion at the time of switching the combustion on the high load high rotation side from the spark ignition combustion to the self ignition combustion. Therefore, it is necessary to optimally select the combustion switching control even on the high load side of the self-ignition combustion region. For this reason, in this embodiment, combustion switching control is selected according to an engine speed.
[0063]
FIG. 18 shows the setting of combustion parameters in the combustion switching on the high load high rotation side in the self-ignition combustion region. The setting of the minus O / L amount in the self-ignition combustion differs from the combustion parameter in the high load low rotation range shown in FIG. On the high-load high-rotation side of self-ignition combustion, the engine speed becomes high and the reaction time is shortened. Therefore, minus O / L is set to improve the ignitability and the in-cylinder temperature is raised. .
[0064]
The flow of control will be described with reference to a flowchart.
The main flow of the combustion switching control is the same as that in the first embodiment (FIG. 10), but switching control (FIG. 19) is executed in S15.
FIG. 19 is a flow of control at the time of switching (S15 in FIG. 10).
In S51, the engine speed N and the load T are detected.
[0065]
In S52, it is determined whether the load is low or high based on the detected load T in order to determine the switching pattern.
If it is determined that the load is switched at a low load, the low load switching control (FIG. 12) is executed at S53.
If it is determined that the switching is performed at a high load, the process proceeds to S54, where it is determined whether the engine speed is low or high based on the detected engine speed N.
[0066]
If it is determined that the switching is performed at a low rotation (that is, a high load / low rotation), the high load / low rotation switching control (FIG. 16) is executed at S55.
When it is determined that the switching is performed at a high rotation (that is, a high load / high rotation), a high load / high rotation switching control (FIG. 20) is executed in S56.
FIG. 20 is a flow of high-load / high-speed switching control (S56 in FIG. 19). This flow is also a flow for switching control from spark ignition combustion to self-ignition combustion.
[0067]
The flow of the high load / high rotation switching control is similar to the flow of the high load / low rotation switching control (FIG. 16). First, in S61, the minus O / L amount having a large time constant and the throttle opening TVO are changed. , S62 is different in that the completion of these changes is determined. S63 to S69 are the same as S43 to S49 in FIG.
Here, only the switching control from the spark ignition combustion to the self ignition combustion is shown, but the switching control from the self ignition combustion to the spark ignition combustion can be similarly performed in the reverse procedure.
[0068]
Next, a third embodiment of the present invention will be described. The configuration of the third embodiment is also the same as FIG. 1 showing the configuration of the first embodiment.
The third embodiment is characterized in that the combustion switching control is selected according to the combustion state (homogeneous combustion or stratified combustion) at the time of combustion switching.
FIG. 21 shows a switching pattern of the third embodiment. This embodiment is an embodiment in the case where there are two cases of homogeneous combustion and stratified combustion in the spark ignition combustion when switching between spark ignition combustion and self-ignition combustion during low load operation. Therefore, it is necessary to optimally select the combustion switching control in accordance with the combustion state in the spark ignition combustion even in the low load range.
[0069]
The combustion parameters at the time of switching the combustion when the spark ignition combustion is stratified combustion in the low load range are as shown in FIG. In contrast, FIG. 22 shows combustion parameters at the time of combustion switching when the spark ignition combustion is homogeneous combustion.
In FIG. 22, compared with FIG. 7, since the spark ignition combustion is homogeneous combustion, the intake pressure is negative (throttle opening is small) and the injection timing is the intake stroke. In addition, it is necessary to change the injection timing greatly.
[0070]
The flow of control will be described with reference to a flowchart.
The main flow of the combustion switching control is the same as that in the first embodiment (FIG. 10), but the switching control (FIG. 23) is executed in S15.
FIG. 23 is a flow of combustion switching control (S15 in FIG. 10).
In S71, the load T is detected.
[0071]
In S72, in order to determine the switching pattern, whether the load is low or high is determined based on the detected load T.
If it is determined that the load is switched at a high load, the high load switching control (FIG. 16) is executed at S76.
When it is determined that the switching is performed at a low load, the process proceeds to S74 to determine whether the combustion is stratified combustion or homogeneous combustion.
[0072]
When it is determined that switching is performed in stratified combustion (that is, low load stratified combustion), low load stratified switching control (FIG. 12) is executed in S74.
If it is determined that the switching is in homogeneous combustion (that is, low-load homogeneous combustion), low-load homogeneous switching control (FIG. 24) is executed in S75.
FIG. 24 is a flow of low-load homogeneous switching control (S75 in FIG. 23). This flow is also a flow for switching control from spark ignition combustion to self-ignition combustion.
[0073]
In S81, first, the minus O / L amount and the throttle opening TVO, which are combustion parameters having a large time constant, are changed. At this time, other parameters (injection timing, ignition timing ADV, etc.) are not changed.
Next, in S82, it is determined whether or not the change of the minus O / L amount and the throttle opening TVO is completed. If it is determined that these changes are completed, the process proceeds to S83.
[0074]
In S83, the injection timing is changed. In S84, the ignition timing ADV is retarded.
Next, in S85, it is determined whether or not self-ignition combustion is started (all the combustion parameters shown in FIG. 22 are set). As a result, when it is determined that the self-ignition combustion is started, the process proceeds to S86 to stop the spark ignition and return.
[0075]
As described above, this low-load homogeneous switching control flow is similar to the low-load stratification switching control flow (FIG. 12), but it is determined that the setting of the minus O / L amount and the throttle opening TVO has been completed. In this case, the point that the injection timing is changed in S83 is different.
In this embodiment, the combustion switching control is changed according to the combustion state of spark ignition combustion (homogeneous combustion or stratified combustion), but the combustion is changed according to the combustion state of self-ignition combustion (homogeneous combustion or stratified combustion). The switching control may be changed.
[0076]
Here, only the switching control from the spark ignition combustion to the self ignition combustion is shown, but the switching control from the self ignition combustion to the spark ignition combustion can be similarly performed in the reverse procedure.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system diagram showing an engine configuration of a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing opening and closing timings of intake and exhaust valves in each combustion mode
FIG. 3 is a diagram showing combustion modes with respect to engine speed and load
FIG. 4 is a diagram showing the establishment range of self-ignition combustion
FIG. 5 is a diagram showing a switching pattern in the first embodiment.
FIG. 6 is a diagram showing a minus O / L amount with respect to a load.
FIG. 7 is a diagram showing combustion parameters when switching in a low load range
FIG. 8 is a diagram showing combustion parameters when switching in a high load range
FIG. 9 is a diagram showing a heat generation pattern when switching combustion.
FIG. 10 is a flowchart of combustion switching control (main flow).
FIG. 11 is a flowchart of switching control according to the first embodiment.
FIG. 12 is a flowchart of low load switching control.
FIG. 13 is a graph showing a change in in-cylinder pressure with respect to a crank angle.
FIG. 14 is a graph showing the relationship between the rate of pressure increase and knocking strength
FIG. 15 is a graph showing changes in pressure increase rate with respect to load and combustion start timing.
FIG. 16 is a flowchart of high load switching control.
FIG. 17 is a diagram showing a switching pattern in the second embodiment.
FIG. 18 is a diagram showing combustion parameters at the time of switching in a high load high rotation range
FIG. 19 is a flowchart of switching control according to the second embodiment.
FIG. 20 is a flowchart of high load high rotation switching control.
FIG. 21 is a diagram showing a switching pattern in the third embodiment.
FIG. 22 is a diagram showing combustion parameters at the time of switching in a low load range (homogeneous)
FIG. 23 is a flowchart of switching control according to the third embodiment.
FIG. 24 is a flowchart of the low load homogeneous switching control.
[Explanation of symbols]
1 Engine body
2 piston
3 Combustion chamber
4 Intake passage
5 Electric throttle valve
6 Intake valve
7 Fuel injection valve
8 Spark plug
9 Exhaust valve
10 Exhaust passage
11, 12 Variable valve timing mechanism
13 EGR passage
14 EGR valve
20 ECU
21 Operating condition judgment means
22 Combustion switching control means
23 Switching control method setting means

Claims

火花点火による燃焼と圧縮自己着火による燃焼とを機関の運転条件に応じて切り替えることが可能な内燃機関の燃焼制御装置において、
現在の運転条件が、火花点火による燃焼を行うべき運転条件であるか、圧縮自己着火による燃焼を行うべき運転条件であるかを判断する判断手段と、
前記判断手段の判断結果が変化したときに、一方の燃焼から他方の燃焼へ燃焼形態を切り替える燃焼切り替え手段と、
前記燃焼切り替え手段が実行する燃焼切り替え制御の方式を、前記判断手段の判断結果が変化した前後の運転条件に応じて設定することで、低負荷域での火花点火による燃焼から圧縮自己着火による燃焼への燃焼形態の切り替え時と、高負荷域での火花点火による燃焼から圧縮自己着火による燃焼への燃焼形態の切り替え時とで、異ならせて設定し、低負荷域での火花点火による燃焼から圧縮自己着火による燃焼への燃焼形態の切り替え時には、排気上死点付近で吸排気弁が共に閉となるマイナスオーバーラップを成すバルブタイミングを実現するように、可変バルブタイミング機構を制御して切り替える方式とし、高負荷域での火花点火による燃焼から圧縮自己着火による燃焼への燃焼形態の切り替え時には、可変バルブタイミング機構をマイナスオーバーラップ状態に制御することなく切り替える方式とする切り替え制御方式設定手段と、
を備えることを特徴とする内燃機関の燃焼制御装置。In a combustion control device for an internal combustion engine capable of switching between combustion by spark ignition and combustion by compression self-ignition according to engine operating conditions,
A determination means for determining whether the current operating condition is an operating condition for performing combustion by spark ignition or an operating condition for performing combustion by compression self-ignition;
Combustion switching means for switching the combustion mode from one combustion to the other when the judgment result of the judgment means changes;
The combustion switching control method executed by the combustion switching means is set according to the operating conditions before and after the judgment result of the judgment means is changed , so that the combustion by the spark ignition in the low load range is changed to the combustion by the compression self-ignition. This is set differently when the combustion mode is switched to the combustion mode, and when the combustion mode is switched from the combustion due to spark ignition in the high load range to the combustion due to compression self-ignition, and from the combustion due to spark ignition in the low load range. When switching the combustion mode to combustion by compression self-ignition, the variable valve timing mechanism is controlled and switched so as to realize a valve timing that forms a minus overlap that closes both the intake and exhaust valves near the exhaust top dead center When switching the combustion mode from combustion by spark ignition in high load range to combustion by compression self-ignition, the variable valve timing mechanism is A switching control method setting means for the method of switching without controlling the Lee eggplant overlapping state,
A combustion control device for an internal combustion engine, comprising: