JP6019935B2 - Spark ignition direct injection engine - Google Patents

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  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
  • Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)
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Description

本発明は、低負荷域では圧縮自己着火燃焼を行う一方、高負荷域では火花点火燃焼を行う火花点火式直噴エンジンに関するものである。   The present invention relates to a spark ignition type direct injection engine that performs compression self-ignition combustion in a low load region and performs spark ignition combustion in a high load region.

気筒内の混合気を圧縮自己着火（Homogenious Charge Compression Ignition）させる圧縮自己着火燃焼（以下、ＣＩ燃焼ともいう）には、熱効率が高まることで燃費を良くすることができるという利点や、燃焼期間は短いものの激しい燃焼にはならないことから、窒素酸化物の生成が格段に少なくなるという利点がある。このため、従来から、火花点火式のガソリンエンジンにおいても、所定負荷以上の高負荷側の運転領域では、火花点火燃焼（以下、ＳＩ燃焼ともいう）を行う一方、所定負荷よりも低負荷側の運転領域では、ＣＩ燃焼を行うことにより、燃費改善及び排気清浄化を図るようにすることが知られている（例えば、特許文献１）。   In compression self-ignition combustion (hereinafter also referred to as CI combustion) in which the air-fuel mixture in the cylinder is compressed self-ignited (Homogenious Charge Compression Ignition), the advantage that the fuel efficiency can be improved by increasing thermal efficiency, Although it is short but does not cause intense combustion, there is an advantage that the production of nitrogen oxides is remarkably reduced. For this reason, conventionally, even in a spark ignition type gasoline engine, spark ignition combustion (hereinafter also referred to as SI combustion) is performed in an operation region on a high load side that is equal to or higher than a predetermined load, and on the lower load side than a predetermined load. In the operation region, it is known to improve fuel efficiency and exhaust emission by performing CI combustion (for example, Patent Document 1).

また、この種のエンジンでは、燃料噴射量が少ないこと等から気筒内温度が上昇し難い低負荷側領域における着火性を向上させるとともに、ポンピングロスの低減を図るべく、ＣＩ燃焼領域において、高温の内部ＥＧＲガスを気筒内に導入することが知られている。   Further, in this type of engine, in order to improve the ignitability in the low load side region where the temperature in the cylinder hardly rises due to the small amount of fuel injection, etc., and to reduce the pumping loss, It is known to introduce internal EGR gas into a cylinder.

ここで、内部ＥＧＲガスを気筒内に導入する技術としては、所定の運転領域において、排気弁の閉弁タイミングと吸気弁の開弁タイミングとを変更することにより、既燃ガスを燃焼室に残留させるもの（所謂ネガティブオーバラップ）が知られている。しかしながら、ネガティブオーバラップによって、既燃ガスを気筒内に残留させた場合には、既燃ガスの熱がシリンダ等に奪われることや当該既燃ガスが再膨張すること等により、既燃ガスの温度が下がってしまうという問題や、既燃ガスを再圧縮する際にポンピングロスが生じるという問題がある。   Here, as a technique for introducing the internal EGR gas into the cylinder, the burned gas remains in the combustion chamber by changing the closing timing of the exhaust valve and the opening timing of the intake valve in a predetermined operation region. What is known (so-called negative overlap) is known. However, when the burned gas is left in the cylinder due to the negative overlap, the burnt gas is lost due to the heat of the burned gas being taken away by the cylinder or the burned gas is re-expanded. There is a problem that the temperature is lowered and a problem that a pumping loss occurs when the burned gas is recompressed.

このような問題を解決する技術として、例えば特許文献２には、排気行程で排気弁をリフトさせて（開いて）既燃ガスを一旦排気ポートに追い出した後、吸気行程で排気弁を再リフト（所謂排気二度開き）させて、既燃ガスを高温のまま気筒内に導入することにより、ＣＩ燃焼領域における着火性の向上を図るものが開示されている。 As a technique for solving such a problem, for example, in Patent Document 2, the exhaust valve is lifted (opened) in the exhaust stroke , and burned gas is once expelled to the exhaust port, and then the exhaust valve is lifted again in the intake stroke. It is disclosed that the ignitability in the CI combustion region is improved by introducing the burned gas into the cylinder at a high temperature (so-called exhaust twice).

特開２００７−１５４８５９号公報JP 2007-154859 A 特開２０１１−２１４４７９号公報JP 2011-214479 A

ところで、燃料噴射量はエンジン負荷の増大に伴って増大し、吸気量は燃料噴射量の増大に伴って増大するところ、例えば、排気弁のリフト量や開閉時期を変更可能な可変機構を備えていないエンジンでは、吸気行程で排気弁を再リフトさせる排気二度開きを継続すると、所定以上の負荷に対応する量の新気を気筒内に吸入することが困難になることから、所定以上の負荷となる前に排気二度開きを停止する必要がある。   By the way, the fuel injection amount increases as the engine load increases, and the intake air amount increases as the fuel injection amount increases. For example, a variable mechanism capable of changing the lift amount and opening / closing timing of the exhaust valve is provided. If the engine is not open, it will be difficult to inhale into the cylinder the amount of fresh air corresponding to a load higher than the predetermined level if the exhaust double opening that re-lifts the exhaust valve in the intake stroke is continued. It is necessary to stop opening the exhaust twice before it becomes.

ここで、ＣＩ燃焼領域とＳＩ燃焼領域（スロットル弁全開領域を除く）とからなる全領域を、負荷の低い低負荷領域と、これよりも負荷の高い中負荷領域と、さらに負荷の高い高負荷領域とに分けた場合、ＣＩ燃焼領域が低負荷領域に設定されているのであれば、かかる低負荷領域においては気筒内温度がそれ程高温に達していないことから、排気二度開き（吸気二度開きを含む）を行って高温の内部ＥＧＲガスを気筒内に導入することにより、着火性が向上させてエンジンの燃焼を安定化させることが可能となる。   Here, the entire region composed of the CI combustion region and the SI combustion region (excluding the throttle valve fully open region) is divided into a low load region with a low load, a medium load region with a higher load, and a high load with a higher load. If the CI combustion region is set to a low load region, the cylinder internal temperature has not reached so high in the low load region. (Including opening) and introducing high-temperature internal EGR gas into the cylinder, the ignitability is improved and the combustion of the engine can be stabilized.

他方、ＣＩ燃焼は燃費を良くすることが可能な燃焼形態であることから、ＣＩ燃焼領域を高負荷側へ拡大することは好ましいが、ＣＩ燃焼領域を、上記低負荷領域を超えて、上記中負荷領域ないし上記高負荷領域へ拡大すると、これらの領域においては気筒内温度が高いことから、ＣＩ燃焼が急峻な圧力上昇（ｄＰ／ｄｔ）を伴う燃焼となってしまい、燃焼騒音を増大させるおそれがある。そうして、排気二度開きを行った場合には、高温の内部ＥＧＲガスが気筒内に導入されるので、ＣＩ燃焼がより急峻な圧力上昇を伴う燃焼となり、燃焼騒音をより一層増大させるおそれがある。   On the other hand, since CI combustion is a combustion mode capable of improving fuel consumption, it is preferable to expand the CI combustion region to the high load side, but the CI combustion region exceeds the low load region, and When expanded to the load region or the high load region, the temperature in the cylinder is high in these regions, so that CI combustion becomes combustion accompanied by a sharp pressure rise (dP / dt), which may increase combustion noise. There is. Thus, when the exhaust is opened twice, the high temperature internal EGR gas is introduced into the cylinder, so that the CI combustion becomes a combustion accompanied by a more rapid pressure increase, which may further increase the combustion noise. There is.

そこで、燃費改善を図りつつ急峻な圧力上昇を抑えるために、ＣＩ燃焼領域を上記中負荷領域まで拡大するものの、排気二度開きを行う領域をＣＩ燃焼領域における中間負荷まで（全領域における低負荷領域内）に制限し、かかる中間負荷を超える領域においては、温度が内部ＥＧＲ以下の外部ＥＧＲガスを気筒内に導入することが考えられる。   Therefore, in order to improve fuel efficiency and suppress a steep pressure increase, the CI combustion region is expanded to the above-mentioned middle load region, but the region where the exhaust is twice opened is extended to the intermediate load in the CI combustion region (low load in the entire region). It is conceivable to introduce an external EGR gas whose temperature is equal to or lower than the internal EGR into the cylinder in a region exceeding the intermediate load.

しかしながら、同一燃焼形態の領域において、換言すると、同じＣＩ燃焼領域でありながら、その途中で、ＥＧＲガスの気筒内への導入手法を変更すると、変更の前後（排気二度開きを停止した前後）で、全ガス量に対するＥＧＲガス量の割合に段差が生じたり、トルク段差が生じたりするおそれがあるとともに、これらの段差を解消するような制御を行うには、格別の困難性を伴うことになるという問題がある。   However, in the region of the same combustion form, in other words, even if it is the same CI combustion region, if the method of introducing EGR gas into the cylinder is changed in the middle, before and after the change (before and after opening the exhaust twice) Therefore, there is a possibility that a difference in the ratio of the EGR gas amount to the total gas amount or a torque difference may occur, and it is accompanied by a special difficulty to perform control to eliminate these steps. There is a problem of becoming.

その一方で、ＣＩ燃焼領域を上記低負荷領域までとし、ＣＩ燃焼領域の全領域に亘って排気二度開きを行い、ＣＩ燃焼からＳＩ燃焼へ切り換える際に、外部ＥＧＲガスを気筒内に導入するようにすれば、これらの問題は生じないものの、熱効率の向上による燃費改善効果が小さくなるという問題がある。   On the other hand, the CI combustion region is extended to the low load region, the exhaust is opened twice over the entire CI combustion region, and external EGR gas is introduced into the cylinder when switching from CI combustion to SI combustion. In this way, although these problems do not occur, there is a problem that the effect of improving the fuel efficiency due to the improvement of the thermal efficiency is reduced.

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、低負荷域ではＣＩ燃焼を行う一方、高負荷域ではＳＩ燃焼を行う火花点火式エンジンにおいて、ＣＩ燃焼領域を高負荷側へ拡大した場合にも、ＣＩ燃焼領域におけるトルク段差等を解消し、又は、かかるトルク段差等を解消するための複雑な制御を省略する技術を提供することにある。   The present invention has been made in view of such points, and the object of the present invention is to provide a CI combustion region in a spark ignition engine that performs CI combustion in a low load region and performs SI combustion in a high load region. The present invention provides a technique that eliminates a torque step or the like in the CI combustion region even when expanding to a high load side, or omits complicated control for eliminating such a torque step or the like.

上記目的を達成するために、本発明に係る火花点火式直噴エンジンでは、ＣＩ燃焼領域を高負荷側へ拡大した場合にも、急峻な圧力上昇を伴う燃焼を抑えることで、ＣＩ燃焼領域の全領域に亘って排気二度開き（又は吸気二度開き）を実行できるようにしている。   In order to achieve the above object, in the spark ignition direct injection engine according to the present invention, even when the CI combustion region is expanded to the high load side, by suppressing combustion accompanied by a steep pressure rise, The exhaust double opening (or the intake double opening) can be executed over the entire region.

具体的には、第１の発明は、頂部に燃焼室を形成する気筒を有し、ガソリンを主成分とする燃料が供給されるように構成されたエンジン本体と、上記燃焼室側に開口する吸気ポート開口及び排気ポート開口をそれぞれ開閉するための吸気弁及び排気弁と、上記燃焼室内に上記燃料を噴射するように構成された燃料噴射弁と、上記燃料噴射弁が噴射する燃料の圧力を変更するように構成された燃圧可変機構と、上記燃焼室内に臨んで配設され、当該燃焼室内の混合気に点火をするように構成された点火プラグと、排気ガスを上記気筒内に導入するために、排気行程における吸気弁の開弁と吸気行程における排気弁の開弁との少なくとも一方を実行させる内部ＥＧＲ導入手段と、少なくとも上記燃料噴射弁、上記燃圧可変機構、上記点火プラグ及び上記内部ＥＧＲ導入手段を制御することによって、上記エンジン本体を運転するように構成された制御器と、を備え、上記制御器の制御によって、所定負荷よりも低負荷側の圧縮自己着火燃焼領域では、燃焼室内の混合気を圧縮自己着火により燃焼させる一方、上記所定負荷以上の高負荷側の火花点火燃焼領域では、上記点火プラグを用いて燃焼室内の混合気を火花点火により燃焼させるとともに、当該圧縮自己着火燃焼領域で上記内部ＥＧＲ導入手段を動作させる火花点火式直噴エンジンを対象としている。 Specifically, the first invention has an engine main body having a cylinder forming a combustion chamber at the top and configured to be supplied with fuel mainly composed of gasoline, and opens to the combustion chamber side. An intake valve and an exhaust valve for opening and closing the intake port opening and the exhaust port opening, respectively, a fuel injection valve configured to inject the fuel into the combustion chamber, and a pressure of fuel injected by the fuel injection valve A variable fuel pressure mechanism configured to change, a spark plug disposed to face the combustion chamber, and configured to ignite an air-fuel mixture in the combustion chamber, and introduces exhaust gas into the cylinder. for the introduction of internal EGR means for executing at least one of the opening of the exhaust valve in the opening the intake stroke of the intake valve in the exhaust stroke, at least the fuel injection valve, the fuel pressure varying mechanism, the ignition plug及A controller configured to operate the engine body by controlling the internal EGR introduction means, and in the compression self-ignition combustion region on a load side lower than a predetermined load by the control of the controller. The air-fuel mixture in the combustion chamber is combusted by compression self-ignition, while the air-fuel mixture in the combustion chamber is combusted by spark ignition using the spark plug in the spark ignition combustion region on the high load side above the predetermined load. A spark ignition direct injection engine that operates the internal EGR introduction means in a compression self-ignition combustion region is intended.

そして、上記制御器は、上記圧縮自己着火燃焼領域では、着火時期に最も近い燃料噴射の終了時期が、上記圧縮自己着火燃焼領域のうち所定の第１領域では吸気行程初期から圧縮行程中期までの期間内になる一方、上記圧縮自己着火燃焼領域のうち前記第１領域よりも高負荷側の第２領域では圧縮行程後期から膨張行程初期までの期間内になるように、上記燃料噴射弁を駆動させるとともに、上記第２領域では上記燃圧可変機構を用いて上記燃料噴射弁の燃料噴射圧力を３０ＭＰａ以上の所定圧力に設定する一方、上記第１領域では燃料噴射圧力を上記所定圧力よりも低圧に設定し、上記圧縮自己着火燃焼領域ではさらに、上記気筒内に導入される全ガス量に対する内部ＥＧＲガス量の割合が、上記第１領域よりも上記第２領域の方が小さくなるように、負荷の増大にともなって吸気流量を増大させるように、上記内部ＥＧＲ導入手段を駆動し、上記圧縮自己着火燃焼領域から上記火花点火燃焼領域への燃焼態様の切り替えに伴って、上記内部ＥＧＲ導入手段の動作を停止させることを特徴とするものである。 In the compression self-ignition combustion region, the controller determines that the fuel injection end time closest to the ignition timing is from the initial intake stroke to the middle of the compression stroke in the predetermined first region of the compression self-ignition combustion region. On the other hand, in the second region of the compressed self-ignition combustion region, which is on the higher load side than the first region , the fuel injection valve is set so as to be within the period from the late stage of the compression stroke to the beginning of the expansion stroke. In the second region , the fuel injection pressure of the fuel injection valve is set to a predetermined pressure of 30 MPa or more using the variable fuel pressure mechanism in the second region , while the fuel injection pressure is lower than the predetermined pressure in the first region. set, the compression self-ignition combustion region in addition, the proportion of the internal EGR gas amount to the total amount of gas introduced into the cylinder, smaller towards the second region than the first region As described above, the internal EGR introduction means is driven so as to increase the intake flow rate as the load increases, and the combustion mode is switched from the compression self-ignition combustion region to the spark ignition combustion region. The operation of the internal EGR introduction means is stopped.

ここで、「所定負荷」は、ＣＩ燃焼領域とＳＩ燃焼領域（スロットル弁全開領域を除く）とからなる全領域を、負荷の低い低負荷領域と、これよりも負荷の高い中負荷領域と、さらに負荷の高い高負荷領域とに３等分した場合、中負荷領域に設定してもよい。   Here, the “predetermined load” refers to the entire region composed of the CI combustion region and the SI combustion region (excluding the throttle valve fully open region), a low load region with a low load, and a medium load region with a higher load than this, Furthermore, when it is divided into three equally into a high load region with a high load, it may be set to a medium load region.

また、「着火時期に最も近い燃料噴射」とは、一括噴射の場合は当該一括噴射を、また、分割噴射の場合は後段噴射を意味する。   Further, “fuel injection closest to the ignition timing” means batch injection in the case of batch injection, and subsequent injection in the case of split injection.

さらに、「圧縮自己着火燃焼領域の第１領域」は、ＣＩ燃焼領域を、負荷の低い低負荷領域と、これよりも負荷の高い中負荷領域と、さらに負荷の高い高負荷領域とに分けた場合の、低負荷領域及び中負荷領域とし、また、「圧縮自己着火燃焼領域の第２領域」は、同じくＣＩ燃焼領域を３つに分けた場合の高負荷領域としてもよい。 Further, the “ first region of the compression self-ignition combustion region” divides the CI combustion region into a low load region with a low load, a medium load region with a higher load, and a high load region with a higher load. In this case, the low load region and the medium load region may be used, and the “ second region of the compression self-ignition combustion region ” may be a high load region when the CI combustion region is divided into three.

また、「内部ＥＧＲガス」とは、燃焼室から一旦排気ポート又は吸気ポートに出された排気ガスを、排気通路等を経由せずに、再び気筒内に導入した排気ガスをいう。   In addition, “internal EGR gas” refers to exhaust gas that is once introduced from the combustion chamber into the cylinder again without passing through the exhaust passage or the like.

第１の発明では、ＣＩ燃焼領域において、排気行程における吸気弁の開弁、及び／又は、吸気行程における排気弁の開弁を実行させる内部ＥＧＲ導入手段を動作させることから、排気行程で燃焼室から一旦吸気ポート及び／又は排気ポートに押し出された高温の排気ガスが、高温のまま再び気筒内に導入される。そうして、ＣＩ燃焼領域の第１領域においては気筒内温度が高温に達していないことから、高温の内部ＥＧＲガスを気筒内に導入することにより、着火性が向上する。また、ＣＩ燃焼領域における第１領域では、着火時期に最も近い燃料噴射の終了時期を、吸気行程初期から圧縮行程中期までの期間内とすることから、換言すると、混合気形成期間を長くとることから、ガソリンを主成分とする燃料の気化霧化を促進し、全体として均質な混合気を生成して、燃焼の安定化を図ることが可能になる。 In the first aspect of the invention, in the CI combustion region, since the internal EGR introduction means for executing the opening of the intake valve in the exhaust stroke and / or the opening of the exhaust valve in the intake stroke is operated, the combustion chamber is operated in the exhaust stroke. The high-temperature exhaust gas once pushed out to the intake port and / or the exhaust port is again introduced into the cylinder at a high temperature. Thus, in the first region of the CI combustion region, the in-cylinder temperature does not reach a high temperature, so that the ignitability is improved by introducing the high-temperature internal EGR gas into the cylinder. Further, in the first region in the CI combustion region, the fuel injection end timing closest to the ignition timing is set within the period from the initial stage of the intake stroke to the middle stage of the compression stroke. In other words, the mixture formation period is increased. Therefore, it is possible to promote vaporization of fuel mainly composed of gasoline and to generate a homogeneous air-fuel mixture as a whole to stabilize combustion.

その一方で、ＣＩ燃焼領域の第２領域においては気筒内温度が高いことから、ＣＩ燃焼が急峻な圧力上昇（ｄＰ／ｄｔ）を伴う燃焼となり易いところ、内部ＥＧＲ導入手段の動作を継続し続けることによって、高温の内部ＥＧＲガスを気筒内に大量に導入すると、ＣＩ燃焼がより一層急峻な圧力上昇を伴う燃焼となって燃焼騒音を増大させるおそれがある。のみならず、ＣＩ燃焼領域における第２領域では、上述の如く気筒内が極めて高温になっているところ、かかる気筒内で吸気行程初期から圧縮行程中期までの期間内に噴射を行うと、燃料が高温の空気に曝されて、過早着火等の異常燃焼が生じるおそれがある。 On the other hand, in the second region of the CI combustion region, the temperature in the cylinder is high, so that the CI combustion is likely to become a combustion accompanied by a sharp pressure increase (dP / dt), and the operation of the internal EGR introduction means continues. Thus, when a large amount of high-temperature internal EGR gas is introduced into the cylinder, there is a risk that CI combustion becomes combustion accompanied by a more rapid pressure increase and increases combustion noise. In addition, in the second region in the CI combustion region, the inside of the cylinder is extremely hot as described above. When injection is performed in the cylinder from the initial stage of the intake stroke to the middle stage of the compression stroke, the fuel is discharged. When exposed to high temperature air, abnormal combustion such as pre-ignition may occur.

ここで、第１の発明では、ＣＩ燃焼領域においては、気筒内に導入される全ガス量に対するＥＧＲガス量の割合が、第１領域よりも第２領域の方が小さくなるように、負荷の増大にともなって吸気流量を増大させることから、換言すると、負荷の増大にともなって、気筒内に導入する内部ＥＧＲガスの量を減少させることから、ＣＩ燃焼領域を高負荷側へ拡大した場合にも、ＣＩ燃焼が急峻な圧力上昇を伴う燃焼となるのを抑制することができる。 Here, in the first invention, in the CI combustion region, the load ratio is such that the ratio of the EGR gas amount to the total gas amount introduced into the cylinder is smaller in the second region than in the first region . Since the intake flow rate is increased with the increase, in other words, the amount of internal EGR gas introduced into the cylinder is decreased with the increase of the load, so that the CI combustion region is expanded to the high load side. However, it is possible to suppress the CI combustion from being accompanied by a sharp pressure increase.

加えて、ＣＩ燃焼領域における第２領域では、過早着火等の異常燃焼を回避するべく、３０ＭＰａ以上の所定圧力でもって、圧縮行程後期から膨張行程初期までの期間内に噴射を行うようにしている。すなわち、着火時期に最も近い燃料噴射の終了時期を、圧縮行程後期から膨張行程初期までの期間まで遅らせる（リタードさせる）ことによって、過早着火等の異常燃焼を抑制する。また、圧縮行程後期から膨張行程初期までの期間内は、ピストンが圧縮上死点付近に位置していることから燃焼室が極めて狭くなっているところ、かかる狭い領域において３０ＭＰａ以上という非常に高圧で燃料を噴くことによって、燃焼室内における乱れの強度を高めて、ガソリンを主成分とする燃料の気化霧化を促進し、燃焼の安定化を図ることができる。 In addition, in the second region in the CI combustion region, in order to avoid abnormal combustion such as premature ignition, injection is performed within a period from the late stage of the compression stroke to the early stage of the expansion stroke with a predetermined pressure of 30 MPa or more. Yes. That is, abnormal combustion such as pre-ignition is suppressed by delaying (retarding) the end timing of fuel injection closest to the ignition timing from the latter half of the compression stroke to the beginning of the expansion stroke. Also, during the period from the late stage of the compression stroke to the early stage of the expansion stroke, the piston is located near the compression top dead center, so the combustion chamber is extremely narrow. By injecting the fuel, the intensity of turbulence in the combustion chamber can be increased, the vaporization of the fuel mainly composed of gasoline can be promoted, and the combustion can be stabilized.

以上のように、第１の発明によれば、負荷の増大にともなって気筒内に導入する内部ＥＧＲガスの量を減少させることと、３０ＭＰａ以上の所定圧力でもって、圧縮行程後期から膨張行程初期までの期間内に噴射を行うこととが相俟って、ＣＩ燃焼領域を高負荷側へ拡大した場合にも、急峻な圧力上昇を伴う燃焼を生じさせることなく、排気行程における吸気弁の開弁、及び／又は、吸気行程における排気弁の開弁という内部ＥＧＲ導入手段の動作を、ＣＩ燃焼領域の全領域に亘って継続して行わせることが可能となる。 As described above, according to the first invention, as the load increases, the amount of internal EGR gas introduced into the cylinder is reduced, and with a predetermined pressure of 30 MPa or more, from the latter stage of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke. Even when the CI combustion region is expanded to the high load side in combination with the injection within the period up to, the intake valve is not opened during the exhaust stroke without causing combustion with a sharp pressure rise. The operation of the internal EGR introduction means that opens the valve and / or the exhaust valve during the intake stroke can be continuously performed over the entire CI combustion region.

このように、ＣＩ燃焼領域の全領域に亘って内部ＥＧＲ導入手段の動作を継続して行わせることが可能となることから、換言すると、内部ＥＧＲ導入手段の動作を停止させる時期を、ＣＩ燃焼からＳＩ燃焼へ燃焼形態を変更する時期に一致させることが可能となることから、常用性の高いＣＩ燃焼領域において、ＥＧＲガスを気筒内へ導入する手法を一貫させることができ、これにより、トルク段差を解消するような制御を省略できるのみならず、トルク段差等が生じること自体を抑制することができる。   Thus, since the operation of the internal EGR introduction means can be continuously performed over the entire CI combustion region, in other words, the timing for stopping the operation of the internal EGR introduction means is determined by the CI combustion. Since it is possible to coincide with the time when the combustion mode is changed from SI to SI combustion, it is possible to consistently introduce the EGR gas into the cylinder in the highly common CI combustion region. Not only can the control to eliminate the step be omitted, but also the occurrence of a torque step or the like can be suppressed.

第２の発明は、上記第１の発明において、上記所定負荷は、上記圧縮自己着火燃焼領域と、スロットル弁全開領域を除く火花点火燃焼領域と、からなる全領域を、負荷の低い低負荷領域と、これよりも負荷の高い中負荷領域と、さらに負荷の高い高負荷領域とに３等分した場合、中負荷領域に設定されていることを特徴とするものである。   According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, the predetermined load is a low load region with a low load, the entire region including the compression self-ignition combustion region and a spark ignition combustion region excluding the throttle valve full open region. And when it is equally divided into a medium load region having a higher load and a high load region having a higher load, the medium load region is set.

ここで、「スロットル弁全開領域」とは、気筒内に導入される全ガス量に対する新気量の割合が１００％となる領域を意味し、ＥＧＲガスを気筒内に導入した結果、スロットル弁を絞った状態ではなく、スロットル弁を開いた状態で吸気を行うことが可能となった領域を意味するものではない。   Here, the “throttle valve fully open region” means a region where the ratio of the fresh air amount to the total gas amount introduced into the cylinder becomes 100%. As a result of introducing EGR gas into the cylinder, the throttle valve is It does not mean an area in which intake can be performed with the throttle valve opened, not the throttled state.

第２の発明によれば、熱効率に優れるＣＩ燃焼領域を、低負荷領域を超えて中負荷領域まで拡大することから、エンジン全体として熱効率の向上を図ることができ、これにより、燃費を良くすることができる。   According to the second invention, since the CI combustion region having excellent thermal efficiency is expanded beyond the low load region to the middle load region, it is possible to improve the thermal efficiency of the entire engine, thereby improving fuel efficiency. be able to.

第３の発明は、上記第１又は第２の発明において、排気ガスが熱交換により冷却された低温のクールドＥＧＲガスを上記気筒内に導入可能に構成された外部ＥＧＲガス還流手段をさらに備え、上記制御器は、上記圧縮自己着火燃焼領域における第２領域では、上記クールドＥＧＲガスが上記気筒内に導入されるように、上記外部ＥＧＲ還流手段を駆動させることを特徴とするものである。 According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect of the present invention, the apparatus further comprises external EGR gas recirculation means configured to be able to introduce low-temperature cooled EGR gas in which the exhaust gas is cooled by heat exchange into the cylinder. The controller drives the external EGR recirculation means so that the cooled EGR gas is introduced into the cylinder in the second region in the compression self-ignition combustion region.

ＣＩ燃焼領域における第２領域では、負荷の増大等に伴って気筒内が極めて高温になっており、ＣＩ燃焼が急峻な圧力上昇（ｄＰ／ｄｔ）を伴う燃焼になるおそれが高いところ、第３の発明によれば、例えばＥＧＲクーラ等を用いて積極的に冷却されたクールドＥＧＲガスを気筒内に導入することから、気筒内の温度を下げてＣＩ燃焼時のｄＰ／ｄｔをより小さくすることが可能となる。これにより、ＣＩ燃焼領域を高負荷側へ拡大した場合にも、急峻な圧力上昇を伴う燃焼が生じるのをより一層抑えることができる。 In the second region in the CI combustion region, the inside of the cylinder becomes extremely hot with an increase in load or the like, and there is a high possibility that the CI combustion becomes a combustion with a sharp pressure increase (dP / dt). According to the invention, since the cooled EGR gas that has been actively cooled using, for example, an EGR cooler or the like is introduced into the cylinder, the temperature in the cylinder is lowered to reduce dP / dt during CI combustion. Is possible. Thereby, even when the CI combustion region is expanded to the high load side, it is possible to further suppress the occurrence of combustion accompanied by a sharp pressure increase.

第４の発明は、上記第１〜第３のいずれか１つの発明において、上記吸気弁の開弁時期を変更可能な可変バルブタイミング機構をさらに備え、上記内部ＥＧＲ導入手段は、吸気行程中に排気弁を開弁させる際に、可変バルブタイミング機構を用いて、上記気筒内に導入するＥＧＲガス量を調整するように構成されていることを特徴とするものである。   A fourth invention further includes a variable valve timing mechanism capable of changing a valve opening timing of the intake valve in any one of the first to third inventions, wherein the internal EGR introduction means is provided during an intake stroke. When the exhaust valve is opened, a variable valve timing mechanism is used to adjust the amount of EGR gas introduced into the cylinder.

第４の発明では、内部ＥＧＲ導入手段は、吸気行程中に排気弁を開弁させることから、排気行程で燃焼室から一旦排気ポートに押し出された高温の排気ガスは、高温のまま再び気筒内に導入される。このとき、可変バルブタイミング機構により吸気弁の開弁時期を調整することで、気筒内に導入される吸気量が決まることから、換言すると、気筒内に吸入される全ガス量に対するＥＧＲガス量の割合が必然的に決まることから、動弁系の排気側に可変バルブタイミング機構を設けなくても、気筒内に導入されるＥＧＲガス量を調整することができ、これにより、ＣＩ燃焼領域の第２領域における吸気流量を確保することが可能になる。 In the fourth invention, since the internal EGR introduction means opens the exhaust valve during the intake stroke, the high-temperature exhaust gas once pushed out from the combustion chamber to the exhaust port during the exhaust stroke is again in the cylinder at a high temperature. To be introduced. At this time, by adjusting the opening timing of the intake valve by the variable valve timing mechanism, the intake amount introduced into the cylinder is determined. In other words, the EGR gas amount relative to the total gas amount sucked into the cylinder is determined. Since the ratio is inevitably determined, the amount of EGR gas introduced into the cylinder can be adjusted without providing a variable valve timing mechanism on the exhaust side of the valve operating system . It is possible to secure the intake air flow rate in the two regions .

本発明に係る火花点火式直噴エンジンによれば、ＣＩ燃焼領域において、負荷の増大にともなって内部ＥＧＲガス量を減少させることから、ＣＩ燃焼領域を高負荷側へ拡大した場合にも、ＣＩ燃焼が急峻な圧力上昇を伴う燃焼となるのを抑制することができる。   According to the spark ignition direct injection engine according to the present invention, the amount of internal EGR gas is reduced in accordance with an increase in load in the CI combustion region, and therefore, even when the CI combustion region is expanded to the high load side, the CI It is possible to suppress the combustion from being accompanied by a sharp pressure increase.

また、ＣＩ燃焼領域における第２領域では、３０ＭＰａ以上の所定圧力でもって、圧縮行程後期から膨張行程初期までの期間内に噴射を行うことで、過早着火等の異常燃焼を抑制するとともに、燃焼室内における乱れの強度を高め、ガソリンを主成分とする燃料の気化霧化を促進して、燃焼の安定化を図ることができる。 Further, in the second region in the CI combustion region, injection is performed within a period from the latter stage of the compression stroke to the early stage of the expansion stroke at a predetermined pressure of 30 MPa or more, thereby suppressing abnormal combustion such as pre-ignition and combustion. It is possible to increase the intensity of turbulence in the room and promote vaporization and atomization of fuel mainly composed of gasoline to stabilize combustion.

このように、負荷の増大にともなって内部ＥＧＲガス量を減少させることと、３０ＭＰａ以上の所定圧力でもって、圧縮行程後半噴射を行うこととが相俟って、ＣＩ燃焼領域を高負荷側へ拡大した場合にも、ＣＩ燃焼領域の全領域に亘って内部ＥＧＲ導入手段の動作を継続させることが、すなわち、内部ＥＧＲ導入手段の動作を停止させる時期を、ＣＩ燃焼からＳＩ燃焼へ切り換える時期に一致させることができ、これにより、トルク段差を解消するような制御を省略できるのみならず、トルク段差が生じること自体を抑制することができる。   As described above, the reduction of the internal EGR gas amount as the load increases and the latter half of the compression stroke injection with a predetermined pressure of 30 MPa or more are performed, so that the CI combustion region is moved to the high load side. Even in the case of expansion, it is necessary to continue the operation of the internal EGR introduction means over the entire CI combustion region, that is, when the operation to stop the operation of the internal EGR introduction means is switched from the CI combustion to the SI combustion. Thus, not only can the control for eliminating the torque step be omitted, but also the occurrence of the torque step itself can be suppressed.

本実施形態に係る火花点火式直噴ガソリンエンジンの構成を示す概略図である。It is the schematic which shows the structure of the spark ignition type direct injection gasoline engine which concerns on this embodiment. 火花点火式直噴ガソリンエンジンの制御に係るブロック図である。It is a block diagram concerning control of a spark ignition direct injection gasoline engine. 燃焼室を拡大して示す断面図である。It is sectional drawing which expands and shows a combustion chamber. 火花点火式直噴ガソリンエンジンの運転領域を例示する図である。It is a figure which illustrates the operation area | region of a spark ignition type direct injection gasoline engine. 図５（ａ）は、ＣＩ燃焼領域において吸気行程噴射を行う場合の燃料噴射時期の一例と、それに伴うＣＩ燃焼の熱発生率の例示、同図（ｂ）は、ＣＩ燃焼領域において高圧リタード噴射を行う場合の燃料噴射時期の一例と、それに伴うＣＩ燃焼の熱発生率の例示、同図（ｃ）は、ＳＩ燃焼領域において高圧リタード噴射を行う場合の燃料噴射時期及び点火時期の一例と、それに伴うＳＩ燃焼の熱発生率の例示、同図（ｄ）は、ＳＩ燃焼領域において吸気行程噴射と高圧リタード噴射との分割噴射を行う場合の燃料噴射時期及び点火時期の一例と、それに伴うＳＩ燃焼の熱発生率の例示である。FIG. 5A shows an example of the fuel injection timing in the case where the intake stroke injection is performed in the CI combustion region, and an example of the heat generation rate of the CI combustion associated therewith, and FIG. 5B shows the high pressure retarded injection in the CI combustion region. An example of the fuel injection timing in the case of performing the fuel injection, an example of the heat generation rate of the CI combustion associated therewith, FIG. An example of the heat generation rate of SI combustion associated therewith, FIG. 4D shows an example of the fuel injection timing and ignition timing when split injection of intake stroke injection and high pressure retarded injection is performed in the SI combustion region, and the accompanying SI It is an illustration of the heat release rate of combustion. 高圧リタード噴射によるＳＩ燃焼の状態と、従来のＳＩ燃焼の状態とを比較する図である。It is a figure which compares the state of SI combustion by a high pressure retarded injection, and the state of conventional SI combustion. エンジン負荷の相違に対する（ａ）気筒内のガス組成、（ｂ）圧縮開始温度、（ｃ）酸素濃度、（ｄ）吸気中の外部ＥＧＲ割合の変化である。These are (a) the gas composition in the cylinder, (b) the compression start temperature, (c) the oxygen concentration, and (d) the external EGR ratio during intake to the difference in engine load. エンジン負荷の相違に対する（ａ）気筒内のガス組成、（ｄ）吸気中の外部ＥＧＲ割合、（ｅ）排気バルブタイミング、（ｆ）吸気バルブタイミング、（ｇ）吸気バルブリフト量の変化である。These are (a) the gas composition in the cylinder, (d) the ratio of the external EGR during intake, (e) the exhaust valve timing, (f) the intake valve timing, and (g) the intake valve lift amount with respect to the difference in engine load. エンジン負荷の相違に対する（ａ）気筒内のガス組成、（ｄ）吸気中の外部ＥＧＲ割合、（ｈ）スロットル開度、（ｉ）ＥＧＲ弁開度、（ｊ）ＥＧＲクーラバイパス弁開度の変化である。Changes in (a) cylinder gas composition, (d) external EGR ratio during intake, (h) throttle opening, (i) EGR valve opening, (j) EGR cooler bypass valve opening with respect to engine load differences It is. エンジン負荷の相違に対する（ａ）気筒内のガス組成、（ｋ）燃料の噴射開始時期、（ｌ）燃料圧力、（ｍ）点火時期の変化である。Changes in (a) gas composition in the cylinder, (k) fuel injection start timing, (l) fuel pressure, and (m) ignition timing with respect to differences in engine load. 吸排気弁の開閉時期と、内部ＥＧＲ率との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the opening / closing timing of an intake / exhaust valve, and an internal EGR rate. 所定回転数における、ＥＧＲ率とエンジン負荷との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between an EGR rate and engine load in a predetermined rotation speed.

以下、本発明に係る火花点火式直噴ガソリンエンジンの実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。   Embodiments of a spark ignition direct injection gasoline engine according to the present invention will be described below in detail with reference to the drawings.

（全体構成）
図１は、本実施形態に係る火花点火式直噴ガソリンエンジンの構成を示す概略図であり、図２は、火花点火式直噴ガソリンエンジンの制御に係るブロック図である。このエンジン（エンジン本体）１は、車両に搭載される、ガソリンを主成分とする燃料が供給される火花点火式直噴ガソリンエンジンである。エンジン１は、各々頂部に燃焼室１９を形成する、複数の気筒１８が設けられたシリンダブロック１１と、このシリンダブロック１１上に配設されたシリンダヘッド１２と、シリンダブロック１１の下側に配設され、潤滑油が貯留されるオイルパン１３と、を有している。なお、図１では、１つの気筒１８のみを図示するが、シリンダブロック１１には例えば４つの気筒が直列に設けられている。 (overall structure)
FIG. 1 is a schematic diagram showing a configuration of a spark ignition direct injection gasoline engine according to the present embodiment, and FIG. 2 is a block diagram relating to control of the spark ignition direct injection gasoline engine. This engine (engine main body) 1 is a spark ignition direct injection gasoline engine mounted on a vehicle and supplied with fuel mainly composed of gasoline. The engine 1 includes a cylinder block 11 provided with a plurality of cylinders 18, each of which forms a combustion chamber 19 at the top, a cylinder head 12 disposed on the cylinder block 11, and a lower side of the cylinder block 11. And an oil pan 13 in which lubricating oil is stored. In FIG. 1, only one cylinder 18 is illustrated, but the cylinder block 11 is provided with, for example, four cylinders in series.

各気筒１８内には、コンロッド１４２を介してクランクシャフト１５と連結されているピストン１４が往復動可能に嵌挿されている。ピストン１４の頂面（冠面）には、図３に拡大して示すように、ディーゼルエンジンにおけるリエントラント型のようなキャビティ１４１が形成されており、このキャビティ１４１は、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置するときには、後述する直噴インジェクタ６７に相対するようになっている。そうして、シリンダヘッド１２と、気筒１８と、キャビティ１４１を有するピストン１４とによって、燃焼室１９が区画されている。なお、燃焼室１９の形状は、図示する形状に限定されるものではなく、例えば、キャビティ１４１の形状、ピストン１４の頂面形状、及び、燃焼室１９の天井部の形状等は、適宜変更することが可能である。   A piston 14 connected to the crankshaft 15 via a connecting rod 142 is fitted in each cylinder 18 so as to be able to reciprocate. On the top surface (crown surface) of the piston 14, as shown in an enlarged view in FIG. 3, a cavity 141 like a reentrant type in a diesel engine is formed. When located in the vicinity, it is opposed to a direct injection injector 67 described later. Thus, a combustion chamber 19 is defined by the cylinder head 12, the cylinder 18, and the piston 14 having the cavity 141. The shape of the combustion chamber 19 is not limited to the shape shown in the figure. For example, the shape of the cavity 141, the top surface shape of the piston 14, the shape of the ceiling portion of the combustion chamber 19, and the like are changed as appropriate. It is possible.

このエンジン１は、理論熱効率の向上や、後述する圧縮着火燃焼の安定化等を目的として、１５以上の比較的高い幾何学的圧縮比に設定されている。なお、幾何学的圧縮比は１５以上２０以下程度の範囲で、適宜設定すればよい。   The engine 1 is set to a relatively high geometric compression ratio of 15 or more for the purpose of improving the theoretical thermal efficiency and stabilizing the compression ignition combustion described later. In addition, what is necessary is just to set a geometric compression ratio suitably in the range of about 15-20.

シリンダヘッド１２には、気筒１８毎に、吸気ポート１６及び排気ポート１７が形成されており、これら吸気ポート１６及び排気ポート１７には、燃焼室１９側の吸気ポート開口及び排気ポート開口の周縁部に固定されたバルブシート（図示せず）に当接することによって各ポート開口を開閉する吸気弁２１及び排気弁２２がそれぞれ配設されている。   An intake port 16 and an exhaust port 17 are formed in the cylinder head 12 for each cylinder 18, and the intake port 16 and the exhaust port 17 have peripheral portions of the intake port opening and the exhaust port opening on the combustion chamber 19 side. An intake valve 21 and an exhaust valve 22 that open and close each port opening by abutting a valve seat (not shown) fixed to each other are provided.

これら吸気弁２１及び排気弁２２をそれぞれ駆動する動弁系のうち、排気側の動弁系には、排気弁２２の作動モードを通常モードと特殊モードとに切り替える、例えば油圧作動式の可変機構（Variable Valve Lift、以下、ＶＶＬともいう）７１が設けられている（図２参照）。ＶＶＬ７１は、その構成の詳細な図示は省略するが、カムプロファイルの異なる２種類のカム（カム山を一つ有する第１カム及びカム山を２つ有する第２カム）、並びに、その第１及び第２カムのいずれか一方のカムの作動状態を選択的に排気弁２２に伝達するロストモーション機構を含んで構成されている。   Among the valve systems that drive the intake valve 21 and the exhaust valve 22 respectively, the exhaust side valve system switches the operation mode of the exhaust valve 22 between a normal mode and a special mode, for example, a hydraulically operated variable mechanism. (Variable Valve Lift, hereinafter also referred to as VVL) 71 is provided (see FIG. 2). Although the detailed illustration of the configuration of the VVL 71 is omitted, two types of cams having different cam profiles (a first cam having one cam peak and a second cam having two cam peaks), and the first and The lost motion mechanism is configured to selectively transmit the operating state of one of the second cams to the exhaust valve 22.

排気弁２２は、第１カムの作動状態が伝達されているときには、排気行程において一度だけ開弁される通常モードで作動するのに対し、第２カムの作動状態が伝達されているときには、排気行程において開弁するのみならず吸気行程においても開弁する、所謂「排気二度開き」を行う特殊モードで作動し、これらの通常モードと特殊モードとは、エンジンの運転状態に応じて切り替えられる。具体的には、特殊モードは、内部ＥＧＲに係る制御の際に利用される。ここで、「内部ＥＧＲ」とは、燃焼室１９から排気ポート１７に追い出された既燃ガスを高温のまま気筒１８内に導入することを意味する。本実施形態における内部ＥＧＲの実行は、排気二度開きによって、すなわち、排気行程で排気ポート１７に追い出された高温の既燃ガスを、吸気行程で排気弁２２を開くことにより気筒１８内へ導入することで実現されるが、これに限らず、例えば、吸気弁２１を二回開く、吸気の二度開きによって内部ＥＧＲ制御を行ってもよい。これにより、吸気弁２１、排気弁２２、ＶＶＬ７１、ＶＶＴ７２及びＣＶＶＬ７３等が、本発明でいうところの、排気ガスを気筒１８内に導入するために、排気行程における吸気弁２１の開弁と吸気行程における排気弁２２の開弁との少なくとも一方を実行させる内部ＥＧＲ導入手段を構成している。 The exhaust valve 22 operates in a normal mode in which the valve is opened only once during the exhaust stroke when the operating state of the first cam is transmitted, while the exhaust valve 22 operates when the operating state of the second cam is transmitted. It operates in a special mode that opens not only in the stroke but also in the intake stroke, so-called “double exhaust opening”, and these normal mode and special mode can be switched according to the operating state of the engine . Specifically, the special mode is used in the control related to the internal EGR. Here, “internal EGR” means that the burned gas expelled from the combustion chamber 19 to the exhaust port 17 is introduced into the cylinder 18 at a high temperature. In the present embodiment, the internal EGR is performed by opening the exhaust valve 22 in the intake stroke by opening the exhaust valve 22 in the intake stroke by opening the exhaust twice, that is, in the exhaust stroke. However, the present invention is not limited to this. For example, the internal EGR control may be performed by opening the intake valve 21 twice or by opening the intake valve twice. As a result, the intake valve 21, the exhaust valve 22, the VVL 71, the VVT 72, the CVVL 73, and the like, as referred to in the present invention, open the intake valve 21 and the intake stroke in the exhaust stroke in order to introduce the exhaust gas into the cylinder 18. The internal EGR introduction means is configured to execute at least one of the opening of the exhaust valve 22 in FIG.

なお、排気行程乃至吸気行程において吸気弁２１及び排気弁２２の双方を閉じるネガティブオーバーラップ期間を設けて既燃ガスを気筒１８内に残留させる内部ＥＧＲ制御は、既燃ガスの燃焼熱がシリンダ等に奪われることや既燃ガスが再膨張すること等により、既燃ガスの温度が下がってしまうととともに、既燃ガスを再圧縮する際にポンピングロスが生じることから、本実施形態では採用しない。   In the internal EGR control in which the burned gas remains in the cylinder 18 by providing a negative overlap period in which both the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are closed in the exhaust stroke or the intake stroke, the combustion heat of the burned gas is reduced to the cylinder or the like. This is not adopted in the present embodiment because the temperature of the burned gas decreases due to the loss of the burned gas or the burnt gas re-expands, and a pumping loss occurs when the burned gas is recompressed. .

以下の説明においては、ＶＶＬ７１を通常モードで作動させ、排気二度開きを行わないことを、「ＶＶＬ７１をオフにする」といい、ＶＶＬ７１を特殊モードで作動させ、排気二度開きを行うことを、「ＶＶＬ７１をオンにする」という場合がある。なお、こうした通常モードと特殊モードとの切り替えを可能にする上で、排気弁２２を電磁アクチュエータによって駆動する電磁駆動式の動弁系を採用してもよい。   In the following explanation, operating the VVL 71 in the normal mode and not opening the exhaust twice is referred to as “turning off the VVL 71”, and operating the VVL 71 in the special mode and opening the exhaust twice. , “Turn on VVL 71”. In order to enable switching between the normal mode and the special mode, an electromagnetically driven valve system that drives the exhaust valve 22 with an electromagnetic actuator may be employed.

以上に対し、動弁系の吸気側には、図２に示すように、クランクシャフト１５に対する吸気カムシャフトの回転位相を変更することが可能な位相可変機構（Variable Valve Timing、以下、ＶＶＴともいう）７２と、吸気弁２１のリフト量を連続的に変更することが可能なリフト量可変機構（Continuously Variable Valve Lift、以下、ＣＶＶＬともいう）７３とが設けられている。ＶＶＴ７２は、液圧式、電磁式又は機械式の公知の構造を適宜採用すればよく、また、ＣＶＶＬ７３も、公知の種々の構造を適宜採用することが可能であり、これらの詳細な構造は図示省略する。これらＶＶＴ７２及びＣＶＶＬ７３によって、吸気弁２１はその開弁タイミング及び閉弁タイミング、並びに、リフト量をそれぞれ変更することが可能となっている。   On the other hand, on the intake side of the valve operating system, as shown in FIG. 2, a variable valve timing (hereinafter also referred to as VVT) capable of changing the rotation phase of the intake camshaft with respect to the crankshaft 15. ) 72 and a continuously variable valve lift (hereinafter also referred to as CVVL) 73 capable of continuously changing the lift amount of the intake valve 21. The VVT 72 may adopt a known hydraulic, electromagnetic or mechanical structure as appropriate, and the CVVL 73 may adopt various known structures as appropriate. The detailed structure is not shown. To do. With these VVT 72 and CVVL 73, the intake valve 21 can change its valve opening timing, valve closing timing, and lift amount.

また、シリンダヘッド１２には、燃焼室１９内に燃料を直接噴射する直噴インジェクタ（燃料噴射弁）６７が、気筒１８毎に取り付けられている。直噴インジェクタ６７は、図３に拡大して示すように、その噴口が燃焼室１９の天井面の中央部分から、当該燃焼室１９内に臨むように配設されている。直噴インジェクタ６７は、後述するＰＣＭ１０の指令に従って、エンジン１の運転状態に応じて設定された噴射タイミングで、且つ、エンジン１の運転状態に応じて設定された量だけ、燃料を燃焼室１９内に直接噴射する。この例では、直噴インジェクタ６７は、詳細な図示は省略するが、複数の噴口を有する多噴口型の直噴インジェクタであり、これによって、燃料噴霧が、燃焼室１９の中心位置から放射状に拡散されるように、燃料を噴射する。図３に矢印で示すように、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置するタイミングで、燃焼室１９の中央部分から放射状に広がるように噴射された燃料噴霧は、ピストン１４の頂面に形成されたキャビティ１４１の壁面に沿って流動する。換言すると、キャビティ１４１は、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置するタイミングで噴射された燃料噴霧を、その内部に収めるように形成されている。この多噴口型の直噴インジェクタ６７とキャビティ１４１との組み合わせは、燃料の噴射後、混合気形成期間を短くするとともに、燃焼期間を短くする上で有利な構成である。なお、直噴インジェクタ６７は、多噴口型の直噴インジェクタに限定されず、外開弁タイプの直噴インジェクタを採用してもよい。   In addition, a direct injection injector (fuel injection valve) 67 that directly injects fuel into the combustion chamber 19 is attached to the cylinder head 12 for each cylinder 18. As shown in an enlarged view in FIG. 3, the direct injection injector 67 is disposed so that its injection hole faces the inside of the combustion chamber 19 from the central portion of the ceiling surface of the combustion chamber 19. The direct injection injector 67 supplies fuel into the combustion chamber 19 at an injection timing set according to the operating state of the engine 1 and by an amount set according to the operating state of the engine 1 in accordance with a command from the PCM 10 described later. Inject directly. In this example, the direct injection injector 67 is a multi-injection type direct injection injector having a plurality of injection holes, although the detailed illustration is omitted, whereby the fuel spray diffuses radially from the center position of the combustion chamber 19. Inject fuel as is. As indicated by arrows in FIG. 3, the fuel spray that is injected radially from the central portion of the combustion chamber 19 at the timing when the piston 14 is located near the compression top dead center is formed on the top surface of the piston 14. It flows along the wall surface of the cavity 141. In other words, the cavity 141 is formed so as to contain the fuel spray injected at the timing when the piston 14 is positioned near the compression top dead center. This combination of the multi-injection type direct injection injector 67 and the cavity 141 is advantageous in shortening the mixture formation period and the combustion period after fuel injection. The direct injection injector 67 is not limited to a multi-injection type direct injection injector, and may employ an outer valve-open type direct injection injector.

図外の燃料タンクと直噴インジェクタ６７との間は、燃料供給経路によって互いに連結されている。この燃料供給経路上には、直噴インジェクタ６７に比較的高い燃料圧力で燃料を供給することが可能な、燃料ポンプ６３とコモンレール６４とを含む高圧燃料供給システム（燃圧可変機構）６２が介設されている。燃料ポンプ６３は、燃料タンクからコモンレール６４に燃料を圧送し、コモンレール６４は、圧送された燃料を比較的高い燃料圧力で蓄えることが可能に構成されている。そうして、直噴インジェクタ６７が開弁することによって、コモンレール６４に蓄えられている燃料が直噴インジェクタ６７の噴口から噴射される。ここで、燃料ポンプ６３は、図示は省略するが、プランジャー式のポンプであり、エンジン１によって駆動される。このエンジン駆動のポンプを含む構成の高圧燃料供給システム６２は、３０ＭＰａ以上の高い燃料圧力の燃料を、直噴インジェクタ６７に供給することを可能にし、その燃料圧力は最大で１２０ＭＰａ程度に設定することができる。直噴インジェクタ６７に供給される燃料の圧力は、後述するように、エンジン１の運転状態に応じて変更される。なお、高圧燃料供給システム６２は、この構成に限定されるものではない。   The fuel tank (not shown) and the direct injection injector 67 are connected to each other by a fuel supply path. A high-pressure fuel supply system (fuel pressure variable mechanism) 62 including a fuel pump 63 and a common rail 64 that can supply fuel to the direct injection injector 67 at a relatively high fuel pressure is interposed on the fuel supply path. Has been. The fuel pump 63 pumps fuel from the fuel tank to the common rail 64, and the common rail 64 is configured to store the pumped fuel at a relatively high fuel pressure. Then, when the direct injection injector 67 is opened, the fuel stored in the common rail 64 is injected from the injection port of the direct injection injector 67. Here, although not shown, the fuel pump 63 is a plunger type pump and is driven by the engine 1. The high-pressure fuel supply system 62 including the engine-driven pump makes it possible to supply fuel with a high fuel pressure of 30 MPa or more to the direct injection injector 67, and the fuel pressure is set to a maximum of about 120 MPa. Can do. The pressure of the fuel supplied to the direct injection injector 67 is changed according to the operating state of the engine 1 as will be described later. The high pressure fuel supply system 62 is not limited to this configuration.

さらに、シリンダヘッド１２には、図３に示すように、燃焼室１９内の混合気に点火するための点火プラグ２５が取り付けられている。点火プラグ２５は、この例では、エンジン１の排気側から斜め下向きに延びるように、シリンダヘッド１２内を貫通するとともに、その先端が、圧縮上死点に位置するピストン１４のキャビティ１４１内に臨むように配置されている。   Further, as shown in FIG. 3, a spark plug 25 for igniting the air-fuel mixture in the combustion chamber 19 is attached to the cylinder head 12. In this example, the spark plug 25 penetrates through the cylinder head 12 so as to extend obliquely downward from the exhaust side of the engine 1, and its tip faces the cavity 141 of the piston 14 located at the compression top dead center. Are arranged as follows.

図１に示すように、エンジン１の一側面には、各気筒１８の吸気ポート１６に連通するように吸気通路３０が接続されている一方、エンジン１の他側面には、各気筒１８の燃焼室１９からの既燃ガス（排気ガス）を排出する排気通路４０が接続されている。   As shown in FIG. 1, an intake passage 30 is connected to one side of the engine 1 so as to communicate with the intake port 16 of each cylinder 18, while the combustion of each cylinder 18 is connected to the other side of the engine 1. An exhaust passage 40 for discharging burned gas (exhaust gas) from the chamber 19 is connected.

吸気通路３０の上流端部には、吸入空気を濾過するエアクリーナ３１が配設されている一方、吸気通路３０における下流端近傍には、サージタンク３３が配設されており、このサージタンク３３よりも下流側の吸気通路３０は、各気筒１８毎に分岐する独立通路とされ、これら各独立通路の下流端が各気筒１８の吸気ポート１６にそれぞれ接続されている。   An air cleaner 31 for filtering the intake air is disposed at the upstream end of the intake passage 30, while a surge tank 33 is disposed near the downstream end of the intake passage 30. Further, the downstream intake passage 30 is an independent passage branched for each cylinder 18, and the downstream end of each independent passage is connected to the intake port 16 of each cylinder 18.

吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とサージタンク３３との間には、空気を冷却又は加熱する、水冷式のインタークーラ／ウォーマ３４と、各気筒１８への吸入空気量を調節するスロットル弁３６とが配設されている。また、吸気通路３０には、インタークーラ／ウォーマ３４をバイパスするインタークーラバイパス通路３５が接続されており、このインタークーラバイパス通路３５には、当該通路３５を通過する空気流量を調整するためのインタークーラバイパス弁３５１が配設されている。このインタークーラバイパス弁３５１の開度調整を通じて、インタークーラバイパス通路３５の通過流量とインタークーラ／ウォーマ３４の通過流量との割合を調整することにより、気筒１８に導入する新気の温度を調整することが可能となっている。   Between the air cleaner 31 and the surge tank 33 in the intake passage 30, a water-cooled intercooler / warmer 34 that cools or heats the air and a throttle valve 36 that adjusts the amount of intake air to each cylinder 18 are arranged. It is installed. Further, an intercooler bypass passage 35 that bypasses the intercooler / warmer 34 is connected to the intake passage 30, and the intercooler bypass passage 35 is connected to an intercooler for adjusting the flow rate of air passing through the passage 35. A cooler bypass valve 351 is provided. The temperature of fresh air introduced into the cylinder 18 is adjusted by adjusting the ratio between the flow rate of the intercooler bypass passage 35 and the flow rate of the intercooler / warmer 34 through the opening adjustment of the intercooler bypass valve 351. It is possible.

排気通路４０の上流側の部分は、各気筒１８毎に分岐して排気ポート１７の外側端に接続された独立通路と該各独立通路が集合する集合部とを有する排気マニホールドによって構成されている。この排気通路４０における排気マニホールドよりも下流側には、排気ガス中の有害成分を浄化する排気浄化装置として、直キャタリスト４１とアンダーフットキャタリスト４２とがそれぞれ接続されている。直キャタリスト４１及びアンダーフットキャタリスト４２はそれぞれ、筒状ケースと、そのケース内の流路に配置した、例えば三元触媒とを備えて構成されている。   The upstream portion of the exhaust passage 40 is constituted by an exhaust manifold having an independent passage branched for each cylinder 18 and connected to the outer end of the exhaust port 17 and a collecting portion where the independent passages gather. . A direct catalyst 41 and an underfoot catalyst 42 are connected downstream of the exhaust manifold in the exhaust passage 40 as exhaust purification devices for purifying harmful components in the exhaust gas. Each of the direct catalyst 41 and the underfoot catalyst 42 includes a cylindrical case and, for example, a three-way catalyst disposed in a flow path in the case.

吸気通路３０におけるサージタンク３３とスロットル弁３６との間の部分と、排気通路４０における直キャタリスト４１よりも上流側の部分とは、排気ガスの一部を吸気通路３０に還流するためのＥＧＲ通路５０を介して接続されている。このＥＧＲ通路５０は、排気ガスをエンジン冷却水によって冷却するためのＥＧＲクーラ５２が配設された主通路５１と、ＥＧＲクーラ５２をバイパスするためのＥＧＲクーラバイパス通路５３と、を含んで構成されている。主通路５１には、排気ガスの吸気通路３０への還流量を調整するためのＥＧＲ弁５１１が配設され、ＥＧＲクーラバイパス通路５３には、ＥＧＲクーラバイパス通路５３を流通する排気ガスの流量を調整するためのＥＧＲクーラバイパス弁５３１が配設されている。これにより、主通路５１とＥＧＲクーラバイパス通路５３とを含むＥＧＲ通路５０、ＥＧＲクーラ５２、ＥＧＲ弁５１１、並びに、ＥＧＲクーラバイパス弁５３１等が、本発明でいうところの、排気ガスが熱交換により冷却された低温のクールドＥＧＲガスを気筒１８内に導入可能に構成された外部ＥＧＲガス還流手段を構成している。   A portion between the surge tank 33 and the throttle valve 36 in the intake passage 30 and a portion upstream of the direct catalyst 41 in the exhaust passage 40 are used for returning a part of the exhaust gas to the intake passage 30. They are connected via a passage 50. The EGR passage 50 includes a main passage 51 in which an EGR cooler 52 for cooling the exhaust gas with engine coolant is disposed, and an EGR cooler bypass passage 53 for bypassing the EGR cooler 52. ing. The main passage 51 is provided with an EGR valve 511 for adjusting the amount of exhaust gas recirculated to the intake passage 30, and the EGR cooler bypass passage 53 has a flow rate of exhaust gas flowing through the EGR cooler bypass passage 53. An EGR cooler bypass valve 531 for adjustment is provided. As a result, the EGR passage 50 including the main passage 51 and the EGR cooler bypass passage 53, the EGR cooler 52, the EGR valve 511, the EGR cooler bypass valve 531 and the like are used in the present invention to exchange the exhaust gas by heat exchange. An external EGR gas recirculation means configured to be able to introduce the cooled low-temperature cooled EGR gas into the cylinder 18 is configured.

このように構成されたエンジン１は、パワートレイン・コントロール・モジュール（以下、ＰＣＭという）１０によって制御される。ＰＣＭ１０は、ＣＰＵ、メモリ、カウンタタイマ群、インターフェース及びこれらのユニットを接続するパスを有するマイクロプロセッサで構成されている。このＰＣＭ１０が本発明で言うところの制御器を構成する。   The engine 1 configured as described above is controlled by a powertrain control module (hereinafter referred to as PCM) 10. The PCM 10 includes a microprocessor having a CPU, a memory, a counter timer group, an interface, and a path connecting these units. The PCM 10 constitutes a controller as referred to in the present invention.

ＰＣＭ１０には、図１及び図２に示すように、各種のセンサＳＷ１〜ＳＷ１６の検出信号が入力される。この各種のセンサには、次のセンサが含まれる。すなわち、エアクリーナ３１の下流側で、新気の流量を検出するエアフローセンサＳＷ１及び新気の温度を検出する吸気温度センサＳＷ２、インタークーラ／ウォーマ３４の下流側に配置され、インタークーラ／ウォーマ３４を通過した後の新気の温度を検出する第２吸気温度センサＳＷ３、ＥＧＲ通路５０における吸気通路３０との接続部近傍に配置され、外部ＥＧＲガスの温度を検出するＥＧＲガス温センサＳＷ４、吸気ポート１６に取り付けられ、気筒１８内に流入する直前の吸気の温度を検出する吸気ポート温度センサＳＷ５、シリンダヘッド１２に取り付けられ、気筒１８内の圧力を検出する筒内圧センサＳＷ６、排気通路４０におけるＥＧＲ通路５０の接続部近傍に配置され、それぞれ排気温度及び排気圧力を検出する排気温センサＳＷ７及び排気圧センサＳＷ８、直キャタリスト４１の上流側に配置され、排気中の酸素濃度を検出するリニアＯ２センサＳＷ９、直キャタリスト４１とアンダーフットキャタリスト４２との間に配置され、排気中の酸素濃度を検出するラムダＯ２センサＳＷ１０、エンジン冷却水の温度を検出する水温センサＳＷ１１、クランクシャフト１５の回転角を検出するクランク角センサＳＷ１２、車両のアクセルペダル（図示省略）の操作量に対応したアクセル開度を検出するアクセル開度センサＳＷ１３、吸気側及び排気側のカム角センサＳＷ１４，ＳＷ１５、及び、高圧燃料供給システム６２のコモンレール６４に取り付けられ、直噴インジェクタ６７に供給する燃料圧力を検出する燃圧センサＳＷ１６である。 As shown in FIGS. 1 and 2, detection signals from various sensors SW <b> 1 to SW <b> 16 are input to the PCM 10. The various sensors include the following sensors. That is, on the downstream side of the air cleaner 31, an air flow sensor SW1 that detects the flow rate of fresh air, an intake air temperature sensor SW2 that detects the temperature of fresh air, and a downstream side of the intercooler / warmer 34, the intercooler / warmer 34 is disposed. A second intake air temperature sensor SW3 for detecting the temperature of fresh air after passing, an EGR gas temperature sensor SW4 for detecting the temperature of the external EGR gas, arranged near the connection portion of the EGR passage 50 with the intake passage 30, an intake port 16, an intake port temperature sensor SW5 that detects the temperature of the intake air just before flowing into the cylinder 18, an in-cylinder pressure sensor SW6 that detects the pressure in the cylinder 18, and an EGR in the exhaust passage 40. An exhaust temperature sensor that is disposed near the connection portion of the passage 50 and detects the exhaust temperature and the exhaust pressure, respectively. Sa SW7 and exhaust pressure sensor SW8, disposed upstream of the direct catalyst 41, the linear O 2 sensor SW9 for detecting the oxygen concentration in the exhaust gas, is arranged between the direct catalyst 41 and underfoot catalyst 42, Operation of a lambda O 2 sensor SW10 that detects the oxygen concentration in the exhaust, a water temperature sensor SW11 that detects the temperature of engine cooling water, a crank angle sensor SW12 that detects the rotation angle of the crankshaft 15, and an accelerator pedal (not shown) of the vehicle An accelerator opening sensor SW13 for detecting an accelerator opening corresponding to the amount, cam angle sensors SW14 and SW15 on the intake side and exhaust side, and a common rail 64 of the high-pressure fuel supply system 62 are supplied to a direct injection injector 67. The fuel pressure sensor SW16 detects the fuel pressure.

ＰＣＭ１０は、これらの検出信号に基づいて種々の演算を行うことによってエンジン１や車両の状態を判定し、これに応じて直噴インジェクタ６７、点火プラグ２５、吸気弁２１側のＶＶＴ７２及びＣＶＶＬ７３、排気弁２２側のＶＶＬ７１、高圧燃料供給システム６２、並びに、各種の弁（スロットル弁３６、インタークーラバイパス弁３５１、ＥＧＲ弁５１１、及びＥＧＲクーラバイパス弁５３１）のアクチュエータへ制御信号を出力する。こうしてＰＣＭ１０は、エンジン１を運転する。   The PCM 10 performs various calculations based on these detection signals to determine the state of the engine 1 and the vehicle, and accordingly, the direct injection injector 67, the spark plug 25, the VVT 72 and CVVL 73 on the intake valve 21 side, the exhaust Control signals are output to the VVL 71 on the valve 22 side, the high-pressure fuel supply system 62, and the actuators of various valves (throttle valve 36, intercooler bypass valve 351, EGR valve 511, and EGR cooler bypass valve 531). Thus, the PCM 10 operates the engine 1.

（エンジン制御の概要）
図４は、エンジンの運転領域の一例を示している。このエンジン１は、燃費を良くすることやエミッションの低減を目的として、エンジン負荷が相対的に低い低負荷域、具体的には、所定負荷（図７（ａ）の所定負荷Ｔ５）よりも低負荷側の領域では、点火プラグ２５による点火を行わずに、圧縮自己着火（Homogenious Charge Compression Ignition）によって燃焼を行う圧縮着火燃焼（以下、ＣＩ燃焼ともいう）を行う。しかしながら、エンジン１の負荷が高くなるに従って、ＣＩ燃焼では、燃焼が急峻になり過ぎてしまい、例えば燃焼騒音等の問題を引き起こすおそれがある。そのため、このエンジン１では、エンジン負荷が相対的に高い高負荷域、具体的には、所定負荷以上の高負荷側の領域では、ＣＩ燃焼を止めて、点火プラグ２５を用いた火花点火（Spark Ignition）による火花点火燃焼（以下、ＳＩ燃焼ともいう）に切り替えるようにしている。換言すると、このエンジン１は、エンジン１の運転状態、特にエンジン１の負荷に応じて、圧縮着火燃焼を行うＣＩモードと、火花点火燃焼を行うＳＩモードとを切り替えるように構成されている。ただし、モード切り替えの境界線は、図例に限定されるものではない。 (Outline of engine control)
FIG. 4 shows an example of the operating region of the engine. The engine 1 has a relatively low engine load, specifically, a lower load than a predetermined load (predetermined load T5 in FIG. 7A) for the purpose of improving fuel consumption and reducing emissions. In the region on the load side, compression ignition combustion (hereinafter also referred to as CI combustion) in which combustion is performed by compression self-ignition (Homogenious Charge Compression Ignition) without ignition by the spark plug 25 is performed. However, as the load on the engine 1 is increased, the combustion becomes too steep in the CI combustion, which may cause problems such as combustion noise. Therefore, in this engine 1, in a high load region where the engine load is relatively high, specifically, in a region on the high load side that is equal to or higher than a predetermined load, CI combustion is stopped and spark ignition (Spark) using the spark plug 25 is performed. Ignition) spark ignition combustion (hereinafter also referred to as SI combustion). In other words, the engine 1 is configured to switch between a CI mode in which compression ignition combustion is performed and an SI mode in which spark ignition combustion is performed in accordance with the operating state of the engine 1, in particular, the load of the engine 1. However, the boundary line for mode switching is not limited to the illustrated example.

ＣＩモードはさらに、エンジン負荷の高低に応じて３つの領域に分けられている。具体的には、ＣＩモードにおいて負荷が最も低い領域（１）では、ＣＩ燃焼の着火性及び安定性を高めるために、相対的に温度の高いホットＥＧＲガスを気筒１８内に導入する。かかるホットＥＧＲガスの導入は、詳しくは後述するが、ＶＶＬ７１をオンにして、排気弁２２を吸気行程中に開弁する排気二度開きを行うことにより実行される。このようなホットＥＧＲガスの導入は、気筒１８内の圧縮端温度を高め、軽負荷である領域（１）において、圧縮着火燃焼の着火性及び安定性を高める上で有利となる。また、領域（１）では、図５（ａ）に示すように、少なくとも吸気行程初期から圧縮行程中期までの期間内において、直噴インジェクタ６７が気筒１８内に燃料を噴射することにより、均質なリーン混合気が形成される。混合気の空気過剰率λは、例えば２．４以上（例えば２．５）に設定してもよく、こうすることで、燃焼温度が低下し、Ｒａｗ ＮＯｘの生成を抑制して、排気エミッション性能を高めることが可能になる。そうして、そのリーン混合気は、図５（ａ）に示すように、圧縮上死点付近において圧縮自己着火する。   The CI mode is further divided into three areas according to the engine load. Specifically, in the region (1) where the load is lowest in the CI mode, hot EGR gas having a relatively high temperature is introduced into the cylinder 18 in order to improve the ignitability and stability of CI combustion. As will be described in detail later, the introduction of the hot EGR gas is performed by turning on the VVL 71 and opening the exhaust valve 22 twice during the intake stroke. Such introduction of hot EGR gas is advantageous in increasing the compression end temperature in the cylinder 18 and improving the ignitability and stability of the compression ignition combustion in the light load region (1). Further, in the region (1), as shown in FIG. 5A, the direct injection injector 67 injects fuel into the cylinder 18 at least during the period from the initial stage of the intake stroke to the middle stage of the compression stroke. A lean mixture is formed. The excess air ratio λ of the air-fuel mixture may be set to, for example, 2.4 or more (for example, 2.5), and as a result, the combustion temperature is lowered, the generation of Raw NOx is suppressed, and the exhaust emission performance is reduced. Can be increased. Then, as shown in FIG. 5A, the lean air-fuel mixture undergoes compression self-ignition near the compression top dead center.

詳細は後述するが、領域（１）における負荷の高い領域（図７（ａ）の所定負荷Ｔ１以上所定負荷Ｔ２未満の領域）では、少なくとも吸気行程から圧縮行程中期までの期間内において、気筒１８内に燃料を噴射するものの、混合気の空燃比を理論空燃比（λ≒１）に設定する。このように、理論空燃比にすることにより、三元触媒が利用可能になるとともに、後述するように、ＳＩモードとＣＩモードとの間の切り替え時の制御が簡素化し、さらに、ＣＩモードを高負荷側へ拡大可能にすることにも寄与する。   Although details will be described later, in the region (1) where the load is high (region where the predetermined load T1 is greater than or equal to the predetermined load T2 in FIG. 7A), at least in the period from the intake stroke to the middle of the compression stroke, the cylinder 18 Although the fuel is injected into the air-fuel ratio, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is set to the stoichiometric air-fuel ratio (λ≈1). In this way, by setting the stoichiometric air-fuel ratio, the three-way catalyst can be used, and as will be described later, the control at the time of switching between the SI mode and the CI mode is simplified, and the CI mode is further increased. It also contributes to the ability to expand to the load side.

ＣＩモードにおいて、領域（１）よりも負荷の高い領域（２）では、領域（１）の高負荷側と同様に、吸気行程初期から圧縮行程中期までの期間内において、気筒１８内に燃料を噴射し（図５（ａ）参照）、均質な理論空燃比（λ≒１）の混合気を形成する。   In the CI mode, in the region (2) where the load is higher than the region (1), the fuel is injected into the cylinder 18 during the period from the initial stage of the intake stroke to the middle stage of the compression stroke, as in the high load side of the region (1). The fuel is injected (see FIG. 5A) to form a homogeneous air / fuel ratio (λ≈1).

領域（２）ではまた、エンジン負荷の上昇に伴い気筒１８内の温度が自然と高まることから、過早着火を回避するためにホットＥＧＲガス量を低下させる。これは、詳しくは後述するが、気筒１８内に導入する内部ＥＧＲガス量の調整による。   In the region (2), the temperature in the cylinder 18 naturally increases as the engine load increases, so the hot EGR gas amount is reduced to avoid pre-ignition. Although this will be described in detail later, this is due to the adjustment of the amount of internal EGR gas introduced into the cylinder 18.

さらに、領域（２）では、主にＥＧＲクーラ５２を通じて冷却した相対的に温度の低い外部ＥＧＲガス（クールドＥＧＲガス）を、気筒１８内に導入される全ガス量に対する当該クールドＥＧＲガス量の割合が負荷の増大にともなって徐々に増大するように、気筒１８内に導入する。こうして高温のホットＥＧＲガスと低温のクールドＥＧＲガスとを適宜の割合で気筒１８内に導入することにより、気筒１８内の圧縮端温度を適切にし、圧縮着火の着火性を確保しつつも急激な燃焼を回避して、圧縮着火燃焼の安定化を図る。なお、ホットＥＧＲガス及びクールドＥＧＲガスを合わせた、気筒１８内に導入される全ガス量に対するＥＧＲガスの割合としてのＥＧＲ率は、混合気の空燃比をλ≒１に設定する条件下で可能な限り高いＥＧＲ率に設定される。したがって、領域（２）においては、エンジン負荷の増大に伴い燃料噴射量が増大し、それに合わせて吸気量が増大することから、ＥＧＲ率は次第に低下するようになる。   Further, in the region (2), the ratio of the cooled EGR gas amount to the total gas amount of the external EGR gas (cooled EGR gas) cooled mainly through the EGR cooler 52 and introduced into the cylinder 18 is relatively low. Is introduced into the cylinder 18 so as to gradually increase as the load increases. Thus, by introducing the hot hot EGR gas and the cold cooled EGR gas into the cylinder 18 at an appropriate ratio, the compression end temperature in the cylinder 18 is made appropriate, and the rapid ignition while ensuring the ignitability of the compression ignition. Avoid combustion and stabilize compression ignition combustion. The EGR rate as a ratio of the EGR gas to the total amount of gas introduced into the cylinder 18 including the hot EGR gas and the cooled EGR gas is possible under the condition that the air-fuel ratio of the mixture is set to λ≈1. The EGR rate is set as high as possible. Therefore, in the region (2), the fuel injection amount increases as the engine load increases, and the intake air amount increases accordingly, so that the EGR rate gradually decreases.

なお、領域（１）と領域（２）とが、本発明で言うところの、「圧縮自己着火燃焼領域の第１領域」に当たり、また、後述する領域（３）が、本発明で言うところの、「圧縮自己着火燃焼領域の第２領域」に当たる。 The region (1) and the region (2) correspond to the “ first region of the compression self-ignition combustion region ” as referred to in the present invention, and the region (3) described later refers to the present invention. , “ The second region of the compression self-ignition combustion region ”.

ここで、ＣＩ燃焼領域が低負荷領域（領域（１）及び領域（２））内に設定されているのであれば、ＣＩ燃焼領域の全域に亘って排気二度開きを実行しても、高温の内部ＥＧＲガスが着火性が向上させてエンジンの燃焼を安定化させることから、問題はないが、ＣＩ燃焼領域を低負荷領域を超えて高負荷側（領域（３））へ拡大すると、以下のような問題がある。すなわち、ＣＩモードとＳＩモードとの切り替え境界線を含む、ＣＩモードにおいて最も負荷の高い領域（３）では、気筒１８内の圧縮端温度がさらに高くなるため、ＣＩ燃焼が急峻な圧力上昇（ｄＰ／ｄｔ）を伴う燃焼となってしまい、燃焼騒音を増大させるおそれがある。そうして、排気二度開きを行った場合には、高温の内部ＥＧＲガスが気筒１８内に導入されるので、ＣＩ燃焼がより急峻な圧力上昇を伴う燃焼となり、燃焼騒音をより一層増大させるおそれがある。また、領域（１）や領域（２）のように、吸気行程初期から圧縮行程中期までの期間内で気筒１８内に燃料を噴射してしまうと、過早着火等の異常燃焼が生じるようになる一方、温度の低いクールドＥＧＲガスを大量に導入して気筒１８内の圧縮端温度を低下させようとすると、今度は、圧縮着火の着火性が悪化してしまう。   Here, if the CI combustion region is set in the low load region (region (1) and region (2)), even if the exhaust is opened twice over the entire CI combustion region, the high temperature The internal EGR gas improves the ignitability and stabilizes the combustion of the engine, so there is no problem, but if the CI combustion region is extended beyond the low load region to the high load side (region (3)), the following There is a problem like this. That is, in the region (3) where the load is highest in the CI mode including the boundary line between the CI mode and the SI mode, the compression end temperature in the cylinder 18 is further increased, so that the CI combustion has a sharp pressure rise (dP / Dt), the combustion noise may increase. Thus, when the exhaust is opened twice, the high-temperature internal EGR gas is introduced into the cylinder 18, so that the CI combustion becomes combustion accompanied by a more rapid pressure rise, and the combustion noise is further increased. There is a fear. In addition, if fuel is injected into the cylinder 18 in the period from the initial stage of the intake stroke to the middle stage of the compression stroke as in the region (1) and the region (2), abnormal combustion such as pre-ignition occurs. On the other hand, if a large amount of cool EGR gas having a low temperature is introduced to lower the compression end temperature in the cylinder 18, the ignitability of the compression ignition is deteriorated.

ここで、燃費改善を図りつつ急峻な圧力上昇を抑えるために、ＣＩ燃焼領域を領域（３）まで拡大するものの、排気二度開きを行う領域を領域（２）に制限し、領域（３）においては、温度が内部ＥＧＲ以下の外部ＥＧＲガスを気筒内に導入することが考えられるが、同じＣＩ燃焼領域でありながら、その途中で、ホットＥＧＲガスの気筒１８内への導入手法を変更すると、変更の前後（排気二度開きを停止した前後）で、全ガス量に対するＥＧＲガス量の割合に段差が生じたり、トルク段差が生じたりするおそれがあるとともに、これらの段差を解消するような制御を行うには、格別の困難性を伴うことになるという問題がある。その一方で、ＣＩ燃焼領域を領域（２）までとし、ＣＩ燃焼領域の全領域に亘って排気二度開きを行い、ＣＩ燃焼からＳＩ燃焼へ切り換える際に、外部ＥＧＲガスを気筒１８内に導入するようにすれば、これらの問題は生じないものの、熱効率の向上による燃費改善効果が小さくなるという問題がある。   Here, in order to suppress a steep pressure rise while improving fuel efficiency, the CI combustion region is expanded to the region (3), but the region where the exhaust is opened twice is limited to the region (2), and the region (3) In this case, it is conceivable to introduce an external EGR gas whose temperature is equal to or lower than the internal EGR into the cylinder. However, if the method of introducing the hot EGR gas into the cylinder 18 is changed in the middle of the same CI combustion region, Before and after the change (before and after opening the exhaust twice), there may be a step in the ratio of the EGR gas amount to the total gas amount or a torque step, and these steps may be eliminated. There is a problem in that control involves special difficulties. On the other hand, the CI combustion region is limited to region (2), the exhaust is opened twice over the entire CI combustion region, and external EGR gas is introduced into the cylinder 18 when switching from CI combustion to SI combustion. By doing so, although these problems do not occur, there is a problem that the effect of improving the fuel efficiency due to the improvement of thermal efficiency is reduced.

そこで、ＣＩ燃焼領域を領域（３）へ拡大した場合にも、急峻な圧力上昇を伴う燃焼及び異常燃焼を抑えて、ＣＩ燃焼領域の全領域に亘って排気二度開きを実行できるように、
この領域（３）では、気筒１８内に導入される全ガス量に対する高温の内部ＥＧＲガス量の割合が、領域（１）及び領域（２）よりも当該領域（３）の方が小さくなるように、負荷の増大にともなって吸気流量を増大させるのに加えて、高圧燃料供給システム６２を用いて直噴インジェクタ６７の燃料噴射圧力を３０ＭＰａ以上の所定圧力に設定するとともに、図５（ｂ）に示すように、着火時期に最も近い燃料噴射の終了時期が、圧縮行程後期から膨張行程初期までの期間内になるように、直噴インジェクタ６７を駆動させるようにしている。この特徴的な燃料噴射形態を、以下においては「高圧リタード噴射」又は単に「リタード噴射」と呼ぶ。この高圧リタード噴射に詳細については、後述する。 Therefore, even when the CI combustion region is expanded to the region (3), the exhaust and double combustion can be executed over the entire region of the CI combustion region while suppressing the combustion accompanied by the steep pressure rise and the abnormal combustion.
In this region (3), the ratio of the high-temperature internal EGR gas amount to the total gas amount introduced into the cylinder 18 is smaller in the region (3) than in the region (1) and the region (2). In addition to increasing the intake air flow rate as the load increases, the fuel injection pressure of the direct injection injector 67 is set to a predetermined pressure of 30 MPa or more using the high-pressure fuel supply system 62, and FIG. As shown in FIG. 6, the direct injection injector 67 is driven so that the end timing of fuel injection closest to the ignition timing is within the period from the latter half of the compression stroke to the early stage of the expansion stroke. This characteristic fuel injection mode is hereinafter referred to as “high pressure retarded injection” or simply “retarded injection”. Details of the high-pressure retarded injection will be described later.

このようにエンジン１では、ＣＩモードにおいては、気筒１８内に導入される全ガス量に対するホットＥＧＲガス量の割合を、負荷の増大にともなって減少させることから、ＣＩ燃焼領域を高負荷側へ拡大した場合にも、ＣＩ燃焼が急峻な圧力上昇を伴う燃焼となるのを抑制することができる。また、着火時期に最も近い燃料噴射の終了時期を、圧縮行程後期から膨張行程初期までの期間まで遅らせる（リタードさせる）ことによって、過早着火等の異常燃焼を抑制する。そうして、圧縮行程後期から膨張行程初期までの期間内は、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置していることから燃焼室が極めて狭くなっているところ、かかる狭い領域において３０ＭＰａ以上という非常に高圧で燃料を噴くことによって、燃焼室内における乱れの強度を高めて、ガソリンを主成分とする燃料の気化霧化を促進し、燃焼の安定化を図ることができる。   Thus, in the engine 1, in the CI mode, the ratio of the hot EGR gas amount to the total gas amount introduced into the cylinder 18 is reduced as the load increases, so the CI combustion region is shifted to the high load side. Even in the case of expansion, it is possible to suppress the CI combustion from being accompanied by a sharp pressure increase. In addition, by delaying (retarding) the end timing of the fuel injection closest to the ignition timing from the late compression stroke period to the early expansion stroke period, abnormal combustion such as premature ignition is suppressed. Thus, during the period from the late stage of the compression stroke to the early stage of the expansion stroke, the piston 14 is located near the compression top dead center, and thus the combustion chamber is extremely narrow. By injecting fuel at a high pressure, the intensity of turbulence in the combustion chamber can be increased, fuel atomization of fuel mainly composed of gasoline can be promoted, and combustion can be stabilized.

以上のように、負荷の増大にともなって気筒１８内に導入する内部ＥＧＲガスの量を減少させることと、３０ＭＰａ以上の所定圧力でもって、圧縮行程後半噴射を行うこととが相俟って、ＣＩ燃焼領域を高負荷側へ拡大した場合にも、急峻な圧力上昇を伴う燃焼を生じさせることなく、排気二度開きを、ＣＩ燃焼領域の全領域に亘って継続して行わせることが可能となる。   As described above, in combination with reducing the amount of internal EGR gas introduced into the cylinder 18 as the load increases, and performing the latter half of the compression stroke with a predetermined pressure of 30 MPa or more, Even when the CI combustion region is expanded to the high load side, it is possible to continuously open the exhaust gas twice over the entire CI combustion region without causing combustion with a sharp pressure increase. It becomes.

このように、ＣＩ燃焼領域の全領域に亘って排気二度開きを継続して行うことが可能となることから、換言すると、排気二度開きを止める時期を、ＣＩモードからＳＩモードへの切り換え時期に一致させることが可能となることから、常用性の高いＣＩ燃焼領域において、ＥＧＲガスを気筒内へ導入する手法を一貫させることができ、これにより、トルク段差を解消するような制御を省略できるのみならず、トルク段差等が生じること自体を抑制することができる。   In this way, since it is possible to continuously perform the exhaust double opening over the entire CI combustion region, in other words, the timing for stopping the exhaust double opening is switched from the CI mode to the SI mode. Since it is possible to match the timing, it is possible to consistently introduce the EGR gas into the cylinder in the highly common CI combustion region, thereby eliminating the control to eliminate the torque step. Not only can this be done, but it is also possible to suppress the occurrence of torque steps and the like.

また、領域（３）では、領域（２）と同様に、混合気の空燃比を理論空燃比（λ≒１）に設定する。このことにより、三元触媒の利用を可能にするから、エミッション性能の向上に有利になる。そうして、領域（３）では、上述の如く過早着火を回避するべく負荷の増大に伴ってホットＥＧＲガス量（内部ＥＧＲガス量）を低下させる一方、クールドＥＧＲガス量（外部ＥＧＲガス量）を増大させて、高温のホットＥＧＲガスと低温のクールドＥＧＲガスとを適宜の割合で気筒１８内に導入する。このことにより、気筒１８内の圧縮端温度を適切にして圧縮着火燃焼の安定化を図る。なお、ホットＥＧＲガス及びクールドＥＧＲガスを合わせた、気筒１８内に導入される全ガス量に対するＥＧＲガスの割合としてのＥＧＲ率は、混合気の空燃比をλ≒１に設定する条件下で可能な限り高いＥＧＲ率に設定される。したがって、領域（３）においても、エンジン負荷の増大に伴い燃料噴射量が増大し、それに合わせて吸気量が増大することから、ＥＧＲ率は次第に低下するようになる。   In the region (3), the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is set to the stoichiometric air-fuel ratio (λ≈1) as in the region (2). This makes it possible to use a three-way catalyst, which is advantageous for improving the emission performance. Thus, in the region (3), the hot EGR gas amount (internal EGR gas amount) is reduced as the load increases to avoid premature ignition as described above, while the cooled EGR gas amount (external EGR gas amount). ) And the hot hot EGR gas and the cold cooled EGR gas are introduced into the cylinder 18 at an appropriate ratio. As a result, the compression end temperature in the cylinder 18 is appropriately set to stabilize the compression ignition combustion. The EGR rate as a ratio of the EGR gas to the total amount of gas introduced into the cylinder 18 including the hot EGR gas and the cooled EGR gas is possible under the condition that the air-fuel ratio of the mixture is set to λ≈1. The EGR rate is set as high as possible. Therefore, also in the region (3), the fuel injection amount increases as the engine load increases, and the intake air amount increases accordingly, so the EGR rate gradually decreases.

ＣＩモードがエンジン負荷の高低に応じて３つの領域に分けられたに対し、ＳＩモードは、エンジン回転数の高低に応じて、領域（４）と領域（５）との２つの領域に分けられている。領域（４）は、図例においては、エンジン１の運転領域を低速、高速の２つに区分したときの低速域に相当し、領域（５）は高速域に相当する。また、領域（４）と領域（５）との境界は、図４に示す運転領域において、負荷の高低に対して回転数方向に傾いているが、領域（４）と領域（５）との境界は図例に限定されるものではない。   The CI mode is divided into three regions according to the engine load level, while the SI mode is divided into two regions (4) and (5) according to the engine speed. ing. The region (4) corresponds to a low speed region when the operation region of the engine 1 is divided into a low speed and a high speed in the illustrated example, and the region (5) corresponds to a high speed region. Further, the boundary between the region (4) and the region (5) is inclined in the rotational speed direction with respect to the load level in the operation region shown in FIG. 4, but the region (4) and the region (5) The boundary is not limited to the illustrated example.

領域（４）及び領域（５）のそれぞれにおいて、混合気は、領域（２）及び領域（３）と同等に、理論空燃比（λ≒１）に設定される。したがって、混合気の空燃比は、ＣＩモードとＳＩモードとの境界を跨って理論空燃比（λ≒１）で一定にされる。このことは、三元触媒の利用を可能にする。また、領域（４）及び領域（５）では、詳細は後述するが、基本的にはスロットル弁３６を全開にする一方で、ＥＧＲ弁５１１の開度調整により、気筒１８内に導入する新気量及び外部ＥＧＲガス量を調整する。このように、混合気の空燃比が一定に維持されるように気筒１８内に導入するガス割合を調整することにより、ポンプ損失の低減が図られるとともに、大量のＥＧＲガスが気筒１８内に導入されることから、火花点火燃焼の燃焼温度が低く抑えられて冷却損失の低減も図られる。領域（４）及び領域（５）では、主にＥＧＲクーラ５２を通じて冷却した外部ＥＧＲガスを、気筒１８に導入する。このことによって、異常燃焼の回避に有利になると共に、Ｒａｗ ＮＯｘの生成を抑制するという利点もある。尚、全開負荷域では、ＥＧＲ弁５１１を閉弁することにより、外部ＥＧＲをゼロにする。   In each of the region (4) and the region (5), the air-fuel mixture is set to the stoichiometric air-fuel ratio (λ≈1) as in the regions (2) and (3). Therefore, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is made constant at the theoretical air-fuel ratio (λ≈1) across the boundary between the CI mode and the SI mode. This allows the use of a three-way catalyst. In the region (4) and the region (5), the details will be described later, but basically, the throttle valve 36 is fully opened, and the fresh air introduced into the cylinder 18 by adjusting the opening of the EGR valve 511. Adjust the amount and external EGR gas amount. In this way, by adjusting the ratio of the gas introduced into the cylinder 18 so that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is maintained constant, the pump loss is reduced and a large amount of EGR gas is introduced into the cylinder 18. Therefore, the combustion temperature of the spark ignition combustion is kept low, and the cooling loss is also reduced. In the region (4) and the region (5), the external EGR gas cooled mainly through the EGR cooler 52 is introduced into the cylinder 18. This is advantageous for avoiding abnormal combustion and also has an advantage of suppressing generation of Raw NOx. In the fully open load range, the external EGR is set to zero by closing the EGR valve 511.

このエンジン１の幾何学的圧縮比は、前述の通り、１５以上（例えば１８）に設定されている。高い圧縮比は、圧縮端温度及び圧縮端圧力を高くするため、ＣＩモードの、特に低負荷の領域（例えば領域（１））では、圧縮着火燃焼の安定化に有利になる。一方で、この高圧縮比エンジン１は、高負荷域であるＳＩモードにおいては、過早着火やノッキングといった異常燃焼が生じ易くなるという問題がある。   As described above, the geometric compression ratio of the engine 1 is set to 15 or more (for example, 18). Since the high compression ratio increases the compression end temperature and the compression end pressure, it is advantageous for stabilizing the compression ignition combustion in the CI mode, particularly in a low load region (for example, the region (1)). On the other hand, the high compression ratio engine 1 has a problem that abnormal combustion such as pre-ignition and knocking is likely to occur in the SI mode which is a high load region.

そこでこのエンジン１では、ＳＩモードの領域（４）や領域（５）においては、前述した高圧リタード噴射を行うことにより、異常燃焼を回避するようにしている。より詳細には、領域（４）においては、３０ＭＰａ以上の高い燃料圧力でもって、図５（ｃ）に示すように、圧縮行程後期から膨張行程初期にかけてリタード期間内で、気筒１８内に燃料噴射を実行する高圧リタード噴射のみを行う。これに対し、領域（５）においては、図５（ｄ）に示すように、噴射する燃料の一部を、吸気弁２１が開弁している吸気行程期間内で気筒１８内に噴射するとともに、残りの燃料をリタード期間内で気筒１８内で噴射する。つまり、領域（５）では、燃料の分割噴射を行う。ここで、吸気弁２１が開弁している吸気行程期間とは、ピストン位置に基づいて定義した期間ではなく、吸気弁２１の開閉に基づいて定義した期間であり、ここで言う吸気行程は、ＣＶＶＬ７２やＶＶＴ７３によって変更される吸気弁２１の閉弁時期によって、ピストン１４が吸気下死点に到達した時点に対しずれる場合がある。   Therefore, in the engine 1, in the region (4) and the region (5) of the SI mode, abnormal combustion is avoided by performing the above-described high-pressure retarded injection. More specifically, in the region (4), fuel is injected into the cylinder 18 with a high fuel pressure of 30 MPa or more and within the retard period from the late compression stroke to the early expansion stroke, as shown in FIG. 5 (c). Only high-pressure retarded injection is performed. On the other hand, in the region (5), as shown in FIG. 5 (d), a part of the fuel to be injected is injected into the cylinder 18 within the intake stroke period in which the intake valve 21 is open. The remaining fuel is injected into the cylinder 18 within the retard period. That is, in the region (5), fuel split injection is performed. Here, the intake stroke period during which the intake valve 21 is open is not a period defined based on the piston position, but a period defined based on the opening and closing of the intake valve 21, and the intake stroke referred to here is: Depending on the closing timing of the intake valve 21 that is changed by the CVVL 72 or the VVT 73, the piston 14 may deviate from the time when the piston 14 has reached the intake bottom dead center.

次に、図６を参照しながら、ＳＩモードにおける高圧リタード噴射について説明する。図６は、前述した高圧リタード噴射によるＳＩ燃焼（実線）と、吸気行程中に燃料噴射を実行する従来のＳＩ燃焼（破線）とにおける、熱発生率（上図）及び未燃混合気反応進行度（下図）の違いを比較する図である。図６の横軸はクランク角である。この比較の前提として、エンジン１の運転状態は共に高負荷の低速域（つまり、領域（４））であり、噴射する燃料量は、高圧リタード噴射によるＳＩ燃焼と従来のＳＩ燃焼との場合で互いに同じである。   Next, the high pressure retarded injection in the SI mode will be described with reference to FIG. FIG. 6 shows the heat generation rate (upper diagram) and the progress of the unburned mixture reaction in the SI combustion (solid line) by the high pressure retarded injection described above and the conventional SI combustion (broken line) in which fuel injection is performed during the intake stroke. It is a figure which compares the difference in a degree (lower figure). The horizontal axis in FIG. 6 is the crank angle. As a precondition for this comparison, the operating state of the engine 1 is both a high-load low-speed region (that is, region (4)), and the amount of fuel to be injected is the case of SI combustion by high-pressure retarded injection and conventional SI combustion. They are the same as each other.

先ず、従来のＳＩ燃焼では、吸気行程中に気筒１８内に所定量の燃料噴射を実行する（上図の破線）。気筒１８内では、その燃料の噴射後、ピストン１４が圧縮上死点に至るまでの間に、比較的均質な混合気が形成される。そして、この例では、圧縮上死点以降の、白丸で示す所定タイミングで点火が実行され、それによって燃焼が開始する。燃焼の開始後は、図６の上図に破線で示すように、熱発生率のピークを経て燃焼が終了する。燃料噴射の開始から燃焼の終了までの間が未燃混合気の反応可能時間（以下、単に反応可能時間ともいう）に相当し、図６の下図に破線で示すように、この間に未燃混合気の反応は次第に進行する。同図における点線は、未燃混合気が着火に至る反応度である、着火しきい値を示しており、従来のＳＩ燃焼は、低速域であることと相俟って、反応可能時間が非常に長く、その間、未燃混合気の反応が進行し続けてしまうことから、点火の前後に未燃混合気の反応度が着火しきい値を超えてしまい、過早着火又はノッキングといった異常燃焼を引き起こす。   First, in the conventional SI combustion, a predetermined amount of fuel is injected into the cylinder 18 during the intake stroke (broken line in the upper diagram). In the cylinder 18, a relatively homogeneous air-fuel mixture is formed after the fuel injection until the piston 14 reaches the compression top dead center. In this example, ignition is executed at a predetermined timing indicated by a white circle after the compression top dead center, thereby starting combustion. After the start of combustion, as shown by the broken line in the upper diagram of FIG. 6, the combustion ends through a peak of the heat generation rate. The period from the start of fuel injection to the end of combustion corresponds to the reaction possible time of the unburned mixture (hereinafter also simply referred to as the reaction possible time). As shown by the broken line in the lower diagram of FIG. Qi reaction gradually progresses. The dotted line in the figure shows the ignition threshold, which is the reactivity with which the unburned mixture reaches ignition, and the conventional SI combustion has a very low reaction time in combination with the low speed range. In the meantime, the reaction of the unburned mixture continues to progress during that time, so the reactivity of the unburned mixture exceeds the ignition threshold before and after ignition, and abnormal combustion such as premature ignition or knocking occurs. cause.

これに対し、高圧リタード噴射は反応可能時間の短縮を図り、そのことによって異常燃焼を回避することを目的とする。すなわち、反応可能時間は、図６にも示しているように、直噴インジェクタ６７が燃料を噴射する期間（（１）噴射期間）と、噴射終了後、点火プラグ２５の周りに可燃混合気が形成されるまでの期間（（２）混合気形成期間）と、点火によって開始された燃焼が終了するまでの期間（（３）燃焼期間）と、を足し合わせた時間、つまり、（１）＋（２）＋（３）である。高圧リタード噴射は、噴射期間、混合気形成期間及び燃焼期間をそれぞれ短縮し、それによって、反応可能時間を短くする。このことについて、順に説明する。   On the other hand, the high pressure retarded injection aims to shorten the reaction possible time, thereby avoiding abnormal combustion. That is, as shown in FIG. 6, the reaction possible time is a period during which the direct injection injector 67 injects fuel ((1) injection period), and after completion of the injection, a combustible air-fuel mixture is present around the spark plug 25. The sum of the period until formation ((2) mixture formation period) and the period until combustion ended by ignition ((3) combustion period), that is, (1) + (2) + (3). The high-pressure retarded injection shortens the injection period, the mixture formation period, and the combustion period, thereby shortening the reaction time. This will be described in order.

先ず、高い燃料圧力は、単位時間当たりに直噴インジェクタ６７から噴射される燃料量を相対的に多くする。このため、燃料噴射量を一定とした場合に、燃料圧力と燃料の噴射期間との関係は概ね、燃料圧力が低いほど噴射期間は長くなり、燃料圧力が高いほど噴射期間は短くなる。したがって、燃料圧力が従来に比べて大幅に高く設定された高圧リタード噴射は、噴射期間を短縮する。   First, the high fuel pressure relatively increases the amount of fuel injected from the direct injection injector 67 per unit time. For this reason, when the fuel injection amount is constant, the relationship between the fuel pressure and the fuel injection period is generally such that the lower the fuel pressure, the longer the injection period, and the higher the fuel pressure, the shorter the injection period. Therefore, the high pressure retarded injection in which the fuel pressure is set to be significantly higher than the conventional one shortens the injection period.

また、高い燃料圧力は、気筒１８内に噴射する燃料噴霧の微粒化に有利になるとともに、燃料噴霧の飛翔距離を、より長くする。このため、燃料圧力と燃料蒸発時間との関係は概ね、燃料圧力が低いほど燃料蒸発時間は長くなり、燃料圧力が高いほど燃料蒸発時間は短くなる。また、燃料圧力と点火プラグ２５の周りに燃料噴霧が到達するまでの時間は概ね、燃料圧力が低いほど到達までの時間は長くなり、燃料圧力が高いほど到達までの時間は短くなる。混合気形成期間は、燃料蒸発時間と、点火プラグ２５の周りへの燃料噴霧到達時間とを足し合わせた時間であるから、燃料圧力が高いほど混合気形成期間は短くなる。したがって、燃料圧力が従来に比べて大幅に高く設定された高圧リタード噴射は、燃料蒸発時間及び点火プラグ２５の周りへの燃料噴霧到達時間がそれぞれ短くなる結果、混合気形成期間を短縮する。これに対し、同図に白丸で示すように、従来の、低い燃料圧力での吸気行程噴射は、混合気形成期間が大幅に長くなる。なお、多噴口型の直噴インジェクタ６７とキャビティ１４１との組み合わせは、ＳＩモードにおいては、燃料の噴射後、点火プラグ２５の周りに燃料噴霧が到達するまでの時間を短くする結果、混合気形成期間の短縮に有効である。   Further, the high fuel pressure is advantageous for atomization of the fuel spray injected into the cylinder 18 and makes the flight distance of the fuel spray longer. For this reason, the relationship between the fuel pressure and the fuel evaporation time is generally longer as the fuel pressure is lower, and the fuel evaporation time is longer as the fuel pressure is higher. Further, the time until the fuel spray reaches the fuel pressure and the spark plug 25 is generally longer as the fuel pressure is lower, and the time until the fuel spray is higher as the fuel pressure is higher. The air-fuel mixture formation period is a time obtained by adding the fuel evaporation time and the fuel spray arrival time around the spark plug 25. Therefore, the higher the fuel pressure, the shorter the air-fuel mixture formation period. Therefore, the high pressure retarded injection in which the fuel pressure is set to be significantly higher than the conventional one shortens the mixture formation period as a result of the fuel evaporation time and the fuel spray arrival time around the spark plug 25 being shortened. On the other hand, as shown by white circles in the figure, the conventional intake stroke injection at a low fuel pressure significantly increases the mixture formation period. In the SI mode, the combination of the multi-injection type direct injection injector 67 and the cavity 141 shortens the time until the fuel spray reaches around the spark plug 25 after the fuel is injected. It is effective for shortening the period.

このように、噴射期間及び混合気形成期間を短縮することは、燃料の噴射タイミング、より正確には、噴射開始タイミングを、比較的遅いタイミングにすることを可能にする。そこで、高圧リタード噴射では、図６の上図に示すように、圧縮行程後期から膨張行程初期にかけてのリタード期間内に燃料噴射を行う。高い燃料圧力で気筒１８内に燃料を噴射することに伴い、その気筒１８内の乱れが強くなり、気筒１８内の乱れエネルギが高まるところ、この高い乱れエネルギは、燃料噴射のタイミングが比較的遅いタイミングに設定されることと相俟って、燃焼期間の短縮に有利になる。   Thus, shortening the injection period and the mixture formation period makes it possible to set the fuel injection timing, more precisely, the injection start timing to a relatively late timing. Therefore, in the high pressure retarded injection, as shown in the upper diagram of FIG. 6, fuel injection is performed within the retard period from the latter stage of the compression stroke to the early stage of the expansion stroke. As the fuel is injected into the cylinder 18 at a high fuel pressure, the turbulence in the cylinder 18 becomes stronger and the turbulence energy in the cylinder 18 increases. This high turbulence energy is relatively late in fuel injection timing. Combined with the timing setting, it is advantageous for shortening the combustion period.

すなわち、燃料噴射をリタード期間内に行った場合、燃料圧力と燃焼期間内での乱流エネルギとの関係は概ね、燃料圧力が低いほど乱流エネルギが低くなり、燃料圧力が高いほど乱流エネルギは高くなる。ここで、仮に高い燃料圧力で燃焼室１９内に燃料を噴射するとしても、その噴射タイミングが吸気行程中にある場合は、点火タイミングまでの時間が長いことや、吸気行程後の圧縮行程において気筒１８内が圧縮されることに起因して、気筒１８内の乱れは減衰してしまう。その結果、吸気行程中に燃料噴射を行った場合、燃焼期間内での乱流エネルギは、燃料圧力の高低に拘わらず比較的低くなってしまう。   That is, when the fuel injection is performed within the retard period, the relationship between the fuel pressure and the turbulent energy in the combustion period is generally lower as the fuel pressure is lower and the turbulent energy is lower as the fuel pressure is higher. Becomes higher. Here, even if the fuel is injected into the combustion chamber 19 at a high fuel pressure, if the injection timing is in the intake stroke, the time until the ignition timing is long, or the cylinder in the compression stroke after the intake stroke The disturbance in the cylinder 18 is attenuated due to the compression in the cylinder 18. As a result, when fuel is injected during the intake stroke, the turbulent energy during the combustion period becomes relatively low regardless of the fuel pressure level.

燃焼期間での乱流エネルギと燃焼期間との関係は概ね、乱流エネルギが低いほど燃焼期間が長くなり、乱流エネルギが高いほど燃焼期間が短くなる。したがって、燃料圧力と燃焼期間との関係は、燃料圧力が低いほど燃焼期間は長くなり、燃料圧力が高いほど燃焼期間は短くなる。すなわち、高圧リタード噴射は、燃焼期間を短縮する。これに対し、従来の、低い燃料圧力での吸気行程噴射は、燃焼期間が長くなる。なお、多噴口型の直噴インジェクタ６７は、気筒１８内の乱れエネルギの向上に有利であって、燃焼期間の短縮に有効であるとともに、その多噴口型の直噴インジェクタ６７とキャビティ１４１との組み合わせによって、燃料噴霧をキャビティ１４１内に収めることもまた、燃焼期間の短縮に有効である。   In general, the relationship between the turbulent energy and the combustion period in the combustion period is such that the lower the turbulent energy, the longer the combustion period, and the higher the turbulent energy, the shorter the combustion period. Therefore, the relationship between the fuel pressure and the combustion period is such that the lower the fuel pressure, the longer the combustion period, and the higher the fuel pressure, the shorter the combustion period. That is, the high pressure retarded injection shortens the combustion period. In contrast, the conventional intake stroke injection at a low fuel pressure has a longer combustion period. The multi-injection type direct injection injector 67 is advantageous in improving the turbulence energy in the cylinder 18 and is effective in shortening the combustion period. In addition, the multi-injection type direct injection injector 67 and the cavity 141 It is also effective for shortening the combustion period to contain the fuel spray in the cavity 141 by combination.

このように高圧リタード噴射は、噴射期間、混合気形成期間、及び、燃焼期間をそれぞれ短縮し、その結果、図６に示すように、燃料の噴射開始タイミングＳＯＩから燃焼終了時期θｅｎｄまでの、未燃混合気の反応可能時間を、従来の吸気行程中での燃料噴射の場合と比較して大幅に短くすることを可能にする。この反応可能時間を短縮する結果、図６の上段に示す図のように、従来の低い燃料圧力での吸気行程噴射では、白丸で示すように、燃焼終了時における未燃混合気の反応進行度が、着火しきい値を超えてしまい、異常燃焼が発生してしまうのに対し、高圧リタード噴射は、黒丸で示すように、燃焼終了時における未燃混合気の反応の進行を抑制し、異常燃焼を回避することが可能になる。なお、図６の上図における白丸と黒丸とで、点火タイミングは互いに同じタイミングに設定している。   As described above, the high pressure retarded injection shortens the injection period, the mixture formation period, and the combustion period, and as a result, as shown in FIG. 6, the fuel injection start timing SOI to the combustion end timing θend are not changed. It is possible to significantly shorten the reaction time of the fuel mixture as compared with the case of fuel injection during the conventional intake stroke. As a result of shortening this reaction possible time, as shown in the upper diagram of FIG. 6, in the conventional intake stroke injection at a low fuel pressure, as shown by a white circle, the reaction progress of the unburned mixture at the end of combustion is shown. However, the ignition threshold value is exceeded and abnormal combustion occurs, whereas high-pressure retarded injection suppresses the progress of the reaction of the unburned mixture at the end of combustion, as shown by the black circle. Combustion can be avoided. It should be noted that the ignition timing is set to the same timing in the white circle and the black circle in the upper diagram of FIG.

燃料圧力は、例えば３０ＭＰａ以上に設定することによって、燃焼期間を効果的に短縮化することが可能である。また、３０ＭＰａ以上の燃料圧力は、噴射期間及び混合気形成期間も、それぞれ有効に短縮化することが可能である。なお、燃料圧力は、ガソリンを主成分とする、使用燃料の性状に応じて適宜設定するのが好ましい。その上限値は、一例として、１２０ＭＰａとしてもよい。   By setting the fuel pressure to, for example, 30 MPa or more, the combustion period can be effectively shortened. Moreover, the fuel pressure of 30 MPa or more can effectively shorten the injection period and the mixture formation period, respectively. The fuel pressure is preferably set as appropriate according to the properties of the fuel used, which is mainly composed of gasoline. The upper limit may be 120 MPa as an example.

高圧リタード噴射は、気筒１８内への燃料噴射の形態を工夫することによってＳＩモードにおける異常燃焼の発生を回避する。これとは異なり、異常燃焼の回避を目的として点火タイミングを遅角することが、従来から知られている。点火タイミングの遅角化は、未燃混合気の温度及び圧力の上昇を抑制することによって、その反応の進行を抑制する。しかしながら、点火タイミングの遅角化は熱効率及びトルクの低下を招くのに対し、高圧リタード噴射を行う場合は、燃料噴射の形態の工夫によって異常燃焼を回避する分、点火タイミングを進角させることが可能であるから、熱効率及びトルクが向上する。つまり、高圧リタード噴射は、異常燃焼を回避するだけでなく、その回避可能な分だけ、点火タイミングを進角することを可能にして、燃費を良くするのに有利になる。   The high pressure retarded injection avoids the occurrence of abnormal combustion in the SI mode by devising the form of fuel injection into the cylinder 18. Unlike this, it is conventionally known that the ignition timing is retarded for the purpose of avoiding abnormal combustion. The retarding of the ignition timing suppresses the progress of the reaction by suppressing the increase in the temperature and pressure of the unburned mixture. However, retarding the ignition timing leads to a decrease in thermal efficiency and torque, whereas when performing high-pressure retarded injection, the ignition timing can be advanced by an amount that avoids abnormal combustion by devising the form of fuel injection. Since it is possible, thermal efficiency and torque are improved. That is, the high-pressure retarded injection not only avoids abnormal combustion but also makes it possible to advance the ignition timing by the amount that can be avoided, which is advantageous for improving fuel efficiency.

以上説明したように、ＳＩモードでの高圧リタード噴射は、噴射期間、混合気形成期間及び燃焼期間をそれぞれ短縮することが可能であるが、ＣＩモードの領域（３）で行う高圧リタード噴射は、噴射期間及び混合気形成期間をそれぞれ短縮することが可能である。つまり、気筒１８内に高い燃料圧力で燃料を噴射することにより気筒１８内の乱れが強くなることで、微粒化した燃料のミキシング性が高まり、圧縮上死点付近の遅いタイミングで燃料を噴射しても、比較的均質な混合気を速やかに形成することが可能になるのである。   As described above, the high pressure retarded injection in the SI mode can shorten the injection period, the mixture formation period, and the combustion period, but the high pressure retarded injection performed in the CI mode region (3) It is possible to shorten the injection period and the mixture formation period. In other words, the turbulence in the cylinder 18 is increased by injecting the fuel into the cylinder 18 at a high fuel pressure, so that the mixing performance of the atomized fuel is increased and the fuel is injected at a late timing near the compression top dead center. However, a relatively homogeneous air-fuel mixture can be quickly formed.

ＣＩモードでの高圧リタード噴射は、比較的負荷の高い領域において、圧縮上死点付近の遅いタイミングで燃料を噴射することにより、例えば圧縮行程期間中の過早着火を防止しつつ、前述の通り、概ね均質な混合気が速やかに形成されるため、圧縮上死点以降において、確実に圧縮着火させることが可能になる。そうして、モータリングにより気筒１８内の圧力が次第に低下する膨張行程期間において、圧縮着火燃焼が行われることで、燃焼が緩慢になり、圧縮着火燃焼に伴う気筒１８内の圧力上昇（ｄＰ／ｄｔ）が急峻になってしまうことが回避される。こうして、ＮＶＨの制約が解消される結果、ＣＩモードの領域が高負荷側に拡大する。   In the high pressure retarded injection in the CI mode, fuel is injected at a late timing near the compression top dead center in a relatively high load region, for example, while preventing premature ignition during the compression stroke period, as described above. Since a substantially homogeneous air-fuel mixture is quickly formed, it is possible to reliably perform compression ignition after the compression top dead center. Thus, in the expansion stroke period in which the pressure in the cylinder 18 gradually decreases due to motoring, the compression ignition combustion is performed, so that the combustion becomes slow, and the pressure increase in the cylinder 18 due to the compression ignition combustion (dP / It is avoided that dt) becomes steep. Thus, as a result of eliminating the NVH restriction, the CI mode region is expanded to the high load side.

ＳＩモードの説明に戻り、前述の通り、ＳＩモードの高圧リタード噴射は、燃料噴射をリタード期間内に行うことによって未燃混合気の反応可能時間を短縮させるものの、この反応可能時間の短縮は、エンジン１の回転数が比較的低い低速域においては、クランク角変化に対する実時間が長いため、有効であるのに対し、エンジン１の回転数が比較的高い高速域においては、クランク角変化に対する実時間が短いため、それほど有効でない。逆に、リタード噴射では、燃料噴射時期を圧縮上死点付近に設定するため、圧縮行程においては、燃料を含まない筒内ガス、言い換えると比熱比の高い空気が圧縮されるようになる。その結果、高速域においては、気筒１８内の圧縮端温度が高くなり、この高い圧縮端温度がノッキングを招くようになる。そのため、領域（５）においてリタード噴射のみを行うときには、点火タイミングを遅角化して、ノッキングを回避しなければならない場合も起き得る。   Returning to the description of the SI mode, as described above, the high pressure retarded injection in the SI mode shortens the reaction time of the unburned mixture by performing the fuel injection within the retard period. In the low speed range where the engine 1 has a relatively low rotational speed, the actual time for the crank angle change is long, which is effective. On the other hand, in the high speed range where the engine 1 has a relatively high rotational speed, the actual Not very effective due to short time. On the contrary, in the retard injection, since the fuel injection timing is set near the compression top dead center, in-cylinder gas not containing fuel, in other words, air having a high specific heat ratio is compressed in the compression stroke. As a result, in the high speed region, the compression end temperature in the cylinder 18 becomes high, and this high compression end temperature causes knocking. Therefore, when only the retard injection is performed in the region (5), it may occur that the ignition timing must be retarded to avoid knocking.

そこで、図４に示すように、ＳＩモードにおいて相対的に回転数の高い領域（５）では、図５（ｄ）に示すように、噴射する燃料の一部を、吸気行程期間内で気筒１８内に噴射すると共に、残りの燃料をリタード期間内で気筒１８内に噴射をする。吸気行程噴射では、圧縮行程中の筒内ガス（つまり、燃料を含む混合気）の比熱比を下げ、それによって圧縮端温度を低く抑えることが可能である。こうして、圧縮端温度が低くなることで、ノッキングを抑制することが可能になるから、点火タイミングを進角させることが可能になる。   Therefore, as shown in FIG. 4, in the region (5) where the rotational speed is relatively high in the SI mode, as shown in FIG. 5 (d), a part of the fuel to be injected is cylinder 18 within the intake stroke period. And the remaining fuel is injected into the cylinder 18 within the retard period. In the intake stroke injection, it is possible to lower the specific heat ratio of the in-cylinder gas (that is, the air-fuel mixture containing fuel) during the compression stroke, thereby keeping the compression end temperature low. Thus, since the compression end temperature is lowered, knocking can be suppressed, so that the ignition timing can be advanced.

また、高圧リタード噴射を行うことにより、前述の通り、圧縮上死点付近の気筒１８内（燃焼室１９内）において乱れが強くなり、燃焼期間が短くなる。このこともまた、ノッキングの抑制に有利になり、点火タイミングをさらに進角させることが可能になる。そうして、領域（５）においては、吸気行程噴射と高圧リタード噴射との分割噴射を行うことにより、異常燃焼を回避しつつ、熱効率を向上させることが可能になる。   Further, by performing the high pressure retarded injection, as described above, the turbulence becomes strong in the cylinder 18 (combustion chamber 19) near the compression top dead center, and the combustion period is shortened. This is also advantageous in suppressing knocking, and the ignition timing can be further advanced. Thus, in the region (5), by performing split injection of intake stroke injection and high pressure retarded injection, it is possible to improve thermal efficiency while avoiding abnormal combustion.

なお、領域（５）において燃焼期間を短縮させるために、高圧リタード噴射を行う代わりに多点点火構成を採用してもよい。つまり、複数の点火プラグを燃焼室１９内に臨んで配置し、領域（５）においては、吸気行程噴射を実行するとともに、その複数の点火プラグのそれぞれを駆動することにより、多点点火を行う。こうすることで、燃焼室１９内の複数の火種のそれぞれから火炎が広がるため、火炎の広がりが早くて燃焼期間が短くなる。その結果、高圧リタード噴射を採用した場合と同様に燃焼期間を短くして、熱効率の向上に有利になる。   In order to shorten the combustion period in the region (5), a multi-point ignition configuration may be adopted instead of performing high pressure retarded injection. That is, a plurality of ignition plugs are arranged facing the combustion chamber 19, and in the region (5), the intake stroke injection is performed and each of the plurality of ignition plugs is driven to perform multipoint ignition. . By doing so, since the flame spreads from each of the plurality of fire types in the combustion chamber 19, the flame spreads quickly and the combustion period is shortened. As a result, the combustion period is shortened similarly to the case where high pressure retarded injection is employed, which is advantageous for improving the thermal efficiency.

（具体的な制御手順）
図７〜１０は、低速域内におけるエンジン負荷の高低に対するエンジン１の各パラメータの制御例を示しており、低負荷から高負荷に向かう方向の負荷の変化は、図４に示すエンジンの運転マップにおいては、一点鎖線の矢印で例示される。 (Specific control procedure)
FIGS. 7 to 10 show examples of control of each parameter of the engine 1 with respect to the engine load in the low speed range. The change of the load in the direction from the low load to the high load is shown in the engine operation map shown in FIG. Is exemplified by a dashed-dotted arrow.

図７（ａ）〜（ｄ）は、気筒１８内の状態に係り、同図（ａ）は気筒１８内のガス組成（ガス割合）、同図（ｂ）は、圧縮開始時の気筒１８内の温度、同図（ｃ）は酸素濃度をそれぞれ示している。また、図７（ｄ）は、吸気中の外部ＥＧＲ割合を示し、これは、気筒１８内に導入されるＥＧＲガスから、内部ＥＧＲガスを除いた分ということができる。   7A to 7D relate to the state in the cylinder 18, FIG. 7A shows the gas composition (gas ratio) in the cylinder 18, and FIG. 7B shows the inside of the cylinder 18 at the start of compression. (C) in FIG. 2 shows the oxygen concentration. FIG. 7D shows the ratio of external EGR during intake, which can be said to be the amount obtained by removing the internal EGR gas from the EGR gas introduced into the cylinder 18.

図８（ａ）及び（ｄ）は、図７（ａ）及び（ｄ）と同じであり、それぞれ気筒１８内のガス組成、及び、吸気中の外部ＥＧＲ割合を示している。また、図８（ｅ）〜（ｇ）は、動弁系の制御に係り、同図（ｅ）は排気弁２２の開閉時期、同図（ｆ）は吸気弁２１の開閉時期、同図（ｇ）は吸気弁２１のリフト量である。   FIGS. 8A and 8D are the same as FIGS. 7A and 7D and show the gas composition in the cylinder 18 and the external EGR ratio during intake, respectively. 8 (e) to 8 (g) relate to the control of the valve operating system, FIG. 8 (e) shows the opening / closing timing of the exhaust valve 22, FIG. 8 (f) shows the opening / closing timing of the intake valve 21, and FIG. g) is the lift amount of the intake valve 21.

図９（ａ）及び（ｄ）は、図７（ａ）及び（ｄ）と同じである。また、図９（ｈ）〜（ｊ）は、吸排気系の制御に係り、同図（ｈ）はスロットル弁３６の開度、同図（ｉ）はＥＧＲ弁５１１の開度、同図（ｊ）はＥＧＲクーラバイパス弁５３１の開度を示している。   9 (a) and 9 (d) are the same as FIGS. 7 (a) and 7 (d). 9 (h) to 9 (j) relate to the control of the intake / exhaust system, FIG. 9 (h) shows the opening of the throttle valve 36, FIG. 9 (i) shows the opening of the EGR valve 511, and FIG. j) shows the opening of the EGR cooler bypass valve 531.

さらに、図１０（ａ）もまた、図７（ａ）と同じであり、気筒１８内のガス組成を示している。また、図１０（ｋ）〜（ｍ）は、燃料噴射及び点火系の制御に係り、同図（ｋ）は噴射開始時期、同図（ｌ）は燃料圧力、同図（ｍ）は点火時期をそれぞれ示している。   Further, FIG. 10A is also the same as FIG. 7A and shows the gas composition in the cylinder 18. 10 (k) to 10 (m) relate to the control of the fuel injection and ignition system, FIG. 10 (k) shows the injection start timing, FIG. 10 (l) shows the fuel pressure, and FIG. 10 (m) shows the ignition timing. Respectively.

図７（ａ）は、前述の通り、気筒１８内の状態を示しており、所定負荷Ｔ５以下の、図の左側の領域はＣＩモードとなり、所定負荷Ｔ５よりも負荷が高い、図の右側の領域はＳＩモードとなる。図示していないが、気筒１８内に噴射される燃料量（総括燃料量）は、ＣＩモード及びＳＩモードに拘わらず、負荷の増大に従って増量される。   FIG. 7A shows the state in the cylinder 18 as described above. The region on the left side of the figure below the predetermined load T5 is in the CI mode, and the load on the right side of the figure is higher than the predetermined load T5. The area is in SI mode. Although not shown, the fuel amount (total fuel amount) injected into the cylinder 18 is increased as the load increases regardless of the CI mode and the SI mode.

（所定負荷Ｔ１まで）
ＣＩモードにおいて、所定負荷Ｔ１よりも負荷の低い領域（これは、図４における運転マップにおいては領域（１）に相当する）では、リーン混合気となるように新気及び内部ＥＧＲガスが導入される。具体的には、スロットル弁３６の開度は、図９（ｈ）に示すように全開に設定される一方で、図８（ｅ）に示すように、排気ＶＶＬ７１をオンにして、排気弁２２を吸気行程中に開弁する排気二度開きを行う。また、図８（ｇ）に示すように、吸気弁２１のリフト量は最小に設定されることで、内部ＥＧＲ率（気筒１８内に導入される内部ＥＧＲガス量の比率）は、最も高くなる（図１１のＳ１も参照）。前述したように、領域（１）では、例えば空気過剰率λ≧２．４程度のリーン混合気とすればよく、このことと、大量の内部ＥＧＲガスを気筒１８内に導入することとが相俟って、燃焼温度が下がりＲａｗ ＮＯｘの生成が抑制される。また、大量のＥＧＲガスを気筒１８内に導入することは、ポンプ損失の低減にも有利である。なお、図１０（ｋ）、図１０（ｌ）に示すように、領域（１）では、相対的に低い燃圧で、吸気行程期間内で、燃料噴射が実行される。ただし、燃圧は、エンジン負荷の増大に従って、次第に高くなる。 (Up to a predetermined load T1)
In the CI mode, in a region where the load is lower than the predetermined load T1 (this corresponds to the region (1) in the operation map in FIG. 4), fresh air and internal EGR gas are introduced so as to become a lean mixture. The Specifically, the opening of the throttle valve 36 is set to fully open as shown in FIG. 9 (h), while the exhaust VVL 71 is turned on and the exhaust valve 22 is turned on as shown in FIG. 8 (e). The exhaust is opened twice during the intake stroke. Further, as shown in FIG. 8G, the internal EGR rate (the ratio of the internal EGR gas amount introduced into the cylinder 18) becomes the highest by setting the lift amount of the intake valve 21 to the minimum. (See also S1 in FIG. 11). As described above, in the region (1), for example, a lean air-fuel mixture with an excess air ratio of λ ≧ 2.4 may be used, and this is in parallel with introducing a large amount of internal EGR gas into the cylinder 18. As a result, the combustion temperature decreases and the production of Raw NOx is suppressed. Introducing a large amount of EGR gas into the cylinder 18 is also advantageous in reducing pump loss. As shown in FIGS. 10 (k) and 10 (l), in the region (1), fuel injection is executed within the intake stroke period at a relatively low fuel pressure. However, the fuel pressure gradually increases as the engine load increases.

所定負荷Ｔ１まで（より正確には、所定負荷Ｔ２まで）は、大量の内部ＥＧＲガスが気筒１８内に導入されることで、図７（ｂ）に示すように、気筒１８内の温度、特に圧縮端温度が高くなり、圧縮着火の着火性の向上及び圧縮着火燃焼の安定性の向上に有利になる。ここで、高温の内部ＥＧＲガスを気筒１８内に導入することによって気筒１８内の温度を高くすることと、上述の如く、大量の内部ＥＧＲガスを気筒１８内に導入することによって燃焼温度を下げてＲａｗ ＮＯｘの生成を抑制することとは、矛盾するようにも見える。しかしながら、Ｒａｗ ＮＯｘは空気の温度が略１８００Ｋを超えたあたりからその生成量が急激に増えるところ、内部ＥＧＲガスは所詮一度燃焼したガスゆえ新たな燃焼にはほとんど寄与せず、新気が燃焼した際の燃焼熱は大量の（全ガス量の約８０％を占める）内部ＥＧＲガスの昇温に用いられるため、気筒１８内に新気のみが存在する場合に比して、燃焼温度が下がることになり（例えば１５００Ｋ程度）、Ｒａｗ ＮＯｘの生成が抑制されるので、両者は矛盾しない。   Up to a predetermined load T1 (more precisely, to a predetermined load T2), a large amount of internal EGR gas is introduced into the cylinder 18, and as shown in FIG. The compression end temperature is increased, which is advantageous for improving the ignitionability of compression ignition and improving the stability of compression ignition combustion. Here, the temperature inside the cylinder 18 is increased by introducing high-temperature internal EGR gas into the cylinder 18, and the combustion temperature is lowered by introducing a large amount of internal EGR gas into the cylinder 18 as described above. It seems that contradicting the generation of Raw NOx is contradictory. However, RAW NOx, when the air temperature exceeds approximately 1800K, the amount of generation suddenly increases. The internal EGR gas burns once, so it hardly contributes to new combustion, and fresh air burns. Since the combustion heat at that time is used to raise a large amount of internal EGR gas (occupying about 80% of the total gas amount), the combustion temperature is lower than when only fresh air is present in the cylinder 18. (For example, about 1500K), the generation of Raw NOx is suppressed, so both are consistent.

また、酸素濃度は、図７（ｂ）に示すように、負荷の増大に従い次第に低下する。なお、図示は省略するが、ホットＥＧＲガスを気筒１８内に導入する所定負荷Ｔ５までの低負荷乃至中負荷の領域では、インタークーラバイパス弁３５１を閉じることによって、インタークーラ／ウォーマ３４によって温められた新気を、気筒１８内に導入してもよい。   Further, as shown in FIG. 7B, the oxygen concentration gradually decreases as the load increases. Although illustration is omitted, in the low load to medium load region up to a predetermined load T5 where hot EGR gas is introduced into the cylinder 18, the intercooler / warmer 34 is heated by closing the intercooler bypass valve 351. Fresh air may be introduced into the cylinder 18.

（所定負荷Ｔ１からＴ２まで）
所定負荷Ｔ１以上のエンジン負荷においては、混合気の空燃比は、理論空燃比（λ≒１）に設定される。したがって、噴射される燃料量が増大するに従い、気筒１８内に導入される新気量も増大し、それに応じてＥＧＲ率は減少する（図７（ａ）参照）。所定負荷Ｔ１からＴ２においても、相対的に低い燃圧で、吸気行程期間内に燃料噴射が実行される（図１０（ｋ）、図１０（ｌ）参照）。 (From predetermined load T1 to T2)
At an engine load equal to or higher than the predetermined load T1, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is set to the stoichiometric air-fuel ratio (λ≈1). Therefore, as the amount of injected fuel increases, the amount of fresh air introduced into the cylinder 18 also increases, and the EGR rate decreases accordingly (see FIG. 7A). Even at the predetermined loads T1 to T2, fuel injection is performed within the intake stroke period at a relatively low fuel pressure (see FIGS. 10 (k) and 10 (l)).

また、所定負荷Ｔ１からＴ２においても、図９（ｈ）に示すように、スロットル開度は、基本的には全開である。一方で、図８（ｅ）に示すように、排気ＶＶＬ７１をオンにした状態で、図８（ｆ）及び図８（ｇ）に示すように、吸気弁２１の開弁時期やリフト量を調整することにより、気筒１８内に導入する新気量及び内部ＥＧＲガス量が調整される。   Also, at predetermined loads T1 to T2, as shown in FIG. 9 (h), the throttle opening is basically fully open. On the other hand, as shown in FIG. 8E, with the exhaust VVL 71 turned on, as shown in FIGS. 8F and 8G, the valve opening timing and lift amount of the intake valve 21 are adjusted. As a result, the amount of fresh air introduced into the cylinder 18 and the amount of internal EGR gas are adjusted.

具体的には、図１１に示すように、排気ＶＶＬ７１をオンにして排気二度開きを行っている状態で、吸気弁２１のリフト量を最小にすれば（同図のＳ１参照）、内部ＥＧＲ率が最大になりかつ、気筒１８内に導入される新気が最も少なくなる。これは、図８（ｅ）、図８（ｆ）、図８（ｇ）に示すように、所定負荷Ｔ１までの、吸気弁２１及び排気弁２２の制御に相当する。   Specifically, as shown in FIG. 11, if the lift amount of the intake valve 21 is minimized while the exhaust VVL 71 is turned on and the exhaust is opened twice (see S <b> 1 in FIG. 11), the internal EGR The rate is maximized and the amount of fresh air introduced into the cylinder 18 is minimized. This corresponds to the control of the intake valve 21 and the exhaust valve 22 up to a predetermined load T1, as shown in FIGS. 8 (e), 8 (f), and 8 (g).

図１１のＳ２に示すように、排気二度開きを行っている状態で、吸気弁２１のリフト量を大きくすれば、吸気弁２１の開弁期間と排気弁２２の二度開き時の開弁期間との重なりが変わるため、内部ＥＧＲ率が低下する。なお、吸気弁２１の閉弁時期は、吸気弁２１のリフト量が変化しても、ほぼ一定となるようにしている。ＣＶＶＬ７３及びＶＶＴ７２の制御により吸気弁２１のリフト量を連続的に変更すれば、内部ＥＧＲ率を連続的に低下させることが可能である。所定負荷Ｔ１からＴ２の間では、理論空燃比λ≒１を維持しながらＥＧＲ率が最大となるように、言い換えると可能な限りの内部ＥＧＲガスが気筒１８内に導入されるように、吸気弁２１のリフト量が制御される。具体的には、図８（ｅ）、図８（ｆ）、図８（ｇ）に示すように、吸気弁２１のリフト量を次第に増大させ、それに伴い、吸気弁２１の開弁時期（ＩＶＯ）も次第に進角させる。   As shown in S2 of FIG. 11, if the lift amount of the intake valve 21 is increased while the exhaust is opened twice, the valve opening period of the intake valve 21 and the opening of the exhaust valve 22 when the exhaust valve 22 is opened twice are opened. Since the overlap with the period changes, the internal EGR rate decreases. The closing timing of the intake valve 21 is set to be substantially constant even when the lift amount of the intake valve 21 changes. If the lift amount of the intake valve 21 is continuously changed by the control of the CVVL 73 and the VVT 72, the internal EGR rate can be continuously reduced. Between the predetermined loads T1 and T2, the intake valve is arranged so that the EGR rate is maximized while maintaining the theoretical air-fuel ratio λ≈1, in other words, as much internal EGR gas as possible is introduced into the cylinder 18. The lift amount of 21 is controlled. Specifically, as shown in FIGS. 8 (e), 8 (f), and 8 (g), the lift amount of the intake valve 21 is gradually increased, and accordingly, the valve opening timing (IVO) of the intake valve 21 is increased. ) Is also gradually advanced.

（所定負荷Ｔ２からＴ３）
所定負荷Ｔ２以上のエンジン負荷は、図４における運転マップにおいては領域（２）に相当し、気筒１８内の温度が高くなりすぎて過早着火が生じる虞がある。そこで、所定負荷Ｔ２以上のエンジン負荷では、内部ＥＧＲガス量を減らし、代わりに冷却された外部ＥＧＲガス（つまり、クールドＥＧＲガス）を気筒１８内に導入する。つまり、図９（ｉ）に示すように、ＥＧＲ弁５１１の開度が閉弁状態から次第に大きくされ、それによってＥＧＲクーラ５２を通過することによって冷却された外部ＥＧＲガス量が、エンジン１の負荷の増大に伴い次第に増量される。なお、図９（ｊ）に示すように、ＥＧＲクーラバイパス弁５３１は、閉じたままである。こうして、クールドＥＧＲガスは、エンジン負荷の増大に従って次第に増量される（図７（ｄ）も参照）。 (Predetermined loads T2 to T3)
The engine load equal to or higher than the predetermined load T2 corresponds to the region (2) in the operation map in FIG. Therefore, when the engine load is equal to or higher than the predetermined load T2, the internal EGR gas amount is reduced, and cooled external EGR gas (that is, cooled EGR gas) is introduced into the cylinder 18 instead. That is, as shown in FIG. 9 (i), the opening degree of the EGR valve 511 is gradually increased from the closed state, and thereby the amount of external EGR gas cooled by passing through the EGR cooler 52 becomes the load of the engine 1. The amount is gradually increased along with the increase in. As shown in FIG. 9 (j), the EGR cooler bypass valve 531 remains closed. Thus, the amount of the cooled EGR gas is gradually increased as the engine load increases (see also FIG. 7 (d)).

一方、図７（ａ）に示すように、内部ＥＧＲガス及び外部ＥＧＲガスを含むＥＧＲ率は、所定負荷Ｔ２以上の高負荷側においても、混合気の空燃比を理論空燃比（λ≒１）に設定すべく、負荷の増大に対して所定割合で低下している。このため、所定負荷Ｔ２以上の高負荷側においては、内部ＥＧＲガスは、より高い低下率で、負荷の増大に従って減量される（つまり、図７（ａ）における傾きが大きくなる）。具体的には、図８（ｅ）、図８（ｆ）、図８（ｇ）に示すように、吸気弁２１のリフト量が、所定負荷Ｔ２までの低負荷側よりも高い増大率で、負荷の増大に従って次第に増大させられ、それに応じて吸気弁２１の開弁時期（ＩＶＯ）が次第に進角する。   On the other hand, as shown in FIG. 7A, the EGR rate including the internal EGR gas and the external EGR gas is equal to the stoichiometric air-fuel ratio (λ≈1) even on the high load side of the predetermined load T2 or higher. Therefore, the load decreases at a predetermined rate with respect to the increase in load. For this reason, the internal EGR gas is reduced with an increase in load at a higher load side that is equal to or higher than the predetermined load T2 (that is, the slope in FIG. 7A increases). Specifically, as shown in FIGS. 8 (e), 8 (f) and 8 (g), the lift amount of the intake valve 21 is increased at a higher rate than the low load side up to the predetermined load T2, As the load increases, the intake valve 21 is gradually increased, and the valve opening timing (IVO) of the intake valve 21 is gradually advanced accordingly.

こうして、図７（ｂ）に示すように、気筒１８内の温度は、所定負荷Ｔ２以上の高負荷側においては、負荷の増大に従って次第に低下するようになる。   Thus, as shown in FIG. 7B, the temperature in the cylinder 18 gradually decreases as the load increases on the high load side of the predetermined load T2 or higher.

（所定負荷Ｔ３からＴ４）
ＣＩモード全域に亘って、ホットＥＧＲを気筒１８内に導入する方法を統一すべく、ＣＩモードとＳＩモードとの切り替え境界（所定負荷Ｔ４）まで、排気二度開きを継続して行う。そのため、気筒１８内の温度を下げるべく、図９（ｉ）に示すように、ＥＧＲ弁５１１の開度が、所定負荷Ｔ２からＴ３までと同じ増大率で次第に大きくされ、それによってクールドＥＧＲガス量が、図７（ｄ）に示すように、エンジン１の負荷の増大に伴い次第に増量される。なお、図９（ｊ）に示すように、ＥＧＲクーラバイパス弁５３１は、閉じたままである。 (Predetermined loads T3 to T4)
In order to unify the method of introducing the hot EGR into the cylinder 18 over the entire CI mode, the exhaust double opening is continuously performed until the switching boundary (predetermined load T4) between the CI mode and the SI mode. Therefore, in order to lower the temperature in the cylinder 18, as shown in FIG. 9 (i), the opening degree of the EGR valve 511 is gradually increased at the same increase rate from the predetermined load T2 to T3, thereby the cooled EGR gas amount. However, the amount is gradually increased as the load of the engine 1 increases, as shown in FIG. As shown in FIG. 9 (j), the EGR cooler bypass valve 531 remains closed.

一方、図７（ａ）に示すように、内部ＥＧＲガス及び外部ＥＧＲガスを含むＥＧＲ率は、所定負荷Ｔ３以上の高負荷側においても、混合気の空燃比を理論空燃比（λ≒１）に設定すべく、負荷の増大に対して、所定負荷Ｔ２からＴ３までと同じ所定割合で低下している。また、図７（ｂ）に示すように、気筒１８内の温度は、所定負荷Ｔ３以上の高負荷側においては、負荷の増大に従って次第に低下する一方、酸素濃度は、図７（ｃ）に示すように、負荷の増大に従い次第に増大するようになる。   On the other hand, as shown in FIG. 7A, the EGR rate including the internal EGR gas and the external EGR gas is equal to the stoichiometric air-fuel ratio (λ≈1), even on the high load side of the predetermined load T3 or higher. Therefore, as the load increases, the load decreases at the same predetermined rate as the predetermined loads T2 to T3. Further, as shown in FIG. 7B, the temperature in the cylinder 18 gradually decreases as the load increases on the high load side of the predetermined load T3 or higher, while the oxygen concentration is shown in FIG. 7C. Thus, it gradually increases as the load increases.

このように、所定負荷Ｔ３以上の高負荷側でも、過早着火を抑制すべくクールドＥＧＲガスを気筒１８内に導入するのであるが、ＣＩモードの所定負荷Ｔ３以上のエンジン負荷においては、クールドＥＧＲガスとホットＥＧＲガスとの導入割合を調整することだけでは、圧縮着火の着火性確保と、過早着火等の異常燃焼の回避とを両立させることが困難になることから、前述したように、高圧リタード噴射を行う。これは、図４の運転マップにおいては領域（３）に相当する。   As described above, the cooled EGR gas is introduced into the cylinder 18 to suppress premature ignition even on the high load side of the predetermined load T3 or higher. However, in the engine load of the CI mode higher than the predetermined load T3, the cooled EGR is used. By adjusting the introduction ratio of the gas and the hot EGR gas, it becomes difficult to achieve both the ignitability of compression ignition and the avoidance of abnormal combustion such as premature ignition. Perform high-pressure retarded injection. This corresponds to the region (3) in the operation map of FIG.

図１０（ｋ）に示すように、燃料の噴射開始時期は、領域（１）及び領域（２）における吸気行程中の時期から、圧縮上死点付近の時期へと大きく変更される。また、燃料圧力も、図１０（ｌ）に示すように、領域（１）及び領域（２）における低燃圧から、３０ＭＰａ以上の高燃圧へと大きく変更される。このように、領域（２）と領域（３）との間では燃料の噴射形態が大きく変更されるものの、気筒１８内のガス組成は連続的に変化しているため、吸気弁２１及び排気弁２２の開弁期間や閉弁期間、スロットル弁３６の開度、ＥＧＲ弁５１１の開度及びＥＧＲクーラバイパス弁５３１の開度はそれぞれ急変することはない（図８（ｅ）、図８（ｆ）、図８（ｇ）、図９（ｈ）、図９（ｉ）、図９（ｊ）を参照）。このことは、領域（２）と領域（３）との間の移行に際しトルクショック等が発生することを抑制する上で有利であり、制御の簡素化が図られる。   As shown in FIG. 10 (k), the fuel injection start time is largely changed from the time during the intake stroke in the regions (1) and (2) to the time near the compression top dead center. Further, as shown in FIG. 10 (l), the fuel pressure is also greatly changed from the low fuel pressure in the region (1) and the region (2) to the high fuel pressure of 30 MPa or more. Thus, although the fuel injection mode is largely changed between the region (2) and the region (3), the gas composition in the cylinder 18 continuously changes. 22, the opening degree of the throttle valve 36, the opening degree of the EGR valve 511, and the opening degree of the EGR cooler bypass valve 531 do not change suddenly (FIGS. 8E and 8F). ), FIG. 8 (g), FIG. 9 (h), FIG. 9 (i), and FIG. 9 (j)). This is advantageous in suppressing the occurrence of a torque shock or the like during the transition between the region (2) and the region (3), and simplification of the control is achieved.

所定負荷Ｔ３以上の高負荷側において、高圧リタード噴射としての燃料噴射の開始時期は、図１０（ｋ）に示すように、エンジン負荷の増大に従って、次第に遅角される。また、燃料圧力も、同図（ｌ）に示すように、エンジン負荷の増大に従って高く設定される。エンジン負荷の増大に伴い、過早着火等が、より発生し易くなるとともに、圧力上昇もより激しくなり得る。そこで、燃焼の噴射開始時期をより遅らせるとともに、燃料圧力をより高く設定することで、これらを有効に回避する。   On the high load side that is equal to or higher than the predetermined load T3, the start timing of the fuel injection as the high pressure retarded injection is gradually retarded as the engine load increases, as shown in FIG. 10 (k). The fuel pressure is also set higher as the engine load increases, as shown in FIG. As the engine load increases, pre-ignition and the like are more likely to occur, and the pressure increase can be more severe. Therefore, these are effectively avoided by delaying the injection start timing of combustion and setting the fuel pressure higher.

（所定負荷Ｔ４からＴ５）
所定負荷Ｔ４はＣＩモードとＳＩモードとの切り替えに係り、所定負荷Ｔ４を超える高負荷側においては、ＳＩモードとなる。 (Predetermined loads T4 to T5)
The predetermined load T4 is related to switching between the CI mode and the SI mode, and the SI mode is set on the high load side exceeding the predetermined load T4.

ここで、上述の如く、内部ＥＧＲガスの導入量の調整は、吸気行程期間内で開弁される排気弁２２の開弁期間に対する、吸気弁２１の開弁期間の重なり具合を調整することによって行われ、基本的には吸気のＣＶＶＬ７３及びＶＶＴ７３の制御による。これにより、図１１に実線の矢印で示すように、内部ＥＧＲガスの導入量は、所定量までは連続的に減少させることができる（同図のＳ１、Ｓ２参照）。もっとも、高温の内部ＥＧＲを気筒１８内に導入し続けると、過早着火等の異常燃焼が懸念されることや、リフト量を調整できない排気ＶＶＬ７１を開いた状態では、ＣＶＶＬ７３のリフト量を最大としても所定量以上の新気を気筒１８内に吸い込めなくなること等から、どこかで排気ＶＶＬ７１をオフにして、排気二度開きを停止させなければならない。このため、同図のＳ３、Ｓ４に示すように、排気ＶＶＬ７１のオン・オフの切り替えに伴い、内部ＥＧＲガスの導入量は不連続的に減少してしまう（図１１の一点鎖線の矢印参照）。   Here, as described above, the amount of internal EGR gas introduced is adjusted by adjusting the degree of overlap of the valve opening period of the intake valve 21 with respect to the valve opening period of the exhaust valve 22 opened within the intake stroke period. Basically, it is based on the control of the intake CVVL 73 and VVT 73. Thereby, as shown by the solid line arrow in FIG. 11, the introduction amount of the internal EGR gas can be continuously reduced up to a predetermined amount (see S1 and S2 in FIG. 11). However, if the high-temperature internal EGR is continuously introduced into the cylinder 18, there is a concern about abnormal combustion such as pre-ignition, or when the exhaust VVL 71 whose lift amount cannot be adjusted is opened, the lift amount of the CVVL 73 is maximized. However, the exhaust VVL 71 must be turned off somewhere to stop opening the exhaust twice because, for example, fresh air of a predetermined amount or more cannot be sucked into the cylinder 18. For this reason, as shown in S3 and S4 in the figure, as the exhaust VVL 71 is switched on / off, the amount of internal EGR gas introduced decreases discontinuously (see the dashed line arrow in FIG. 11). .

一方、同一燃焼形態の領域（同じＣＩ燃焼領域）において、その途中で、ホットＥＧＲガスの気筒１８内への導入手法を変更すると、変更の前後（排気二度開きを停止した前後）で、全ガス量に対するＥＧＲガス量の割合に段差が生じたり、トルク段差が生じたりするおそれがあるとともに、これらの段差を解消するような制御を行うには、格別の困難性を伴うことになる。   On the other hand, if the method of introducing hot EGR gas into the cylinder 18 is changed in the middle of the same combustion mode region (same CI combustion region), all changes are made before and after the change (before and after the exhaust double opening is stopped). There may be a step in the ratio of the EGR gas amount to the gas amount, or a torque step may occur, and it will be accompanied by exceptional difficulty to perform control to eliminate these steps.

そこで、ＣＩモードとＳＩモードとの切り替えに係る所定負荷Ｔ４において、内部ＥＧＲガスを気筒１８内に導入することを止めるように、つまり、図８（ｅ）に示すように、排気ＶＶＬ７１をオフにして排気二度開きを停止するようにしている。   Therefore, at a predetermined load T4 related to switching between the CI mode and the SI mode, the introduction of the internal EGR gas into the cylinder 18 is stopped, that is, as shown in FIG. 8 (e), the exhaust VVL 71 is turned off. The exhaust is opened twice.

すなわち、エンジン１では、負荷の増大にともなって気筒１８内に導入する内部ＥＧＲガスの量を減少させることと、高圧リタード噴射を行うこととが相俟って、急峻な圧力上昇を伴う燃焼を生じさせることなく、領域（３）においても排気二度開きを継続して行うことを可能とすることにより、排気二度開きを停止させる時期を、ＣＩモードからＳＩモードへの切り換え時期に一致させることが可能となっている。   That is, in the engine 1, combustion accompanied by a steep pressure increase is combined with a decrease in the amount of internal EGR gas introduced into the cylinder 18 as the load increases and a high-pressure retarded injection. By making it possible to continuously open the exhaust gas twice in the region (3) without causing it, the timing for stopping the exhaust gas double opening is made coincident with the timing for switching from the CI mode to the SI mode. It is possible.

このように、排気二度開きを停止させる時期を、ＣＩモードからＳＩモードへの切り換え時期に一致させることにより、例えば図８（ｆ）、図８（ｇ）に示すように、排気ＶＶＬ７１の作動を所定負荷Ｔ３で停止させた場合（図中の二点鎖線参照）のように、吸気弁２１の開弁時期やリフト量を急変させる必要がなく、さらに、図９（ｉ）に示すように、排気ＶＶＬ７１の作動を所定負荷Ｔ３で停止させた場合（図中の二点鎖線参照）のように、ＥＧＲ弁５１１の開度を急変させる必要もない。これは、エンジン負荷の増大に対する制御性を高める。なお、所定負荷Ｔ４以上のエンジン負荷で高圧リタード噴射を行う点は、前記と同様である（図１０（ｋ）、図１０（ｌ）、図１０（ｍ）参照）。   Thus, by making the timing for stopping the exhaust double opening coincide with the timing for switching from the CI mode to the SI mode, for example, as shown in FIGS. 8 (f) and 8 (g), the operation of the exhaust VVL 71 is performed. When the engine is stopped at a predetermined load T3 (see the two-dot chain line in the figure), there is no need to suddenly change the valve opening timing and the lift amount of the intake valve 21, and as shown in FIG. As in the case where the operation of the exhaust VVL 71 is stopped at the predetermined load T3 (see the two-dot chain line in the figure), it is not necessary to suddenly change the opening degree of the EGR valve 511. This enhances controllability against an increase in engine load. The point that high pressure retarded injection is performed with an engine load equal to or higher than the predetermined load T4 is the same as described above (see FIGS. 10 (k), 10 (l), and 10 (m)).

また、ＣＩモードとＳＩモードとの切り替えに係る境界を挟んだ低負荷側と高負荷側とのそれぞれにおいて、混合気の空燃比を、理論空燃比（λ≒１）に設定しているため、ＥＧＲ率は、ＣＩモードからＳＩモードにかけて連続的に減少するように設定される。このことは、燃焼形態の切り替えが行われるＣＩモードからＳＩモードへの移行に際しては、火花点火を開始すること以外に大きな変化はなく、ＣＩモードからＳＩモードへの切り替え、又は、その逆の切り替えをそれぞれスムースにし、トルクショック等の発生を抑制することが可能になる。特にＥＧＲ通路５０を通じた排気ガスの還流に係る制御応答性は比較的低いため、ＥＧＲ率を急変させないような制御は、制御性の向上に有利である。   In addition, since the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is set to the stoichiometric air-fuel ratio (λ≈1) on each of the low load side and the high load side across the boundary related to switching between the CI mode and the SI mode, The EGR rate is set so as to continuously decrease from the CI mode to the SI mode. This means that when switching from the CI mode to the SI mode where the combustion mode is switched, there is no significant change other than starting spark ignition, switching from the CI mode to the SI mode, or vice versa. Each can be made smooth to suppress the occurrence of torque shock or the like. In particular, since control responsiveness related to the recirculation of exhaust gas through the EGR passage 50 is relatively low, control that does not cause a sudden change in the EGR rate is advantageous in improving controllability.

さらに、前述したようにＣＩモードにおいては、ＥＧＲ率をできるだけ高く設定していることに伴い、ＳＩモード内における、ＣＩモードとの境界付近の低負荷領域では、ＥＧＲ率が高くなってしまう。高いＥＧＲ率は、ポンプ損失の低減には有利であるものの、ＳＩモードにおいては、燃焼安定性に不利になる場合がある。   Further, as described above, in the CI mode, as the EGR rate is set as high as possible, the EGR rate becomes high in the low load region in the SI mode near the boundary with the CI mode. A high EGR rate is advantageous for reducing pump loss, but may be disadvantageous for combustion stability in the SI mode.

そこで、ＳＩモードにおける低負荷の領域、具体的には所定負荷Ｔ５よりも低負荷側においては、高温の外部ＥＧＲガスを気筒１８内に導入する。つまり、ＥＧＲクーラバイパス通路５３を通過した、冷却しない外部ＥＧＲガスを気筒１８内に導入する。このことで、図７（ｂ）に示すように、気筒１８内の温度を高めに設定し、着火遅れ時間を短くして、高ＥＧＲ率の環境下における火花点火燃焼の安定性を高めるようにしている。   Therefore, high temperature external EGR gas is introduced into the cylinder 18 in the low load region in the SI mode, specifically, in the low load side of the predetermined load T5. That is, the external EGR gas that has passed through the EGR cooler bypass passage 53 and is not cooled is introduced into the cylinder 18. As a result, as shown in FIG. 7B, the temperature in the cylinder 18 is set higher, the ignition delay time is shortened, and the stability of the spark ignition combustion in the environment of the high EGR rate is improved. ing.

具体的には、図９（ｉ）に示すように、ＥＧＲ弁５１１の開度を、ＣＩモード時から連続するように、負荷の増大に従い次第に減少させる一方、図９（ｊ）に示すように、ＥＧＲクーラバイパス弁５３１を所定負荷Ｔ４で開くとともに、負荷の増大に従い次第に減少させる（なお、ＥＧＲ弁５１１の開度とＥＧＲクーラバイパス弁５３１の開度と比較したとき、ＥＧＲクーラバイパス弁５３１の開度の方が、その低下率は高い）。これにより、エンジン負荷の増大に対してクールドＥＧＲガスは増量し、ホットＥＧＲガスは減量し、クールドＥＧＲガス及びホットＥＧＲガスを含むＥＧＲ率は、エンジン負荷の増大に対して次第に低下する。したがって、新気量は増大する。なお、このときにＥＧＲ弁５１１は開いている。また、所定負荷Ｔ４からＴ５の間において、スロットル弁の開度は全開に維持される。   Specifically, as shown in FIG. 9 (i), the opening degree of the EGR valve 511 is gradually decreased as the load increases so as to continue from the CI mode, while as shown in FIG. 9 (j). The EGR cooler bypass valve 531 is opened at a predetermined load T4 and gradually decreased as the load increases (in addition, when the opening of the EGR valve 511 and the opening of the EGR cooler bypass valve 531 are compared, the EGR cooler bypass valve 531 The rate of decrease is higher for the opening degree). As a result, the cooled EGR gas increases, the hot EGR gas decreases, and the EGR rate including the cooled EGR gas and the hot EGR gas gradually decreases as the engine load increases. Therefore, the amount of fresh air increases. At this time, the EGR valve 511 is open. Further, the opening degree of the throttle valve is maintained fully open between the predetermined loads T4 and T5.

一方、燃料噴射の開始時期は、図１０（ｋ）に示すように、エンジン負荷の増大に従って、次第に遅角すると共に、燃圧も、同図（ｌ）に示すように、エンジン負荷の増大に従って、次第に高くする。また、点火時期は、同図（ｍ）に示すように、燃料噴射の開始時期と共に、エンジン負荷の増大に従って、次第に遅角する。なお、ＳＩモードにおいて、所定負荷Ｔ４からＴ５の低負荷側の領域では、所定の点火時期に点火プラグ２５を作動させることで火花点火を行うものの、その燃焼形態は、火花点火により火炎核が生成されて、火炎が伝播する形態とは限らず、火花点火により低温酸化反応が促進されて自着火するような形態もあり得る。   On the other hand, as shown in FIG. 10 (k), the start timing of fuel injection is gradually retarded as the engine load increases, and the fuel pressure also increases as the engine load increases as shown in FIG. 10 (l). Increase gradually. Further, as shown in FIG. 5 (m), the ignition timing gradually retards with the start of fuel injection as the engine load increases. In the SI mode, spark ignition is performed by operating the spark plug 25 at a predetermined ignition timing in the low load side region of the predetermined loads T4 to T5. However, the combustion mode is that flame nuclei are generated by spark ignition. In addition, the flame is not limited to the form in which the flame is propagated, and there may be a form in which the low-temperature oxidation reaction is promoted by spark ignition and self-ignition occurs.

（所定負荷Ｔ５以上）
ＳＩモードにおいて、所定負荷Ｔ５以上の高負荷側においては、気筒１８内の温度が高まることにより燃焼安定性が高まるため、ＥＧＲクーラバイパス弁５３１を閉じることから、図７（ａ）（ｄ）に示すように、ホットＥＧＲガス量はゼロになり、クールドＥＧＲガスのみが気筒１８内に導入される。なお、図示は省略するが、所定負荷Ｔ５以上の高負荷側では、インタークーラバイパス弁３５１を開ける（例えばエンジン負荷の増大に応じてその開度を次第に大きくする）ことによって、インタークーラ／ウォーマー３４をバイパスする新気量を増やすようにし、気筒１８内に導入する新気の温度を低くしてもよい。これは、高負荷側の領域において、気筒１８内の温度を低下させて過早着火やノッキング等の異常燃焼を回避する上で有利になる。 (Predetermined load T5 or more)
In the SI mode, on the high load side that is equal to or higher than the predetermined load T5, the temperature in the cylinder 18 is increased, so that the combustion stability is increased. Therefore, the EGR cooler bypass valve 531 is closed. As shown, the hot EGR gas amount becomes zero and only the cooled EGR gas is introduced into the cylinder 18. Although illustration is omitted, on the high load side of the predetermined load T5 or more, the intercooler bypass valve 351 is opened (for example, the opening degree is gradually increased as the engine load increases), thereby causing the intercooler / warmer 34 to be opened. The amount of fresh air that bypasses the engine may be increased, and the temperature of fresh air introduced into the cylinder 18 may be lowered. This is advantageous in avoiding abnormal combustion such as pre-ignition and knocking by lowering the temperature in the cylinder 18 in the high load side region.

また、図９（ｈ）に示すようにスロットル弁３６の開度は全開に維持されるとともに、同図（ｉ）に示すように、ＥＧＲ弁５１１は、エンジン負荷の増大に従い次第に閉じて、全開負荷で閉弁する。一方で、図８（ｆ）、図８（ｇ）に示すように、エンジン負荷の増大に従い、吸気弁２１のリフト量を次第に大きくし、全開負荷で最大リフト量にする。こうして気筒１８内に導入する新気量を、エンジン負荷の増大に従って増量させることで、エンジン１の運転領域における高負荷側でのトルクの向上を図る。   Further, as shown in FIG. 9 (h), the opening degree of the throttle valve 36 is kept fully open, and as shown in FIG. 9 (i), the EGR valve 511 is gradually closed as the engine load increases and fully opened. Close the valve with a load. On the other hand, as shown in FIGS. 8 (f) and 8 (g), the lift amount of the intake valve 21 is gradually increased as the engine load increases, and the maximum lift amount is obtained with the fully open load. Thus, the amount of fresh air introduced into the cylinder 18 is increased as the engine load increases, so that the torque on the high load side in the operating region of the engine 1 is improved.

さらに、図１０（ｋ）、図１０（ｌ）、図１０（ｍ）に示すように、燃料噴射開始時期は、エンジン負荷の増大に従って次第に遅角されると共に、燃料圧力も、エンジン負荷の増大に従って次第に高く設定される。そうして、点火時期も、エンジン負荷の増大に従って次第に遅角される。エンジン負荷の増大に伴い異常燃焼等が生じやすくなるものの、噴火開始時期の遅角化及び燃料圧力の高圧化によって、それが、効果的に回避される。   Further, as shown in FIGS. 10 (k), 10 (l), and 10 (m), the fuel injection start timing is gradually retarded as the engine load increases, and the fuel pressure increases as the engine load increases. Gradually set higher. Thus, the ignition timing is gradually retarded as the engine load increases. Although abnormal combustion or the like tends to occur as the engine load increases, it is effectively avoided by retarding the eruption start timing and increasing the fuel pressure.

以上、図７〜１０を参照しながら、エンジン負荷の高低に対する各パラメータの変化を説明したが、図１２は、ＥＧＲ率とエンジン負荷との関係を示している。前述の通り、エンジン負荷の低い軽負荷の領域では、空燃比をリーンに設定している一方で、その軽負荷の領域よりも負荷の高い領域では、エンジン負荷の高低や、燃焼形態の相違に拘わらず、空燃比を理論空燃比（λ≒１）で一定に設定している。エンジン１は、図１２に太実線の矢印で示す制御ラインに沿って制御され、空燃比を理論空燃比（λ≒１）に設定する条件下で、ＥＧＲ率を最大に設定している。したがって、エンジン負荷の高低に対し、また、燃焼形態の切り替えに拘わらず、ＥＧＲ率は連続的に変化する。このことは、エンジン負荷が連続的に変化するようなときには、気筒１８内のガス組成が連続的に変化することになるから、制御性の向上に有利である。   The change of each parameter with respect to the level of the engine load has been described above with reference to FIGS. 7 to 10. FIG. 12 shows the relationship between the EGR rate and the engine load. As described above, the air-fuel ratio is set to lean in the light load region where the engine load is low, while in the region where the load is higher than the light load region, the engine load is high or the combustion mode is different. Regardless, the air-fuel ratio is set constant at the theoretical air-fuel ratio (λ≈1). The engine 1 is controlled along a control line indicated by a thick solid arrow in FIG. 12, and the EGR rate is set to the maximum under the condition that the air-fuel ratio is set to the theoretical air-fuel ratio (λ≈1). Therefore, the EGR rate changes continuously regardless of the engine load level and regardless of the switching of the combustion mode. This is advantageous in improving the controllability because the gas composition in the cylinder 18 continuously changes when the engine load changes continuously.

また、大量のＥＧＲガスを気筒１８内に導入しつつ、吸気行程中に燃料噴射を行うことで圧縮着火燃焼を行う燃焼形態（つまり、領域（１）及び領域（２）に相当）では、図１２に一点鎖線で示すように、ｄＰ／ｄｔの制約から、所定以上のエンジン負荷を実現することができないものの、ここにおいては、３０ＭＰａ以上の高い燃料圧力でかつ、圧縮上死点付近において燃料を噴射する高圧リタード噴射を行うことによって、燃焼を緩慢にしてｄＰ／ｄｔの制約を解消しつつ、圧縮着火燃焼を安定して行うことが可能になる。これは、図４においては領域（３）の燃焼形態に相当し、ＣＩモードを高負荷側に拡大することが可能になる。また、この領域（３）を設けることによって、エンジン負荷の高低に対するＥＧＲ率の連続的な変化が実現する、ということもできる。   In a combustion mode in which compression ignition combustion is performed by injecting fuel during the intake stroke while introducing a large amount of EGR gas into the cylinder 18 (that is, corresponding to the region (1) and the region (2)), FIG. As indicated by the alternate long and short dash line in FIG. 12, the engine load exceeding a predetermined value cannot be realized due to the restriction of dP / dt. By performing the high pressure retarded injection, it is possible to perform the compression ignition combustion stably while slowing the combustion and eliminating the restriction of dP / dt. This corresponds to the combustion mode of the region (3) in FIG. 4, and the CI mode can be expanded to the high load side. It can also be said that by providing this region (3), a continuous change in the EGR rate with respect to the engine load level is realized.

エンジン１の幾何学的圧縮比が高いことに起因して、過早着火（プリイグニッション）等の異常燃焼が生じ得るＳＩ燃焼の領域（図１２における一点鎖線を参照）においては、高圧リタード噴射を行うことにより、そうした異常燃焼を回避して、安定した火花点火燃焼を実行することが可能になる。高圧リタード噴射はまた、燃焼安定性を高めることから、ＣＩモードからＳＩモードへの切り替え直後の負荷において、高いＥＧＲ率が設定されても、所定の燃焼安定性を確保する上で有利である。このこともまた、エンジン負荷の高低に対して、ＥＧＲ率を連続的に変化させることを可能にしている一因である。   In the SI combustion region where the abnormal combustion such as pre-ignition (pre-ignition) may occur due to the high geometric compression ratio of the engine 1 (see the one-dot chain line in FIG. 12), high-pressure retarded injection is performed. By doing so, it is possible to avoid such abnormal combustion and perform stable spark ignition combustion. The high pressure retarded injection also enhances the combustion stability, and is advantageous in ensuring a predetermined combustion stability even when a high EGR rate is set at a load immediately after switching from the CI mode to the SI mode. This is another factor that makes it possible to continuously change the EGR rate with respect to the engine load.

こうして、エンジン負荷の高低に対して、気筒１８内の状態量の連続性を確保することは、ＳＩモード及びＣＩモードの切り替えを伴うエンジン１において、モードの切り替え時のトルクショック等を抑制する上で有利になる。   Thus, ensuring the continuity of the state quantity in the cylinder 18 with respect to the level of the engine load suppresses torque shocks and the like during mode switching in the engine 1 that involves switching between the SI mode and the CI mode. Will be advantageous.

また、幾何学的圧縮比が高く設定されたエンジン１においては、高圧リタード噴射で燃料を噴射するようなタイミングでは、燃焼室１９の容積が比較的小さくなる。これは、燃焼室１９内の空気利用率の点では不利になり得るものの、高圧リタード噴射は、高い燃圧で、キャビティ１４１内に燃料を噴射することで、キャビティ１４１内の流動を強めて空気の利用率を高める。特に直噴インジェクタ６７は、多噴口型であるため、キャビティ１４１内のガスの乱れエネルギを効果的に高め、空気利用率の向上に有利になる。   Further, in the engine 1 in which the geometric compression ratio is set to be high, the volume of the combustion chamber 19 becomes relatively small at a timing at which fuel is injected by high-pressure retarded injection. Although this may be disadvantageous in terms of the air utilization rate in the combustion chamber 19, high pressure retarded injection injects fuel into the cavity 141 at a high fuel pressure, thereby strengthening the flow in the cavity 141 and increasing the flow of air. Increase utilization. In particular, since the direct injection injector 67 is of a multi-hole type, it is effective for effectively increasing the turbulent energy of the gas in the cavity 141 and improving the air utilization rate.

その結果、ＣＩモードにおける領域（３）では、比較的均質な混合気が速やかに形成されるようになり、圧縮着火燃焼の着火性及び安定性が向上する。同様に、ＳＩモードにおける領域（４）でも、異常燃焼が回避される。   As a result, in the region (3) in the CI mode, a relatively homogeneous air-fuel mixture is quickly formed, and the ignitability and stability of the compression ignition combustion are improved. Similarly, abnormal combustion is also avoided in the region (4) in the SI mode.

ここで、ＣＩモードにおける高圧リタード噴射と、ＳＩモードにおける高圧リタード噴射とを比較すると、図１０（ｋ）に示すように、ＣＩモードにおける高圧リタード噴射の方が、燃料の噴射開始時期が進角側に設定される。これは、ＣＩモードにおいて高圧リタード噴射を行う領域（３）は、圧縮着火燃焼を行うこととエンジン１の負荷が相対的に低いことにより大量のＥＧＲガスを気筒１８内に導入することが可能であって、大量のＥＧＲガスにより燃焼を緩慢化させることが可能である。そこで、燃料噴射の開始時期を、異常燃焼を回避し得る限度で、より早めることで、均質混合気の形成期間を、ある程度長く確保して着火性や燃焼安定性を向上させつつ、圧縮着火の時期を圧縮上死点以降に遅らせて、大量のＥＧＲガスによる燃焼の緩慢化と共に、急激な圧力上昇を回避することが可能になる。   Here, when the high pressure retarded injection in the CI mode is compared with the high pressure retarded injection in the SI mode, as shown in FIG. 10 (k), the fuel injection start timing is advanced in the high pressure retarded injection in the CI mode. Set to the side. This is because the region (3) in which high pressure retarded injection is performed in the CI mode can introduce a large amount of EGR gas into the cylinder 18 by performing compression ignition combustion and the load of the engine 1 is relatively low. Thus, combustion can be slowed down by a large amount of EGR gas. Therefore, by making the fuel injection start time earlier as long as abnormal combustion can be avoided, the period of formation of the homogeneous mixture is secured to a certain extent to improve ignitability and combustion stability, and compression ignition By delaying the timing after the compression top dead center, it becomes possible to avoid a sudden pressure increase as well as slow combustion by a large amount of EGR gas.

これに対し、ＳＩモードにおける高圧リタード噴射を行う領域（４）（又は領域（５））は、燃焼安定性の観点から大量のＥＧＲガスを気筒１８内に導入することができないため、燃料噴射の開始時期をできるだけ遅らせることによって、リタード噴射の作用効果により、異常燃焼を回避することが望ましい。   On the other hand, in the region (4) (or region (5)) in which high pressure retarded injection is performed in the SI mode, a large amount of EGR gas cannot be introduced into the cylinder 18 from the viewpoint of combustion stability. It is desirable to avoid abnormal combustion due to the effect of retard injection by delaying the start timing as much as possible.

（その他の実施形態）
本発明は、実施形態に限定されず、その精神又は主要な特徴から逸脱することなく他の色々な形で実施することができる。すなわち、前述したエンジン構成への適用に限定されるものではない。例えば、吸気行程期間内における燃料噴射は、気筒１８内に設けた直噴インジェクタ６７ではなく、別途、吸気ポート１６に設けたポートインジェクタを通じて、吸気ポート１６内に燃料を噴射してもよい。 (Other embodiments)
The present invention is not limited to the embodiments, and can be implemented in various other forms without departing from the spirit or main features thereof. That is, it is not limited to application to the engine configuration described above. For example, fuel may be injected into the intake port 16 through the port injector provided separately in the intake port 16 instead of the direct injection injector 67 provided in the cylinder 18 during the intake stroke period.

また、エンジン１は、直列４気筒エンジンに限らず、直列３気筒、直列２気筒、直列６気筒エンジン等に適用してもよい。また、Ｖ型６気筒、Ｖ型８気筒、水平対向４気筒等の各種のエンジンに適用可能である。   The engine 1 is not limited to an in-line 4-cylinder engine, and may be applied to an in-line 3-cylinder, in-line 2-cylinder, in-line 6-cylinder engine, or the like. Further, the present invention can be applied to various engines such as a V type 6 cylinder, a V type 8 cylinder, and a horizontally opposed 4 cylinder.

さらに、前記の説明では、所定の運転領域において混合気の空燃比を理論空燃比（λ≒１）に設定して、三元触媒の利用を可能としているが、これに限らず、例えばＮＯｘ吸蔵触媒（ＬＮＴ：Lean NOx Trap）を用いるのであれば、混合気の空燃比をリーンに設定してもよい。   Further, in the above description, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is set to the stoichiometric air-fuel ratio (λ≈1) in a predetermined operation range, and the three-way catalyst can be used. If a catalyst (LNT: Lean NOx Trap) is used, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture may be set to lean.

また、図４に示す運転領域は例示であり、これ以外にも様々な運転領域を設けることが可能である。   Moreover, the operation area | region shown in FIG. 4 is an illustration, and it is possible to provide various operation areas besides this.

さらに、高圧リタード噴射は、必要に応じて分割噴射にしてもよく、同様に、吸気行程噴射もまた、必要に応じて分割噴射にしてもよい。これらの分割噴射では、吸気行程と圧縮行程とのそれぞれにおいて燃料を噴射してもよい。   Furthermore, the high-pressure retarded injection may be divided as required, and similarly, the intake stroke injection may also be divided as required. In these divided injections, fuel may be injected in each of the intake stroke and the compression stroke.

このように、上述の実施形態はあらゆる点で単なる例示に過ぎず、限定的に解釈してはならない。さらに、特許請求の範囲の均等範囲に属する変形や変更は、全て本発明の範囲内のものである。   As described above, the above-described embodiment is merely an example in all respects and should not be interpreted in a limited manner. Further, all modifications and changes belonging to the equivalent scope of the claims are within the scope of the present invention.

以上説明したように、本発明は、排気ガスを気筒内に導入するために、排気工程における吸気弁の開弁と吸気行程における排気弁の開弁との少なくとも一方を実行させる内部ＥＧＲ導入手段を備え、ＣＩ燃焼領域で内部ＥＧＲ導入手段を動作させる火花点火式直噴エンジン等について有用である。   As described above, the present invention provides internal EGR introduction means for executing at least one of the opening of the intake valve in the exhaust process and the opening of the exhaust valve in the intake stroke in order to introduce the exhaust gas into the cylinder. It is useful for a spark ignition direct injection engine or the like that operates and operates the internal EGR introduction means in the CI combustion region.

１ エンジン（エンジン本体）
１０ ＰＣＭ（制御器）
１８ 気筒
１９ 燃焼室
２１ 吸気弁
２２ 排気弁
２５ 点火プラグ
６２ 高圧燃料供給システム（燃圧可変機構）
６７ 直噴インジェクタ（燃料噴射弁）
７１ ＶＶＬ（内部ＥＧＲ導入手段）
７２ ＶＶＴ（可変バルブタイミング機構）（内部ＥＧＲ導入手段）
７３ ＣＶＶＬ（内部ＥＧＲ導入手段）
５１１ ＥＧＲ弁（外部ＥＧＲガス還流手段）
５３１ ＥＧＲクーラバイパス弁（外部ＥＧＲガス還流手段） 1 Engine (Engine body)
10 PCM (controller)
18 cylinder 19 combustion chamber 21 intake valve 22 exhaust valve 25 spark plug 62 high pressure fuel supply system (fuel pressure variable mechanism)
67 Direct injection injector (fuel injection valve)
71 VVL (internal EGR introduction means)
72 VVT (Variable valve timing mechanism) (Internal EGR introduction means)
73 CVVL (internal EGR introduction means)
511 EGR valve (external EGR gas recirculation means)
531 EGR cooler bypass valve (external EGR gas recirculation means)

Claims (4)

頂部に燃焼室を形成する気筒を有し、ガソリンを主成分とする燃料が供給されるように構成されたエンジン本体と、
上記燃焼室側に開口する吸気ポート開口及び排気ポート開口をそれぞれ開閉するための吸気弁及び排気弁と、
上記燃焼室内に上記燃料を噴射するように構成された燃料噴射弁と、
上記燃料噴射弁が噴射する燃料の圧力を変更するように構成された燃圧可変機構と、
上記燃焼室内に臨んで配設され、当該燃焼室内の混合気に点火をするように構成された点火プラグと、
排気ガスを上記気筒内に導入するために、排気行程における吸気弁の開弁と吸気行程における排気弁の開弁との少なくとも一方を実行させる内部ＥＧＲ導入手段と、
少なくとも上記燃料噴射弁、上記燃圧可変機構、上記点火プラグ及び上記内部ＥＧＲ導入手段を制御することによって、上記エンジン本体を運転するように構成された制御器と、を備え、
上記制御器の制御によって、所定負荷よりも低負荷側の圧縮自己着火燃焼領域では、燃焼室内の混合気を圧縮自己着火により燃焼させる一方、上記所定負荷以上の高負荷側の火花点火燃焼領域では、上記点火プラグを用いて燃焼室内の混合気を火花点火により燃焼させるとともに、当該圧縮自己着火燃焼領域で上記内部ＥＧＲ導入手段を動作させる火花点火式直噴エンジンであって、
上記制御器は、
上記圧縮自己着火燃焼領域では、着火時期に最も近い燃料噴射の終了時期が、上記圧縮自己着火燃焼領域のうち所定の第１領域では吸気行程初期から圧縮行程中期までの期間内になる一方、上記圧縮自己着火燃焼領域のうち前記第１領域よりも高負荷側の第２領域では圧縮行程後期から膨張行程初期までの期間内になるように、上記燃料噴射弁を駆動させるとともに、上記第２領域では上記燃圧可変機構を用いて上記燃料噴射弁の燃料噴射圧力を３０ＭＰａ以上の所定圧力に設定する一方、上記第１領域では燃料噴射圧力を上記所定圧力よりも低圧に設定し、
上記圧縮自己着火燃焼領域ではさらに、上記気筒内に導入される全ガス量に対する内部ＥＧＲガス量の割合が、上記第１領域よりも上記第２領域の方が小さくなるように、負荷の増大にともなって吸気流量を増大させるように、上記内部ＥＧＲ導入手段を駆動し、
上記圧縮自己着火燃焼領域から上記火花点火燃焼領域への燃焼態様の切り替えに伴って、上記内部ＥＧＲ導入手段の動作を停止させることを特徴とする火花点火式直噴エンジン。 An engine body having a cylinder forming a combustion chamber at the top and configured to be supplied with fuel mainly composed of gasoline;
An intake valve and an exhaust valve for opening and closing the intake port opening and the exhaust port opening that open to the combustion chamber side, and
A fuel injection valve configured to inject the fuel into the combustion chamber;
A variable fuel pressure mechanism configured to change the pressure of fuel injected by the fuel injection valve;
An ignition plug disposed to face the combustion chamber and configured to ignite an air-fuel mixture in the combustion chamber;
Internal EGR introduction means for performing at least one of opening of an intake valve in an exhaust stroke and opening of an exhaust valve in an intake stroke in order to introduce exhaust gas into the cylinder;
A controller configured to operate the engine body by controlling at least the fuel injection valve, the fuel pressure variable mechanism, the spark plug, and the internal EGR introduction means,
By the control of the controller, in the compression self-ignition combustion region on the lower load side than the predetermined load, the air-fuel mixture in the combustion chamber is burned by compression self-ignition, while in the spark ignition combustion region on the high load side above the predetermined load. A spark ignition type direct injection engine that burns the air-fuel mixture in the combustion chamber by spark ignition using the spark plug and operates the internal EGR introduction means in the compression self-ignition combustion region,
The controller is
In the compression self-ignition combustion region, the end timing of fuel injection closest to the ignition timing is within the period from the initial stage of the intake stroke to the middle stage of the compression stroke in the predetermined first region of the compression self-ignition combustion region , The fuel injection valve is driven in the second region on the higher load side than the first region in the compression self-ignition combustion region so as to be within a period from the latter half of the compression stroke to the early stage of the expansion stroke , and the second In the region , the fuel injection pressure of the fuel injection valve is set to a predetermined pressure of 30 MPa or more using the fuel pressure variable mechanism, while in the first region, the fuel injection pressure is set to be lower than the predetermined pressure,
In the compression self-ignition combustion region, the load is increased so that the ratio of the internal EGR gas amount to the total gas amount introduced into the cylinder is smaller in the second region than in the first region. Accordingly, the internal EGR introduction means is driven so as to increase the intake flow rate,
A spark ignition direct injection engine characterized in that the operation of the internal EGR introduction means is stopped in accordance with switching of the combustion mode from the compression self-ignition combustion region to the spark ignition combustion region. 請求項１記載の火花点火式直噴エンジンにおいて、
上記所定負荷は、上記圧縮自己着火燃焼領域と、スロットル弁全開領域を除く火花点火燃焼領域と、からなる全領域を、負荷の低い低負荷領域と、これよりも負荷の高い中負荷領域と、さらに負荷の高い高負荷領域とに３等分した場合、中負荷領域に設定されていることを特徴とする火花点火式直噴エンジン。 The spark ignition direct injection engine according to claim 1,
The predetermined load is the entire region consisting of the compression self-ignition combustion region and the spark ignition combustion region excluding the throttle valve full open region, a low load region with a low load, and a medium load region with a higher load than this, Furthermore, the spark ignition direct injection engine is characterized in that it is set to an intermediate load region when it is divided equally into a high load region with a high load. 請求項１又は２記載の火花点火式直噴エンジンにおいて、
排気ガスが熱交換により冷却された低温のクールドＥＧＲガスを上記気筒内に導入可能に構成された外部ＥＧＲガス還流手段をさらに備え、
上記制御器は、上記圧縮自己着火燃焼領域における上記第２領域では、上記クールドＥＧＲガスが上記気筒内に導入されるように、上記外部ＥＧＲ還流手段を駆動させることを特徴とする火花点火式直噴エンジン。 The spark ignition direct injection engine according to claim 1 or 2,
An external EGR gas recirculation means configured to be able to introduce a low-temperature cooled EGR gas in which the exhaust gas is cooled by heat exchange into the cylinder;
The controller drives the external EGR recirculation means so that the cooled EGR gas is introduced into the cylinder in the second region in the compression self-ignition combustion region. Jet engine. 請求項１〜３のいずれか１つに記載の火花点火式直噴エンジンにおいて、
上記吸気弁の開弁時期を変更可能な可変バルブタイミング機構をさらに備え、
上記内部ＥＧＲ導入手段は、吸気行程中に排気弁を開弁させる際に、可変バルブタイミング機構を用いて、上記気筒内に導入するＥＧＲガス量を調整するように構成されていることを特徴とする火花点火式直噴エンジン。 In the spark ignition direct injection engine according to any one of claims 1 to 3,
A variable valve timing mechanism capable of changing the opening timing of the intake valve;
The internal EGR introduction means is configured to adjust the amount of EGR gas introduced into the cylinder using a variable valve timing mechanism when the exhaust valve is opened during the intake stroke. A spark ignition direct injection engine.
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