JP6252661B1 - Premixed compression ignition engine - Google Patents

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Abstract

【課題】着火時期の制御性および燃焼騒音を良好にしながら、より確実に適切な予混合圧縮着火燃焼を実現することのできる予混合圧縮着火式エンジンを提供する。【解決手段】燃焼室６のうち点火装置２３の電極部２３ａを含む第１領域Ｒ１の混合気Ｇ１が点火エネルギーを受けて燃焼した後、第１領域Ｒ１の外周側に位置する第２領域Ｒ２に形成された混合気Ｇ２が自着火するＳＩ＋ＣＩ燃焼が起きるように制御するとともに、ＳＩ＋ＣＩ燃焼の実行領域において、点火時期における第１領域Ｒ１内の混合気の空燃比を理論空燃比以上とし、ＳＩ＋ＣＩ燃焼の実行領域のうち高速領域Ａ２＿２では、点火時期における燃焼室内に生じる吸気流動の旋回数をエンジン回転数で割った値を低速領域Ａ２＿１よりも弱くする。【選択図】図９To provide a premixed compression ignition type engine capable of realizing appropriate premixed compression ignition combustion more reliably while improving controllability of ignition timing and combustion noise. An air-fuel mixture G1 in a first region R1 including an electrode portion 23a of an ignition device 23 in a combustion chamber 6 burns upon receiving ignition energy, and then a second region R2 located on the outer peripheral side of the first region R1. Is controlled so that SI + CI combustion in which the air-fuel mixture G2 formed by self-ignition occurs, and in the SI + CI combustion execution region, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the first region R1 at the ignition timing is set to be equal to or higher than the theoretical air-fuel ratio. In the high speed region A2_2 in the combustion execution region, a value obtained by dividing the number of revolutions of the intake flow generated in the combustion chamber at the ignition timing by the engine speed is made weaker than that in the low speed region A2_1. [Selection] Figure 9

Description

本発明は、燃焼室が形成された気筒を有するエンジン本体を備え、所定の条件下において前記燃焼室内で燃料と空気の混合気を自着火させる予混合圧縮着火式エンジンに関する。   The present invention relates to a premixed compression ignition engine that includes an engine body having a cylinder in which a combustion chamber is formed and that self-ignites a mixture of fuel and air in the combustion chamber under predetermined conditions.

従来より、ガソリンエンジン等において、予め混合された燃料と空気の混合気を燃焼室内で自着火させるいわゆる予混合圧縮着火燃焼を実施することが検討されている。   Conventionally, in a gasoline engine or the like, so-called premixed compression ignition combustion in which a premixed fuel / air mixture is self-ignited in a combustion chamber has been studied.

予混合圧縮着火燃焼では、圧縮比を高めることができること等に伴い熱効率を高めることができる一方、燃焼室内の各所において混合気が同時に燃焼を開始することで燃焼室内の圧力すなわち筒内圧が急激に上昇して燃焼騒音が悪化するという問題がある。また、燃焼の開始時期すなわち着火時期が燃焼室内の温度等によって変化しやすく、着火および燃焼時期を適切に制御するのが難しいという問題がある。   In premixed compression ignition combustion, the thermal efficiency can be increased with the increase in the compression ratio, etc., while the air-fuel mixture starts to burn simultaneously in various places in the combustion chamber, so that the pressure in the combustion chamber, that is, the in-cylinder pressure suddenly increases. There is a problem that the combustion noise increases due to the rise. In addition, there is a problem that the start timing of combustion, that is, the ignition timing, is easily changed by the temperature in the combustion chamber and the like, and it is difficult to appropriately control the ignition and combustion timing.

これに対して、例えば、特許文献１には、燃料を前段噴射と後段噴射とに分けて燃焼室内に噴射するとともに、これら前段噴射と後段噴射との間に混合気に点火を行うように構成されたエンジンが開示されている。   On the other hand, for example, in Patent Document 1, fuel is divided into first-stage injection and second-stage injection and injected into the combustion chamber, and the air-fuel mixture is ignited between these first-stage injection and second-stage injection. The disclosed engine is disclosed.

特許文献１のエンジンによれば、点火によって生じた火炎伝播燃焼によって混合気の温度を高めて混合気の自着火を開始させることができるため、点火時期を調整することによって着火時期を適切に制御することができるとともに、前段噴射により形成された混合気と後段噴射により形成された混合気の燃焼を異なるタイミングで開始させることができ、筒内圧の急上昇を抑えて燃焼騒音の悪化を抑制することができる。   According to the engine of Patent Document 1, since the temperature of the air-fuel mixture can be increased by the flame propagation combustion caused by ignition and the self-ignition of the air-fuel mixture can be started, the ignition timing is appropriately controlled by adjusting the ignition timing. The combustion of the air-fuel mixture formed by the front-stage injection and the air-fuel mixture formed by the rear-stage injection can be started at different timings, and the rapid increase in the in-cylinder pressure is suppressed, thereby suppressing the deterioration of the combustion noise. Can do.

特開２０１２−２４１５９０号公報JP 2012-241590 A

特許文献１のように、火炎伝播燃焼によって混合気の温度を高めることでこれを自着火させるエンジンでは、火炎伝播燃焼によって確実に混合気の温度を高める必要がある。   In an engine that self-ignites the mixture by increasing the temperature of the air-fuel mixture by flame propagation combustion as in Patent Document 1, it is necessary to reliably increase the temperature of the air-fuel mixture by flame propagation combustion.

しかしながら、エンジン回転数が高い運転領域では燃焼室内の吸気の流動が大きくなり、火炎が吹き消されて混合気を適切に自着火燃焼させることができないおそれがある。   However, in the operating region where the engine speed is high, the flow of the intake air in the combustion chamber becomes large, and the flame may be blown out, so that the air-fuel mixture cannot be appropriately self-ignited and combusted.

本発明は、前記のような事情に鑑みてなされたものであり、着火時期の制御性および燃焼騒音を良好にしながら、より確実に適切な予混合圧縮着火燃焼を実現することのできる予混合圧縮着火式エンジンを提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of the circumstances as described above, and is capable of realizing premixed compression ignition combustion more reliably while improving the controllability of the ignition timing and the combustion noise and more reliably. An object is to provide an ignition engine.

前記課題を解決するために、本発明は、燃焼室が形成された気筒を有するエンジン本体を備え、所定の条件下において前記燃焼室内で燃料と空気の混合気を自着火させる予混合圧縮着火式エンジンであって、前記燃焼室内に燃料を噴射する燃料噴射装置と、前記燃焼室の中央を臨み前記燃焼室内の混合気を点火して当該混合気に点火エネルギーを付与する電極部を備えた点火装置と、前記燃焼室内の吸気の流動の強さを変更可能な吸気流動変更機構と、エンジン本体の少なくとも一部の運転領域で、前記燃焼室のうち前記点火装置の電極部を含む第１領域に形成された混合気が前記点火装置から付与された点火エネルギーを受けて燃焼し、その後、前記燃焼室のうち前記第１領域の外周側に位置する第２領域に形成された混合気が自着火するＳＩ＋ＣＩ燃焼が起きるように、前記点火装置および前記燃料噴射装置を制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、前記ＳＩ＋ＣＩ燃焼の実行領域では、前記点火手段の点火時期における前記第１領域内の混合気の空燃比が理論空燃比以上となるように前記燃料噴射手段を制御するとともに、前記ＳＩ＋ＣＩ燃焼の実行領域のうちエンジン回転数が基準回転数以上の高速領域では、前記点火時期において、前記ＳＩ＋ＣＩ燃焼の実行領域のうちエンジン回転数が前記基準回転数未満の低速領域に比べて、前記燃焼室内に生じる吸気流動の旋回数をエンジン回転数で割った値が小さくなるように前記吸気流動変更機構を制御することを特徴とする予混合圧縮着火式エンジンを提供する（請求項１）。   In order to solve the above-mentioned problems, the present invention includes a premixed compression ignition system that includes an engine body having a cylinder in which a combustion chamber is formed, and that self-ignites a mixture of fuel and air in the combustion chamber under predetermined conditions. An ignition device comprising a fuel injection device for injecting fuel into the combustion chamber, and an electrode portion facing the center of the combustion chamber and igniting an air-fuel mixture in the combustion chamber to give ignition energy to the air-fuel mixture A first region including an electrode portion of the ignition device in the combustion chamber in an operating region of at least a part of the engine main body, an intake air flow changing mechanism capable of changing a flow strength of the intake air in the combustion chamber The air-fuel mixture formed in the combustion chamber receives the ignition energy applied from the ignition device and burns. Thereafter, the air-fuel mixture formed in the second region located on the outer peripheral side of the first region in the combustion chamber is self-generated. Ignite Control means for controlling the ignition device and the fuel injection device so that I + CI combustion occurs, and the control means is within the first region at the ignition timing of the ignition device in the SI + CI combustion execution region. The fuel injection means is controlled so that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is equal to or higher than the stoichiometric air-fuel ratio, and in the SI + CI combustion execution region, in the high-speed region where the engine speed is equal to or higher than the reference speed, the ignition timing is The intake flow change is made so that the value obtained by dividing the swirling speed of the intake flow generated in the combustion chamber by the engine speed is smaller than that in the low speed region where the engine speed is less than the reference rotational speed in the SI + CI combustion execution region. A premixed compression ignition engine characterized by controlling the mechanism is provided.

この構成では、ＳＩ＋ＣＩ燃焼実行領域において、点火手段の電極部を含む第１領域に形成された混合気を点火によって強制的に燃焼させて火炎伝播を生じさせ、この火炎伝播により燃焼室内の温度を高めることで周囲（第２領域）の混合気を自着火燃焼させている。そのため、点火時期の調整によって混合気の着火時期を適切な時期に制御することができる。   In this configuration, in the SI + CI combustion execution region, the air-fuel mixture formed in the first region including the electrode portion of the ignition means is forcibly burned by ignition to cause flame propagation, and this flame propagation causes the temperature in the combustion chamber to be increased. By raising the temperature, the surrounding (second region) air-fuel mixture is self-ignited and combusted. Therefore, the ignition timing of the air-fuel mixture can be controlled to an appropriate time by adjusting the ignition timing.

しかも、ＳＩ＋ＣＩ燃焼実行領域において、第１領域に形成される混合気の空燃比を理論空燃比以上としており、このように理論空燃比またはこれよりもリーンな混合気を第１領域に形成することにより、第１領域に形成される混合気の火炎伝播燃焼を緩慢にできるとともに、これによって燃焼室内の温度および圧力の急上昇を抑制してその後の圧縮自着火燃焼も緩慢にすることができ、燃焼騒音を小さく抑えることができる。   Moreover, in the SI + CI combustion execution region, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture formed in the first region is equal to or higher than the stoichiometric air-fuel ratio, and thus, the stoichiometric air-fuel ratio or a lean air-fuel mixture is formed in the first region. As a result, the flame propagation combustion of the air-fuel mixture formed in the first region can be slowed, and the rapid increase in temperature and pressure in the combustion chamber can be suppressed thereby slowing the subsequent compression auto-ignition combustion. Noise can be reduced.

ただし、このように混合気の空燃比をリーンにすることは火炎の伝播にとって不利であり、燃焼室内での吸気の流動が強い場合には火炎が吹き消されやすくなる。これに対して、本発明では、エンジン回転数が高いことに伴って吸気の流動が強くなりやすい高速領域において、燃焼室内の吸気の旋回数をエンジン回転数で割った値（いわゆるタンブル比）が、低速領域よりも小さくなるようにして、吸気の旋回数すなわち吸気の流動がエンジン回転数の増大に伴って強くなるのを抑制している。そのため、混合気の空燃比をリーンとしながら、火炎が吹き消されるのをより確実に抑制することができ、燃焼騒音を小さくしながら火炎伝播燃焼およびその後の自着火燃焼をより確実に実現することができる。   However, making the air-fuel ratio of the air-fuel mixture lean in this way is disadvantageous for the propagation of the flame, and when the flow of intake air in the combustion chamber is strong, the flame is easily blown out. On the other hand, in the present invention, a value obtained by dividing the number of revolutions of the intake air in the combustion chamber by the engine speed (a so-called tumble ratio) in a high-speed region where the flow of the intake air is likely to become strong as the engine speed is high. Therefore, the number of intake air turns, that is, the flow of the intake air is prevented from increasing as the engine speed increases. Therefore, it is possible to more reliably suppress the flame from being blown out while making the air-fuel ratio of the air-fuel mixture lean, and more reliably realize flame propagation combustion and subsequent auto-ignition combustion while reducing combustion noise. Can do.

前記構成において、前記吸気流動変更機構は、前記吸気弁の閉弁時期を変更可能であり、前記制御手段は、前記高速領域では、前記吸気弁の閉弁時期が吸気下死点よりも進角側且つ前記低速領域での前記吸気弁の閉弁時期よりも進角側になるように、前記吸気流動変更機構を制御するのが好ましい（請求項２）。   In the above configuration, the intake flow change mechanism can change the closing timing of the intake valve, and the control means can advance the closing timing of the intake valve from an intake bottom dead center in the high speed region. It is preferable to control the intake flow changing mechanism so that the intake valve closing timing in the low-speed region is closer to the advance side than the closing timing of the intake valve.

この構成によれば、吸気弁の閉弁時期を変更するという簡単な構成で高速領域において燃焼室内の吸気の流動を小さくすることができる。   According to this configuration, the flow of the intake air in the combustion chamber can be reduced in the high speed region with a simple configuration in which the closing timing of the intake valve is changed.

具体的には、仮に吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側にすると、吸気下死点後、ピストンの上昇に伴って燃焼室内の吸気が吸気ポートに向かって勢いよく流れ込むことで、燃焼室内の吸気の流動が大きくなる。そのため、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも進角側とすれば、燃焼室内の吸気の流動を小さくすることができる。また、吸気弁の閉弁時期を進角側にすれば、吸気弁が閉弁してから点火時期までの時間すなわち燃焼室内において吸気の流れが安定するまでの長くすることができる。そのため、吸気弁の閉弁時期を、吸気下死点よりも進角側で且つより進角側（低速領域の閉弁時期よりも進角側）にすれば、燃焼室内の吸気の流動をより確実に小さくすることができる。   Specifically, if the closing timing of the intake valve is retarded from the intake bottom dead center, the intake air in the combustion chamber flows into the intake port vigorously as the piston rises after the intake bottom dead center. As a result, the flow of intake air in the combustion chamber increases. Therefore, if the closing timing of the intake valve is set to an advance side from the intake bottom dead center, the flow of intake air in the combustion chamber can be reduced. Further, if the closing timing of the intake valve is set to the advance side, it is possible to lengthen the time from the closing of the intake valve to the ignition timing, that is, the time until the intake flow stabilizes in the combustion chamber. Therefore, if the valve closing timing of the intake valve is set to an advance side and a more advanced side than the intake bottom dead center (advancing side from the close timing in the low speed region), the flow of intake air in the combustion chamber is further increased. It can be surely made small.

なお、吸気弁の閉弁時期をこのように進角側にすると、吸気弁の閉弁時期から吸気下死点までの間に筒内圧すなわち燃焼室内の圧力が低下することで、燃焼室内のガスの温度が低くなって当該ガスの燃焼室の壁面からの受熱量が多くなり、圧縮上死点付近における燃焼室内の混合気が高くなりやすくなる。そして、低速領域では、高速領域よりもこの受熱時間が長くなるため、圧縮上死点付近における混合気の温度がより上昇して混合気が過早自着火しやすくなる（想定している時期よりも早いタイミングで自着火しやすくなる）。そのため、低速領域では、吸気弁の閉弁時期をより遅角側（高速領域の閉弁時期よりも遅角側）にすることでこれを抑えることができ、混合気を適切に圧縮自着火燃焼させることができる。   If the closing timing of the intake valve is set to the advance side in this way, the cylinder pressure, that is, the pressure in the combustion chamber, decreases between the closing timing of the intake valve and the intake bottom dead center, so that the gas in the combustion chamber is reduced. As the temperature of the gas decreases, the amount of heat received from the wall surface of the combustion chamber increases, and the mixture in the combustion chamber near the compression top dead center tends to increase. And, in the low speed region, this heat receiving time becomes longer than in the high speed region, so the temperature of the air-fuel mixture near the compression top dead center rises and the air-fuel mixture is more likely to self-ignite prematurely (than the assumed time) It is easy to ignite at an early timing.) For this reason, in the low speed range, this can be suppressed by setting the closing timing of the intake valve to a more retarded side (a retarded side than the closing timing of the high speed range), and the air-fuel mixture is appropriately compressed by auto-ignition combustion. Can be made.

前記構成において、高速領域における吸気弁の閉弁時期としては、例えば、クランク角で吸気下死点前５５度以上吸気下死点前５５度１５度以下の角度が挙げられる（請求項３）。   In the above configuration, the closing timing of the intake valve in the high speed region includes, for example, an angle of 55 degrees before intake bottom dead center and 15 degrees before intake bottom dead center in crank angle (Claim 3).

以上説明したように、本発明の予混合圧縮着火式エンジンによれば、着火時期の制御性および燃焼騒音を良好にしながら、より確実に適切な予混合圧縮着火燃焼を実現することができる。   As described above, according to the premixed compression ignition type engine of the present invention, appropriate premixed compression ignition combustion can be realized more reliably while improving the controllability of the ignition timing and the combustion noise.

本発明の一実施形態にかかるエンジンシステムの構成を示した図である。It is a figure showing composition of an engine system concerning one embodiment of the present invention. エンジン本体の概略断面図である。It is a schematic sectional drawing of an engine main body. エンジンの制御系統を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control system of an engine. 制御マップを示した図である。It is the figure which showed the control map. 低負荷領域の燃料噴射パターンと熱発生率を示した概略図である。It is the schematic which showed the fuel-injection pattern and heat release rate of the low load area | region. 燃焼室の概略断面図である。It is a schematic sectional drawing of a combustion chamber. 中負荷領域の燃料噴射パターンと点火時期と熱発生率とを示した概略図である。It is the schematic which showed the fuel-injection pattern of the medium load area | region, the ignition timing, and the heat release rate. 中負荷領域における混合気の形成手順を説明するための図であり、（１）〜（４）は互いに異なる時点での燃焼室内の状態を示している。It is a figure for demonstrating the formation procedure of the air-fuel | gaseous mixture in a medium load area | region, (1)-(4) has shown the state in the combustion chamber in a mutually different time. 中負荷領域におけるエンジン回転数と吸気弁の閉弁時期との関係を示した図である。It is the figure which showed the relationship between the engine speed in a middle load area | region, and the valve closing timing of an intake valve. 低速中負荷領域および高速中負荷領域での吸気弁のバルブリフトの一例を示した図である。It is the figure which showed an example of the valve lift of the intake valve in a low speed medium load area | region and a high speed medium load area | region. 吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側としたときの燃焼室内の吸気の流れを模式的に示した図であり、（ａ）は吸気下死点前の図、（ｂ）は吸気下死点後かつ吸気弁の閉弁直前の図、（ｃ）は吸気弁の閉弁後の図、（ｄ）圧縮上死点付近の図である。It is the figure which showed typically the flow of the intake air in a combustion chamber when the valve closing timing of an intake valve is made into a retard angle side rather than an intake bottom dead center, (a) is a figure before an intake bottom dead center, (b) ) Is a view after the intake bottom dead center and immediately before the intake valve is closed, (c) is a view after the intake valve is closed, and (d) is a view near the compression top dead center. 吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも進角側としたときの燃焼室内の吸気の流れを模式的に示した図であり、（ａ）は吸気下死点前の図、（ｂ）は吸気下死点後かつ吸気弁の閉弁直前の図、（ｃ）は吸気弁の閉弁後の図、（ｄ）圧縮上死点付近の図である。It is the figure which showed typically the flow of the intake air in a combustion chamber when the valve closing timing of an intake valve is made into an advance side rather than an intake bottom dead center, (a) is a figure before an intake bottom dead center, (b) ) Is a view after the intake bottom dead center and immediately before the intake valve is closed, (c) is a view after the intake valve is closed, and (d) is a view near the compression top dead center. 吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側としたときの燃焼室内の乱れエネルギーの様子を示した図である。It is the figure which showed the mode of the turbulent energy in a combustion chamber when the valve closing timing of an intake valve is made into the retard side from intake bottom dead center. 吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも進角側としたときの燃焼室内の乱れエネルギーの様子を示した図である。It is the figure which showed the mode of the turbulent energy in a combustion chamber when the valve closing timing of an intake valve is made into an advance side rather than an intake bottom dead center.

図１は、本発明の予混合圧縮着火エンジンが適用されるエンジンシステムの構成を示す図である。本実施形態のエンジンシステムは、４ストロークのエンジン本体１と、エンジン本体１に燃焼用の空気を導入するための吸気通路３０と、エンジン本体１で生成された排気を排出するための排気通路４０とを備える。   FIG. 1 is a diagram showing a configuration of an engine system to which a premixed compression ignition engine of the present invention is applied. The engine system of the present embodiment includes a four-stroke engine main body 1, an intake passage 30 for introducing combustion air into the engine main body 1, and an exhaust passage 40 for discharging exhaust generated by the engine main body 1. With.

エンジン本体１は、例えば、４つの気筒２が図１の紙面と直交する方向に直列に配置された直列４気筒エンジンである。このエンジンシステムは車両に搭載され、エンジン本体１は車両の駆動源として利用される。本実施形態では、エンジン本体１は、ガソリンを含む燃料の供給を受けて駆動される。なお、燃料は、バイオエタノール等を含むガソリンであってもよい。   The engine body 1 is, for example, an in-line four-cylinder engine in which four cylinders 2 are arranged in series in a direction orthogonal to the paper surface of FIG. This engine system is mounted on a vehicle, and the engine body 1 is used as a drive source for the vehicle. In the present embodiment, the engine main body 1 is driven by receiving supply of fuel including gasoline. The fuel may be gasoline containing bioethanol or the like.

（１）エンジン本体
図２は、エンジン本体１の概略断面図である。 (1) Engine Body FIG. 2 is a schematic sectional view of the engine body 1.

エンジン本体１は、気筒２が内部に形成されたシリンダブロック３と、シリンダブロック３の上面に設けられたシリンダヘッド４と、気筒２に往復動（上下動）可能に嵌装されたピストン５とを有する。   The engine body 1 includes a cylinder block 3 in which a cylinder 2 is formed, a cylinder head 4 provided on the upper surface of the cylinder block 3, and a piston 5 fitted to the cylinder 2 so as to be able to reciprocate (up and down). Have

ピストン５の上方には燃焼室６が形成されている。燃焼室６はいわゆるペントルーフ型であり、シリンダヘッド４の下面で構成される燃焼室６の天井面６ａ（以下、単に、燃焼室天井面６ａという）は吸気側および排気側の２つの傾斜面からなる三角屋根状をなしている。ピストン５の冠面５ａ（以下、単に、ピストン冠面５ａという）には、その中心部を含む領域をシリンダヘッド４とは反対側（下方）に凹ませたキャビティ１０が形成されている。なお、ここでは、ピストン５の位置や混合気の燃焼状態によらず気筒２の内側空間のうちピストン冠面５ａと燃焼室天井面６ａとの間の空間を、燃焼室６という。   A combustion chamber 6 is formed above the piston 5. The combustion chamber 6 is a so-called pent roof type, and the ceiling surface 6a of the combustion chamber 6 formed by the lower surface of the cylinder head 4 (hereinafter simply referred to as the combustion chamber ceiling surface 6a) is formed from two inclined surfaces on the intake side and the exhaust side. It has a triangular roof shape. A cavity 10 is formed in the crown surface 5a of the piston 5 (hereinafter, simply referred to as the piston crown surface 5a) in which a region including the center portion is recessed on the opposite side (downward) from the cylinder head 4. Here, the space between the piston crown surface 5 a and the combustion chamber ceiling surface 6 a in the inner space of the cylinder 2 regardless of the position of the piston 5 and the combustion state of the air-fuel mixture is referred to as the combustion chamber 6.

本実施形態では、エンジン本体１の幾何学的圧縮比、つまり、ピストン５が下死点にあるときの燃焼室６の容積とピストン５が上死点にあるときの燃焼室６の容積との比は、１６以上３５以下（例えば２０程度）に設定されている。   In this embodiment, the geometric compression ratio of the engine body 1, that is, the volume of the combustion chamber 6 when the piston 5 is at the bottom dead center and the volume of the combustion chamber 6 when the piston 5 is at the top dead center. The ratio is set to 16 or more and 35 or less (for example, about 20).

シリンダヘッド４には、吸気通路３０から供給される空気を気筒２（燃焼室６）内に導入するための吸気ポート１６と、気筒２内で生成された排気を排気通路４０に導出するための排気ポート１７とが形成されている。これら吸気ポート１６と排気ポート１７とは、気筒２毎にそれぞれ２つずつ形成されている。   The cylinder head 4 has an intake port 16 for introducing air supplied from the intake passage 30 into the cylinder 2 (combustion chamber 6), and exhaust for generating exhaust gas generated in the cylinder 2 to the exhaust passage 40. An exhaust port 17 is formed. Two intake ports 16 and two exhaust ports 17 are formed for each cylinder 2.

シリンダヘッド４には、各吸気ポート１６の気筒２側の開口をそれぞれ開閉する吸気弁１８と、各排気ポート１７の気筒２側の開口をそれぞれ開閉する排気弁１９とが設けられている。   The cylinder head 4 is provided with an intake valve 18 that opens and closes an opening on the cylinder 2 side of each intake port 16 and an exhaust valve 19 that opens and closes an opening on the cylinder 2 side of each exhaust port 17.

吸気弁１８および排気弁１９は、それぞれ吸気弁駆動機構２０および排気弁駆動機構２１によって駆動される。吸気弁駆動機構２０には、吸気弁１８の閉弁時期を変更可能な吸気閉弁時期変更機構（吸気流動変更機構）２０ａが組み込まれている。本実施形態では、吸気弁閉弁時期変更機構２０ａは、吸気弁１８の開弁時期を所定の時期に固定した状態で吸気弁１８のバルブリフト量を連続的に変更できるようになっており、このバルブリフト量を変更することで吸気弁１８の閉弁時期（以下、適宜、吸気閉弁時期という）を変更する。   The intake valve 18 and the exhaust valve 19 are driven by an intake valve drive mechanism 20 and an exhaust valve drive mechanism 21, respectively. The intake valve drive mechanism 20 incorporates an intake valve closing timing changing mechanism (intake flow changing mechanism) 20 a that can change the closing timing of the intake valve 18. In the present embodiment, the intake valve closing timing changing mechanism 20a can continuously change the valve lift amount of the intake valve 18 in a state where the opening timing of the intake valve 18 is fixed to a predetermined timing. By changing the valve lift amount, the valve closing timing of the intake valve 18 (hereinafter referred to as intake valve closing timing as appropriate) is changed.

シリンダヘッド４には、燃料を噴射するインジェクタ（燃料噴射装置）２２が設けられている。インジェクタ２２は、噴射口が形成された先端部が燃焼室天井面６ａの中央付近に位置して燃焼室６の中央を臨むように取り付けられている。インジェクタ２２は、燃焼室天井面６ａの中央付近からピストン冠面５ａに向かって、気筒２の中心軸を中心としたコーン状（詳しくはホローコーン状）に燃料を噴射するように構成されている。コーンのテーパ角（噴霧角）は、例えば９０°〜１００°である。   The cylinder head 4 is provided with an injector (fuel injection device) 22 for injecting fuel. The injector 22 is attached so that the tip portion where the injection port is formed is located near the center of the combustion chamber ceiling surface 6a and faces the center of the combustion chamber 6. The injector 22 is configured to inject fuel in a cone shape (specifically, a hollow cone shape) around the central axis of the cylinder 2 from the vicinity of the center of the combustion chamber ceiling surface 6a toward the piston crown surface 5a. The taper angle (spray angle) of the cone is, for example, 90 ° to 100 °.

本実施形態では、インジェクタ２２として、外開式のインジェクタが用いられている。なお、インジェクタ２２は、前記のように気筒２の中心軸を中心としたコーン状に燃料を噴射可能なものであればどのような構成のものであってもよく、外開式に限らず、ＶＣＯ（Ｖａｌｖｅ Ｃｏｖｅｒｅｄ Ｏｒｉｆｉｃｅ）ノズルタイプのインジェクタや、先端部に複数の噴孔が設けられかつ所定の噴霧角で燃料を噴射するマルチホールタイプのインジェクタや、ホロ−コーン状に燃料を噴射するスワールインジェクタであってもよい。   In the present embodiment, an outward-opening type injector is used as the injector 22. The injector 22 may have any configuration as long as it can inject fuel in a cone shape around the central axis of the cylinder 2 as described above. VCO (Valve Covered Orifice) nozzle type injectors, multi-hole type injectors having a plurality of injection holes at the tip and injecting fuel at a predetermined spray angle, and swirl injectors injecting fuel in a holo-cone shape It may be.

シリンダヘッド４には、燃焼室６内の混合気を点火するための点火プラグ（点火装置）２３が設けられている。点火プラグ２３は、火花を放電して混合気に点火エネルギーを付与する電極が形成された電極部２３ａを有する。点火プラグ２３は、電極部２３ａが燃焼室天井面６ａの中央付近に位置して燃焼室６の中央を臨むように配置されている。   The cylinder head 4 is provided with a spark plug (ignition device) 23 for igniting the air-fuel mixture in the combustion chamber 6. The spark plug 23 has an electrode portion 23a on which an electrode for discharging sparks and applying ignition energy to the air-fuel mixture is formed. The spark plug 23 is disposed so that the electrode portion 23a is positioned near the center of the combustion chamber ceiling surface 6a and faces the center of the combustion chamber 6.

図１に戻り、吸気通路３０には、上流側から順に、エアクリーナ３１と、吸気通路３０を開閉するためのスロットルバルブ３２とが設けられている。本実施形態では、エンジンの運転中、スロットルバルブ３２は基本的に全開もしくはこれに近い開度に維持されており、エンジンの停止時等の限られた運転条件のときにのみ閉弁されて吸気通路３０を遮断する。   Returning to FIG. 1, the intake passage 30 is provided with an air cleaner 31 and a throttle valve 32 for opening and closing the intake passage 30 in order from the upstream side. In the present embodiment, during operation of the engine, the throttle valve 32 is basically fully opened or close to the opening, and is closed only when the engine is in a limited operating condition such as when the engine is stopped. The passage 30 is blocked.

排気通路４０には、排気を浄化するための浄化装置４１が設けられている。浄化装置４１は、例えば、三元触媒を内蔵している。   The exhaust passage 40 is provided with a purification device 41 for purifying the exhaust. The purification device 41 includes, for example, a three-way catalyst.

排気通路４０には、排気通路４０を通過する排気の一部をＥＧＲガスとして吸気通路３０に還流するためのＥＧＲ装置４６が設けられている。ＥＧＲ装置４６は、吸気通路３０のうちスロットルバルブ３２よりも下流側の部分と排気通路４０のうち浄化装置４１よりも上流側の部分とを連通するＥＧＲ通路４７、および、ＥＧＲ通路４７を開閉するＥＧＲバルブ４８を有する。また、本実施形態では、ＥＧＲ通路４７に、これを通過するＥＧＲガスを冷却するためのＥＧＲクーラ４９が設けられており、ＥＧＲガスはＥＧＲクーラ４９にて冷却された後吸気通路３０に還流される。   The exhaust passage 40 is provided with an EGR device 46 for returning a part of the exhaust gas passing through the exhaust passage 40 to the intake passage 30 as EGR gas. The EGR device 46 opens and closes an EGR passage 47 that connects a portion of the intake passage 30 downstream of the throttle valve 32 and a portion of the exhaust passage 40 upstream of the purification device 41, and the EGR passage 47. An EGR valve 48 is provided. In the present embodiment, the EGR passage 47 is provided with an EGR cooler 49 for cooling the EGR gas passing through the EGR passage 47, and the EGR gas is cooled by the EGR cooler 49 and then returned to the intake passage 30. The

（２）制御系統
（２−１）システム構成
図３は、エンジンの制御系統を示すブロック図である。図３に示すように、本実施形態のエンジンシステムは、ＰＣＭ（パワートレイン・コントロール・モジュール、制御手段）１００によって統括的に制御される。ＰＣＭ１００は、周知のとおり、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等から構成されるマイクロプロセッサである。 (2) Control System (2-1) System Configuration FIG. 3 is a block diagram showing an engine control system. As shown in FIG. 3, the engine system of the present embodiment is comprehensively controlled by a PCM (powertrain control module, control means) 100. As is well known, the PCM 100 is a microprocessor including a CPU, a ROM, a RAM, and the like.

車両には各種センサが設けられており、ＰＣＭ１００はこれらセンサと電気的に接続されている。例えば、シリンダブロック３には、エンジン回転数を検出するクランク角センサＳＮ１が設けられている。また、吸気通路３０を通って各気筒２に吸入される空気量を検出するエアフローセンサＳＮ２が設けられている。また、車両には、運転者により操作される図外のアクセルペダルの開度（アクセル開度）を検出するアクセル開度センサＳＮ３が設けられている。   Various sensors are provided in the vehicle, and the PCM 100 is electrically connected to these sensors. For example, the cylinder block 3 is provided with a crank angle sensor SN1 that detects the engine speed. Further, an air flow sensor SN2 that detects the amount of air taken into each cylinder 2 through the intake passage 30 is provided. Further, the vehicle is provided with an accelerator opening sensor SN3 for detecting the opening degree of an accelerator pedal (accelerator opening degree) operated by the driver, which is not shown.

ＰＣＭ１００は、これらセンサＳＮ１〜ＳＮ３等からの入力信号に基づいて種々の演算を実行して、点火プラグ２３、インジェクタ２２、スロットルバルブ３２、ＥＧＲバルブ４８、吸気閉弁時期変更機構２０ａ等のエンジンの各部を制御する。   The PCM 100 executes various calculations based on the input signals from these sensors SN1 to SN3, etc., and performs engine calculations such as the ignition plug 23, the injector 22, the throttle valve 32, the EGR valve 48, the intake valve closing timing changing mechanism 20a, and the like. Control each part.

本実施形態では、ＥＧＲバルブ４８は全運転領域において開弁され、全運転領域においてＥＧＲガスが吸気通路３０に還流される。   In the present embodiment, the EGR valve 48 is opened in the entire operation region, and the EGR gas is recirculated to the intake passage 30 in the entire operation region.

また、熱効率を高めるべく、点火プラグ２３の点火時期（点火プラグ２３が混合気を点火する時期）が、全運転領域において、熱発生率の重心、すなわち、燃焼室６に供給される燃料の全量（質量）の５０％が燃焼を完了するタイミングが、膨張行程となるように制御される。   Further, in order to increase the thermal efficiency, the ignition timing of the spark plug 23 (the timing at which the spark plug 23 ignites the air-fuel mixture) is the center of gravity of the heat generation rate, that is, the total amount of fuel supplied to the combustion chamber 6 in the entire operation region. The timing at which 50% of (mass) completes combustion is controlled to be the expansion stroke.

また、本実施形態では、全運転領域において予混合圧縮着火燃焼（ＣＩ燃焼）が実施される。ただし、予混合圧縮着火燃焼を実現するための各種制御が運転領域に応じて異なっている。   In the present embodiment, premixed compression ignition combustion (CI combustion) is performed in the entire operation region. However, various controls for realizing premixed compression ignition combustion differ depending on the operation region.

図４は、横軸がエンジン回転数、縦軸がエンジン負荷の制御マップである。本実施形態では、制御領域として、エンジン負荷が予め設定された第１負荷Ｔｑ１未満の低負荷領域Ａ１と、エンジン負荷が第１負荷Ｔｑ１以上かつ第２負荷Ｔｑ２未満の中負荷領域Ａ２と、エンジン負荷が第２負荷Ｔｑ２以上の高負荷領域Ａ３とが設定されている。また、中負荷領域Ａ２が、エンジン回転数が予め設定された基準回転数Ｎ１未満の低速中負荷領域（低速領域）Ａ２＿１と、エンジン回転数が基準回転数Ｎ１以上の高速中負荷領域（高速領域）Ａ２＿２とに分けられている。以下に、各運転領域での制御内容について説明する。   FIG. 4 is a control map of the engine speed on the horizontal axis and the engine load on the vertical axis. In the present embodiment, as a control region, a low load region A1 in which the engine load is less than a first load Tq1 set in advance, a medium load region A2 in which the engine load is greater than or equal to the first load Tq1 and less than the second load Tq2, and the engine A high load region A3 in which the load is equal to or greater than the second load Tq2 is set. Further, the medium load region A2 includes a low speed medium load region (low speed region) A2_1 in which the engine speed is less than a preset reference rotational speed N1, and a high speed medium load region (high speed region) in which the engine speed is equal to or higher than the reference rotational speed N1. ) A2_2. Below, the control content in each driving | operation area | region is demonstrated.

（２−２）低負荷領域
図５は、低負荷領域Ａ１における燃料の噴射パターンおよび熱発生率ｄＱを概略的に示した図である。図５に示すように、低負荷領域Ａ１では、一括噴射Ｆ１０が行われ、１燃焼サイクルに燃焼室６に供給する燃料の全量が圧縮行程の前半にインジェクタ２２から燃焼室６に噴射される。なお、この噴射量（インジェクタ２２から噴射される燃料の量）は、アクセル開度等から算出されたエンジン負荷とエンジン回転数等から演算される。 (2-2) Low Load Region FIG. 5 is a diagram schematically showing the fuel injection pattern and the heat generation rate dQ in the low load region A1. As shown in FIG. 5, in the low load region A1, collective injection F10 is performed, and the entire amount of fuel supplied to the combustion chamber 6 in one combustion cycle is injected from the injector 22 into the combustion chamber 6 in the first half of the compression stroke. The injection amount (the amount of fuel injected from the injector 22) is calculated from the engine load and the engine speed calculated from the accelerator opening and the like.

このように、低負荷領域Ａ１では、燃料の全量が圧縮行程前半に燃焼室６内に噴射されて空気と混合される。そして、この混合気がピストン５の圧縮作用により昇温および昇圧することで圧縮上死点付近において自着火し、これにより、予混合圧縮着火燃焼が実現される。   Thus, in the low load region A1, the entire amount of fuel is injected into the combustion chamber 6 and mixed with air in the first half of the compression stroke. Then, the air-fuel mixture is heated and raised by the compression action of the piston 5 to self-ignite in the vicinity of the compression top dead center, whereby premixed compression ignition combustion is realized.

（２−３）中負荷領域
中負荷領域Ａ２では、点火アシストによる予混合圧縮着火燃焼（ＳＩ＋ＣＩ燃焼）が実施される。すなわち、燃焼室６に形成された混合気に点火プラグ２３から放電を行い、点火プラグ２３周りの混合気を強制的に着火し、点火プラグ２３周りから火炎伝播を生じさせて燃焼室６内の混合気を昇温して、他の混合気を自着火させる。 (2-3) Medium Load Region In the medium load region A2, premixed compression ignition combustion (SI + CI combustion) is performed by ignition assist. That is, the air-fuel mixture formed in the combustion chamber 6 is discharged from the spark plug 23 to forcibly ignite the air-fuel mixture around the spark plug 23 and cause flame propagation from around the spark plug 23, The temperature of the mixture is raised and other mixtures are ignited.

中負荷領域Ａ２では、点火時期において、燃焼室６のうち点火プラグ２３の電極が形成された電極部２３ａを含む中央側領域（第１領域）Ｒ１に形成される第１混合気Ｇ１の空燃比と、燃焼室６のうち中央側領域Ｒ１よりも外周側の外周側領域（第２領域）Ｒ２に形成される第２混合気Ｇ２の空燃比とが異なるように制御される。   In the medium load region A2, at the ignition timing, the air-fuel ratio of the first air-fuel mixture G1 formed in the central side region (first region) R1 including the electrode portion 23a in which the electrode of the spark plug 23 is formed in the combustion chamber 6. And the air-fuel ratio of the second air-fuel mixture G2 formed in the outer peripheral side region (second region) R2 on the outer peripheral side of the central side region R1 in the combustion chamber 6 is controlled to be different.

燃焼室６の概略断面図である図６に示すように、中央側領域Ｒ１は、気筒２の中心軸に沿う方向から見ておよそキャビティ１０が形成された領域であり、外周側領域Ｒ２は、キャビティ１０よりも気筒２の径方向の外側の領域である。   As shown in FIG. 6, which is a schematic sectional view of the combustion chamber 6, the central region R <b> 1 is a region where the cavity 10 is formed as viewed from the direction along the central axis of the cylinder 2, and the outer peripheral region R <b> 2 is This is an area outside the cavity 10 in the radial direction of the cylinder 2.

図７および図８を用いて詳しく説明する。図７は、中負荷領域Ａ２における、燃料噴射の噴射パターンと点火時期と熱発生率ｄＱとを概略的に示した図である。図８は、中負荷領域Ａ２における混合気の形成手順を説明するための図である。図８（１）〜（４）は、この順に時間が経過しており、図８の（１）は、吸気行程中の燃焼室６内の状態を、図８の（２）〜（４）は、圧縮行程中の燃焼室６内の状態を示している。   This will be described in detail with reference to FIGS. FIG. 7 is a diagram schematically showing the fuel injection pattern, the ignition timing, and the heat generation rate dQ in the medium load region A2. FIG. 8 is a diagram for explaining the procedure for forming the air-fuel mixture in the medium load region A2. 8 (1) to (4) have elapsed in this order, and (1) in FIG. 8 shows the state in the combustion chamber 6 during the intake stroke in (2) to (4) in FIG. Indicates a state in the combustion chamber 6 during the compression stroke.

図８の（１）に示すように、インジェクタ２２は、まず、燃焼室６の全域に燃料を拡散させるための第１燃料噴射Ｆ２１を実施する。第１燃料噴射Ｆ２１は、吸気行程から圧縮行程前期までの期間内に実施される。なお、本明細書において圧縮行程等の○○行程の前期、中期、後期は、この行程を３等分したときの前期、中期、後期のことを指し、○○行程の前半、後半は、この行程を２等分したときの前半、後半のことを指す。   As shown in (1) of FIG. 8, the injector 22 first performs a first fuel injection F <b> 21 for diffusing fuel throughout the combustion chamber 6. The first fuel injection F21 is performed within a period from the intake stroke to the first half of the compression stroke. In this specification, the first, middle, and second half of the XX process, such as the compression process, refer to the first, middle, and second half when this process is divided into three equal parts. This refers to the first half and the second half when the process is divided into two equal parts.

第１燃料噴射Ｆ２１の噴射量（第１燃料噴射Ｆ２１によって燃焼室６内に噴射された燃料の量）は、燃焼室６内の混合気の空燃比が理論空燃比よりもリーンになるように（混合気の空燃比Ａ／Ｆが理論空燃比よりも大きくなり、混合気の空気過剰率λがλ＞１となるように）設定される。すなわち、第１燃料噴射Ｆ２１の噴射量は、燃焼室６内の空気を理論空燃比で割った値よりも小さくされる。   The injection amount of the first fuel injection F21 (the amount of fuel injected into the combustion chamber 6 by the first fuel injection F21) is such that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the combustion chamber 6 is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. (The air-fuel ratio A / F of the air-fuel mixture becomes larger than the stoichiometric air-fuel ratio, and the excess air ratio λ of the air-fuel mixture becomes λ> 1). That is, the injection amount of the first fuel injection F21 is made smaller than the value obtained by dividing the air in the combustion chamber 6 by the stoichiometric air-fuel ratio.

図８の（２）に示すように、第１燃料噴射Ｆ２１の実施後しばらく後には、第１燃料噴射Ｆ２１により噴射された燃料は燃焼室６のほぼ全域に拡散し、燃焼室６には理論空燃比よりもリーンでほぼ均質な混合気が形成される。   As shown in (2) of FIG. 8, for a while after the execution of the first fuel injection F21, the fuel injected by the first fuel injection F21 diffuses over almost the entire area of the combustion chamber 6, and the combustion chamber 6 has a theoretical theory. An air-fuel mixture that is leaner and more homogeneous than the air-fuel ratio is formed.

次に、インジェクタ２２は、外周側領域Ｒ２に燃料を偏在させるための第２燃料噴射Ｆ２２を実施する。このとき、インジェクタ２２は、図８の（３）に示すように、インジェクタ２２から噴射された燃料がキャビティ１０の周縁部１０ｃと衝突するようなタイミングで燃料を噴射する。   Next, the injector 22 performs the second fuel injection F22 for causing the fuel to be unevenly distributed in the outer peripheral side region R2. At this time, the injector 22 injects the fuel at a timing such that the fuel injected from the injector 22 collides with the peripheral edge portion 10c of the cavity 10, as shown in FIG.

図８の（３）に示すように、このように噴射された燃料はキャビティ１０の周縁部１０ｃへ至った後これに沿って燃焼室６の天井面６ａ側に向かい、キャビティ１０の外周側すなわち外周側領域Ｒ２に導入される。第２燃料噴射Ｆ２２は、例えば、圧縮行程中期（ＢＴＤＣ１２０°ＣＡからＢＴＤＣ６０°ＣＡまで）に実施される。   As shown in FIG. 8 (3), the fuel injected in this way reaches the peripheral edge 10 c of the cavity 10, travels along this toward the ceiling surface 6 a side of the combustion chamber 6, and on the outer peripheral side of the cavity 10, that is, It is introduced into the outer peripheral side region R2. The second fuel injection F22 is performed, for example, in the middle of the compression stroke (from BTDC 120 ° CA to BTDC 60 ° CA).

第２燃料噴射Ｆ２２の噴射量は、外周側領域Ｒ２の空燃比が理論空燃比となるような量とされる。すなわち、第２燃料噴射Ｆ２２の噴射量は、第１燃料噴射Ｆ２１によって形成された燃焼室６の混合気の空燃比を理論空燃比から差し引いた値に、外周側領域Ｒ２に存在する空気の量をかけた値に設定される。   The injection amount of the second fuel injection F22 is set such that the air-fuel ratio in the outer peripheral region R2 becomes the stoichiometric air-fuel ratio. That is, the injection amount of the second fuel injection F22 is the amount of air present in the outer peripheral region R2 to a value obtained by subtracting the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the combustion chamber 6 formed by the first fuel injection F21 from the theoretical air-fuel ratio. Set to the value multiplied by.

この第２燃料噴射Ｆ２２によって、中負荷領域Ａ２では、図８の（４）に示すように、燃焼室６内が成層化される。すなわち、中央側領域Ｒ１に、第１燃料噴射Ｆ２１によって噴射された燃料と空気との混合気であって理論空燃比よりもリーンな混合気（第１混合気Ｇ１）が形成され、外周側領域Ｒ２に、第１燃料噴射Ｆ２１の燃料と第２燃料噴射Ｆ２２の燃料と空気との混合気であって理論空燃比となる混合気（第２混合気Ｇ２）が形成される。この成層状態は点火時期まで維持され、点火時期においても、中央側領域Ｒ１の混合気の空燃比は理論空燃比よりもリーンとなり、外周側領域Ｒ２の混合気の空燃比は理論空燃比となる。例えば、中負荷領域Ａ２では、中央側領域Ｒ１の混合気の空燃比は２０程度に制御される。   By the second fuel injection F22, the combustion chamber 6 is stratified in the middle load region A2 as shown in FIG. 8 (4). That is, an air-fuel mixture (first air-fuel mixture G1) that is a mixture of fuel and air injected by the first fuel injection F21 and leaner than the stoichiometric air-fuel ratio is formed in the central region R1, and the outer peripheral region In R2, an air-fuel mixture (second air-fuel mixture G2) that is a mixture of the fuel of the first fuel injection F21, the fuel of the second fuel injection F22, and air and has a stoichiometric air-fuel ratio is formed. This stratified state is maintained until the ignition timing, and even at the ignition timing, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the central region R1 becomes leaner than the stoichiometric air-fuel ratio, and the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the outer peripheral region R2 becomes the stoichiometric air-fuel ratio. . For example, in the middle load region A2, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the central region R1 is controlled to about 20.

そして、圧縮上死点近傍で点火プラグ２３が点火を行う。図７に示すように、本実施形態では、圧縮上死点よりもわずかに進角側の時期で点火が行われる。   The spark plug 23 ignites near the compression top dead center. As shown in FIG. 7, in this embodiment, ignition is performed at a timing slightly ahead of the compression top dead center.

ここで、前記のように、点火プラグ２３の電極部２３ａは中央側領域Ｒ１内に配置されている。従って、図３に示すように、点火エネルギーは中央側領域Ｒ１に形成された第１混合気Ｇ１に供給され、第１混合気Ｇ１が火炎伝播燃焼（ＳＩ燃焼）を開始する。そして、この火炎伝播燃焼によって燃焼室６内が昇温され、外周側領域Ｒ２に形成された第２混合気Ｇ２が圧縮自着火燃焼（ＣＩ燃焼）する。   Here, as described above, the electrode portion 23a of the spark plug 23 is disposed in the central region R1. Therefore, as shown in FIG. 3, the ignition energy is supplied to the first air-fuel mixture G1 formed in the central region R1, and the first air-fuel mixture G1 starts flame propagation combustion (SI combustion). Then, the temperature in the combustion chamber 6 is raised by this flame propagation combustion, and the second gas mixture G2 formed in the outer peripheral region R2 undergoes compression self-ignition combustion (CI combustion).

このように、中負荷領域Ａ２では、低速中負荷領域Ａ２＿１と高速中負荷領域Ａ２＿２とのいずれにおいても、前記のように燃焼室６内が成層化されつつ点火アシストによる圧縮自着火燃焼が実施される。   As described above, in the medium load region A2, in both the low speed medium load region A2_1 and the high speed medium load region A2_2, the combustion chamber 6 is stratified as described above, and compression self-ignition combustion is performed by ignition assist. The

一方、低速中負荷領域Ａ２＿１と高速中負荷領域Ａ２＿２とでは、吸気弁１８の閉弁時期が異なるように制御される。具体的には、高速中負荷領域Ａ２＿２での吸気閉弁時期が、低速中負荷領域Ａ２＿１での吸気閉弁時期よりも進角側、かつ、吸気下死点よりも進角側とされる。   On the other hand, the low-medium load region A2_1 and the high-speed medium load region A2_2 are controlled so that the closing timing of the intake valve 18 is different. Specifically, the intake valve closing timing in the high-speed medium load region A2_2 is set to an advance side with respect to the intake valve closing timing in the low-speed medium load region A2_1 and further to the advance side than the intake bottom dead center.

図９は、本実施形態における、中負荷領域でのエンジン回転数と吸気弁の閉弁時期との関係を示した図である。図１０は、クランク角に対する吸気弁１８のバルブリフトを示した図であり、この図１０には、所定のエンジン負荷における低速中負荷領域Ａ２＿１の吸気弁１８バルブリフトの一例を実線で、このエンジン負荷における高速中負荷領域Ａ２＿２のバルブリフトの一例を破線で示している。なお、図９では、基準回転数Ｎ１において、低速中負荷領域Ａ２＿１と高速中負荷領域Ａ２＿２とで吸気閉弁時期が不連続に切り替わる場合を示しているが、この図９に示した吸気閉弁時期は一例であって、例えば、基準回転数Ｎ１付近で、エンジン回転数に対して吸気閉弁時期が連続して変化するように設定されてもよい。また、図９では吸気閉弁時期がエンジン回転数に比例して変化する場合を例示しているが、各領域Ａ２＿１、Ａ２＿２において吸気閉弁時期はこのようにエンジン回転数に比例して変化しなくてもよい。   FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the engine speed in the middle load region and the closing timing of the intake valve in the present embodiment. FIG. 10 is a diagram showing the valve lift of the intake valve 18 with respect to the crank angle. In FIG. 10, an example of the intake valve 18 valve lift in the low-speed medium load region A2_1 at a predetermined engine load is shown by a solid line. An example of the valve lift in the high-speed intermediate load region A2_2 in the load is indicated by a broken line. FIG. 9 shows a case where the intake valve closing timing is switched discontinuously between the low-speed intermediate load region A2_1 and the high-speed intermediate load region A2_2 at the reference rotational speed N1, but the intake valve closing shown in FIG. The timing is an example. For example, the intake valve closing timing may be set to continuously change with respect to the engine speed near the reference speed N1. FIG. 9 illustrates the case where the intake valve closing timing changes in proportion to the engine speed, but the intake valve closing timing changes in proportion to the engine speed in each of the regions A2_1 and A2_2. It does not have to be.

図９および図１０に示すように、本実施形態では、低速中負荷領域Ａ２＿１では、吸気閉弁時期は吸気下死点（ＢＤＣ）よりも遅角側とされる。一方、高速中負荷領域Ａ２＿２では、吸気閉弁時期は吸気下死点よりも進角側とされる。具体的には、高速中負荷領域Ａ２＿２の吸気閉弁時期は、ＢＢＤＣ（吸気下死点前）１５°ＣＡ以上ＢＢＤＣ５５°ＣＡ以下の範囲に設定される。   As shown in FIGS. 9 and 10, in the present embodiment, in the low-speed medium load region A2_1, the intake valve closing timing is set to the retard side with respect to the intake bottom dead center (BDC). On the other hand, in the high-speed intermediate load region A2_2, the intake valve closing timing is set to an advance side with respect to the intake bottom dead center. Specifically, the intake valve closing timing in the high-speed intermediate load region A2_2 is set in a range of BBDC (before intake bottom dead center) 15 ° CA or more and BBDC 55 ° CA or less.

また、図９に示すように、本実施形態では、低速中負荷領域Ａ２＿１および高速中負荷領域Ａ２＿２のいずれにおいても、エンジン回転数が高くなるほど進角される。   Further, as shown in FIG. 9, in this embodiment, the angle is advanced as the engine speed increases in both the low-speed medium load region A2_1 and the high-speed medium load region A2_2.

なお、図１０に示すように、本明細書における吸気閉弁時期は、吸気弁１８が実質的に閉弁する時期、すなわち、吸気弁１８を介して吸気ポート１６と燃焼室６との間でガスの流通が停止する時期であり、バルブリフト量が０．３〜０．４ｍｍとなってバルブリフトのランプ部Ｒに到達する時期をいう。   As shown in FIG. 10, the intake valve closing timing in this specification is the timing at which the intake valve 18 is substantially closed, that is, between the intake port 16 and the combustion chamber 6 via the intake valve 18. This is the time when the gas flow stops and the time when the valve lift reaches 0.3 to 0.4 mm and reaches the ramp portion R of the valve lift.

（２−４）高負荷領域
高負荷領域Ａ３では、エンジン負荷が高く燃焼室６に供給される燃料量が非常に多いため、圧縮自着火燃焼を実施すると燃焼圧（燃焼時の筒内圧）が高くなって燃焼騒音が大きくなりやすい。 (2-4) High load region In the high load region A3, since the engine load is high and the amount of fuel supplied to the combustion chamber 6 is very large, the combustion pressure (cylinder pressure at the time of combustion) is increased when compression auto-ignition combustion is performed. It becomes high and combustion noise tends to increase.

そこで、本実施形態では、高負荷領域Ａ３では、混合気全体を火炎伝播燃焼（ＳＩ燃焼）させる。すなわち、燃焼室６に形成された混合気に点火プラグ２３から放電を行い、点火プラグ２３周りの混合気を強制的に着火して点火プラグ２３周りから火炎伝播を生じさせる。そして、この火炎を燃焼室６全体に伝播させて燃焼室６内の混合気すべてを火炎伝播燃焼させる。   Therefore, in the present embodiment, the entire air-fuel mixture is subjected to flame propagation combustion (SI combustion) in the high load region A3. That is, the air-fuel mixture formed in the combustion chamber 6 is discharged from the spark plug 23, and the air-fuel mixture around the spark plug 23 is forcibly ignited to cause flame propagation from around the spark plug 23. Then, this flame is propagated throughout the combustion chamber 6 so that all the air-fuel mixture in the combustion chamber 6 is subjected to flame propagation combustion.

具体的には、高負荷領域Ａ３では、１燃焼サイクル中に燃焼室６に供給される燃料の全量Ｆ３１が吸気行程中にインジェクタ２２から燃焼室６に噴射される。そして、圧縮上死点付近で点火プラグ２３により混合気に点火が行われる。   Specifically, in the high load region A3, the entire amount of fuel F31 supplied to the combustion chamber 6 during one combustion cycle is injected from the injector 22 into the combustion chamber 6 during the intake stroke. Then, the air-fuel mixture is ignited by the spark plug 23 near the compression top dead center.

（３）作用等
以上のように、本実施形態では、中負荷領域Ａ２において、点火アシストを行いつつ圧縮自着火燃焼（ＳＩ＋ＣＩ燃焼）を実施しており、点火時期を調整することで着火時期を適切な時期に制御することができる。すなわち、着火時期の制御性を高めることができるとともに、熱効率を高めることができる。 (3) Operation, etc. As described above, in the present embodiment, compression auto-ignition combustion (SI + CI combustion) is performed while performing ignition assist in the middle load region A2, and the ignition timing is adjusted by adjusting the ignition timing. It can be controlled at an appropriate time. That is, the controllability of the ignition timing can be enhanced and the thermal efficiency can be enhanced.

また、中負荷領域Ａ２において、中央側領域Ｒ１に形成される混合気の空燃比を理論空燃比よりもリーンとしている。そのため、中央側領域Ｒ１に形成される混合気の火炎伝播燃焼（ＳＩ燃焼）を緩慢にして、燃焼開始時の燃焼圧が急激に上昇するのを抑制することができる。また、火炎伝播燃焼（ＳＩ燃焼）に伴う燃焼室６内の温度の上昇を緩やかにすることができ、その後の圧縮自着火燃焼（ＣＩ燃焼）も緩慢にして、圧縮自着火燃焼（ＣＩ燃焼）に伴う燃焼圧の上昇を抑制することができる。従って、中負荷領域Ａ２であってエンジン負荷が比較的高くすべての混合気を単純に圧縮自着火燃焼（ＣＩ燃焼）させると燃焼騒音が高くなる領域において、燃焼騒音を小さく抑えつつ圧縮自着火燃焼（ＣＩ燃焼）を実現することができる。   In the middle load region A2, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture formed in the central region R1 is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. Therefore, it is possible to slow the flame propagation combustion (SI combustion) of the air-fuel mixture formed in the central region R1 and suppress the rapid increase in the combustion pressure at the start of combustion. Moreover, the temperature rise in the combustion chamber 6 accompanying flame propagation combustion (SI combustion) can be moderated, and the subsequent compression autoignition combustion (CI combustion) is also slowed down, and compression autoignition combustion (CI combustion). It is possible to suppress an increase in the combustion pressure associated with. Therefore, in the middle load region A2, the engine load is relatively high, and the compression autoignition combustion is performed while suppressing the combustion noise in a region where the combustion noise increases when all the air-fuel mixture is simply subjected to compression autoignition combustion (CI combustion). (CI combustion) can be realized.

一方で、このように中央側領域Ｒ１の混合気の空燃比をリーンにすると、点火により形成された火炎の周囲への伝播が難しくなる。これに対して、本実施形態では、高速中負荷領域Ａ２＿２において、吸気閉弁時期を吸気下死点よりも進角側であってより進角側の時期（低速中負荷領域Ａ２＿１の吸気閉弁時期よりも進角側）にしている。   On the other hand, when the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the central region R1 is made lean as described above, it becomes difficult to propagate the flame formed by ignition to the surroundings. On the other hand, in the present embodiment, in the high-speed medium load region A2_2, the intake valve closing timing is advanced from the intake bottom dead center and is advanced (the intake valve closing in the low-speed medium load region A2_1). (Advanced side of time).

そのため、高速中負荷領域Ａ２＿２において、点火プラグ２３の電極部２３ａで形成された火炎を周囲により確実に伝播させて、燃焼室６内の温度を適切に昇温し、外周側領域Ｒ２に存在する混合気を圧縮自着火燃焼させることができる。   Therefore, in the high-speed medium load region A2_2, the flame formed by the electrode portion 23a of the spark plug 23 is reliably propagated to the surroundings, and the temperature in the combustion chamber 6 is appropriately increased and exists in the outer peripheral region R2. The air-fuel mixture can be subjected to compression auto-ignition combustion.

図１１〜図１４を用いて具体的に説明する。図１１（ａ）〜（ｄ）吸気閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側にしたときの、図１２（ａ）〜（ｄ）は吸気閉弁時期を吸気下死点よりも進角側にしたときの、それぞれ吸気の流れを概略的に示した図である。図１１および図１２において（ａ）〜（ｄ）はこの順に時間が経過している。図１３は吸気閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側にしたときの、図１４は吸気閉弁時期を吸気下死点よりも進角側にしたときの、圧縮上死点付近における吸気の流れをそれぞれ解析した結果を示したものであり、色の濃い部分が、乱流エネルギーが高く吸気の流れが速いことを示している。なお、図１３および図１４は、それぞれエンジン回転数が基準回転数Ｎ１以上（３０００ｒｐｍ付近）のときの結果である。   This will be specifically described with reference to FIGS. 11 (a) to 11 (d), FIGS. 12 (a) to 12 (d) show that the intake valve closing timing is advanced from the intake bottom dead center when the intake valve closing timing is retarded from the intake bottom dead center. It is the figure which showed roughly the flow of each intake when it was made into the corner side. In FIGS. 11 and 12, (a) to (d) have elapsed in this order. FIG. 13 shows the case where the intake valve closing timing is set to the retarded side with respect to the intake bottom dead center, and FIG. 14 shows the vicinity of the compression top dead center when the intake valve closing timing is set to the advanced side with respect to the intake bottom dead center. The results of analyzing the flow of intake air are shown. The darker portions indicate that the turbulent energy is high and the flow of intake air is fast. 13 and 14 show the results when the engine speed is equal to or higher than the reference speed N1 (near 3000 rpm).

図１１（ａ）および図１２（ａ）に示すように、吸気下死点前であって吸気弁１３が開いている状態でピストン５が下降しているとき、吸気ポート１１から燃焼室６内に向かって吸気（空気とＥＧＲガスとを含むガス）が流入する。このとき、燃焼室６内には、タンブル流が発生する。すなわち、燃焼室６内において、吸気は、吸気ポート１１からピストン冠面５ａに向かって下降した後、ピストン冠面５ａ付近から吸気側を通って上昇し、燃焼室６内には、上下方向（ピストン５の往復動方向）と直交するライン回りに旋回する旋回流（縦渦）が生じる。   As shown in FIGS. 11 (a) and 12 (a), when the piston 5 is lowered before the intake bottom dead center and the intake valve 13 is open, the intake port 11 is connected to the inside of the combustion chamber 6. Intake (a gas containing air and EGR gas) flows toward the front. At this time, a tumble flow is generated in the combustion chamber 6. That is, in the combustion chamber 6, the intake air descends from the intake port 11 toward the piston crown surface 5 a and then rises from the vicinity of the piston crown surface 5 a through the intake side. A swirling flow (vertical vortex) swirling around a line perpendicular to the reciprocating direction of the piston 5 is generated.

その後、吸気下死点を超えてピストン５が上昇を開始すると、ピストン５に押し上げられることで燃焼室６内の吸気の上向きの流れが強くなる。このとき、吸気弁１３が開弁している場合には、図１１（ｂ）に示すように、燃焼室６内の吸気が吸気ポート１１に戻ろうとすることで吸気の流れは特に強くなり吸気の旋回が促進される。すなわち、吸気下死点を超えて吸気弁１３が閉弁する場合は、吸気の旋回流が強くなって吸気の旋回数および旋回速度が大きくなる。   Thereafter, when the piston 5 starts to rise beyond the intake bottom dead center, the upward flow of the intake air in the combustion chamber 6 is strengthened by being pushed up by the piston 5. At this time, when the intake valve 13 is open, the intake flow in the combustion chamber 6 tends to return to the intake port 11 as shown in FIG. The turning of is promoted. That is, when the intake valve 13 closes beyond the intake bottom dead center, the intake swirl flow becomes stronger and the intake swirl number and swirl speed increase.

ここで、このピストン５の上昇に伴って吸気ポート１１に向かう吸気の勢いは、ピストン５の上昇スピードが速いほどすなわちエンジン回転速度およびエンジン回転数が高いほど強くなり、吸気の旋回速度および吸気の旋回数はエンジン回転速度およびエンジン回転数にそれぞれ比例して増大する。   Here, as the piston 5 rises, the momentum of the intake air toward the intake port 11 becomes stronger as the ascending speed of the piston 5 increases, that is, as the engine speed and the engine speed increase. The number of turns increases in proportion to the engine speed and the engine speed.

従って、エンジン回転数が高いときに前記のように吸気閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側にした場合には、図１１（ｃ）および図１３に示すように、圧縮上死点付近において、燃焼室６内に旋回速度および旋回数が大きく強い吸気流動が生成されることになる。そして、この強い吸気流動によって中央側領域Ｒ１で生じた火炎が吹き消され、火炎伝播燃焼が適切に実現されなくなり、燃焼室内の温度が十分に上昇せず外周側領域Ｒ２で混合気が適切に自着火しなくなる。   Therefore, when the intake valve closing timing is set to the retard side of the intake bottom dead center as described above when the engine speed is high, as shown in FIG. 11 (c) and FIG. In the vicinity, a strong intake flow having a large turning speed and number of turns is generated in the combustion chamber 6. Then, the flame generated in the central region R1 is blown out by this strong intake flow, flame propagation combustion is not realized properly, the temperature in the combustion chamber does not rise sufficiently, and the air-fuel mixture is appropriately generated in the outer peripheral region R2. No self-ignition.

これに対して、吸気閉弁時期を吸気下死点よりも進角側にした場合は、図１２（ｂ）に示すように、吸気下死点を超えてピストン５が上昇したときに吸気弁１３が閉弁していることで、吸気ポート１１に向かう流れが弱められる。そのため、この場合には、図１２（ｃ）および図１４に示すように圧縮上死点付近における吸気の流動が弱くなり、燃焼室６内の吸気の旋回速度および旋回数は小さくなる。   On the other hand, when the intake valve closing timing is advanced from the intake bottom dead center, as shown in FIG. 12 (b), when the piston 5 rises beyond the intake bottom dead center, the intake valve Since the valve 13 is closed, the flow toward the intake port 11 is weakened. Therefore, in this case, as shown in FIG. 12C and FIG. 14, the flow of intake air near the compression top dead center becomes weak, and the swirling speed and number of swirling of the intake air in the combustion chamber 6 become small.

従って、本実施形態では、前記のように高速領域Ａ２＿２であって、吸気閉弁時期を仮に吸気下死点よりも遅角側にするとエンジン回転数が高いことに伴って吸気の旋回速度および吸気の旋回数が大きくなってしまう運転条件において、吸気閉弁時期を吸気下死点よりも進角側にしていることで、圧縮上死点付近における吸気の流動を弱くし、燃焼室６内の吸気の旋回速度および旋回数を小さくすることができる。そして、これにより、外周側領域Ｒ２で混合気を適切に圧縮自着火燃焼させることができる。   Therefore, in the present embodiment, as described above, in the high-speed region A2_2, if the intake valve closing timing is retarded from the intake bottom dead center, the swirl speed of intake and intake In the operating condition in which the number of revolutions of the engine becomes large, the intake valve closing timing is set to an advance side with respect to the intake bottom dead center, so that the flow of intake air near the compression top dead center is weakened. The turning speed and number of turns of intake air can be reduced. As a result, the air-fuel mixture can be appropriately compressed and ignited and combusted in the outer peripheral region R2.

ここで、前記のように、圧縮上死点付近において燃焼室６内に生成される吸気の旋回数は、基本的に（吸気弁の閉弁時期を同じとすると）エンジン回転数に比例して増大する。そのため、このように高速領域Ａ２＿２において吸気の流れを弱めて吸気の旋回数を小さくすれば、この吸気の旋回数をエンジン回転数で割った値であるタンブル比は、低速領域Ａ２＿１よりも小さくなる。換言すると、本実施形態では、このように、高速領域Ａ２＿２においてタンブル比を低速領域Ａ２＿１よりも小さくしている。   Here, as described above, the number of revolutions of the intake air generated in the combustion chamber 6 near the compression top dead center is basically proportional to the engine speed (assuming that the intake valve closing timing is the same). Increase. Therefore, if the intake air flow is weakened in the high speed region A2_2 to reduce the number of intake turns, the tumble ratio, which is a value obtained by dividing the number of intake turns by the engine speed, becomes smaller than that in the low speed region A2_1. . In other words, in the present embodiment, the tumble ratio is made smaller in the high speed region A2_2 than in the low speed region A2_1.

ただし、このように吸気閉弁時期を進角側にすると、吸気閉弁時期から吸気下死点までの間に筒内圧すなわち燃焼室内の圧力が低下することで、燃焼室内のガスの温度が低くなって当該ガスの燃焼室の壁面からの受熱量が多くなり、圧縮上死点付近における燃焼室内の混合気が高くなりやすくなる。そして、低速領域では、高速領域よりもこの受熱時間が長くなるため、圧縮上死点付近における混合気の温度がより上昇して混合気が過早自着火しやすくなる（想定している時期よりも早いタイミングで自着火しやすくなる）。これに対して、本実施形態では、燃焼室６内の吸気の流動が比較的弱く火炎が吹き消され難い低速中負荷領域Ａ２＿１では、吸気閉弁時期を遅角側（高速領域Ａ２＿２の吸気閉弁時期よりも遅角側）にしている。そのため、中負荷領域Ａ２全体での過早自着火、例えば、火炎伝播燃焼が開始される前に混合気が自着火してしまうのを抑制することができる。特に、本実施形態では、低速中負荷領域Ａ２＿１において吸気閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側にしているため、より確実に過早自着火を防止することができ、混合気を適切に圧縮自着火燃焼させて、燃焼騒音や燃費性能等の悪化を防止することができる。   However, when the intake valve closing timing is set to the advance side in this way, the cylinder pressure, that is, the pressure in the combustion chamber, decreases between the intake valve closing timing and the intake bottom dead center, thereby lowering the temperature of the gas in the combustion chamber. Accordingly, the amount of heat received from the wall of the combustion chamber of the gas increases, and the air-fuel mixture in the combustion chamber near the compression top dead center tends to increase. And, in the low speed region, this heat receiving time becomes longer than in the high speed region, so the temperature of the air-fuel mixture near the compression top dead center rises and the air-fuel mixture is more likely to self-ignite prematurely (than the assumed time) It is easy to ignite at an early timing.) On the other hand, in this embodiment, in the low-speed middle load region A2_1 where the flow of intake air in the combustion chamber 6 is relatively weak and the flame is difficult to blow out, the intake valve closing timing is retarded (the intake valve closing in the high-speed region A2_2). The valve timing is retarded). Therefore, it is possible to prevent the air-fuel mixture from self-igniting before the premature ignition in the entire middle load region A2, for example, flame propagation combustion is started. In particular, in the present embodiment, since the intake valve closing timing is set to the retard side of the intake bottom dead center in the low-speed medium load region A2_1, premature self-ignition can be prevented more reliably and the air-fuel mixture can be appropriately controlled. Thus, it is possible to prevent combustion noise and fuel consumption performance from deteriorating.

（４）変形例
前記実施形態では、中負荷領域Ａ２において中央側領域Ｒ２の混合気の空燃比を理論空燃比よりもリーンとした場合について説明したが、この空燃比を理論空燃比としてもよい。ただし、中央側領域Ｒ２の混合気の空燃比を理論空燃比よりもリーンとすれば、より確実に中央側領域Ｒ２での火炎伝播燃焼を緩慢にして燃焼騒音を小さくできる。また、この空燃比を理論空燃比とする場合には、燃焼騒音をより確実に小さく抑えるためにＥＧＲガスを還流させるようにするのがよい。 (4) Modified Example In the above embodiment, the case where the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the center side region R2 is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio in the middle load region A2 has been described. . However, if the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the central region R2 is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio, flame propagation combustion in the central region R2 can be made more slow and combustion noise can be reduced. Further, when this air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio, it is preferable to recirculate the EGR gas in order to suppress combustion noise more reliably.

また、前記実施形態では、高速中負荷領域Ａ２＿２の吸気閉弁時期をＢＢＤＣ（吸気下死点前）１５°ＣＡ以上ＢＢＤＣ５５°ＣＡ以下の範囲に設定する場合について説明したが、前記吸気閉弁時期の具体的な値はこの範囲に限定されない。ただし、本願発明者らは、高速中負荷領域Ａ２＿２において吸気閉弁時期を前記範囲に設定すれば、要求されるエンジン出力を実現するのに必要な吸気の量を確保することができ、かつ、火炎の吹き消しが生じないことを突き止めた。従って、高速中負荷領域Ａ２＿２の吸気閉弁時期は前記範囲とされるのが好ましい。   In the above-described embodiment, the case where the intake valve closing timing of the high-speed intermediate load region A2_2 is set in the range of BBDC (before intake bottom dead center) 15 ° CA to BBDC 55 ° CA is described. The specific value of is not limited to this range. However, the inventors of the present application can secure the amount of intake air required to achieve the required engine output by setting the intake valve closing timing in the above range in the high speed medium load region A2_2, and I found out that there was no flame blowout. Therefore, it is preferable that the intake valve closing timing in the high speed intermediate load region A2_2 be in the above range.

また、前記実施形態では、高速中負荷領域Ａ２＿２において、吸気の流動を弱める手段として、吸気閉弁時期を進角側にする場合について説明したが、他の手段を用いて、点火時期における燃焼室６内の吸気の流動を弱めるようにしてもよい。例えば、次のような構成を用いてもよい。すなわち、２つの吸気ポートの径を異ならせて、低速中負荷領域Ａ２＿１では小径の吸気ポートから燃焼室６に吸気を導入し、高速中負荷領域Ａ２＿２では大径の吸気ポートから吸気を導入して高速中負荷領域Ａ２＿２の吸気の流速を小さくしてこれにより流動を弱めるという構成を用いてもよい。また、２つの吸気ポートまたはこれらに個別に接続される通路の長さを異ならせて、低速中負荷領域Ａ２＿１では、通路長が長く吸気脈動によって低いエンジン回転数で充填効率を高くできる方の吸気ポートまたは通路から燃焼室６に吸気を導入し、高速中負荷領域Ａ２＿２では両方の吸気ポートまたは通路から燃焼室６に吸気を導入し、これにより吸気の流速ひいては燃焼室６内での吸気の流動を弱めるという構成を用いてもよい。また、吸気ポート等に通気性を有する（吸気を通過させることが可能な）メッシュ状等のバルブ等を設けて、低速中負荷領域Ａ２＿１ではこのバルブを開弁させる一方、高速中負荷領域Ａ２＿２ではこのバルブを閉弁して吸気をこれに衝突させることで吸気の流速ひいては燃焼室６内での吸気の流動を弱めるという構成を用いてもよい。   In the above-described embodiment, the case where the intake valve closing timing is set to the advance side as the means for weakening the intake air flow in the high-speed intermediate load region A2_2 has been described. The flow of intake air in 6 may be weakened. For example, the following configuration may be used. In other words, the two intake ports have different diameters, and in the low-speed medium load region A2_1, intake air is introduced from the small-diameter intake port into the combustion chamber 6, and in the high-speed medium load region A2_2, intake air is introduced from the large-diameter intake port. A configuration in which the flow velocity of the intake air in the high-speed intermediate load region A2_2 is reduced to weaken the flow may be used. In addition, in the low-speed middle load region A2_1, the length of the two intake ports or the passages individually connected to them is different, and the intake air that has a long passage length and can increase the charging efficiency at a low engine speed due to intake pulsation. Intake air is introduced into the combustion chamber 6 from the ports or passages, and intake air is introduced into the combustion chamber 6 from both intake ports or passages in the high-speed medium load region A2_2, whereby the intake air flow rate and thus the flow of intake air in the combustion chamber 6 is introduced. A configuration of weakening may be used. In addition, a mesh-like valve or the like having air permeability (allowing intake air to pass through) is provided in the intake port or the like, and the valve is opened in the low-speed medium load region A2_1, while in the high-speed medium load region A2_2 A configuration may be used in which the valve is closed and the intake air is made to collide with the intake air to reduce the flow velocity of the intake air and thus the flow of the intake air in the combustion chamber 6.

また、前記実施形態では、中負荷領域Ａ２において外周側領域Ｒ２の混合気の空燃比ＡＦ＿Ｒ２を理論空燃比とした場合について説明したが、この空燃比はこれに限らない。ただし、外周側領域Ｒ２の混合気の空燃比を理論空燃比とすれば、この混合気をより確実に圧縮自着火燃焼させることができるとともに圧縮自着火燃焼時の燃え残りを抑制して排気性能を良好にすることができる。   In the above embodiment, the case where the air-fuel ratio AF_R2 of the air-fuel mixture in the outer peripheral region R2 is the stoichiometric air-fuel ratio in the medium load region A2 has been described. However, this air-fuel ratio is not limited to this. However, if the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the outer peripheral region R2 is the stoichiometric air-fuel ratio, this air-fuel mixture can be more reliably compressed and self-ignited and combusted, and the exhaust performance can be suppressed by suppressing the unburned residue during compression and self-igniting combustion. Can be improved.

また、前記実施形態では、全運転領域においてＥＧＲバルブ５２を開弁してＥＧＲガスを吸気通路３０に還流させる場合について説明したが、一部の領域でのみＥＧＲガスを還流させてもよい。また、ＥＧＲ装置４６を省略してもよい。ただし、中負荷領域Ａ２および高負荷領域Ａ３においてＥＧＲガスを還流させれば、燃焼室６内の不活性ガスを多くして燃焼温度の急激な上昇およびこれに伴う燃焼騒音の増大をより確実に抑制することができる。   In the above-described embodiment, the case where the EGR valve 52 is opened and the EGR gas is recirculated to the intake passage 30 in the entire operation region has been described. However, the EGR gas may be recirculated only in a part of the region. Further, the EGR device 46 may be omitted. However, if the EGR gas is recirculated in the medium load region A2 and the high load region A3, the amount of inert gas in the combustion chamber 6 is increased to more reliably increase the combustion temperature and the accompanying increase in combustion noise. Can be suppressed.

また、エンジン本体の幾何学的圧縮比は前記に限らない。ただし、中負荷領域Ａ２等において第１領域Ａ１の混合気の空燃比をリーンとしながら適切な火炎伝播燃焼を実現するため、また、混合気の圧縮自着火燃焼を確実に実現するために、幾何学的圧縮比は前記実施形態のように設定されるのが好ましい。   The geometric compression ratio of the engine body is not limited to the above. However, in order to achieve proper flame propagation combustion while making the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the first region A1 lean in the middle load region A2 and the like, and to realize the compression auto-ignition combustion of the air-fuel mixture reliably, the geometric The chemical compression ratio is preferably set as in the above embodiment.

１ エンジン本体
２ 気筒
６ 燃焼室
１８ 吸気弁
２０ａ 吸気閉弁時期変更機構（吸気流動変更機構）
２２ インジェクタ（燃料噴射手段）
２３ 点火プラグ（点火手段）
２３ａ 電極部
１００ ＰＣＭ（制御手段）
Ａ２＿１ 低速領域（低速中負荷領域）
Ａ２＿２ 高速領域（高速中負荷領域）
Ｎ１ 基準回転数
Ｒ１ 中央側領域（第１領域）
Ｒ２ 外周側領域（第２領域） 1 Engine body 2 Cylinder 6 Combustion chamber 18 Intake valve 20a Intake valve closing timing changing mechanism (intake flow changing mechanism)
22 Injector (fuel injection means)
23 Spark plug (ignition means)
23a Electrode part 100 PCM (control means)
A2_1 Low speed range (Low speed / medium load range)
A2_2 High-speed area (High-speed medium load area)
N1 Reference rotation speed R1 Central side area (first area)
R2 Outer peripheral area (second area)

Claims (3)

燃焼室が形成された気筒を有するエンジン本体を備え、所定の条件下において前記燃焼室内で燃料と空気の混合気を自着火させる予混合圧縮着火式エンジンであって、
前記燃焼室内に燃料を噴射する燃料噴射装置と、
前記燃焼室の中央を臨み前記燃焼室内の混合気を点火して当該混合気に点火エネルギーを付与する電極部を備えた点火装置と、
前記燃焼室内の吸気の流動の強さを変更可能な吸気流動変更機構と、
エンジン本体の少なくとも一部の運転領域で、前記燃焼室のうち前記点火装置の電極部を含む第１領域に形成された混合気が前記点火装置から付与された点火エネルギーを受けて燃焼し、その後、前記燃焼室のうち前記第１領域の外周側に位置する第２領域に形成された混合気が自着火するＳＩ＋ＣＩ燃焼が起きるように、前記点火装置および前記燃料噴射装置を制御する制御手段とを備え、
前記制御手段は、
前記ＳＩ＋ＣＩ燃焼の実行領域では、前記点火手段の点火時期における前記第１領域内の混合気の空燃比が理論空燃比以上となるように前記燃料噴射手段を制御するとともに、
前記ＳＩ＋ＣＩ燃焼の実行領域のうちエンジン回転数が基準回転数以上の高速領域では、前記点火時期において、前記ＳＩ＋ＣＩ燃焼の実行領域のうちエンジン回転数が前記基準回転数未満の低速領域に比べて、前記燃焼室内に生じる吸気流動の旋回数をエンジン回転数で割った値が小さくなるように前記吸気流動変更機構を制御することを特徴とする予混合圧縮着火式エンジン。 A premixed compression ignition engine comprising an engine body having a cylinder in which a combustion chamber is formed, and for automatically igniting a mixture of fuel and air in the combustion chamber under a predetermined condition,
A fuel injection device for injecting fuel into the combustion chamber;
An ignition device comprising an electrode portion facing the center of the combustion chamber and igniting an air-fuel mixture in the combustion chamber to give ignition energy to the air-fuel mixture;
An intake flow change mechanism capable of changing the strength of the flow of intake air in the combustion chamber;
In at least a part of the operation region of the engine body, the air-fuel mixture formed in the first region including the electrode portion of the ignition device in the combustion chamber receives the ignition energy applied from the ignition device, and burns. Control means for controlling the ignition device and the fuel injection device so that SI + CI combustion occurs in which the air-fuel mixture formed in the second region located on the outer peripheral side of the first region in the combustion chamber self-ignites. With
The control means includes
In the SI + CI combustion execution region, the fuel injection unit is controlled so that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the first region at the ignition timing of the ignition unit is equal to or higher than the stoichiometric air-fuel ratio,
In the SI + CI combustion execution region, in the high speed region where the engine speed is equal to or higher than the reference rotational speed, compared to the SI + CI combustion execution region, in the SI + CI combustion execution region, the engine speed is less than the reference rotational speed, The premixed compression ignition type engine is characterized in that the intake flow changing mechanism is controlled so that a value obtained by dividing the number of revolutions of the intake air flow generated in the combustion chamber by the engine speed becomes small. 請求項１に記載の予混合圧縮着火式エンジンにおいて、
前記吸気流動変更機構は、前記吸気弁の閉弁時期を変更可能であり、
前記制御手段は、前記高速領域では、前記吸気弁の閉弁時期が吸気下死点よりも進角側且つ前記低速領域での前記吸気弁の閉弁時期よりも進角側になるように、前記吸気流動変更機構を制御することを特徴とする予混合圧縮着火式エンジン。 The premixed compression ignition type engine according to claim 1,
The intake flow change mechanism is capable of changing the closing timing of the intake valve,
In the high speed region, the control means is configured such that the closing timing of the intake valve is advanced from the intake bottom dead center and is advanced from the closing timing of the intake valve in the low speed region. A premixed compression ignition type engine that controls the intake flow change mechanism. 請求項１または２に記載の予混合圧縮着火式エンジンにおいて、
前記制御手段は、前記高速領域において、前記吸気弁の閉弁時期がクランク角で吸気下死点前１５度以上吸気下死点前５５度以下の角度になるように、前記吸気流動変更機構を制御することを特徴とする予混合圧縮着火式エンジン。 The premixed compression ignition type engine according to claim 1 or 2,
The control means controls the intake flow changing mechanism so that the closing timing of the intake valve is an angle of 15 degrees before intake bottom dead center or more and 55 degrees before intake bottom dead center at the crank angle in the high speed region. A premixed compression ignition engine characterized by controlling.
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