JP4126738B2

JP4126738B2 - In-cylinder injection spark ignition engine

Info

Publication number: JP4126738B2
Application number: JP34329597A
Authority: JP
Inventors: 輝行伊東
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1997-12-12
Filing date: 1997-12-12
Publication date: 2008-07-30
Anticipated expiration: 2017-12-12
Also published as: JPH11173180A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は燃焼室に直接燃料を噴霧する筒内噴射式火花点火機関に関し、特に燃料噴射弁の噴射時期制御の技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
筒内噴射式火花点火機関は周知のように、高負荷域では吸気行程初期に燃料を噴射して燃焼室に略均質な空燃比の混合気を形成して所謂均質燃焼を行わせる一方、低負荷域では圧縮行程後期に燃料を噴射して点火プラグ周りにのみ比較的濃い混合気を形成し、平均的な空燃比を非常に大きく（稀薄化）して所謂成層燃焼を行わせるようにしたものである。
【０００３】
前述の燃焼室に直接燃料を噴射する燃料噴射弁の噴射時期制御技術に関しては、例えば特開平９−７９０７９号公報に示されているようにピストン冠面のキャビティ燃焼室からの噴霧こぼれを回避することとスモーク発生限界となる負荷領域とにより重複される回転数、負荷領域を設定して圧縮行程後期噴射を行うようにしたものや、特開平９−１５１７７１号公報に示されているように成層燃焼と均質燃焼とを切り替える時のトルクショックを無くすために、中間的過渡的噴射時期として圧縮行程中で早い噴射時期に設定したものなどが知られている。
【０００４】
しかし、これらは何れも基本的には低回転低負荷域での燃費の大幅な向上を目的として、成層燃焼における燃料噴射弁の噴射時期を圧縮行程の後半に設定したものであって、出力が要求される高負荷運転域では吸気行程噴射による均質燃焼を行わせるものである。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
前述のように筒内噴射式火花点火機関にあっては、高負荷運転域で吸気行程噴射により均質燃焼を行わせて出力を高めようとするものであるが、この高負荷運転域の中でも低回転時には吸気行程で燃料噴射を行った場合に、噴射された燃料が吸気のダウンフロウによりピストン冠面側へ引張られて該ピストン冠面のキャビティ燃焼室に流入し易くなる傾向にあることと、該低回転時では回転数に比例するガス流動が低くなって流速を有効に活かし切れなくなることから、噴霧燃料が前記キャビティ燃焼室に偏寄って点火プラグから遠い空間に燃料の多くを存在させるようになるため、供給した燃料を十分には出力へ貢献できなくなる可能性がある。
【０００６】
即ち、前述のように低回転時に噴霧燃料がキャビティ燃焼室に淀んで液膜状に付着することから、スモークが発生し易く、この為燃焼に寄与する燃料が減少するので要求する出力が得られなくなる可能性がある。
【０００７】
そこで、本発明は中負荷以上の低回転時における耐ノック特性を向上できて出力を高めることができる筒内噴射式火花点火機関を提供するものである。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
請求項１の発明にあっては、燃焼室に直接燃料を噴射する燃料噴射弁と、点火プラグと、ピストン冠面にキャビティ燃焼室とを備え、低負荷域で圧縮行程後期に燃料を噴射させて成層燃焼を行わせると共に、高負荷域で吸気行程中に燃料を噴射させて均質燃焼を行わせるようにした筒内噴射式火花点火機関において、前記燃料噴射弁の噴射時期を、低回転且つ中負荷の運転域で圧縮行程初期となるように設定し、低回転且つ高負荷の運転域で燃料噴射量の一部を吸気行程とするとともに燃料噴射量の残部を圧縮行程初期となるように設定したことを特徴としている。
【０００９】
請求項２の発明にあっては、請求項１に記載の低回転中負荷以上の運転域が過給運転を含むことを特徴としている。
【００１０】
請求項３の発明にあっては、請求項１，２の記載において中負荷以上の低回転と高回転との回転変化域で、燃料の要求噴射量の一部を吸気行程中に噴射するようにしたことを特徴としている。
【００１１】
請求項４の発明にあっては、請求項１〜３の記載において暖機未完了状態では燃料噴射弁の噴射時期を吸気行程噴射とするようにしたことを特徴としている。
【００１２】
請求項５の発明にあっては、請求項１〜４の記載において低回転中負荷以上の運転中におけるノッキング発生時に、点火プラグの点火時期を遅角するようにしたことを特徴としている。
【００１３】
請求項６の発明にあっては、請求項１〜５の記載において低回転中負荷以上の運転域で、可変動弁機構により吸排気弁のバルブオーバーラップを拡大するようにしたことを特徴としている。
【００１４】
【発明の効果】
請求項１の発明によれば、燃料噴射弁の噴射時期を、低回転且つ中負荷の運転域で圧縮行程初期となるように設定し、低回転且つ高負荷の運転域で燃料噴射量の一部を吸気行程とするとともに燃料噴射量の残部を圧縮行程初期となるように設定することによって、従来、かかる運転領域でも吸気行程初期で燃料を噴射させて均質燃焼を行わせていたようなピストン冠面のキャビティ燃焼室への燃料付着に起因するスモークの発生を払拭することができる。
【００１５】
特に、このように低回転中負荷以上の運転域での燃料噴射時期を圧縮行程初期として点火プラグによる点火までの時間を吸気行程初期噴射に較べてある程度短くすることによって、混合気分布を弱い成層状態に、換言すれば不均一な混合気状態となって、本来、耐ノック特性が良いと言われている混合気分布を準備することができることと、燃料噴射時期が圧縮行程初期であれば強い吸気流入ガス流れは無く、しかも、ピストン運動は上昇に転じているために混合気をピストン冠面から燃焼室側へ、即ち、点火プラグ側へ輸送することができることによって、中負荷以上で回転数がある程度低く、噴射終了時期が極端に点火時期に近づかない運転条件では耐ノック特性が大幅に向上して出力を高めることができる。
【００１６】
請求項２の発明によれば、請求項１の発明の効果に加えて、低回転中負荷以上の運転条件で筒内圧力が高まる圧縮行程初期に燃料噴射を行うが、低回転中負荷以上でかつ過給運転されていると筒内圧力は更に高い状態になることから、このような時期に燃料噴射を行うことによって大幅なペネトレーション（燃料貫徹力）減が見込まれる。
【００１７】
この結果、非過給時に較べてシリンダボア周面やピストン冠面への噴霧燃料の衝突が軽減され、スモークや未燃ＨＣを低減できてより一層出力を高めることができる。
【００１８】
請求項３の発明によれば、請求項１，２の発明の効果に加えて、中負荷以上の低回転と高回転との回転変化域で、燃料の要求噴射量の一部を吸気行程中に噴射することにより、燃料を圧縮行程初期に噴射する前に均質状態の混合気分布を予め形成できて、その上に圧縮行程初期噴射による混合気を分布させることができるため、混合気の分布最下層が空気のみとなることがなく該回転変化域での燃焼性が良好となる。
【００１９】
しかも、着火時に混合気分布の下層側へ火焔伝播する過程で、火焔中に生じるスモークを最下層の混合気の燃焼により燃焼消滅させることができて耐ノック特性を向上することができる。
【００２０】
この結果、前記回転変化域での出力の向上を図ることができると共に、低回転と高回転の変化時におけるトルクショックを無くすことができる。
【００２１】
請求項４の発明によれば、請求項１〜３の発明の効果に加えて、エンジンの暖機未完了状態では燃料の気化時間は長くなるが、このような暖機未完了状態では低回転中負荷以上の運転状態であっても吸気行程噴射とすることによって、点火プラグの燃料被りによるくすぶりを回避することができる。
【００２２】
請求項５の発明によれば、請求項１〜４の発明の効果に加えて、低回転中負荷以上の運転中に万一ノッキングが発生した場合に、本来ノッキング抑制効果のある圧縮行程初期噴射を継続し、かつ、最も効果のあるノッキング回避策である点火時期遅角によって、耐ノック特性をより一層向上することができる。
【００２３】
請求項６の発明によれば、請求項１〜５の発明の効果に加えて、低回転中負荷以上の運転域で、可変動弁機構により吸排気弁のバルブオーバーラップを拡大することによって排気の掃気効果が得られて実充填効率が向上し、出力をより一層高めることができる。
【００２４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面と共に詳述する。
【００２５】
図１は本発明を適用した筒内噴射式火花点火機関の概略構成を示すもので、エンジン１のシリンダヘッド２には点火プラグ３と、燃料を直接燃焼室４に噴射する燃料噴射弁５を装着してある。
【００２６】
ピストン６の冠面には後述する成層燃焼時に、圧縮行程後期に燃料噴射弁５から噴射された燃料噴霧を受容するキャビティ燃焼室７を形成してある。
【００２７】
吸気弁８を配設した吸気ポート９には図外の旋回流付与手段を設けて、成層燃焼時に吸気通路１２、吸気マニホールド１３を経由して供給される吸入空気に旋回流を付与するようにしてある。
【００２８】
排気弁１０を配設した排気ポート１１は排気マニホールド１４、排気通路１５に接続し、この例にあっては吸気通路１２と排気通路１５とに跨ってターボチャージャー１６を設けて、中負荷以上の運転域で過給するようにしてある。
【００２９】
また、前記吸気弁８には後述する可変動弁機構２５を設けてあり、運転条件に合わせて吸気弁８と排気弁１０とのバルブオーバーラップを適切に制御して、燃焼の安定性と出力の向上とを図れるようにしてある。
【００３０】
エンジン１の総合的な駆動制御を行うエンジンコントロールユニット１７には、エアフローメータ１８、ストットルバルブスイッチ１９、吸気圧センサ２０、水温センサ２１、ノックセンサ２２、クランク角センサ２３、Ｏ₂センサ２４等の各種センサの検出信号が入力され、該エンジンコントロールユニット１７はこれらの検出信号にもとづいて点火プラグ３の点火時期、燃料噴射弁５の噴射時期と燃料噴射量、可変動弁機構２５の駆動等を総合的に制御する。
【００３１】
可変動弁機構２５は吸気弁８のバルブタイミングを進角側、遅角側へ制御するもので、該可変動弁機構２５としては例えば図２に示す公知（特開平５−３３２１１２号公報参照）の可変バルブタイミング装置を用いることができる。
【００３２】
この可変バルブタイミング装置２５は、吸気弁駆動用カムシャフト２６とその軸端のカムプーリー２７との軸装部分の間に、これら両者にヘリカルギヤ２９で噛合したプランジャ２８を内装し、前記吸気弁駆動用カムシャフト２６の油孔２６ａに連通したドレーン孔２６ｂに設けられた制御バルブ３０を、機関運転状態に応じてエンジンコントロールユニット１７を介してＯＮ・ＯＦＦ制御される可変バルブタイミング制御用ソレノイド３１によって駆動し、シリンダブロックオイルギャラリ３２から前記プランジャ２８の一端側への油圧供給制御を行うことにより、吸気弁駆動用カムシャフト２６をタイミングベルトとの相対位置関係が固定的なカムプーリー２７に対して周方向へ回動させて相対位置を変化させ、該吸気弁駆動用カムシャフト２６に所謂ひねりを付与するものである。
【００３３】
この可変バルブタイミング装置２５によって吸気弁駆動用カムシャフト２６に吸気弁８のバルブタイミングが進角側へ移行する方向にひねりを与えることにより吸，排気弁８，１０のバルブオーバーラップが拡大し、吸気弁駆動用カムシャフト２６をイニシャル位置へ復元させることにより吸，排気弁８，１０のバルブオーバーラップが元のセット状態に戻る。
【００３４】
かかる構成よりなる筒内噴射式火花点火機関においては、基本的には前記エンジンコントロールユニット１７によって低負荷域では吸気に旋回流を付与すると共に圧縮行程の後期に燃料噴射弁５より燃料を噴射し、燃料の分散を抑えて点火プラグ３周りに比較的濃い混合気を形成させることにより平均的な空燃比を超稀薄として成層燃焼による安定燃焼を行わせる一方、高負荷域では吸気行程の初期に燃料噴射弁５より燃料を噴射して混合気の均質化を図り、均質燃焼により比較的濃い空燃比での安定燃焼を行わせて高出力が得られるように駆動制御される。
【００３５】
そして、エンジンコントロールユニット１７により、低回転且つ中負荷の運転域では、前記燃料噴射弁５の噴射時期を圧縮行程初期となるように制御し、低回転且つ高負荷の運転域で燃料噴射量の一部を吸気行程とするとともに燃料噴射量の残部を圧縮行程初期となるように制御している。
【００３６】
この噴射時期は図３のスモーク濃度−噴射タイミング相関図に示すように、吸気行程から圧縮行程に移行して筒内圧力がある程度上昇した時点ａで噴射が終了するように設定されるが、スモークが発生し始める前のｄｔの期間を許容範囲とすることができる。
【００３７】
エンジンコントロールユニット１７は、低回転中負荷以上の運転域で前述のように燃料噴射弁５の噴射時期を圧縮行程初期噴射として制御すると共に、可変バルブタイミング装置２５を作動して吸気弁８のバルブタイミングを進角側に移行させ、吸，排気弁８，１０のバルブオーバーラップを所定量拡大するように制御している。
【００３８】
また、この低回転中負荷以上の運転域で万一ノッキングが発生した場合には、点火プラグ３の点火時期が遅角するように点火時期制御を行っている。
【００３９】
中負荷以上の低回転と高回転との回転変化域では、基本的には燃料噴射弁５の噴射時期を圧縮行程初期噴射として制御するが、該運転域での燃料の要求噴射量の一部を吸気行程中に噴射するように燃料噴射弁５の噴射時期を制御している。
【００４０】
図４は低回転域での燃料噴射弁５の噴射時期を便宜的に噴射量（パルス幅）と共に示しており、低負荷域では成層燃焼を行わせるように燃料噴射弁５の噴射時期は圧縮行程の後期となり、噴射量Ｆ_aは小さい。
【００４１】
中，高負荷域では前述のように燃料噴射弁５の噴射時期が圧縮行程初期噴射に制御され、噴射量はＦ_b，Ｆ_cのように増大するが、高負荷時には燃料の要求噴射量の一部Ｆc1を吸気行程中に噴射し、残量Ｆ_c2を圧縮行程初期噴射とするように制御している。
【００４２】
このＦ_c1とＦ_c2の配分は１：１〜１：１０のように任意に調整され、また、吸気行程時におけるＦ_c1の噴射時期は図３に示したスモーク濃度−噴射タイミング相関図で吸気行程初期のスモーク発生のない時期とすることが望ましく、図４の仮想線で示した所定の期間を許容範囲とすることができる。
【００４３】
一方、低回転中負荷以上の運転域であっても、エンジン１が暖機未完了の状態では圧縮行程初期噴射は行わず、燃料噴射弁５の噴射時期を均質燃焼の基本である吸気行程初期噴射となるように制御している。
【００４４】
次にこのようなエンジンコントロールユニット１７の制御内容を図５のフローチャートと共に具体的に説明する。
【００４５】
ステップ１で水温センサ２１の検出信号にもとづいて、エンジン冷却水温ＴＷが暖機完了に相当する所定値以上であるか否かを判断する。
【００４６】
ステップ１で暖機完了と判断されるとステップ２に進み中負荷以上の運転域であるか否かの負荷検出判断を行う。
【００４７】
この負荷検出判断は例えば図７の基本燃料噴射量（パルス幅）線図をマップとして、クランク角センサ２３により検出される回転数と、エアフローメータ１８で計測される吸入空気量とで求められる基本噴射量（パルス幅）Ｔ_Pをパラメータとして、該基本噴射量Ｔ_Pが中負荷以上の運転域に相当する所定値Ｔ_P1以上であるか否かを判断している。
【００４８】
ステップ２で中負荷以上の運転域であると判断されるとステップ３に進み、回転数Ｎが図７に示す所定の回転数Ｎ₁（例えば約２０００ＲＰＭ）以下の低回転であるか否かを判断する。
【００４９】
ステップ３で回転数が低回転で図７に示すＡ領域の運転状態であると判断されるとステップ４に進み、後述する点火時期制御処理を行った後ステップ５で燃料噴射弁５の噴射時期を圧縮行程初期となるように制御して圧縮行程初期噴射を行わせると共に、ステップ６で可変バルブタイミング装置２５を作動して吸気弁８のバルブタイミングを進角側へ移行し、吸，排気弁８，１０のバルブオーバーラップを所定量に拡大する。
【００５０】
ステップ３で否定の場合、ステップ７に進んで回転数Ｎが所定の低回転数Ｎ₁と高回転数Ｎ₂（例えば約２０００〜２５００ＲＰＭ）との回転変化域であるか否かを判断する。
【００５１】
ステップ７で回転数Ｎが前記回転変化域にあって、図７に示すＢ領域の運転状態であると判断されるとステップ８に進み、前述と同様に点火時期制御処理を行った後ステップ９で燃料噴射弁５の噴射時期を、Ｂ領域の運転に要求される燃料の噴射量の一部を吸気行程噴射とし、残量を圧縮行程初期噴射とする噴射時期に制御して吸気行程噴射と圧縮行程初期噴射との多段噴射を行わせると共に、ステップ１０でステップ６と同様に吸，排気弁８，１０のバルブオーバーラップの拡大を行う。
【００５２】
前記ステップ４およびステップ８の点火時制御処理では図６に示すサブルーチンが実行される。
【００５３】
即ち、ステップ１３でノックセンサ２２の検出信号が読み込まれると、ステップ１４でノッキング発生しているか否かを判断し、ノッキングが発生していると判断された場合、ステップ１５で点火プラグ３の点火時期を遅角制御する。
【００５４】
前記ステップ７で否定の場合、高回転中負荷以上の運転である図７のＣ領域の運転状態であると判断し、ステップ１１で燃料噴射弁５の噴射時期を高負荷域の基本的な噴射時期である吸気行程初期噴射に制御して均質燃焼を行わせる。
【００５５】
この実施形態の筒内噴射式火花点火機関では、ターボチャージャー１６を備えて過給運転を行えるようにしているため、前記ステップ２で吸気圧センサ２０で検出される信号にもとづいて、吸気圧（過給圧）が図８に示す吸気圧（過給圧含む）特性線図の過給領域となる所定値ＰＭ以上であるか否かを判断し、肯定の場合過給運転と判断して前記ステップ３〜ステップ１１の処理を実行する。
【００５６】
また、ステップ２で否定の場合、低負荷低回転の運転である図７のＤ領域の運転状態であると判断し、ステップ１２で燃料噴射弁５の噴射時期を圧縮行程後期噴射に制御して成層燃焼を行わせる。
【００５７】
また、ステップ１で否定の場合、エンジン１が暖機未完了であると判断し、低回転中負荷以上の運転域であっても、ステップ１１に進んで燃料噴射弁５の噴射時期を吸気行程初期噴射に制御して均質燃焼を行わせる。
【００５８】
ここで、前述のターボチャージャー１６による過給運転は実質的に中負荷以上で行われるため、ステップ２では基本噴射量Ｔ_Pをパラメータとした負荷検出を行わなくても、吸気圧センサ２０による過給圧検出のみで処理するようにしてもよい。
【００５９】
以上のように低回転中負荷以上の運転域では燃料噴射弁５の噴射時期を圧縮行程初期となるように制御することによって、従来、かかる運転領域でも吸気行程初期噴射として均質燃焼を行わせていたようなピストン６冠面のキャビティ燃焼室７への燃料付着に起因するスモークの発生を払拭できて耐ノック特性を向上できる。
【００６０】
特に、このように低回転中負荷以上の運転域での燃料噴射時期を圧縮行程初期として点火プラグ３による点火までの時間を吸気行程初期噴射に較べてある程度短くすることによって、混合気分布を弱い成層状態に、換言すれば不均一な混合気状態となって、本来、耐ノック特性が良いと言われている混合気分布を準備することができることと、燃料噴射時期が圧縮行程初期であれば強い吸気流入ガス流れ（ガス流動）は無く、しかも、ピストン６の運動は上昇に転じているために混合気をピストン冠面から燃焼室４側へ、即ち、点火プラグ３側へ輸送することができることによって、かかる中負荷以上で回転数がある程度低く、燃料噴射時期が極端に点火時期に近づかない運転条件ではプラグ周辺においては比較的弱い成層状態の不均一として、一方、燃焼室全体を巨視的にみれば吸気行程噴射に比べ、キャビティ燃焼室への燃料付着を誘発することなく、混合気が比較的不均一化される為に耐ノック特性が大幅に向上して出力を高めることができる。
【００６１】
また、ターボチャージャー１６を備えた機関では前述の噴射時期制御と併せて過給運転することによって、圧縮行程初期でも筒内圧力がより高められている状態下で燃料噴射を行うため大幅なペネトレーション（燃料貫徹力）減が見込まれ、従って、非過給時に較べてシリンダボア周面やピストン冠面への噴霧燃料の衝突が軽減され、スモークや未燃ＨＣを低減できてより一層出力を高めることができる。
【００６２】
また、中負荷以上の低回転と高回転との回転変化域では、燃料の要求噴射量の一部を吸気行程中に噴射するようにしてあるため、燃料を圧縮行程初期に噴射する前に弱い成層状態の混合気分布を予め形成できて、その上に圧縮行程初期噴射による混合気を分布させることができるため、混合気分布の最下層が空気のみとなることがなく該回転変化域での燃焼性を良好にすることができることと併せて、着火時に混合気分布の下層側へ火焔伝播する過程で、火焔中に生じるスモークを最下層の混合気の燃焼により燃焼消滅させることができて耐ノック特性を向上することができ、従って、前記回転変化域での出力の向上を図ることができると共に、低回転と高回転の変化時におけるトルクショックを無くすことができる。
【００６３】
更に、この回転変化域を含めて低回転中負荷以上の運転中に万一ノッキングが発生した場合には、本来、ノッキング抑制効果のある圧縮行程初期噴射を継続して、かつ、最も効果のあるノッキング回避策である点火時期の遅角制御を行うため、耐ノック特性をより一層向上することができる。
【００６４】
しかも、この回転変化域を含めて低回転中負荷以上の運転域では、可変バルブタイミング装置２５によって吸，排気弁８，１０のバルブオーバーラップを拡大するため、排気の掃気効果が得られて実充填効率が向上し、出力をより一層高めることができる。なお、動弁系については電磁駆動弁（スロットル弁なし）方式によるバルブオーバラップ、リフトの制御方法を適用しても良い。
【００６５】
特に、前記回転変化域では燃料の要求噴射量の一部を吸気行程中に噴射するようにしてあるから、前記バルブオーバーラップを拡大することによって（負荷が高いと残留ガス量は少ししか増えずそれにも増して新気流入による排ガスの掃気効果が増す）、実充填効率が向上して出力増が図れる他、燃料の要求噴射量の一部を吸気行程中に噴射することで燃料の気化熱による吸気冷却効果によって耐ノック特性が向上することと、圧縮行程初期噴射により混合気の不均一性を形成することによって耐ノック特性が向上することとの相乗効果が得られて、出力をより一層高めることができる。
【００６６】
また、エンジンが暖機未完了状態では燃料の気化時間は長くなるが、このような暖機未完了状態では低回転中負荷以上の運転条件であっても燃料噴射弁５の噴射時期を吸気行程噴射に制御するため、点火プラグ３の燃料被りによるくすぶりを回避することができる。
【００６７】
なお、前記実施形態ではターボチャージャー付きのエンジンを例示したが、過給機能のないエンジンに適用して前述と同様の効果を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態における筒内噴射式火花点火機関のシステム構成図。
【図２】同実施形態における可変動弁機構の説明図。
【図３】同実施形態におけるスモーク濃度−噴射時期の相関を示す説明図。
【図４】同実施形態における低回転域での噴射時期の変化の様子を示す説明図。
【図５】同実施形態における制御システムのフローチャート。
【図６】図５のフローチャートにおける点火時期制御処理を行わせるフローチャート。
【図７】同実施形態における噴射制御マップ。
【図８】同実施形態における過給運転を判別するためのマップ。
【符号の説明】
１エンジン
２シリンダヘッド
３点火プラグ
４燃焼室
５燃料噴射弁
６ピストン
８吸気弁
１０排気弁
１７エンジンコントロールユニット
２５可変動弁機構[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a direct injection spark ignition engine that sprays fuel directly into a combustion chamber, and more particularly to a technique for controlling the injection timing of a fuel injection valve.
[0002]
[Prior art]
As is well known, an in-cylinder injection spark ignition engine injects fuel at the beginning of the intake stroke in a high load region to form a substantially homogeneous air / fuel mixture in the combustion chamber to perform so-called homogeneous combustion, while In the load range, fuel was injected in the latter half of the compression stroke to form a relatively rich mixture only around the spark plug, and the average air-fuel ratio was made very large (diluted) to perform so-called stratified combustion. Is.
[0003]
Regarding the injection timing control technique of the fuel injection valve that directly injects fuel into the combustion chamber, for example, as shown in Japanese Patent Laid-Open No. 9-79079, spray spillage from the cavity combustion chamber of the piston crown is avoided. And the rotation speed and the load region that are overlapped by the smoke generation limit are set to perform the late injection of the compression stroke, or as shown in Japanese Patent Laid-Open No. 9-151771 In order to eliminate a torque shock when switching between combustion and homogeneous combustion, an intermediate transient injection timing set to an early injection timing in the compression stroke is known.
[0004]
However, these are basically the ones in which the injection timing of the fuel injection valve in the stratified combustion is set in the latter half of the compression stroke for the purpose of greatly improving the fuel consumption in the low rotation and low load range, and the output is In the required high-load operation region, homogeneous combustion is performed by intake stroke injection.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, in-cylinder injection type spark ignition engines attempt to increase the output by performing homogeneous combustion by intake stroke injection in a high load operation region. When fuel is injected during the intake stroke during rotation, the injected fuel tends to be pulled toward the piston crown surface by the downflow of intake air and easily flow into the cavity combustion chamber of the piston crown surface; At the time of the low rotation, the gas flow proportional to the rotation speed becomes low and the flow velocity cannot be effectively utilized, so that the sprayed fuel is biased toward the cavity combustion chamber so that a large amount of fuel exists in a space far from the spark plug. Therefore, there is a possibility that the supplied fuel cannot sufficiently contribute to the output.
[0006]
In other words, as described above, the sprayed fuel stays in the cavity combustion chamber and adheres in the form of a liquid film at the time of low rotation, so that smoke is likely to be generated. There is a possibility of disappearing.
[0007]
Therefore, the present invention provides an in-cylinder injection type spark ignition engine that can improve the knock resistance at the time of low rotation at medium load or higher and increase the output.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
According to the first aspect of the present invention, the fuel injection valve for directly injecting fuel into the combustion chamber, the spark plug, and the cavity combustion chamber at the piston crown surface are made to inject fuel at the later stage of the compression stroke in the low load region. together to perform the stratified charge combustion Te, in-cylinder injection type spark ignition engine which is adapted to perform a homogeneous combustion the fuel is injected during the intake stroke in the high load region, the injection timing of the fuel injection valve, a low rotation and set to be the beginning of the compression stroke in the operating range of middle load, comprising the remainder of the fuel injection amount and the compression stroke initial with a low rotation and high load intake stroke a part of the fuel injection amount in the operating range of such It is characterized by being set to .
[0009]
The invention according to claim 2 is characterized in that the operating range of the low rotation and middle load or more according to claim 1 includes supercharging operation.
[0010]
According to a third aspect of the present invention, in the first and second aspects of the invention, a part of the required fuel injection amount is injected during the intake stroke in a rotational change region between a low rotation and a high rotation of a medium load or higher. It is characterized by that.
[0011]
The invention of claim 4 is characterized in that, in the description of claims 1 to 3, when the warm-up is incomplete, the injection timing of the fuel injection valve is set to intake stroke injection.
[0012]
The invention according to claim 5 is characterized in that the ignition timing of the spark plug is retarded when knocking occurs during operation at a low rotation speed or higher load in the description of claims 1-4.
[0013]
The invention of claim 6 is characterized in that the valve overlap of the intake and exhaust valves is expanded by the variable valve mechanism in the operating range of the low rotation and middle load or more in the description of claims 1 to 5. Yes.
[0014]
【The invention's effect】
According to the present invention, the injection timing of the fuel injection valve, set to be compression stroke initial in operation range of low rotation and medium load, low rotation and fuel injection amount in the operating region of high load By setting a part of the intake stroke as the intake stroke and setting the remainder of the fuel injection amount at the beginning of the compression stroke , conventionally, even in such an operation region, the fuel is injected at the initial stage of the intake stroke to perform homogeneous combustion. The generation of smoke due to the fuel adhering to the cavity combustion chamber on the piston crown surface can be eliminated.
[0015]
In particular, the fuel mixture timing is weakly stratified by reducing the time until ignition by the spark plug to a certain extent compared with the intake stroke initial injection by setting the fuel injection timing in the operating range above the low rotation and middle load to the initial stage of the compression stroke. In other words, it becomes a non-uniform mixture state, and it is possible to prepare a mixture distribution that is originally said to have good anti-knock characteristics, and strong if the fuel injection timing is at the beginning of the compression stroke Since there is no intake inflow gas flow and the piston motion has started to rise, the air-fuel mixture can be transported from the piston crown to the combustion chamber, that is, to the spark plug. However, the knock resistance is greatly improved and the output can be increased under operating conditions where the injection end timing is not extremely close to the ignition timing.
[0016]
According to the invention of claim 2, in addition to the effect of the invention of claim 1, the fuel injection is performed at the initial stage of the compression stroke in which the in-cylinder pressure is increased under the operating condition of the low rotation speed load or higher. In addition, if the supercharging operation is performed, the in-cylinder pressure becomes higher, so that a significant decrease in penetration (fuel penetration force) is expected by performing fuel injection at such a time.
[0017]
As a result, the collision of the sprayed fuel with the cylinder bore peripheral surface and the piston crown surface is reduced as compared with the non-supercharging state, smoke and unburned HC can be reduced, and the output can be further increased.
[0018]
According to the invention of claim 3, in addition to the effects of the inventions of claims 1 and 2, a part of the required injection amount of the fuel is in the intake stroke in the rotational change region between the low rotation and the high rotation over the middle load. By injecting the fuel into the initial stage of the compression stroke, a homogeneous mixture distribution can be formed in advance before the fuel is injected at the beginning of the compression stroke. The lowermost layer does not become only air, and the combustibility in the rotation change region is good.
[0019]
Moreover, in the process of flame propagation to the lower layer side of the mixture distribution at the time of ignition, the smoke generated in the flame can be burned off by the combustion of the lowermost mixture and the knock resistance can be improved.
[0020]
As a result, it is possible to improve the output in the rotation change region and eliminate the torque shock at the time of change between the low rotation and the high rotation.
[0021]
According to the fourth aspect of the invention, in addition to the effects of the first to third aspects of the invention, the fuel vaporization time becomes longer when the engine is not warmed up. Even in an operation state with a medium load or higher, smoldering due to fuel covering of the spark plug can be avoided by using the intake stroke injection.
[0022]
According to the invention of claim 5, in addition to the effects of the inventions of claims 1 to 4, in the event that knocking occurs during operation at a low rotation or higher load, the compression stroke initial injection that originally has a knocking suppression effect In addition, the anti-knock characteristic can be further improved by the ignition timing retardation that is the most effective knocking avoidance measure.
[0023]
According to the sixth aspect of the invention, in addition to the effects of the first to fifth aspects of the invention, the variable valve mechanism expands the valve overlap of the intake / exhaust valve in the operating range above the low rotation and middle load. The scavenging effect can be obtained, the actual filling efficiency can be improved, and the output can be further increased.
[0024]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0025]
FIG. 1 shows a schematic configuration of a cylinder injection type spark ignition engine to which the present invention is applied. A cylinder head 2 of an engine 1 is provided with an ignition plug 3 and a fuel injection valve 5 for directly injecting fuel into a combustion chamber 4. It is attached.
[0026]
A cavity combustion chamber 7 for receiving fuel spray injected from the fuel injection valve 5 in the later stage of the compression stroke is formed on the crown surface of the piston 6 during stratified combustion described later.
[0027]
The intake port 9 provided with the intake valve 8 is provided with a swirl flow imparting means (not shown) so as to impart a swirl flow to the intake air supplied via the intake passage 12 and the intake manifold 13 during stratified combustion. It is.
[0028]
An exhaust port 11 provided with the exhaust valve 10 is connected to an exhaust manifold 14 and an exhaust passage 15. In this example, a turbocharger 16 is provided across the intake passage 12 and the exhaust passage 15, so Supercharge in the operating range.
[0029]
The intake valve 8 is provided with a variable valve mechanism 25, which will be described later, and the valve overlap between the intake valve 8 and the exhaust valve 10 is appropriately controlled in accordance with the operating conditions, so that the stability and output of combustion are controlled. The improvement is made possible.
[0030]
An engine control unit 17 that performs overall drive control of the engine 1 includes an air flow meter 18, a stottle valve switch 19, an intake pressure sensor 20, a water temperature sensor 21, a knock sensor 22, a crank angle sensor 23, an O ₂ sensor 24, and the like. Detection signals from various sensors are input, and the engine control unit 17 determines the ignition timing of the spark plug 3, the injection timing and fuel injection amount of the fuel injection valve 5, the driving of the variable valve mechanism 25, etc. based on these detection signals. Control comprehensively.
[0031]
The variable valve mechanism 25 controls the valve timing of the intake valve 8 to the advance side and the retard side. As the variable valve mechanism 25, for example, a known one shown in FIG. 2 (see Japanese Patent Laid-Open No. 5-332112). The variable valve timing device can be used.
[0032]
The variable valve timing device 25 includes a plunger 28 engaged with a helical gear 29 between a shaft mounting portion of an intake valve driving camshaft 26 and a cam pulley 27 at the shaft end thereof, and drives the intake valve. The control valve 30 provided in the drain hole 26b communicated with the oil hole 26a of the camshaft 26 is controlled by a variable valve timing control solenoid 31 that is ON / OFF controlled via the engine control unit 17 according to the engine operating state. By driving and controlling the hydraulic pressure supply from the cylinder block oil gallery 32 to one end of the plunger 28, the camshaft 26 for driving the intake valve is relative to the cam pulley 27 whose relative positional relationship with the timing belt is fixed. The intake valve drive camshaft is rotated in the circumferential direction to change the relative position. Doo 26 is to impart a so-called twist.
[0033]
The variable valve timing device 25 causes the intake valve driving camshaft 26 to be twisted in the direction in which the valve timing of the intake valve 8 shifts to the advance side, thereby increasing the valve overlap of the intake and exhaust valves 8 and 10. By restoring the intake valve driving camshaft 26 to the initial position, the valve overlap of the intake valves 8 and 10 returns to the original set state.
[0034]
In the in-cylinder spark ignition engine having such a configuration, basically, the engine control unit 17 applies a swirling flow to the intake air in a low load range and injects fuel from the fuel injection valve 5 at the latter stage of the compression stroke. By suppressing the fuel dispersion and forming a relatively rich air-fuel mixture around the spark plug 3, the average air-fuel ratio is made ultra-lean to perform stable combustion by stratified combustion, while in the high load range, at the beginning of the intake stroke The fuel is injected from the fuel injection valve 5 to homogenize the air-fuel mixture, and drive control is performed so that high combustion can be obtained by performing stable combustion at a relatively rich air-fuel ratio by homogeneous combustion.
[0035]
Then, the engine control unit 17, the operation range of low rotation and medium load, before Symbol injection timing of the fuel injection valve 5 is controlled so that the beginning of the compression stroke, fuel injection in the operating range of low rotation and high load A part of the quantity is controlled as an intake stroke, and the remainder of the fuel injection quantity is controlled at the beginning of the compression stroke .
[0036]
As shown in the smoke concentration-injection timing correlation diagram of FIG. 3, this injection timing is set so that the injection is terminated at the point a when the in-cylinder pressure rises to some extent after shifting from the intake stroke to the compression stroke. The period of dt before starting to occur can be set as an allowable range.
[0037]
The engine control unit 17 controls the injection timing of the fuel injection valve 5 as the compression stroke initial injection as described above in the operation range of the low rotation and middle load or more and operates the variable valve timing device 25 to control the valve of the intake valve 8. The timing is shifted to the advance side, and the valve overlap of the intake and exhaust valves 8 and 10 is controlled to be increased by a predetermined amount.
[0038]
Further, in the event that knocking occurs in the operating range above the low-rotation load, ignition timing control is performed so that the ignition timing of the spark plug 3 is retarded.
[0039]
In the rotation change range between the low rotation and the high rotation over the middle load, basically, the injection timing of the fuel injection valve 5 is controlled as the initial injection of the compression stroke, but a part of the required injection amount of fuel in the operation region The injection timing of the fuel injection valve 5 is controlled so as to be injected during the intake stroke.
[0040]
FIG. 4 shows the injection timing of the fuel injection valve 5 in the low rotation range together with the injection amount (pulse width) for convenience. The injection timing of the fuel injection valve 5 is compressed so that stratified combustion is performed in the low load range. In the second half of the stroke, the injection amount _Fa is small.
[0041]
In the middle and high load regions, the injection timing of the fuel injection valve 5 is controlled to the compression stroke initial injection as described above, and the injection amount increases like F _b and F _c . Control is performed so that a part of Fc1 is injected during the intake stroke and the remaining amount _Fc2 is set as the initial injection of the compression stroke.
[0042]
The distribution of F _c1 and F _c2 is arbitrarily adjusted as 1: 1 to 1:10, and the injection timing of F _c1 during the intake stroke is the intake air in the smoke concentration-injection timing correlation diagram shown in FIG. It is desirable to set the time when there is no smoke at the beginning of the stroke, and the predetermined period indicated by the phantom line in FIG. 4 can be within the allowable range.
[0043]
On the other hand, even when the engine is in an operating range of a load during low rotation or higher, if the engine 1 is not warmed up, the compression stroke initial injection is not performed, and the injection timing of the fuel injection valve 5 is set to the initial stage of the intake stroke, which is the basis of homogeneous combustion It is controlled to be injection.
[0044]
Next, the control contents of the engine control unit 17 will be specifically described with reference to the flowchart of FIG.
[0045]
In step 1, based on the detection signal of the water temperature sensor 21, it is determined whether or not the engine cooling water temperature TW is equal to or higher than a predetermined value corresponding to the completion of warm-up.
[0046]
If it is determined in step 1 that the warm-up is completed, the process proceeds to step 2 and a load detection determination is made as to whether or not the operation range is greater than or equal to the medium load.
[0047]
For example, the load detection determination is based on the basic fuel injection amount (pulse width) diagram of FIG. 7 as a map, and is obtained from the rotational speed detected by the crank angle sensor 23 and the intake air amount measured by the air flow meter 18. Using the injection amount (pulse width) T _P as a parameter, it is determined whether or not the basic injection amount T _P is equal to or greater than a predetermined value T _P1 corresponding to an operation range of medium load or higher.
[0048]
If it is determined in step 2 that the operating range is equal to or higher than the medium load, the process proceeds to step 3 to determine whether or not the rotational speed N is a low rotational speed equal to or lower than a predetermined rotational speed N ₁ (for example, about 2000 RPM) shown in FIG. to decide.
[0049]
If it is determined in step 3 that the rotational speed is low and the operation state is in the region A shown in FIG. 7, the process proceeds to step 4, and after performing an ignition timing control process described later, the injection timing of the fuel injection valve 5 is determined in step 5. together with control to cause the beginning of the compression stroke injection such that the compression stroke initial, operating the variable valve timing device 25 moves the valve timing of the intake valve 8 to the advance side in step 6, intake, exhaust The valve overlap of the valves 8 and 10 is expanded to a predetermined amount.
[0050]
If not at step 3, the rotational speed N goes to step 7 to determine whether or not the rotational variation range of the predetermined low rotational speed N ₁ and the high rotational speed N ₂ (e.g., about 2000~2500RPM).
[0051]
If it is determined in step 7 that the rotational speed N is in the rotational change range and the operating state is in the region B shown in FIG. 7, the process proceeds to step 8, and after performing the ignition timing control process in the same manner as described above, step 9 The injection timing of the fuel injection valve 5 is controlled to the injection timing in which a part of the fuel injection amount required for the operation in the region B is set to the intake stroke injection and the remaining amount is set to the compression stroke initial injection. The multi-stage injection with the compression stroke initial injection is performed, and the valve overlap of the intake and exhaust valves 8 and 10 is expanded in step 10 as in step 6.
[0052]
In the ignition time control process in steps 4 and 8, the subroutine shown in FIG. 6 is executed.
[0053]
That is, when the detection signal of the knock sensor 22 is read in step 13, it is determined whether or not knocking has occurred in step 14. If it is determined that knocking has occurred, the ignition of the spark plug 3 is determined in step 15. The timing is delayed.
[0054]
If the determination in step 7 is negative, it is determined that the operation is in the region C of FIG. 7 where the operation is higher than the high rotation load. In step 11, the injection timing of the fuel injection valve 5 is changed to the basic injection in the high load region. It controls to the intake stroke initial injection which is time, and performs homogeneous combustion.
[0055]
In the in-cylinder injection spark ignition engine of this embodiment, the turbocharger 16 is provided so that the supercharging operation can be performed. Therefore, based on the signal detected by the intake pressure sensor 20 in step 2, the intake pressure ( It is determined whether or not the (supercharging pressure) is equal to or greater than a predetermined value PM that is a supercharging region in the intake pressure (including supercharging pressure) characteristic diagram shown in FIG. Steps 3 to 11 are executed.
[0056]
If the result in Step 2 is negative, it is determined that the operation state is in the D region of FIG. 7 which is a low load and low speed operation, and in Step 12, the injection timing of the fuel injection valve 5 is controlled to the late injection of the compression stroke. Perform stratified combustion.
[0057]
If the result in Step 1 is negative, it is determined that the engine 1 has not been warmed up, and the process proceeds to Step 11 and the injection timing of the fuel injection valve 5 is set to the intake stroke even in the operating range of the low rotation and higher load. Homogeneous combustion is performed by controlling the initial injection.
[0058]
Here, since the supercharging operation by the turbocharger 16 described above is substantially performed at a medium load or higher, in step 2, the supercharging operation by the intake pressure sensor 20 is not performed without performing load detection using the basic injection amount T _P as a parameter. You may make it process only by supply pressure detection.
[0059]
By controlling such that the compression stroke initial injection timing of the fuel injection valve 5 at low rotation in the load or operation range as described above, conventionally, to perform a homogeneous combustion as the beginning of the intake stroke injection in such operating range The occurrence of smoke due to the fuel adhering to the cavity combustion chamber 7 on the crown surface of the piston 6 can be wiped off, and the knock resistance can be improved.
[0060]
In particular, the fuel-air mixture distribution is weakened by setting the fuel injection timing in the operating range above the low-revolution medium load to the initial stage of the compression stroke and shortening the time until ignition by the spark plug 3 to some extent as compared with the initial injection stroke. In a stratified state, in other words, an inhomogeneous air-fuel mixture state, an air-fuel mixture distribution that is originally said to have good anti-knock characteristics can be prepared, and if the fuel injection timing is at the beginning of the compression stroke There is no strong intake inflow gas flow (gas flow), and the movement of the piston 6 starts to rise, so that the air-fuel mixture can be transported from the piston crown to the combustion chamber 4 side, that is, to the spark plug 3 side. the ability, the rotational speed to some extent lowered in such in load or more, the non-uniformity of the relatively weak stratified state in the peripheral plugs in operating conditions fuel injection timing does not approach the extreme ignition timing On the other hand, if the entire combustion chamber is viewed macroscopically, compared to the intake stroke injection, the mixture is relatively non-uniform without inducing fuel adhesion to the cavity combustion chamber, so the knock resistance is greatly improved. And increase the output.
[0061]
Further, an engine equipped with the turbocharger 16 performs supercharging operation in combination with the above-described injection timing control, so that fuel injection is performed in a state where the in-cylinder pressure is further increased even in the initial stage of the compression stroke, so that significant penetration ( Therefore, the collision of sprayed fuel with the cylinder bore peripheral surface and piston crown surface is reduced compared with the non-supercharged state, and smoke and unburned HC can be reduced to further increase the output. it can.
[0062]
Further, in the rotational change range between the low rotation and the high rotation over the medium load, a part of the required injection amount of the fuel is injected during the intake stroke, so that it is weak before the fuel is injected in the initial stage of the compression stroke. Since the mixture distribution in the stratified state can be formed in advance and the mixture by the initial injection of the compression stroke can be distributed thereon, the lowermost layer of the mixture distribution does not become only air, and in the rotation change region In addition to being able to improve the combustibility, in the process of flame propagation to the lower layer side of the mixture distribution at the time of ignition, the smoke generated in the flame can be burned out and extinguished by the combustion of the lowermost mixture. The knock characteristic can be improved, and therefore the output in the rotation change region can be improved, and the torque shock at the time of the change between the low rotation and the high rotation can be eliminated.
[0063]
Furthermore, in the event that knocking occurs during operation at a load higher than low rotation including this rotational change range, the initial injection of the compression stroke with the effect of suppressing knocking is continued and is most effective. Since the retard control of the ignition timing, which is a knocking avoidance measure, is performed, the anti-knock characteristics can be further improved.
[0064]
In addition, the variable valve timing device 25 expands the valve overlap of the intake and exhaust valves 8 and 10 in the operating range including the rotational change range including the rotational change range, so that the exhaust gas scavenging effect is obtained. Filling efficiency is improved and the output can be further increased. For the valve operating system, a valve overlap and lift control method using an electromagnetically driven valve (without a throttle valve) may be applied.
[0065]
In particular, since a part of the required fuel injection amount is injected during the intake stroke in the rotation change region, by increasing the valve overlap (the residual gas amount increases only slightly when the load is high). In addition to this, the scavenging effect of the exhaust gas due to the inflow of fresh air is increased), the actual charging efficiency is improved and the output is increased, and a part of the required injection amount of the fuel is injected during the intake stroke, thereby evaporating heat of the fuel The synergistic effect of improving the anti-knock characteristics due to the intake air cooling effect of the engine and the non-uniformity of the air-fuel mixture by forming the non-uniformity of the air-fuel mixture by the initial injection of the compression stroke is obtained, and the output is further increased. Can be increased.
[0066]
Further, the fuel vaporization time becomes longer when the engine is not warmed up, but in such a state where the engine is not warmed up, the injection timing of the fuel injection valve 5 is set to the intake stroke even under the operating condition of the low rotation speed and higher load. Since the injection is controlled, smoldering due to fuel covering of the spark plug 3 can be avoided.
[0067]
In addition, although the engine with a turbocharger was illustrated in the said embodiment, it can apply to an engine without a supercharging function, and can obtain the effect similar to the above-mentioned.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system configuration diagram of a direct injection spark ignition engine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an explanatory diagram of a variable valve mechanism in the embodiment.
FIG. 3 is an explanatory diagram showing a correlation between smoke concentration and injection timing in the same embodiment.
FIG. 4 is an explanatory diagram showing a change in injection timing in a low rotation range in the same embodiment.
FIG. 5 is a flowchart of a control system in the embodiment.
6 is a flowchart for performing an ignition timing control process in the flowchart of FIG. 5;
FIG. 7 is an injection control map in the same embodiment.
FIG. 8 is a map for determining supercharging operation in the embodiment.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Engine 2 Cylinder head 3 Spark plug 4 Combustion chamber 5 Fuel injection valve 6 Piston 8 Intake valve 10 Exhaust valve 17 Engine control unit 25 Variable valve mechanism

Claims

燃焼室に直接燃料を噴射する燃料噴射弁と、点火プラグと、ピストン冠面にキャビティ燃焼室とを備え、低負荷域で圧縮行程後期に燃料を噴射させて成層燃焼を行わせると共に、高負荷域で吸気行程中に燃料を噴射させて均質燃焼を行わせるようにした筒内噴射式火花点火機関において、前記燃料噴射弁の噴射時期を、低回転且つ中負荷の運転域で圧縮行程初期となるように設定し、低回転且つ高負荷の運転域で燃料噴射量の一部を吸気行程とするとともに燃料噴射量の残部を圧縮行程初期となるように設定したことを特徴とする筒内噴射式火花点火機関。A fuel injection valve that directly injects fuel into the combustion chamber, an ignition plug, and a cavity combustion chamber on the piston crown surface, inject fuel at the late stage of the compression stroke in the low load range, and perform stratified combustion, and also high load in-cylinder injection type spark ignition engine which is adapted by injecting fuel to perform homogeneous combustion during the intake stroke in range, the beginning of the compression stroke injection timing of the fuel injection valve, in the operating region of low revolution and medium load The cylinder is characterized in that it is set so that a part of the fuel injection amount is set to the intake stroke and the remainder of the fuel injection amount is set to the initial stage of the compression stroke in a low rotation and high load operation region. An internal injection spark ignition engine.

低回転中負荷以上の運転域が過給運転を含むことを特徴とする請求項１に記載の筒内噴射式火花点火機関。 The in-cylinder injection spark ignition engine according to claim 1, wherein the operating range of the low rotation and middle load or higher includes supercharging operation.

中負荷以上の低回転と高回転との回転変化域で、燃料の要求噴射量の一部を吸気行程中に噴射するようにしたことを特徴とする請求項１，２に記載の筒内噴射式火花点火機関。 The in-cylinder injection according to claim 1 or 2, wherein a part of a required fuel injection amount is injected during an intake stroke in a rotation change region between a low rotation and a high rotation over a medium load. Type spark ignition engine.

暖機未完了状態では燃料噴射弁の噴射時期を吸気行程噴射とするようにしたことを特徴とする請求項１〜３の何れかに記載の筒内噴射式火花点火機関。 The in-cylinder injection spark ignition engine according to any one of claims 1 to 3, wherein in the incomplete warm-up state, the injection timing of the fuel injection valve is set to intake stroke injection.

低回転中負荷以上の運転中におけるノッキング発生時に、点火プラグの点火時期を遅角するようにしたことを特徴とする請求項１〜４の何れかに記載の筒内噴射式火花点火機関。 The in-cylinder injection spark ignition engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the ignition timing of the spark plug is retarded when knocking occurs during operation at a low rotational speed or higher load.

低回転中負荷以上の運転域で、可変動弁機構により吸排気弁のバルブオーバーラップを拡大するようにしたことを特徴とする請求項１〜５の何れかに記載の筒内噴射式火花点火機関。 The in-cylinder injection spark ignition according to any one of claims 1 to 5, wherein the valve overlap of the intake and exhaust valves is expanded by a variable valve mechanism in an operating range of a low rotation and middle load or more. organ.