JP6631574B2 - Premixed compression ignition engine - Google Patents

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Description

本発明は、燃料と空気の混合気を自着火により燃焼させる予混合圧縮着火燃焼が可能なエンジンに関する。   The present invention relates to an engine capable of premixed compression ignition combustion in which a mixture of fuel and air is burned by self-ignition.

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。予混合圧縮着火燃焼では、圧縮比を高めることができるため、および、燃焼温度を低く抑えることができ冷却損失を低減できるため、熱効率つまり燃費性能を高めることができる。   2. Description of the Related Art Conventionally, in a gasoline engine or the like, it has been studied to perform so-called premix compression ignition combustion in which a mixture of fuel and air mixed in advance is self-ignited in a combustion chamber. In the premixed compression ignition combustion, the compression ratio can be increased, and the combustion temperature can be suppressed low and the cooling loss can be reduced, so that the thermal efficiency, that is, the fuel efficiency can be improved.

しかしながら、予混合圧縮着火燃焼においても、燃焼時には燃焼室の壁面を介して高温の燃焼ガスから外部に熱エネルギーが放出されることで比較的大きな冷却損失が生じる。そのため、燃費性能をさらに高めるべく、この冷却損失を低減することが望ましい。   However, even in the homogeneous charge compression ignition combustion, a relatively large cooling loss occurs due to the release of heat energy from the high-temperature combustion gas to the outside through the wall surface of the combustion chamber during combustion. Therefore, it is desirable to reduce the cooling loss in order to further improve the fuel efficiency.

前記接触に伴う冷却損失を低減する技術としては、例えば、特許文献１に、燃焼室内に導入する吸気にオゾンを添加して混合気の燃焼速度を速くして、火炎が燃焼室の壁面に到達する前に燃焼を終了させるようにしたエンジンが開示されている。このエンジンによれば、火炎から燃焼室の壁面を介して熱エネルギーが外部に放出されるのを抑制できる。   As a technique for reducing the cooling loss due to the contact, for example, in Patent Document 1, ozone is added to intake air introduced into the combustion chamber to increase the combustion speed of the air-fuel mixture, and the flame reaches the wall of the combustion chamber. An engine is disclosed in which combustion is terminated before the combustion. According to this engine, the release of heat energy from the flame to the outside through the wall surface of the combustion chamber can be suppressed.

特開２０１３−１９４７１２号公報JP 2013-194712 A

特許文献１のエンジンでは、オゾンを吸気に添加するために吸気管内等にオゾン発生装置を設ける必要があり、構造が複雑になるとともにコスト面で不利になる。そのため、簡単な構成で、冷却損失を小さく抑えることが求められる。また、特許文献１のエンジンにおいても、燃焼開始前に燃焼室内のガスが燃焼室の壁面に沿うように流れている場合には、燃焼室の壁面近傍に混合気が生成されることで燃焼ガスと燃焼室の壁面との接触を十分に抑制することができない。   In the engine of Patent Document 1, it is necessary to provide an ozone generator in an intake pipe or the like in order to add ozone to the intake air, which complicates the structure and is disadvantageous in cost. Therefore, it is required to suppress the cooling loss with a simple configuration. Also, in the engine of Patent Document 1, when the gas in the combustion chamber flows along the wall surface of the combustion chamber before the start of combustion, an air-fuel mixture is generated near the wall surface of the combustion chamber, so that the combustion gas is generated. And contact with the wall of the combustion chamber cannot be sufficiently suppressed.

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、冷却損失をより効果的に低減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 above circumstances, and has as its object to provide a homogeneous charge compression ignition engine that can more effectively reduce cooling loss.

前記課題を解決するために、本発明は、ピストンが往復動可能に嵌装されて内側に燃焼室が形成された気筒と、前記燃焼室の天井面にそれぞれ開口する吸気ポートおよび排気ポートと、前記吸気ポートおよび排気ポートをそれぞれ開閉する吸気弁および排気弁とを備え、燃料と空気の混合気を自着火により燃焼させる予混合圧縮着火燃焼が可能なエンジンであって、前記燃料室の天井面に取り付けられて前記ピストンの冠面に向かって燃料を噴射する燃料噴射手段と、前記排気弁を開閉させる排気弁駆動手段と、前記吸気弁を開閉させる吸気弁駆動手段と、前記燃料噴射手段、前記排気弁駆動手段および吸気弁駆動手段を制御する制御手段とを備え、前記吸気ポートは、前記燃焼室内にタンブル流を発生させるタンブルポートであり、前記制御手段は、エンジン負荷が予め設定された基準負荷以下で且つエンジン回転数が予め設定された基準回転数以上の領域であって予混合圧縮着火燃焼が実施される特定領域では、前記燃焼室の中央部分の方が外周部分よりも燃焼開始直前の燃料濃度が高くなるように前記燃料噴射手段によって圧縮行程後半に前記燃焼室内に燃料を噴射させるとともに、排気上死点後において前記吸気弁と前記排気弁とがともに開弁し、エンジン回転数が高い方が前記排気弁の閉弁時期が遅角側の時期となり、エンジン回転数が高い方が前記吸気弁の開弁開始時期が進角側の時期となり、且つ、前記吸気弁の閉弁時期が、吸気下死点よりも遅角側の範囲においてエンジン回転数が高いときの方が低いときよりも進角側の時期となるように、前記排気弁駆動手段および前記吸気弁駆動手段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-described problems, the present invention provides a cylinder in which a piston is fitted reciprocally so that a combustion chamber is formed therein, and an intake port and an exhaust port that are respectively opened on a ceiling surface of the combustion chamber. An engine having an intake valve and an exhaust valve for opening and closing the intake port and the exhaust port, respectively, and capable of performing premixed compression ignition combustion for burning a mixture of fuel and air by self-ignition, wherein a ceiling surface of the fuel chamber is provided. Fuel injection means attached to the piston for injecting fuel toward the crown of the piston, exhaust valve driving means for opening and closing the exhaust valve, intake valve driving means for opening and closing the intake valve, the fuel injection means, and control means for controlling the exhaust valve driving means and the intake valve driving means, the intake port is a tumble port that generates a tumble flow in the combustion chamber, the system Means, in the specific area premixed compression ignition combustion and the engine speed at or below the reference load engine load is set in advance is a preset region of the above reference rotation speed was is carried out, the center of the combustion chamber Fuel is injected into the combustion chamber in the latter half of the compression stroke by the fuel injection means so that the fuel concentration immediately before the start of combustion is higher in the portion than in the outer peripheral portion, and the intake valve and the exhaust gas are exhausted after exhaust top dead center. together opening and a valve, closing timing of the higher engine speed the exhaust valve Ri is Do a timing retarded side, the valve opening start timing of the higher engine speed is said intake valve advance angle become timing side, and, as the closing timing of the intake valve, the timing of the advance side than when the lower when the engine speed is high in the range of retarded from intake bottom dead center , you said exhaust valve driving means Controlling the fine the intake valve driving means to provide a premixed compression ignition type engine according to claim (Claim 1).

本発明によれば、特定領域において、燃焼室内の中央部分の燃料濃度の方が外周部分の燃料濃度よりも高くなるように圧縮行程後半に燃焼室内に燃料が噴射されるため、燃焼室の壁面近傍で生じる燃焼ガスの量を少なく抑えることができる。従って、予混合圧縮着火燃焼を実施しながら燃焼ガスと燃焼室の壁面との接触を抑制して冷却損失を低減することができる。   According to the present invention, in the specific region, the fuel is injected into the combustion chamber in the latter half of the compression stroke so that the fuel concentration in the central portion of the combustion chamber is higher than the fuel concentration in the outer peripheral portion. The amount of combustion gas generated in the vicinity can be reduced. Therefore, it is possible to suppress the contact between the combustion gas and the wall surface of the combustion chamber while performing the premixed compression ignition combustion, thereby reducing the cooling loss.

しかも、本発明では、特定領域において、排気上死点後に吸気弁と排気弁とがともに開弁するように、且つ、エンジン回転数が高い方が排気弁の閉弁時期が遅角側の時期となるように制御される。そのため、混合気および燃焼ガスが燃焼室の壁面に沿って移動するのを抑制でき、冷却損失をより一層低減できる。   Further, in the present invention, in the specific region, the intake valve and the exhaust valve are both opened after the exhaust top dead center, and the higher the engine speed, the more the exhaust valve closing timing is retarded. Is controlled so that Therefore, the mixture and the combustion gas can be suppressed from moving along the wall surface of the combustion chamber, and the cooling loss can be further reduced.

具体的には、排気上死点後の吸気行程の初期において吸気弁が開弁している状態でピストンが下降すると、吸気ポートから気筒内に吸気が勢いよく流入し、気筒内にタンブル流が生じる。ここで、このタンブル流の勢いが強いと圧縮上死点付近において混合気およびこの混合気の燃焼により生成された燃焼ガスは燃焼室の壁面に沿って移動することになり、燃焼ガスと燃焼室の壁面とが接触しやすくなる。   Specifically, when the piston descends with the intake valve opened at the beginning of the intake stroke after the exhaust top dead center, the intake air vigorously flows into the cylinder from the intake port, and a tumble flow flows into the cylinder. Occurs. Here, if the momentum of the tumble flow is strong, the air-fuel mixture and the combustion gas generated by the combustion of the air-fuel mixture move along the wall surface of the combustion chamber near the compression top dead center, and the combustion gas and the combustion chamber Makes it easier to come into contact with the wall of the vehicle.

これに対して、本発明では、前記のように特定領域において排気上死点よりも遅角側で排気弁が開弁する。そのため、ピストンの下降に伴って排気ポートから気筒内に排気を逆流させて、この排気を、吸気ポートから気筒に流入してタンブル流を形成する吸気に衝突させることができ、タンブル流の勢いを弱くすることができる。   On the other hand, in the present invention, as described above, the exhaust valve opens on the more retarded side than the exhaust top dead center in the specific region. Therefore, the exhaust gas is caused to flow backward from the exhaust port into the cylinder with the lowering of the piston, and this exhaust gas can flow into the cylinder from the intake port and collide with intake air forming a tumble flow, and the force of the tumble flow can be reduced. Can be weakened.

特に、エンジン回転数が高くピストンの移動速度が大きいほどタンブル流の勢いが強くなるのに対して、本発明では、エンジン回転数が高い方が排気弁の閉弁時期が遅角側の時期になるように制御されて、より長い期間にわたって排気を吸気に衝突させることができる。従って、特定領域の全域においてタンブル流の勢いを弱くして燃焼ガスと燃焼室の壁面との接触を抑制することができ、冷却損失を効果的に低減できる。   In particular, the higher the engine speed and the higher the moving speed of the piston, the stronger the force of the tumble flow, whereas in the present invention, the higher the engine speed, the more the exhaust valve closing timing is retarded. The exhaust gas can be made to collide with the intake air for a longer period of time. Therefore, the contact between the combustion gas and the wall of the combustion chamber can be suppressed by weakening the force of the tumble flow in the entire region of the specific region, and the cooling loss can be effectively reduced.

また、前記制御手段は、前記特定領域において、前記吸気弁の閉弁時期が、吸気下死点よりも遅角側の範囲においてエンジン回転数が高いときの方が低いときよりも進角されるように、前記吸気弁駆動手段を制御する。 Further , in the specific region, the control means may advance the closing timing of the intake valve in a range more retarded than the intake bottom dead center when the engine speed is higher than when the engine speed is lower. as such, that controls the intake valve driving means.

そのため、冷却損失をより一層小さく抑えることができる。 Therefore , the cooling loss can be further reduced.

具体的には、吸気弁の閉弁時期が吸気下死点よりも遅角側であることで、吸気弁が閉弁してから圧縮上死点までの時間、つまり、吸気が圧縮される時間であって圧縮されて高温となった吸気と気筒の壁面とが接触する時間を短くできる。従って、高温となった吸気から気筒の壁面を介して外部に放出される熱エネルギーを小さく抑えることができる。   Specifically, since the closing timing of the intake valve is retarded from the intake bottom dead center, the time from the closing of the intake valve to the compression top dead center, that is, the time during which the intake air is compressed, In this way, the time during which the compressed intake air, which has become high in temperature, and the cylinder wall surface can be shortened. Therefore, heat energy released from the high-temperature intake air to the outside via the wall surface of the cylinder can be reduced.

ただし、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側にした場合は、吸気下死点後のピストンが上昇している時に気筒内のガスが吸気弁を通って吸気ポート側に勢いよく流れることで、タンブル流の勢いが増大するおそれがある。特に前記のようにエンジン回転数が高いとこの勢いが増大しやすい。   However, when the closing timing of the intake valve is retarded from the intake bottom dead center, the gas in the cylinder passes through the intake valve to the intake port side when the piston after the intake bottom dead center is rising. By vigorously flowing, there is a possibility that the momentum of the tumble flow increases. In particular, when the engine speed is high as described above, this momentum tends to increase.

これに対して、この構成では、特定領域においてエンジン回転数が高い方が吸気弁の閉弁時期が進角側の時期となるように制御されて、吸気下死点により近く吸気ポートに向かう吸気の勢いがより小さく抑えられるタイミングで吸気弁が閉弁される。そのため、吸気弁の閉弁時期を吸気下死点よりも遅角側にすることに伴うタンブル流の勢いの増大を抑制して冷却損失の低減効果を確実に得ることができる。   On the other hand, in this configuration, the intake valve closing timing is controlled such that the higher the engine speed in the specific region becomes the advance timing, the intake air closer to the intake bottom dead center toward the intake port. The intake valve is closed at the timing when the momentum is suppressed to a smaller value. Therefore, it is possible to suppress the increase in the force of the tumble flow caused by setting the closing timing of the intake valve to the retard side from the intake bottom dead center, and to surely obtain the effect of reducing the cooling loss.

さらに、前記制御手段は、前記特定領域において、エンジン回転数が高い方が前記吸気弁の開弁開始時期が進角側の時期となるように、前記吸気弁駆動手段を制御する。 Further, the control means, in the specific region, so that the valve opening start timing of the higher engine speed is the intake valve becomes a timing advance side, that controls the intake valve driving means.

このようにすれば、特定領域のうちエンジン回転数が高い領域において、吸気弁と排気弁とがともに開弁する期間であるオーバーラップ期間を長くして気筒内に残留する高温の排気（いわゆる内部ＥＧＲガス）の量を多くすることができる。従って、エンジン回転数が高く気筒内が高圧に維持される時間が短くなって混合気の自着火が困難になりやすい領域において、混合気の温度を高くしてこれの自着火を促進することができる。 With this configuration, in the specific region where the engine speed is high, the overlap period in which the intake valve and the exhaust valve are both opened is lengthened to increase the high-temperature exhaust remaining in the cylinder (the so-called internal region). The amount of EGR gas can be increased. Therefore, in a region where the engine speed is high and the time during which the inside of the cylinder is maintained at a high pressure is short, and the self-ignition of the air-fuel mixture is likely to be difficult, it is possible to increase the temperature of the air-fuel mixture to promote the self-ignition of the air-fuel mixture. it can.

前記構成において、前記特定領域よりもエンジン回転数が低い側に予混合燃焼が実施される低速側領域が設定され、前記制御手段は、前記低速側領域では、排気上死点後において前記吸気弁の開弁期間と前記排気弁の開弁期間とが重複しないように、前記吸気弁駆動手段および前記排気弁駆動手段を制御するのが好ましい（請求項２）。 In the above configuration, a low-speed side region in which the premix combustion is performed is set on a side where the engine speed is lower than the specific region, and the control unit includes, in the low-speed side region, the intake valve after exhaust top dead center. It is preferable to control the intake valve driving means and the exhaust valve driving means so that the valve opening period does not overlap with the valve opening period of the exhaust valve (claim 2 ).

このようにすれば、エンジン回転数が低く気筒内が高圧に維持される時間が長いことで混合気が自着火しやすい領域において、高温の内部ＥＧＲガスが気筒内に過度に残留してしまい、これにより混合気が過早着火するのを（所望の時期よりも早いタイミングで自着火してしまうことを）防止できる。 With this configuration, in a region where the air-fuel mixture is likely to self-ignite due to a long engine rotation speed and a long time during which the inside of the cylinder is maintained at a high pressure, the high-temperature internal EGR gas excessively remains in the cylinder, This can prevent the mixture from igniting prematurely (self-ignition at a timing earlier than the desired timing).

前記構成において、前記制御手段は、前記特定領域において、エンジン負荷が高い方が前記排気弁の閉弁時期が進角側の時期となるように前記排気弁駆動手段を制御するのが好ましい（請求項３）。 In the above configuration, it is preferable that the control unit controls the exhaust valve driving unit such that, in the specific region, the higher the engine load, the closer the exhaust valve is to the advanced side. Item 3 ).

このようにすれば、特定領域のうちエンジン負荷が高い運転条件において、圧縮上死点後に吸気弁と排気弁とがともに開弁する期間を短くして内部ＥＧＲガスの量を少なく抑えることができる。従って、エンジン負荷に応じた量の吸気を筒内に流入させることができる。   In this manner, in an operating condition in which the engine load is high in the specific region, the period during which both the intake valve and the exhaust valve are opened after the compression top dead center can be shortened, and the amount of the internal EGR gas can be reduced. . Therefore, an amount of intake air corresponding to the engine load can flow into the cylinder.

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、簡単な構成で冷却損失を効果的に低減できる。   As described above, according to the homogeneous charge compression ignition engine of the present invention, cooling loss can be effectively reduced with a simple configuration.

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。FIG. 1 is a diagram showing a configuration of an engine system according to an 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. 燃焼室の天井面の概略平面図である。It is a schematic plan view of the ceiling surface of a combustion chamber. 燃料噴射装置の概略断面図である。It is a schematic sectional view of a fuel injection device. エンジンの制御系統を示すブロック図である。FIG. 2 is a block diagram showing a control system of the engine. エンジンの運転領域を示す図である。FIG. 3 is a diagram showing an operating region of the engine. 低負荷領域での噴射パターンと混合気層の形状との関係を示した図であり、（ａ）は第１噴射モードでの図、（ｂ）は切替噴射モードでの図、（ｃ）は第２噴射モードでの図である。It is the figure which showed the relationship between the injection pattern in the low load area | region, and the shape of an air-fuel mixture layer, (a) is the figure in 1st injection mode, (b) is the figure in switching injection mode, (c) is It is a figure in the 2nd injection mode. エンジンの運転領域を示す図である。FIG. 3 is a diagram showing an operating region of the engine. 低負荷高速領域でのバルブリフトを示した図である。FIG. 4 is a diagram illustrating a valve lift in a low-load high-speed region. 吸気弁および排気弁の開弁開始時期および閉弁時期を説明するためのバルブリフトを示した図である。FIG. 3 is a diagram showing a valve lift for explaining a valve opening start timing and a valve closing timing of an intake valve and an exhaust valve. 低負荷領域での吸排気弁のバルブタイミングとエンジン回転数との関係示したグラフである。5 is a graph showing the relationship between the valve timing of intake and exhaust valves and the engine speed in a low load region. 低負荷高速領域での本実施形態に係る燃焼室８内の吸気の流れを模式的に示した図であり、（ａ）は吸気行程での図、（ｂ）は圧縮行程での図である。It is the figure which showed typically the flow of the intake air in the combustion chamber 8 which concerns on this embodiment in a low-load high-speed area | region, (a) is a figure in an intake stroke, (b) is a figure in a compression stroke. . 燃焼室に形成される混合気を模式的に示した図である。It is the figure which showed typically the air-fuel mixture formed in a combustion chamber. 比較例に係る燃焼室８内の吸気の流れを模式的に示した図であり、（ａ）は吸気行程での図、（ｂ）は圧縮行程での図である。It is the figure which showed typically the flow of the intake air in the combustion chamber 8 which concerns on a comparative example, (a) is a figure in an intake stroke, (b) is a figure in a compression stroke. 吸気弁の閉弁時期を遅角側としたときの気筒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）は吸気下死点後且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 cylinder when the closing timing of an intake valve is made into the retard side, (a) is a figure before intake bottom dead center, (b) is intake bottom dead center. FIG. 7C is a view after and immediately before the intake valve is closed, FIG. 7C is a view after the intake valve is closed, and FIG. 7D is a view near the compression top dead center. 本実施形態における気筒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）は吸気下死点後且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 cylinder in this embodiment, (a) is a figure before intake bottom dead center, (b) is a figure after intake bottom dead center, and just before closing of an intake valve. (C) is a view after the intake valve is closed, and (d) is a view near the compression top dead center. 低負荷領域での吸排気弁のバルブタイミングとエンジン回転数との関係の他の例を示したグラフである。9 is a graph showing another example of the relationship between the valve timing of the intake and exhaust valves and the engine speed in a low load region.

（１）エンジンシステムの全体構成
図１は、本発明の実施形態にかかる予混合圧縮着火式エンジンを含むエンジンシステムの構成を示した図である。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で生成された排ガスを排出するための排気通路４０と、排ガスの一部を吸気に還流するＥＧＲ装置５０とを備える。エンジン本体１は、例えば、４つの気筒２を有する４気筒エンジンであり、ガソリンを含む燃料によって駆動される。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。 (1) Overall Configuration of Engine System FIG. 1 is a diagram showing a configuration of an engine system including a homogeneous charge compression ignition engine according to an embodiment of the present invention. The engine system according to the present embodiment includes a four-stroke engine body 1, an intake passage 30 for introducing combustion air into the engine body 1, and an exhaust passage 40 for discharging exhaust gas generated in the engine body 1. And an EGR device 50 that recirculates part of the exhaust gas to the intake air. The engine body 1 is, for example, a four-cylinder engine having four cylinders 2 and is driven by fuel including gasoline. This engine system is mounted on a vehicle, and the engine body 1 is used as a drive source of the vehicle.

吸気通路３０には、上流側から順に、エアクリーナ３１、スロットルバルブ３２、サージタンク３３が設けられており、これらを通過した後の空気がエンジン本体１に導入される。   In the intake passage 30, an air cleaner 31, a throttle valve 32, and a surge tank 33 are provided in this order from the upstream side, and the air after passing through these is introduced into the engine body 1.

スロットルバルブ３２は、吸気通路３０を開閉するものである。ただし、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。   The throttle valve 32 opens and closes the intake passage 30. However, in the present embodiment, during operation of the engine, the throttle valve 32 is basically kept fully open or close to this, and is closed only under limited operation conditions such as when the engine is stopped. To shut off the intake passage 30.

排気通路４０には、三元触媒等を含み排ガスを浄化するための触媒装置４１が設けられている。   The exhaust passage 40 is provided with a catalyst device 41 including a three-way catalyst and the like for purifying exhaust gas.

ＥＧＲ装置５０は、ＥＧＲ通路５１と、これを開閉するＥＧＲバルブ５２と、ＥＧＲクーラ５３とを有する。ＥＧＲ通路５１は、排気通路４０のうち触媒装置４１の上流側の部分と吸気通路３０のうちスロットルバルブの下流側の部分（図１の例では、サージタンク３３）とを接続しており、排気通路４０を流通する排ガスの一部は、ＥＧＲ通路５１を通って吸気通路３０に還流する。吸気通路３０に還流する排ガスすなわちＥＧＲガスの量は、ＥＧＲバルブ５２の開弁量によって調整される。ＥＧＲクーラ５３は、ＥＧＲガスを冷却するためのものであり、ＥＧＲガスはＥＧＲクーラ５３にて冷却された後、吸気通路３０に還流される。   The EGR device 50 includes an EGR passage 51, an EGR valve 52 that opens and closes the EGR passage 51, and an EGR cooler 53. The EGR passage 51 connects a portion of the exhaust passage 40 upstream of the catalyst device 41 and a portion of the intake passage 30 downstream of the throttle valve (surge tank 33 in the example of FIG. 1). Part of the exhaust gas flowing through the passage 40 returns to the intake passage 30 through the EGR passage 51. The amount of exhaust gas that flows back to the intake passage 30, that is, the amount of EGR gas is adjusted by the opening amount of the EGR valve 52. The EGR cooler 53 is for cooling the EGR gas. The EGR gas is cooled by the EGR cooler 53 and then returned to the intake passage 30.

（２）エンジン本体の構成
エンジン本体１の構成について次に説明する。 (2) Configuration of Engine Body The configuration of the engine body 1 will be described below.

図２は、エンジン本体１の一部を拡大して示した断面図である。以下では、図２に示す上下方向を単に上下方向といい、図２の上、下を単に上、下として説明する。   FIG. 2 is a cross-sectional view showing a part of the engine body 1 in an enlarged manner. Hereinafter, the vertical direction shown in FIG. 2 will be simply referred to as the vertical direction, and the upper and lower parts of FIG.

図２に示すように、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に往復動可能に嵌装されたピストン５とを有している。以下では、気筒２の径方向を単に径方向という。また、気筒２の径方向についての外周側、内周側を単に外周側、内周側という。   As shown in FIG. 2, the engine body 1 is fitted in a cylinder block 3 in which a cylinder 2 is formed, a cylinder head 4 provided on an upper surface of the cylinder block 3, and in a reciprocable manner in the cylinder 2. And a piston 5. Hereinafter, the radial direction of the cylinder 2 is simply referred to as a radial direction. Further, the outer peripheral side and the inner peripheral side in the radial direction of the cylinder 2 are simply referred to as the outer peripheral side and the inner peripheral side.

ピストン５の上方には燃焼室８が形成されている。具体的には、燃焼室８は、気筒２の壁面（内側面）と、ピストン５の冠面６（以下、単に、ピストン冠面６という）と、シリンダヘッド４の下面８ａとで区画されている。燃焼室８の天井面（シリンダヘッド４の下面）８ａは外周側から中央に向かって上方に傾斜するいわゆるペントルーフ状を呈しており、この天井面８ａは、後述する吸気弁１３が設けられる吸気側と、後述する排気弁１４が設けられる排気側との２つの傾斜面からなる三角屋根状をなしている。   A combustion chamber 8 is formed above the piston 5. Specifically, the combustion chamber 8 is partitioned by a wall surface (inner side surface) of the cylinder 2, a crown surface 6 of the piston 5 (hereinafter, simply referred to as a piston crown surface 6), and a lower surface 8 a of the cylinder head 4. I have. The ceiling surface (the lower surface of the cylinder head 4) 8a of the combustion chamber 8 has a so-called pent roof shape which is inclined upward from the outer peripheral side toward the center, and the ceiling surface 8a is an intake side on which an intake valve 13 described later is provided. And an exhaust side on which an exhaust valve 14 to be described later is provided.

ピストン冠面６には、その中心部を含む領域を下方に凹ませたキャビティ７が形成されている。詳細には、ピストン冠面６には、その中央部分を囲むように上方に***する部分が設けられており、この***部分の径方向内側にキャビティ７が区画されている。キャビティ７は、その中心と燃焼室８の天井面８ａの頂部Ｐ１とがほぼ対向するように形成されている。キャビティ７は、ピストン５が上死点まで上昇したときの燃焼室８の大部分を占める容積を有するように形成されている。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８の容積とピストン５が上死点にあるときの燃焼室８の容積との比は、１６以上３５以下、より好ましくは１８以上３０以下（例えば２５程度）に設定されている。   A cavity 7 is formed in the piston crown surface 6 by recessing a region including the center thereof downward. Specifically, the piston crown surface 6 is provided with a portion that protrudes upward so as to surround a central portion thereof, and a cavity 7 is defined radially inward of the protruding portion. The cavity 7 is formed such that the center thereof and the top P1 of the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8 substantially face each other. The cavity 7 is formed so as to have a volume that occupies most of the combustion chamber 8 when the piston 5 rises to the top dead center. In the present embodiment, the geometrical compression ratio of the engine body 1, that is, the volume of the combustion chamber 8 when the piston 5 is at the bottom dead center and the volume of the combustion chamber 8 when the piston 5 is at the top dead center. The ratio is set to 16 or more and 35 or less, more preferably 18 or more and 30 or less (for example, about 25).

ピストン冠面６のうち前記***部分よりも径方向外側の部分すなわちキャビティ７の外周縁７ａから径方向外側の部分６ａは、全体として径方向外側に向かって下方に傾斜しており、ピストン５が上死点まで上昇したときに燃焼室８の天井面８ａにほぼ沿って延びる。   A portion of the piston crown surface 6 that is radially outward from the raised portion, that is, a portion 6a that is radially outward from the outer peripheral edge 7a of the cavity 7 is inclined downward radially outward as a whole. When it rises to the top dead center, it extends substantially along the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8.

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燃焼室８内に導入するための吸気ポート１１と、燃焼室８内で生成された燃焼ガスを排気通路４０に導出するための排気ポート１２とが設けられている。各ポート１１，１２は、それぞれ燃焼室８の天井面８ａに開口している。シリンダヘッド４には、燃焼室８の天井面８ａに形成された吸気ポート１１の開口部分を開閉する吸気弁１３と、燃焼室８の天井面８ａに形成された排気ポート１２の開口部分を開閉する排気弁１４とが設けられている。   The cylinder head 4 has an intake port 11 for introducing air supplied from an intake passage 30 into the combustion chamber 8, and an exhaust port for leading combustion gas generated in the combustion chamber 8 to an exhaust passage 40. 12 are provided. Each of the ports 11 and 12 is open to the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8, respectively. The cylinder head 4 has an intake valve 13 for opening and closing an opening of an intake port 11 formed on a ceiling surface 8a of the combustion chamber 8, and an opening and closing of an opening for an exhaust port 12 formed on the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8. Exhaust valve 14 is provided.

本実施形態では、１つの気筒２に対して吸気ポート１１と排気ポート１２とがそれぞれ２つずつ設けられており、図３（燃焼室８の天井面８ａの概略平面図）に示すように、燃焼室８の天井面８ａには吸気ポート１１と排気ポート１２とがそれぞれ２つずつ開口している。そして、１つの気筒２に対して、吸気弁１３と排気弁１４とがそれぞれ２つずつ設けられている。図３に示すように、吸気弁１３と排気弁１４（吸気ポート１１の開口部分と排気ポート１２の開口部分）とは、燃焼室８の天井面８ａの頂部Ｐ１を通る直線を挟んで互いに反対側（図３の右側と左側）となる部分に設けられている。   In the present embodiment, two intake ports 11 and two exhaust ports 12 are provided for each cylinder 2, and as shown in FIG. 3 (a schematic plan view of a ceiling surface 8 a of the combustion chamber 8), In the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8, two intake ports 11 and two exhaust ports 12 are respectively opened. Two intake valves 13 and two exhaust valves 14 are provided for each cylinder 2. As shown in FIG. 3, the intake valve 13 and the exhaust valve 14 (the opening portion of the intake port 11 and the opening portion of the exhaust port 12) are opposite to each other across a straight line passing through the top P1 of the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8. Side (the right side and the left side in FIG. 3).

図２に示すように、吸気ポート１１は、燃焼室８内にタンブル流を発生可能ないわゆるタンブルポートであって、燃焼室８の天井面８ａから上方且つ径方向外側に向かって緩やかに湾曲している。詳細には、吸気ポート１１は、その中心線が、燃焼室８の天井面８ａに対して略直角（８５°〜９５°程度）となる姿勢で形成されている。   As shown in FIG. 2, the intake port 11 is a so-called tumble port capable of generating a tumble flow in the combustion chamber 8, and gradually curves upward from the ceiling surface 8 a of the combustion chamber 8 and radially outward. ing. Specifically, the intake port 11 is formed so that the center line thereof is substantially perpendicular to the ceiling surface 8 a of the combustion chamber 8 (about 85 ° to 95 °).

吸気弁１３は、吸気弁開閉機構（吸気弁駆動手段）１５によって開閉される。吸気弁開閉機構１５には、吸気弁１３の開閉時期を変更可能な吸気開閉時期変更機構１５ａが設けられている。   The intake valve 13 is opened and closed by an intake valve opening / closing mechanism (intake valve driving means) 15. The intake valve opening / closing mechanism 15 is provided with an intake opening / closing timing changing mechanism 15 a that can change the opening / closing timing of the intake valve 13.

排気弁１４は、排気弁開閉機構（排気弁駆動手段）１６によって開閉される。排気弁開閉機構１６には、排気弁１４の開閉時期を変更可能な排気開閉時期変更機構１６ａが設けられている。 The exhaust valve 14 is opened and closed by an exhaust valve opening / closing mechanism (exhaust valve driving means) 16. The exhaust valve opening / closing mechanism 16 is provided with an exhaust opening / closing timing changing mechanism 16a that can change the opening / closing timing of the exhaust valve 14 .

シリンダヘッド４には、燃焼室８内に燃料を噴射する燃料噴射装置（燃料噴射手段）２１が取り付けられている。燃料噴射装置２１は、図外の燃料ポンプにより圧送された燃料を燃焼室８内に噴射する。本実施形態では外開き弁式の燃料噴射装置２１が用いられている。   A fuel injection device (fuel injection means) 21 for injecting fuel into the combustion chamber 8 is attached to the cylinder head 4. The fuel injection device 21 injects fuel pumped by a fuel pump (not shown) into the combustion chamber 8. In this embodiment, an outward opening valve type fuel injection device 21 is used.

図４は、燃料噴射装置２１の概略断面図である。図４に示すように、燃料噴射装置２１は、先端（燃焼室８側の端部）にノズル口２１ｂが形成された燃料管２１ｃと、燃料管２１ｃの内側に配設されてノズル口２１ｂを開閉する外開き弁２１ａとを有する。   FIG. 4 is a schematic sectional view of the fuel injection device 21. As shown in FIG. 4, the fuel injection device 21 includes a fuel pipe 21c having a nozzle port 21b formed at a tip (an end on the side of the combustion chamber 8), and a nozzle port 21b provided inside the fuel pipe 21c. And an outer opening valve 21a that opens and closes.

燃料噴射装置２１は、ノズル口２１ｂが燃焼室８の天井面８ａの頂部Ｐ１に位置してキャビティ７の中央部分を臨むように配置されている。また、燃料噴射装置２１は、ノズル口２１ｂおよび燃料管２１ｃの中心軸が、燃焼室８の天井面８ａの頂部Ｐ１を通り気筒２の中心軸と平行に延びるように配置されている。   The fuel injection device 21 is disposed such that the nozzle port 21b is located at the top P1 of the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8 and faces the center of the cavity 7. Further, the fuel injection device 21 is arranged such that the central axes of the nozzle port 21b and the fuel pipe 21c extend in parallel with the central axis of the cylinder 2 through the top P1 of the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8.

外開き弁２１ａは、印加された電圧に応じて変形するピエゾ素子２１ｄに接続されている。外開き弁２１ａは、ピエゾ素子２１ｄに電圧が印加されていない状態でノズル口２１ｂと当接してノズル口２１ｂを閉弁し、ピエゾ素子２１ｄが電圧の印加に伴って変形することで、ノズル口２１ｂから先端側に突き出してノズル口２１ｂを開弁する。   The outer opening valve 21a is connected to a piezo element 21d that deforms according to the applied voltage. The outer opening valve 21a comes into contact with the nozzle port 21b in a state where no voltage is applied to the piezo element 21d to close the nozzle port 21b, and the piezo element 21d is deformed in accordance with the application of the voltage, whereby the nozzle port 21a is deformed. The nozzle port 21b is protruded from the end 21b to the tip side to open the nozzle port 21b.

ノズル口２１ｂおよび外開き弁２１ａのうちノズル口２１ｂと当接する部分は、先端側ほど径が大きくなるテーパ状を有しており、ノズル口２１ｂからは、ノズル口２１ｂの中心軸すなわち気筒２のほぼ中心軸を中心として、燃料が放射状（コーン状、詳しくはホローコーン状）に噴射される。例えば、このコーンのテーパ角は９０°〜１００°（ホローコーンにおける内側の中空部のテーパ角は７０°程度）となっている。   The portion of the nozzle port 21b and the outer opening valve 21a that comes into contact with the nozzle port 21b has a tapered shape whose diameter increases toward the distal end, and from the nozzle port 21b, the central axis of the nozzle port 21b, that is, the cylinder 2 The fuel is injected radially (cone-shaped, more specifically, hollow-cone-shaped) about the center axis. For example, the taper angle of this cone is 90 ° to 100 ° (the taper angle of the hollow portion inside the hollow cone is about 70 °).

外開き弁２１ａの開弁期間およびリフト量（リフト量は、外開き弁２１ａの閉弁位置からの突出量でありノズル口２１ｂの開口量である）は、ピエゾ素子２１ｄへの電圧の印加期間および電圧の大きさに応じて変化する。そして、外開き弁２１ａのリフト量に応じて、ノズル口２１ｂから噴射される燃料噴霧のペネトレーション、単位時間あたりに噴射される燃料量および燃料噴霧の粒径は変化する。具体的には、リフト量が大きくノズル口２１ｂの開口量が大きくなると、燃料噴霧のペネトレーションは大きくなり、単位時間あたりの噴射燃料量が大きくなるとともに燃料噴霧の粒径が大きくなる。   The valve opening period and the lift amount of the external opening valve 21a (the lift amount is the amount of protrusion of the external opening valve 21a from the valve closing position and the opening amount of the nozzle port 21b) are the period during which the voltage is applied to the piezo element 21d. And the magnitude of the voltage. The penetration of the fuel spray injected from the nozzle port 21b, the amount of fuel injected per unit time, and the particle size of the fuel spray change according to the lift amount of the outer opening valve 21a. Specifically, when the lift amount is large and the opening amount of the nozzle port 21b is large, the penetration of the fuel spray increases, the amount of injected fuel per unit time increases, and the particle size of the fuel spray increases.

前記構成に伴い、燃料噴射装置２１は、１〜２ｍｓｅｃの間に２０回程度の多段噴射を行うことができる。また、燃料噴射装置２１は、燃料噴射の間隔と、リフト量とをそれぞれ変更することによって、径方向（ノズル口２１ｂの中心軸と直交する方向）に対する燃料噴霧の広がりと、軸方向（ノズル口２１ｂの中心軸に沿う方向）に対する燃料噴霧の広がりとを独立して制御することが可能となっている。   With the above configuration, the fuel injection device 21 can perform about 20 multi-stage injections within 1 to 2 msec. Further, the fuel injection device 21 changes the fuel injection interval and the lift amount to respectively change the fuel spray spread in the radial direction (the direction orthogonal to the central axis of the nozzle port 21b) and the axial direction (the nozzle port). It is possible to independently control the spread of the fuel spray with respect to the direction (along the central axis of 21b).

例えば、燃料の噴射間隔が短くされると、ホローコーンの内側に負圧領域が継続して形成されて軸方向により長い負圧領域が形成されることで、燃料噴霧の軸方向の広がりは促進される。従って、燃料の噴射間隔が短い方が、この負圧領域に引き寄せられて燃料噴霧が軸方向に広がりやすくなる。一方、燃料噴射装置２１のリフト量が大きくされると、燃料噴霧の粒径が大きくなって燃料噴霧の運動量が大きくなることで燃料噴霧が負圧領域に引き寄せられにくくなり、燃料噴霧の径方向の広がりが促進される。従って、リフト量が大きい場合には、燃料噴霧は径方向の外方へ広がりやすくなる。   For example, when the fuel injection interval is shortened, a negative pressure region is continuously formed inside the hollow cone and a longer negative pressure region is formed in the axial direction, so that the axial spread of the fuel spray is promoted. . Therefore, the shorter the fuel injection interval, the more the fuel spray is drawn to the negative pressure region and the more easily the fuel spray is spread in the axial direction. On the other hand, when the lift amount of the fuel injection device 21 is increased, the particle diameter of the fuel spray increases, and the momentum of the fuel spray increases. The spread of is promoted. Therefore, when the lift amount is large, the fuel spray tends to spread outward in the radial direction.

シリンダヘッド４には、さらに、燃焼室８内に形成された燃料と空気の混合気を点火するための点火プラグ２２が取り付けられている。点火プラグ２２は、その先端が、燃料噴射装置２１の側方であって吸気弁１３と排気弁１４との間に位置するように配置されている。本実施形態では、燃料としてガソリンを用いた場合に一般的に採用される火花点火燃焼（混合気を火花点火により強制着火させる燃焼）ではなく、燃料と空気との混合気をピストン５による圧縮に伴い自着火させるＨＣＣＩ燃焼（予混合圧縮着火燃焼）がエンジンの全ての運転領域において実行されるようになっている。このため、本実施形態のエンジンでは基本的に点火プラグは不要であるが、例えばエンジンが冷間始動された直後のような自着火が困難な状況下においてＨＣＣＩ燃焼に代えて火花点火燃焼を実行したり、あるいは暖機後であってもＨＣＣＩ燃焼の促進のためにいわゆるスパークアシストを実行することがあり、そのような目的のために点火プラグ２２が設けられている。   The cylinder head 4 is further provided with an ignition plug 22 for igniting a mixture of fuel and air formed in the combustion chamber 8. The spark plug 22 is arranged such that its tip is located between the intake valve 13 and the exhaust valve 14 on the side of the fuel injection device 21. In the present embodiment, instead of spark ignition combustion (combustion in which the air-fuel mixture is ignited by spark ignition) which is generally employed when gasoline is used as fuel, the air-fuel mixture of fuel and air is compressed by the piston 5. Accordingly, HCCI combustion (premixed compression ignition combustion) for self-ignition is performed in all operating regions of the engine. For this reason, the engine of the present embodiment basically does not require a spark plug, but performs spark ignition combustion instead of HCCI combustion in a situation where self-ignition is difficult, for example, immediately after the engine is cold started. In some cases, so-called spark assist is performed to promote HCCI combustion even after the engine is warmed up, and the spark plug 22 is provided for such a purpose.

（３）制御系統
（３−１）システム構成
図５は、エンジンの制御系統を示すブロック図である。本図に示すように、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。 (3) Control System (3-1) System Configuration FIG. 5 is a block diagram showing a control system of the engine. As shown in the figure, the engine system of the present embodiment is totally controlled by a PCM (power train 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.

ＰＣＭ１００は、エンジンの運転状態を検出するための各種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、クランク軸の回転角度および回転速度すなわち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には、エアクリーナ３１を通過して各気筒２に吸入される空気量（新気量）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。   PCM 100 is electrically connected to various sensors for detecting the operating state of the engine. For example, the cylinder block 3 is provided with a crank angle sensor SN1 for detecting the rotation angle and rotation speed of the crankshaft, that is, the engine speed. The intake passage 30 is provided with an air flow sensor SN2 that detects the amount of air (new air amount) that passes through the air cleaner 31 and is drawn into each cylinder 2. Further, the vehicle is provided with an accelerator opening sensor SN3 for detecting an opening of an accelerator pedal (accelerator opening) (not shown) operated by the driver.

ＰＣＭ１００は、各種センサからの入力信号に基づいて種々の判定や演算等を実行しつつエンジンの各部を制御する。例えば、ＰＣＭ１００は、スロットルバルブ３２、吸気開閉時期変更機構１５ａ、排気開閉時期変更機構１６ａ、燃料噴射装置２１、ＥＧＲバルブ５２、点火プラグ２２等と電気的に接続されており、演算結果等に基づいてこれらの機器にそれぞれ駆動用の制御信号を出力する。   The PCM 100 controls various parts of the engine while performing various determinations and calculations based on input signals from various sensors. For example, the PCM 100 is electrically connected to the throttle valve 32, the intake opening / closing timing changing mechanism 15a, the exhaust opening / closing timing changing mechanism 16a, the fuel injection device 21, the EGR valve 52, the spark plug 22, and the like. And outputs a drive control signal to each of these devices.

ＰＣＭ１００は、アクセル開度とエンジン回転数等から求められるエンジン負荷の要求値に応じて燃料の噴射量を算出して、これに対応する燃料を燃料噴射装置２１に噴射させる。また、ＰＣＭ１００は、運転領域に応じて噴射モード等を変更する。   The PCM 100 calculates the fuel injection amount in accordance with the required value of the engine load obtained from the accelerator opening, the engine speed, and the like, and causes the fuel injection device 21 to inject the corresponding fuel. Further, PCM 100 changes the injection mode and the like according to the operation region.

図６は、横軸がエンジン回転数、縦軸がエンジン負荷のマップであり、本実施形態では、運転領域としてエンジン負荷が予め設定された基準負荷（所定値）Ｔｑ以下の低負荷領域Ａ１と、エンジン負荷が基準負荷Ｔｑよりも高い高負荷領域Ａ２とに大別されている。 FIG. 6 is a map of the engine speed on the horizontal axis and the engine load on the vertical axis. In the present embodiment, a low load area A1 where the engine load is equal to or less than a preset reference load (predetermined value) Tq as an operating area. And a high load area A2 in which the engine load is higher than the reference load Tq.

また、噴射モードに関して、低負荷領域Ａ１が、エンジン負荷に応じて第１領域Ａ１＿ａと、第２領域Ａ１＿ｃと、切替領域Ａ１＿ｂとに分けられている。   Further, regarding the injection mode, the low load region A1 is divided into a first region A1_a, a second region A1_c, and a switching region A1_b according to the engine load.

（３−２）低負荷領域
（ｉ）基本制御
低負荷領域Ａ１で実施される基本的な制御について説明する。 (3-2) Low Load Region (i) Basic Control The basic control performed in the low load region A1 will be described.

低負荷領域Ａ１では、混合気の発熱量が小さく燃焼温度が比較的低いため、燃焼により生成されるＮＯｘ（いわゆるＲａｗ ＮＯｘ）が少なく抑えられる。そのため、この領域Ａ１では、三元触媒４１によりＮＯｘを浄化させる必要がなく、空燃比を三元触媒によるＮＯｘ浄化が可能な理論空燃比にする必要がない。そこで、低負荷領域Ａ１では、燃費性能を高めるべく混合気の空燃比がリーンすなわち空気過剰率λ＞１とされる。   In the low load region A1, since the amount of heat generated by the air-fuel mixture is small and the combustion temperature is relatively low, NOx generated by combustion (so-called Raw NOx) is suppressed to a small amount. Therefore, in this region A1, there is no need to purify NOx by the three-way catalyst 41, and it is not necessary to set the air-fuel ratio to a stoichiometric air-fuel ratio at which NOx can be purified by the three-way catalyst. Therefore, in the low load region A1, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is made lean, that is, the excess air ratio λ> 1, in order to enhance the fuel efficiency.

また、低負荷領域Ａ１では、ＥＧＲガスが燃焼室８内に還流される。すなわち、低負荷領域Ａ１では、ＥＧＲバルブ５２が開弁されて、排気通路４０内の排ガスの一部がＥＧＲガスとして吸気通路３０に還流される。   In the low load region A1, the EGR gas is recirculated into the combustion chamber 8. That is, in the low load region A1, the EGR valve 52 is opened, and a part of the exhaust gas in the exhaust passage 40 is returned to the intake passage 30 as EGR gas.

また、低負荷領域Ａ１では、圧縮行程後半（圧縮上死点前９０°ＣＡ〜圧縮上死点まで）に、燃料噴射装置２１からすべての燃料（１燃焼サイクルで噴射される燃料の全量）が噴射される。例えば、圧縮上死点前３０°ＣＡ付近で全燃料が燃焼室８内に噴射される。   Further, in the low load region A1, in the second half of the compression stroke (from 90 ° CA before compression top dead center to compression top dead center), all the fuel (the total amount of fuel injected in one combustion cycle) from the fuel injection device 21 is discharged. It is injected. For example, all the fuel is injected into the combustion chamber 8 around 30 ° CA before the compression top dead center.

このように圧縮行程後半にすべての燃料が噴射されることで、低負荷領域Ａ１では、圧縮上死点付近の混合気の燃焼開始直前において、燃焼室８の中央部分に燃料濃度の高い混合気Ｑが形成されて燃焼室８の壁面近傍の燃料濃度が低く抑えられる。つまり、低負荷領域Ａ１ではエンジン負荷が低く燃料噴射量が少ないことで燃料噴霧のペネトレーションは抑えられる。そして、この燃料噴霧のペネトレーションが低い状態で、圧縮行程後半という圧縮上死点付近までの時間が短く抑えられたタイミングで燃料噴射が行われることで、燃料噴霧が燃焼室８の壁面まで飛翔するのが抑制される。   By injecting all the fuel in the latter half of the compression stroke in this way, in the low load region A1, the mixture with high fuel concentration is placed in the center of the combustion chamber 8 immediately before the start of combustion of the mixture near the compression top dead center. Q is formed, and the fuel concentration near the wall surface of the combustion chamber 8 is suppressed to a low level. That is, in the low load region A1, the penetration of the fuel spray is suppressed because the engine load is low and the fuel injection amount is small. Then, in a state where the penetration of the fuel spray is low, the fuel injection is performed at a timing in which the time to the vicinity of the compression top dead center in the latter half of the compression stroke is suppressed, so that the fuel spray flies to the wall surface of the combustion chamber 8. Is suppressed.

本実施形態では、燃焼開始直前において燃焼室８の壁面近傍に形成されるガス層の燃料濃度をより小さくするべく、エンジン負荷に応じて噴射モードが切り替えられる。   In the present embodiment, the injection mode is switched according to the engine load in order to further reduce the fuel concentration of the gas layer formed near the wall surface of the combustion chamber 8 immediately before the start of combustion.

具体的には、低負荷領域Ａ１のうちエンジン負荷が低い第１領域Ａ１＿ａと、これよりもエンジン負荷の高い第２領域Ａ１＿ｃと、第１領域Ａ１＿ａと第２領域Ａ１＿ｃとの切替領域Ａ１＿ｂとにおいて、噴射モードがそれぞれ図７（ａ）〜（ｃ）に示される第１噴射モード、第２噴射モード、切替領域噴射モードとされる。   Specifically, in the low load area A1, a first area A1_a with a low engine load, a second area A1_c with a higher engine load, and a switching area A1_b between the first area A1_a and the second area A1_c. , The injection mode is a first injection mode, a second injection mode, and a switching area injection mode shown in FIGS.

図７（ａ）は、第１領域Ａ１＿ａで実施される第１噴射モードである。第１噴射モードでは、燃料噴射装置２１のリフト量が小さく且つ噴射間隔が短い噴射が複数回連続して行われる。なお、噴射回数は図の例に限らず適宜変更可能である。   FIG. 7A shows a first injection mode performed in the first region A1_a. In the first injection mode, injection with a small lift amount of the fuel injection device 21 and a short injection interval is continuously performed a plurality of times. Note that the number of injections is not limited to the example in the figure, and can be changed as appropriate.

前記のように、噴射間隔が短いと燃料噴霧は軸方向に長くなる。そして、リフト量が小さいと燃料噴霧の径方向の外方への広がりは抑制される。従って、第１噴射モードでは、燃料噴霧および燃料と空気との混合気は、径方向に対して軸方向の長さが相対的に長い縦長形状となる。ここで、第１領域Ａ１＿ａは、エンジン負荷が特に低いことで燃料噴射量が小さい。そのため、混合気層が縦長形状とされつつその軸方向の長さは短く抑えられる。従って、混合気と燃焼室８の壁面との離間距離が確保されて、燃焼室８の壁面近傍の燃料濃度が小さく抑えられる。   As described above, when the injection interval is short, the fuel spray becomes longer in the axial direction. When the lift amount is small, the outward spread of the fuel spray in the radial direction is suppressed. Therefore, in the first injection mode, the fuel spray and the mixture of fuel and air have a vertically long shape whose axial length is relatively long in the radial direction. Here, the first region A1_a has a small fuel injection amount because the engine load is particularly low. Therefore, the length of the mixture layer in the axial direction can be kept short while the mixture layer has a vertically long shape. Therefore, a separation distance between the air-fuel mixture and the wall surface of the combustion chamber 8 is ensured, and the fuel concentration near the wall surface of the combustion chamber 8 can be kept low.

図７（ｃ）は、第２領域Ａ１＿ｃで実施される第２噴射モードである。第２噴射モードでは、燃料噴射装置２１のリフト量が第１噴射モードのリフト量よりも大きく且つ噴射間隔が第１噴射モードよりも長い噴射が複数回連続して行われる。なお、噴射回数は図の例に限らず適宜変更可能である。   FIG. 7C shows a second injection mode performed in the second area A1_c. In the second injection mode, injections in which the lift amount of the fuel injection device 21 is larger than the lift amount in the first injection mode and the injection interval is longer than in the first injection mode are continuously performed a plurality of times. Note that the number of injections is not limited to the example in the figure, and can be changed as appropriate.

前記のように、噴射間隔が長いと燃料噴霧は軸方向に短くなる。そして、リフト量が大きいと燃料噴霧は径方向の外方へ広がる。従って、第２噴射モードでは、燃料噴霧および混合気は、軸方向に対して径方向の長さが相対的に長い横長形状となる。ここで、圧縮上死点付近における燃焼室８の寸法は軸方向よりも径方向の方が長く、径方向については空間に余裕がある。そのため、横長形状であっても混合気と燃焼室７の壁面との離間距離が確保されて、燃焼室８の壁面近傍の燃料濃度が小さく抑えられる。   As described above, when the injection interval is long, the fuel spray becomes short in the axial direction. When the lift amount is large, the fuel spray spreads radially outward. Therefore, in the second injection mode, the fuel spray and the air-fuel mixture have a horizontally long shape whose length in the radial direction is relatively longer than that in the axial direction. Here, the dimensions of the combustion chamber 8 near the compression top dead center are longer in the radial direction than in the axial direction, and there is room in the radial direction. Therefore, even in the case of the horizontally long shape, the separation distance between the air-fuel mixture and the wall surface of the combustion chamber 7 is ensured, and the fuel concentration near the wall surface of the combustion chamber 8 can be reduced.

図７（ｂ）は、切替領域Ａ１＿ｂで実施される切替領域噴射モードである。切替領域噴射モードは、第１噴射モードと第２噴射モードとを組み合わせたモードである。例えば、図７（ｂ）に示すように、第２噴射モードの噴射を行った後（リフト量が大きく且つ噴射間隔が長い噴射を複数回連続させた後）、第１噴射モードの噴射を行う（リフト量が小さく且つ噴射間隔が短い噴射を複数回連続させる）。なお、これに代えて、第１噴射モードの噴射を行った後、第２噴射モードの噴射を行ってもよい。また、噴射回数は図の例に限らず適宜変更可能である。   FIG. 7B illustrates a switching area injection mode performed in the switching area A1_b. The switching area injection mode is a mode in which the first injection mode and the second injection mode are combined. For example, as shown in FIG. 7B, after the injection in the second injection mode is performed (after a plurality of continuous injections having a large lift amount and a long injection interval), the injection in the first injection mode is performed. (Injection with a small lift amount and a short injection interval is continued a plurality of times). Alternatively, the injection in the second injection mode may be performed after the injection in the first injection mode. Further, the number of injections is not limited to the example shown in the figure, and can be changed as appropriate.

切替領域噴射モードでは、第１噴射モードと第２噴射モードとの組み合わせにより、混合気層の特に径方向の外方への広がりが調整される。その結果、混合気層は、第１噴射モード時の混合気層よりも長く且つ、第２噴射モードの混合気層よりも短い形状となる。これにより、第１領域Ａ１＿ａと第２領域Ａ１＿ｃとの境界領域である切替領域Ａ１＿ｂでは、混合気の軸方向および径方向の広がりが適切に調整されて、燃焼室８の壁面近傍の燃料濃度が小さく抑えられる。   In the switching area injection mode, the combination of the first injection mode and the second injection mode adjusts the outward spread of the gas mixture layer, particularly in the radial direction. As a result, the mixture layer has a shape longer than the mixture layer in the first injection mode and shorter than the mixture layer in the second injection mode. Thereby, in the switching region A1_b, which is a boundary region between the first region A1_a and the second region A1_c, the axial and radial spread of the air-fuel mixture is appropriately adjusted, and the fuel concentration near the wall surface of the combustion chamber 8 is reduced. Can be kept small.

なお、切替領域噴射モードは省略可能である。また、本実施形態では、前記のように、低負荷領域Ａ１では、空気過剰率λが１より大きくされて燃焼に寄与しない余剰の空気が存在するため、前記のように燃焼室８の壁面近傍の燃料濃度が小さくされても、燃焼室８の中央部分には燃焼に必要な空気が確保されて、この部分の空燃比は適正な範囲におさめられる。   Note that the switching area injection mode can be omitted. Further, in the present embodiment, as described above, in the low load region A1, the excess air ratio λ is set to be larger than 1, and there is excess air that does not contribute to combustion. Even if the fuel concentration is reduced, air required for combustion is secured in the central portion of the combustion chamber 8, and the air-fuel ratio in this portion is kept within an appropriate range.

（ｉｉ）吸排気弁の制御
次に、低負荷領域Ａ１での吸気弁１３および排気弁１４の制御内容について説明する。本実施形態では、図８に示すように、低負荷領域Ａ１が、吸気弁１３と排気弁１４の制御に関して、エンジン回転数が基準回転数Ｎ１０以上の低負荷高速領域（特定領域）Ａ１＿Ｈと、残りの低負荷低速領域（低速側領域）Ａ１＿Ｌとに分けられている。 (Ii) Control of intake and exhaust valves Next, control contents of the intake valves 13 and the exhaust valves 14 in the low load region A1 will be described. In the present embodiment, as shown in FIG. 8, the low load region A1 is a low load high speed region (specific region) A1_H in which the engine speed is equal to or higher than the reference speed N10 with respect to the control of the intake valve 13 and the exhaust valve 14. It is divided into the remaining low-load low-speed area (low-speed side area) A1_L.

（低負荷高速領域Ａ１＿Ｈ）
低負荷高速領域Ａ１＿Ｈでは、図９に示すように、排気上死点（ＴＤＣ）後において所定の期間ｔ１１、吸気弁１３と排気弁１４とがともに開弁して、排気上死点後において吸気弁１３と排気弁１４とがオーバーラップするように（吸気弁１３の開弁期間と排気弁１４の開弁期間とが重複するように）、吸排気弁１３，１４が制御される。つまり、排気弁１４の閉弁時期ＥＶＣが排気上死点後とされ、吸気弁１３の開弁開始時期ＩＶＯが排気弁１４の閉弁時期ＥＶＣよりも進角側の時期とされる。 (Low load high speed area A1_H)
In the low-load high-speed region A1_H, as shown in FIG. 9, both the intake valve 13 and the exhaust valve 14 open for a predetermined period t11 after the exhaust top dead center (TDC), and the intake air after the exhaust top dead center. The intake and exhaust valves 13 and 14 are controlled such that the valve 13 and the exhaust valve 14 overlap (so that the opening period of the intake valve 13 and the opening period of the exhaust valve 14 overlap). That is, the valve closing timing EVC of the exhaust valve 14 is set after the exhaust top dead center, and the valve opening start timing IVO of the intake valve 13 is set at a more advanced angle than the valve closing timing EVC of the exhaust valve 14.

なお、吸気弁１３および排気弁１４の開弁開始時期とは、図１０に示すように、吸排気弁１３，１４のバルブリフトがランプ部Ｒを超えたときの時期（クランク角での時期）であって燃焼室８内へのこれら弁１３、１４を介したガスの流入が実質的に開始する時期をいう。また、吸気弁１３および排気弁１４の閉弁時期とは、弁１３、１４のバルブリフトが最大となった後にランプ部Ｒを除いて最も小さくなるときの時期（クランク角での時期）であってこれら弁１３、１４を介した気筒２から外部のガスの流出が実質的に停止する時期をいう。例えば、ランプ部Ｒでのバルブリフトの最大量は０．３ｍｍ程度であり、開弁開始時期はバルブリフトが０．３ｍｍ以上に増大した時期、閉弁時期はバルブリフトが０．３ｍｍ以下に低下した時期をいう。 As shown in FIG. 10, the valve opening start timing of the intake valve 13 and the exhaust valve 14 is a timing when the valve lift of the intake and exhaust valves 13 and 14 exceeds the ramp portion R ( a timing at a crank angle). This refers to the time when the flow of gas into the combustion chamber 8 through these valves 13 and 14 substantially starts. The closing timing of the intake valve 13 and the exhaust valve 14 is the timing ( timing at the crank angle) when the valve lift of the valves 13 and 14 becomes the smallest except for the ramp portion R after the valve lift becomes the maximum. The timing at which the outflow of external gas from the cylinder 2 via these valves 13 and 14 substantially stops. For example, the maximum amount of the valve lift in the ramp portion R is about 0.3 mm, the valve opening start time is when the valve lift increases to 0.3 mm or more, and the valve lift decreases to 0.3 mm or less when the valve closes. The time when it was done.

図１１は、低負荷領域Ａ１の所定のエンジン負荷における、吸排気弁のバルブタイミング（排気弁１４の閉弁時期ＥＶＣ、吸気弁１３の開弁開始時期ＩＶＯおよび吸気弁１３の閉弁時期ＩＶＣ）と、エンジン回転数との関係を示したグラフである。   FIG. 11 shows the valve timings of the intake and exhaust valves (the closing timing EVC of the exhaust valve 14, the opening start timing IVO of the intake valve 13 and the closing timing IVC of the intake valve 13) at a predetermined engine load in the low load region A1. 5 is a graph showing a relationship between the engine speed and the engine speed.

図１１に示すように、低負荷高速領域Ａ１＿Ｈでは、エンジン回転数が高くなるほど排気弁１４の閉弁時期ＥＶＣが遅角される。これに伴い、低負荷高速領域Ａ１＿Ｈでは、オーバーラップ期間ｔ１０のうち吸気上死後の期間ｔ１１が、エンジン回転数が高くなるほど長く（クランク角度において）される。   As shown in FIG. 11, in the low-load high-speed region A1_H, the valve closing timing EVC of the exhaust valve 14 is retarded as the engine speed increases. Accordingly, in the low-load high-speed region A1_H, the period t11 after the intake top dead in the overlap period t10 is made longer (at the crank angle) as the engine speed becomes higher.

また、図１１に示すように、低負荷高速領域Ａ１＿Ｈでは、エンジン回転数が高くなるほど吸気弁１３の開弁開始時期ＩＶＯが進角される。これに伴い、低負荷高速領域Ａ１＿Ｈでは、吸排気弁１３、１４がともに開弁している期間全体つまりオーバーラップ期間ｔ１０そのものもエンジン回転数が高くなるほど長く（クランク角度において）される。   Further, as shown in FIG. 11, in the low-load high-speed region A1_H, the valve opening start timing IVO of the intake valve 13 is advanced as the engine speed increases. Accordingly, in the low-load and high-speed region A1_H, the entire period in which both the intake and exhaust valves 13 and 14 are open, that is, the overlap period t10 itself is made longer (at the crank angle) as the engine speed becomes higher.

また、図１１に示すように、低負荷高速領域Ａ１＿Ｈでは、吸気弁１３の閉弁時期ＩＶＣが吸気下死点ＢＤＣよりも遅角側の時期とされる。詳細には、吸気弁１３の閉弁時期ＩＶＣは、燃焼室８から吸気ポート１１に吸気が吹き返す時期、例えば、吸気下死点後３０°ＣＡよりも遅角側の時期とされる。また、低負荷高速領域Ａ１＿Ｈにおいて、吸気弁１３の閉弁時期ＩＶＣは、エンジン回転数が高くなるほど進角される。 Further, as shown in FIG. 11, in the low-load high-speed region A1_H, the valve closing timing IVC of the intake valve 13 is a timing that is more retarded than the intake bottom dead center BDC. Specifically, the valve closing timing IVC of the intake valve 13 is a timing at which the intake air returns from the combustion chamber 8 to the intake port 11, for example, a timing that is more retarded than 30 ° CA after the intake bottom dead center. In the low-load high-speed region A1_H, the valve closing timing IVC of the intake valve 13 is advanced as the engine speed increases.

（低負荷低速領域Ａ１＿Ｌ）
一方、低負荷低速領域Ａ１＿Ｌでは、吸排気弁１３、１４がオーバーラップしないように制御される。例えば、図１１に示すように、吸気弁１３の開弁開始時期ＩＶＯが排気上死点ＴＤＣよりも遅角側の時期とされ、排気弁１３の閉弁時期ＥＶＣが吸気弁１３の開弁開始時期ＩＶＯよりも進角側の時期とされる。 (Low load low speed area A1_L)
On the other hand, in the low load low speed region A1_L, the intake and exhaust valves 13, 14 are controlled so as not to overlap. For example, as shown in FIG. 11, the valve opening start timing IVO of the intake valve 13 is set to a timing that is more retarded than the exhaust top dead center TDC, and the valve closing timing EVC of the exhaust valve 13 is set to the valve opening start of the intake valve 13. The timing is set to be more advanced than the timing IVO.

低負荷低速領域Ａ１＿Ｌでこのような制御を行うのは、混合気の過早着火、つまり、混合気が所望の時期よりも早期に自着火してしまうのを防止するためである。   The reason why such control is performed in the low-load low-speed region A1_L is to prevent premature ignition of the air-fuel mixture, that is, to prevent the air-fuel mixture from igniting earlier than desired.

具体的に、吸排気弁１３、１４をオーバーラップさせると、燃焼室８から排気ポート１２あるいは吸気ポート１１に排出された排気が再び燃焼室８に流入することで燃焼室８内に残留する高温の排気（いわゆる内部ＥＧＲガス）の量が増大し、燃焼室８内のガスの温度が高められる。しかしながら、エンジン回転数が低いと、混合気が圧縮される時間（クランク角ではなく時間）つまり高圧化で燃料と空気とが接触して反応する時間が長くなることで混合気はクランク角度において早期に燃焼しやすくなるため、エンジン回転数が低い領域において燃焼室８内の温度を過度に高めてしまうと混合気が過早着火するおそれがある。従って、本実施形態では、低負荷低速領域Ａ１＿Ｌにおいて、内部ＥＧＲガスによって燃焼室８内の温度が過度に昇温されないように吸排気弁１３、１４がオーバーラップしないように制御する。   Specifically, when the intake and exhaust valves 13 and 14 are overlapped, the exhaust gas discharged from the combustion chamber 8 to the exhaust port 12 or the intake port 11 flows into the combustion chamber 8 again, so that the high temperature remaining in the combustion chamber 8 Of the exhaust gas (so-called internal EGR gas) increases, and the temperature of the gas in the combustion chamber 8 is increased. However, when the engine speed is low, the time during which the air-fuel mixture is compressed (rather than the crank angle), that is, the time during which the fuel and air come into contact with and react to each other at a high pressure becomes longer, so that the air-fuel mixture is premature at the crank angle. If the temperature in the combustion chamber 8 is excessively increased in a region where the engine speed is low, the mixture may be ignited prematurely. Therefore, in the present embodiment, in the low load low speed region A1_L, the intake and exhaust valves 13 and 14 are controlled so as not to overlap so that the temperature in the combustion chamber 8 is not excessively increased by the internal EGR gas.

ここで、エンジン負荷が低く燃焼室８に供給される燃料の量が少ないと過早着火は生じ難い。そこで、本実施形態では、図８に示すように、低負荷低速領域Ａ１＿Ｌをエンジン負荷が小さいほどその領域が小さくなるように設定し、低負荷低速領域Ａ１＿Ｌを区画する基準回転数Ｎ１０は、エンジン負荷が小さくなるほど小さい値に設定している。 Here, if the engine load is low and the amount of fuel supplied to the combustion chamber 8 is small, premature ignition is unlikely to occur. Therefore, in the present embodiment, as shown in FIG. 8 , the low-load low-speed area A1_L is set so that the area becomes smaller as the engine load is smaller, and the reference rotation speed N10 that divides the low-load low-speed area A1_L is the engine speed. The value is set smaller as the load becomes smaller.

（３−３）高負荷領域
高負荷領域Ａ２での制御について簡単に説明する。 (3-3) High Load Region Control in the high load region A2 will be briefly described.

本実施形態では、高負荷領域Ａ２でも予混合圧縮自着火燃焼が実施される。ただし、高負荷領域Ａ２では、三元触媒によるＮＯｘ浄化が可能となるように、燃焼室８内の平均空燃比が理論空燃比とされて燃焼室８内に局所的にリッチ（空燃比が理論空燃比よりも小さい）混合気が形成されるような燃料噴射およびこの混合気を自着火させる成層燃焼が実施される。また、高負荷領域Ａ２では、ＥＧＲバルブ５２が閉弁側に設定されてＥＧＲガスの還流が縮小あるいは停止される。 In this embodiment, the HCCI combustion is performed in the high load region A2. However, in the high load region A2, the average air-fuel ratio in the combustion chamber 8 is set to the stoichiometric air-fuel ratio so that NOx can be purified by the three-way catalyst, and the stoichiometric air-fuel ratio is locally rich in the combustion chamber 8 (the air-fuel ratio is theoretically low). Fuel injection is performed such that an air-fuel mixture (smaller than the air-fuel ratio) is formed, and stratified combustion for self-ignition of the air-fuel mixture is performed. In the high load region A2, the EGR valve 52 is set to the valve closing side, and the recirculation of the EGR gas is reduced or stopped.

（４）作用等
以上のように、本実施形態では、低負荷領域Ａ１において、圧縮行程後半（圧縮上死点前９０°ＣＡ〜圧縮上死点まで）に燃料噴射装置２１からすべての燃料を噴射していること、特に前記説明した各噴射モードを実施していることで、燃焼室８の壁面近傍の燃料濃度を小さくすることができる。そのため、燃焼室８の壁面近傍で形成される高温の燃焼ガスの量を小さくして、この壁面を通じて燃焼ガスから外部に放出されるエネルギーつまり冷却損失を低減できる。 (4) Operation As described above, in the present embodiment, in the low load region A1, in the second half of the compression stroke (from 90 ° CA before compression top dead center to compression top dead center), all the fuel is injected from the fuel injection device 21. By performing the injection, and particularly by performing each of the injection modes described above, the fuel concentration near the wall surface of the combustion chamber 8 can be reduced. Therefore, the amount of high-temperature combustion gas formed near the wall surface of the combustion chamber 8 can be reduced, and the energy released from the combustion gas to the outside through the wall surface, that is, the cooling loss can be reduced.

しかも、本実施形態では、低負荷領域Ａ１のうちエンジン回転数が高い側に設定された低負荷高速領域Ａ１＿Ｈにおいて吸排気弁１３、１４を前記のように制御していることで、燃焼室８の壁面近傍に、燃料をほぼ含まないガス層（以下、適宜、非燃焼ガス層という）を形成することができ、冷却損失を効果的に低減できる。   In addition, in the present embodiment, the intake and exhaust valves 13 and 14 are controlled as described above in the low-load high-speed region A1_H which is set on the high engine speed side in the low-load region A1. A gas layer containing substantially no fuel (hereinafter, appropriately referred to as a non-combustion gas layer) can be formed in the vicinity of the wall surface, and the cooling loss can be effectively reduced.

これについて図１２（ａ）、（ｂ）、図１３、図１４（ａ）、（ｂ）を用いて説明する。図１２（ａ）、（ｂ）は、本実施形態における低負荷高速領域Ａ１＿Ｈでの燃焼室８内の吸気の流れを模式的に示した図であり、図１２（ａ）は吸気行程での図、図１２（ｂ）は圧縮行程での図である。図１３は、本実施形態における低負荷高速領域Ａ１＿Ｈでの圧縮上死点付近の燃焼室８内の混合気の様子を模式的に示した図である。図１４（ａ）、（ｂ）は、図１２（ａ）、（ｂ）に対応する図であって比較例に係る図であり、吸気弁１３と排気弁１４とをオーバーラップさせることなく開閉させたときの図である。   This will be described with reference to FIGS. 12 (a) and 12 (b), FIGS. 13 and 14 (a) and (b). FIGS. 12A and 12B are diagrams schematically showing the flow of intake air in the combustion chamber 8 in the low-load and high-speed region A1_H according to the present embodiment, and FIG. FIG. 12B is a diagram showing a compression stroke. FIG. 13 is a diagram schematically illustrating the state of the air-fuel mixture in the combustion chamber 8 near the compression top dead center in the low-load and high-speed region A1_H in the present embodiment. FIGS. 14A and 14B are views corresponding to FIGS. 12A and 12B and related to a comparative example, in which the intake valve 13 and the exhaust valve 14 are opened and closed without overlapping. FIG.

まず、比較例について説明する。図１４（ａ）に示すように、吸気弁１３が開弁を開始するとピストン５の下降に伴って吸気ポート１１から燃焼室８内に勢いよく吸気が流れ込む。具体的には、吸気ポート１１から燃焼室８のうち排気側（図１２の左側）寄りの部分に向かって吸気が流れ込む。そして、図１４（ｂ）に示すように、吸気下死点を超えてピストン５が上昇すると吸気は上向きに押し上げられる。これらに伴い、吸気弁１３の開弁後、燃焼室８内にはタンブル流が発生する。つまり、吸気ポート１１からピストン５の冠面６に向かって排気側寄りの部分を通過しながら下降した後ピストン５の冠面６付近から吸気側寄りの部分を通って上昇する流れであって、燃焼室８の壁面に近い位置を通って図１４（ａ）、図１４（ｂ）の紙面と直交する軸回りに旋回する流れが燃焼室８内に形成される。   First, a comparative example will be described. As shown in FIG. 14A, when the intake valve 13 starts to open, the intake air rushes into the combustion chamber 8 from the intake port 11 as the piston 5 descends. Specifically, the intake air flows from the intake port 11 toward a portion of the combustion chamber 8 closer to the exhaust side (the left side in FIG. 12). Then, as shown in FIG. 14B, when the piston 5 rises beyond the bottom dead center of the intake air, the intake air is pushed upward. Accordingly, a tumble flow is generated in the combustion chamber 8 after the intake valve 13 is opened. That is, the flow descends from the intake port 11 toward the crown 6 of the piston 5 while passing through the portion closer to the exhaust side, and then rises from near the crown 6 of the piston 5 through the portion closer to the intake side, A flow swirling around an axis orthogonal to the paper surface of FIGS. 14A and 14B through a position near the wall surface of the combustion chamber 8 is formed in the combustion chamber 8.

図１４（ｂ）に示すように、タンブル流は吸気弁１３が閉弁した後も残り、吸気圧縮上死点付近において、燃焼室８内には燃焼室８の壁面付近をこれに沿って流れる流れが形成される。特に、燃焼室８の上部では天井面８ａに沿って吸気側から排気側に向かう強い流れが形成される。 As shown in FIG. 14 ( b ), the tumble flow remains even after the intake valve 13 is closed, and flows near the wall surface of the combustion chamber 8 in the combustion chamber 8 near the intake compression top dead center. A flow is formed. In particular, in the upper part of the combustion chamber 8, a strong flow is formed from the intake side to the exhaust side along the ceiling surface 8a.

この状態では、圧縮上死点前において前記各噴射モードを実施しても混合気は燃焼室８の壁面近傍をこれに沿って流れてしまう。従って、本来ならば（燃焼室８内で吸気の流れがほとんどない状態では）図１３の実線で示すように混合気Ｑが形成されるところ、燃焼室８の壁面（特に天井面８ａ）付近に破線で示す混合気Ｑ´が形成されてしまう。この結果、比較例では、圧縮上死点付近において燃焼室８の壁面近傍に非燃焼ガス層を適切に形成することができず、冷却損失を十分に低減することができない。   In this state, the air-fuel mixture flows along the vicinity of the wall surface of the combustion chamber 8 even if each injection mode is performed before the compression top dead center. Therefore, originally (in a state where there is almost no flow of intake air in the combustion chamber 8), a mixture Q is formed as shown by a solid line in FIG. 13, but near the wall surface of the combustion chamber 8 (particularly near the ceiling surface 8a). An air-fuel mixture Q 'indicated by a broken line is formed. As a result, in the comparative example, the non-combustion gas layer cannot be appropriately formed near the wall surface of the combustion chamber 8 near the compression top dead center, and the cooling loss cannot be sufficiently reduced.

これに対して、本実施形態では、前記のように排気上死点後において所定の期間ｔ１１、吸排気弁１３、１４がともに開弁している。そのため、図１２（ａ）に示すように、本実施形態でも、排気上死点後のピストン５の下降に伴って燃焼室８内には吸気ポート１１からガスが勢いよく流れ込むが、このときに排気ポート１２からも吸気側（図１２（ａ）の右側）に向かってガス（主に排気）が流れ込む。そのため、吸気ポート１１から流入した吸気に排気ポート１１から流入したガスが衝突することになり、排気側部分を通って下方に向かう吸気の流れつまりタンブル流を形成する流れが弱められることになる。   On the other hand, in the present embodiment, as described above, the intake and exhaust valves 13 and 14 are both opened for a predetermined period t11 after the exhaust top dead center. Therefore, as shown in FIG. 12A, also in the present embodiment, the gas flows from the intake port 11 into the combustion chamber 8 in a vigorous manner with the lowering of the piston 5 after the exhaust top dead center. Gas (mainly exhaust gas) also flows from the exhaust port 12 toward the intake side (the right side in FIG. 12A). Therefore, the gas flowing in from the exhaust port 11 collides with the air flowing in from the intake port 11, and the flow of the air flowing downward through the exhaust side portion, that is, the flow forming the tumble flow is weakened.

従って、本実施形態では、図１２（ｂ）に示すように、圧縮上死点付近において、燃焼室８の壁面に沿う流れを弱くすることができる。そして、これにより、混合気Ｑを主として燃焼室８の壁面から離間した部分に形成することができ、高温の燃焼ガスと燃焼室８の壁面との間に非燃焼ガス層を確実に形成して、燃焼室８の壁面を介して燃焼ガスから外部に放出されるエネルギーつまり冷却損失を効果的に低減できる。 Accordingly, in the present embodiment, as shown in FIG. 12 (b), in the vicinity of compression top dead center, it is possible to weaken the flow along the wall surface of the combustion chamber 8. As a result, the air-fuel mixture Q can be formed mainly at a portion separated from the wall surface of the combustion chamber 8, and a non-combustion gas layer is reliably formed between the high-temperature combustion gas and the wall surface of the combustion chamber 8. The energy released from the combustion gas to the outside through the wall surface of the combustion chamber 8, that is, the cooling loss can be effectively reduced.

ここで、燃焼室８に流入する吸気の勢いひいてはタンブル流の勢いは、エンジン回転数が高くピストン５の上昇および下降スピードが速いほど強くなりやすい。   Here, the momentum of the intake air flowing into the combustion chamber 8 and thus the momentum of the tumble flow tend to increase as the engine speed increases and the ascending and descending speeds of the piston 5 increase.

これに対して、本実施形態では、排気弁１４の閉弁時期ＥＶＣをエンジン回転数が高いほど遅角側として、排気上死点後における吸排気弁１３，１４のオーバーラップ期間ｔ１１をエンジン回転数が高いほど長くしている。   On the other hand, in the present embodiment, the valve closing timing EVC of the exhaust valve 14 is set to the more retarded side as the engine speed increases, and the overlap period t11 of the intake and exhaust valves 13 and 14 after the exhaust top dead center is set to the engine speed. The higher the number, the longer.

そのため、排気ポート１２から燃焼室８に流入する排気を、気筒内に流入する吸気の勢いが増大するのに合わせてより長い期間（クランク角度において）この吸気に衝突させることができ、効果的にタンブル流の勢いを弱めることができる。従って、低負荷高速領域Ａ１＿Ｈ全域で冷却損失を確実に低減できる。   Therefore, the exhaust gas flowing into the combustion chamber 8 from the exhaust port 12 can collide with the intake air for a longer period (at a crank angle) in accordance with the increase in the momentum of the intake air flowing into the cylinder. It can reduce the momentum of the tumble flow. Therefore, the cooling loss can be reliably reduced in the entire low load high speed region A1_H.

なお、本実施形態では、低負荷低速領域Ａ１＿Ｌにおいて吸排気弁１３，１４がオーバーラップしないように制御しているが、前記のようにエンジン回転数が低いときはタンブル流の勢いが弱くなる。従って、低負荷低速領域Ａ１＿Ｌにおいてこのような制御を行っても冷却損失の増大は抑制される。そして、低負荷低速領域Ａ１＿Ｌでは、前記のように、吸排気弁１３、１４をオーバーラップさせないことで過早着火の発生を回避するという効果を得ることができる。   In the present embodiment, the intake and exhaust valves 13 and 14 are controlled so as not to overlap in the low-load low-speed region A1_L. However, when the engine speed is low as described above, the force of the tumble flow is weakened. Therefore, even if such control is performed in the low-load low-speed region A1_L, an increase in cooling loss is suppressed. In the low-load low-speed region A1_L, as described above, the effect of avoiding the occurrence of premature ignition can be obtained by preventing the intake and exhaust valves 13 and 14 from overlapping.

さらに、本実施形態では、低負荷高速領域Ａ１＿Ｈおよび低負荷低速領域Ａ１＿Ｌを含む低負荷領域Ａ１において吸気弁１３の閉弁時期ＩＶＣを吸気下死点よりも遅角側にしている。そのため、冷却損失をさらに低減することができる。   Further, in the present embodiment, the valve closing timing IVC of the intake valve 13 is retarded from the intake bottom dead center in the low load region A1 including the low load high speed region A1_H and the low load low speed region A1_L. Therefore, the cooling loss can be further reduced.

具体的に、吸気弁１３の閉弁時期ＩＶＣを遅角側の時期とすれば、吸気弁１３が閉弁してから圧縮上死点までの時間であって吸気が圧縮される時間ひいては圧縮によって高温となった吸気と燃焼室８の壁面との接触時間を短く抑えることができる。従って、高温の吸気から燃焼室８の壁面を介して外部に放出されるエネルギーを小さく抑えることができる。   Specifically, assuming that the closing timing IVC of the intake valve 13 is a timing on the retard side, it is the time from the closing of the intake valve 13 to the compression top dead center, that is, the time during which the intake air is compressed, and hence, the compression. The contact time between the high-temperature intake air and the wall surface of the combustion chamber 8 can be reduced. Therefore, the energy released from the high-temperature intake air to the outside via the wall surface of the combustion chamber 8 can be suppressed to a small value.

ただし、このように吸気弁１３の閉弁時期ＩＶＣを吸気下死点よりも遅角側とすると、エンジン回転数が高いときに圧縮上死点付近において吸気が燃焼室８の天井面８ａ近傍をこれに沿って移動しやすくなる。これに対して、本実施形態では、低負荷領域Ａ１において、エンジン回転数が高いほど吸気弁１３の閉弁時期ＩＶＣを吸気下死点よりも遅角側の範囲で進角させているため、燃焼室８の天井面８ａ近傍においてこれに沿う吸気の流れを弱くして、天井面８ａを介した燃焼ガスから外部へのエネルギーの放出を抑制することができる。   However, if the valve closing timing IVC of the intake valve 13 is retarded from the intake bottom dead center in this way, the intake air near the top surface 8a of the combustion chamber 8 near the compression top dead center when the engine speed is high. It is easy to move along this. On the other hand, in the present embodiment, in the low load region A1, the higher the engine speed, the more the valve closing timing IVC of the intake valve 13 is advanced in a range more retarded than the intake bottom dead center. In the vicinity of the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8, the flow of intake air along the ceiling surface 8a is weakened, and the release of energy from the combustion gas to the outside via the ceiling surface 8a can be suppressed.

これについて図１５（ａ）〜（ｄ）および図１６（ａ）〜（ｄ）を用いて説明する。図１５（ａ）〜（ｄ）は、エンジン回転数が高いときの吸気弁１３の閉弁時期ＩＶＣを吸気下死点よりも比較的大きく遅角側の時期としたときの燃焼室８内の吸気の流れを模式的に示した図である。図１６（ａ）〜（ｄ）は吸気弁１３の閉弁時期ＩＶＣを吸気下死点よりも遅角側の範囲で図１５に係る時期より進角させたときの燃焼室８内の吸気の流れを模式的に示した図である。   This will be described with reference to FIGS. 15 (a) to (d) and FIGS. 16 (a) to (d). FIGS. 15A to 15D show the state in the combustion chamber 8 when the valve closing timing IVC of the intake valve 13 when the engine speed is high is set to a timing relatively larger than the intake bottom dead center and on the retard side. It is the figure which showed the flow of the intake air typically. FIGS. 16 (a) to 16 (d) show the intake air in the combustion chamber 8 when the valve closing timing IVC of the intake valve 13 is advanced from the timing shown in FIG. It is the figure which showed the flow typically.

まず、図１５（ａ）に示すように、また、前記のように、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が下降すると吸気ポート１１から燃焼室８内に向かって吸気が流入する。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、図１５（ｂ）に示すように、ピストン５に押し上げられることで燃焼室８内の吸気の上向きの流れは強くなる。このとき、吸気弁１３が開弁していると、燃焼室８内の吸気は吸気ポート１１に戻ろうとし、燃焼室８内の吸気は吸気弁１３に向かって流れる。この吸気の勢いは、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数が高いほど強くなる。 First, as shown in FIG. 15A, as described above, when the piston 5 descends before the intake bottom dead center and the intake valve 13 is open, the intake port 11 enters the combustion chamber 8. The intake air flows in toward. Thereafter, when the piston 5 beyond the intake bottom dead center to start rising, as shown in FIG. 1 5 (b), the upward flow of the intake air in the combustion chamber 8 by being pushed up to the piston 5 becomes stronger. At this time, when the intake valve 13 is open, the intake air in the combustion chamber 8 tries to return to the intake port 11, and the intake air in the combustion chamber 8 flows toward the intake valve 13. The power of the intake air increases as the rising speed of the piston 5 increases, that is, as the engine speed increases.

このように吸気弁１３に向かって吸気が流れている状態で吸気弁１３が閉弁すると、図１５（ｃ）に示すように、吸気は吸気弁１３に衝突する。従って、図１５（ｄ）に示すように、圧縮上死点付近において、吸気が燃焼室８の天井面８ａ近傍をこれに沿って流れるようになる。   When the intake valve 13 is closed while the intake air is flowing toward the intake valve 13 as described above, the intake air collides with the intake valve 13 as shown in FIG. Therefore, as shown in FIG. 15D, the intake air flows along the vicinity of the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8 near the compression top dead center.

これに対して、吸気弁１３の閉弁時期ＥＶＣを進角させて、ピストン５が上昇を開始してから比較的早いタイミングで吸気弁１３を閉弁すれば、図１６（ｂ）および図１６（ｃ）に示すように、吸気弁１３に向かう吸気の勢いは弱くなり、吸気はゆるやかに燃焼室８の天井面８ａの中央付近に向かって移動するようになる。そのため、図１６（ｄ）に示すように、圧縮上死点付近において、吸気が燃焼室８の天井面８ａ近傍をこれに沿って流れるのを抑制することができる。   On the other hand, if the valve closing timing EVC of the intake valve 13 is advanced to close the intake valve 13 at a relatively early timing after the piston 5 starts rising, the timing shown in FIGS. As shown in (c), the momentum of the intake air toward the intake valve 13 is weakened, and the intake air gradually moves toward the vicinity of the center of the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8. Therefore, as shown in FIG. 16D, it is possible to prevent the intake air from flowing along the vicinity of the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8 near the compression top dead center.

従って、前記のように、燃焼室８の天井面８ａに沿う流れの勢いが強くなりやすいエンジン回転数が高い側ほど吸気弁１３の閉弁時期ＥＶＣを進角させれば（吸気下死点よりも遅角側となる範囲で）、燃焼室８の天井面８ａ近傍をこれに沿って流れる吸気の勢いをより一層弱くすることができる。   Accordingly, as described above, if the valve closing timing EVC of the intake valve 13 is advanced as the engine speed is higher on the side where the flow momentum along the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8 tends to be stronger (from the intake bottom dead center, (In the range that is also on the retard side), the momentum of the intake air flowing along the vicinity of the ceiling surface 8a of the combustion chamber 8 can be further reduced.

また、本実施形態によれば、次の効果も得ることができる。   Further, according to the present embodiment, the following effects can be obtained.

前記説明したようにエンジン回転数が低いと混合気の反応時間が長くなって混合気は早期に燃焼しやすくなる。言い換えると、エンジン回転数が高いと、反応時間が短くなることに伴って混合気は燃焼しにくくなる。これに対して、本実施形態では、エンジン回転数が高い側に設定された低負荷高速領域Ａ１＿Ｈにおいて、吸排気弁１３、１４をオーバーラップさせ、且つ、オーバーラップ期間ｔ１０をエンジン回転数が高くなるほど長くしている。そのため、低負荷高速領域Ａ１＿Ｈにおいて混合気を確実に自着火させることができる。 As described above, when the engine speed is low, the reaction time of the air-fuel mixture is prolonged, and the air-fuel mixture is easily burned early. In other words, when the engine speed is high, the air-fuel mixture becomes difficult to burn as the reaction time is shortened. In contrast, in the present embodiment, in the low-load high-speed range A1_ H where engine speed is set to a high side, the intake and exhaust valves 13 and 14 are overlapped, and the engine speed of the overlap period t10 The longer the higher, the longer. Therefore, it is possible to reliably self-ignite an air-fuel mixture in the low load high speed region A1_ H.

また、本実施形態では、低負荷低速領域Ａ１＿Ｌにおいて、エンジン回転数が高いほど吸気弁１３の閉弁時期ＩＶＣを進角させている（吸気下死点よりも遅角側となる範囲で）ことで、エンジン回転数が高いほど有効圧縮比を高くすることができる。従って、低負荷低速領域Ａ１＿Ｌにおいて混合気をより一層確実に自着火させることができる。   In the present embodiment, in the low-load low-speed region A1_L, the valve closing timing IVC of the intake valve 13 is advanced as the engine speed increases (in a range that is more retarded than the intake bottom dead center). Thus, the higher the engine speed, the higher the effective compression ratio. Therefore, the air-fuel mixture can be more securely self-ignited in the low-load low-speed region A1_L.

（５）変形例
前記実施形態では、低負荷領域Ａ１を低負荷高速領域Ａ１＿Ｈと低負荷低速領域Ａ１＿Ｌとに分けて吸排気弁１３，１４の制御を異ならせた場合について説明したが、この区分けを行わず、低負荷領域Ａ１全体で、低負荷高速領域Ａ１＿Ｈで実施する前記の吸排気弁１３，１４に係る制御を行ってもよい。 (5) Modification The exemplary embodiment describes a case having different control of the intake and exhaust valves 13 and 14 divides the low-load region A1 to the low-load high-speed range A1_H and low-load low-speed region A1_L, this division , The control related to the intake and exhaust valves 13 and 14 performed in the low-load high-speed area A1_H may be performed in the entire low-load area A1.

また、前記実施形態では、低負荷高速領域Ａ１＿Ｈにおいて、図１１に示したようにエンジン回転数が高くなるほど排気弁１４の閉弁時期ＥＶＣを遅角側の時期とし、エンジン回転数が高くなるほど吸気弁１３の開弁開始時期ＩＶＯを進角側の時期とした場合について説明したが、排気弁１４の閉弁時期ＥＶＣおよび吸気弁１３の開弁開始時期ＩＶＯは、それぞれエンジン回転数が高い方が遅角側および進角側の時期となるように制御されればよい。例えば、排気弁１４の閉弁時期ＥＶＣおよび吸気弁１３の開弁開始時期ＩＶＯは、図１７に示すように、低負荷高速領域Ａ１＿Ｈで所定のエンジン回転数を超えるまではエンジン回転数に応じて変化し、この回転数を超えるとほぼ一定に維持されるように制御されてもよい。   Further, in the above-described embodiment, in the low-load and high-speed region A1_H, as shown in FIG. 11, as the engine speed increases, the closing timing EVC of the exhaust valve 14 is set to the retard side, and the intake speed increases as the engine speed increases. Although the case where the valve opening start timing IVO of the valve 13 is set to the advanced side timing has been described, the valve closing timing EVC of the exhaust valve 14 and the valve opening start timing IVO of the intake valve 13 are each higher when the engine speed is higher. What is necessary is just to control so that it may become the retard side and the advance side. For example, as shown in FIG. 17, the closing timing EVC of the exhaust valve 14 and the opening start timing IVO of the intake valve 13 depend on the engine speed until the engine speed exceeds a predetermined engine speed in the low-load high-speed region A1_H. It may be controlled so as to be changed and to be maintained substantially constant when the rotation speed is exceeded.

また、前記実施形態では、ガソリンと空気との混合気を圧縮して自着火させるＨＣＣＩ燃焼が全ての運転領域で実行されるガソリンエンジンに本発明を適用した例について説明したが、本発明が適用可能なエンジンはこのようなエンジンに限られない。例えば、低負荷領域Ａ１を含む一部の運転領域でＨＣＣＩ燃焼が実行されかつ残りの運転領域で火花点火燃焼が実行されるガソリンエンジンや、ガソリン以外の副成分（アルコール等）が含有された燃料をＨＣＣＩ燃焼させるエンジンにも本発明を適用可能である。   Further, in the above-described embodiment, an example in which the present invention is applied to a gasoline engine in which HCCI combustion in which a mixture of gasoline and air is compressed and self-ignited is performed in all operation regions has been described. Possible engines are not limited to such engines. For example, a gasoline engine in which HCCI combustion is performed in a part of the operation region including the low load region A1 and spark ignition combustion is performed in the remaining operation region, or a fuel containing a sub-component other than gasoline (such as alcohol) The present invention can also be applied to an engine for HCCI combustion.

１ エンジン本体
２ 気筒
５ ピストン
６ ピストン冠面
８ 燃焼室
１３ 吸気弁
１４ 排気弁
１５ 吸気弁開閉機構（吸気弁駆動手段）
１６ 排気弁開閉機構（排気弁駆動手段）
２１ 燃料噴射装置（燃料噴射手段）
１００ ＰＣＭ（制御手段）
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Engine main body 2 Cylinder 5 Piston 6 Piston crown surface 8 Combustion chamber 13 Intake valve 14 Exhaust valve 15 Intake valve opening / closing mechanism (intake valve drive means)
16 Exhaust valve opening / closing mechanism (Exhaust valve driving means)
21 Fuel injection device (fuel injection means)
100 PCM (control means)

Claims (3)

ピストンが往復動可能に嵌装されて内側に燃焼室が形成された気筒と、前記燃焼室の天井面にそれぞれ開口する吸気ポートおよび排気ポートと、前記吸気ポートおよび排気ポートをそれぞれ開閉する吸気弁および排気弁とを備え、燃料と空気の混合気を自着火により燃焼させる予混合圧縮着火燃焼が可能なエンジンであって、
前記燃料室の天井面に取り付けられて前記ピストンの冠面に向かって燃料を噴射する燃料噴射手段と、
前記排気弁を開閉させる排気弁駆動手段と、
前記吸気弁を開閉させる吸気弁駆動手段と、
前記燃料噴射手段、前記排気弁駆動手段および吸気弁駆動手段を制御する制御手段とを備え、
前記吸気ポートは、前記燃焼室内にタンブル流を発生させるタンブルポートであり、
前記制御手段は、
エンジン負荷が予め設定された基準負荷以下で且つエンジン回転数が予め設定された基準回転数以上の領域であって予混合圧縮着火燃焼が実施される特定領域では、
前記燃焼室の中央部分の方が外周部分よりも燃焼開始直前の燃料濃度が高くなるように前記燃料噴射手段によって圧縮行程後半に前記燃焼室内に燃料を噴射させるとともに、
排気上死点後において前記吸気弁と前記排気弁とがともに開弁し、エンジン回転数が高い方が前記排気弁の閉弁時期が遅角側の時期となり、エンジン回転数が高い方が前記吸気弁の開弁開始時期が進角側の時期となり、且つ、前記吸気弁の閉弁時期が、吸気下死点よりも遅角側の範囲においてエンジン回転数が高いときの方が低いときよりも進角側の時期となるように、前記排気弁駆動手段および前記吸気弁駆動手段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 cylinder in which a piston is reciprocally fitted to form a combustion chamber inside, an intake port and an exhaust port respectively opened on a ceiling surface of the combustion chamber, and an intake valve for opening and closing the intake port and the exhaust port, respectively. And an exhaust valve, wherein the engine is capable of premixed compression ignition combustion in which a mixture of fuel and air is combusted by self-ignition,
Fuel injection means attached to the ceiling surface of the fuel chamber and injecting fuel toward the crown surface of the piston,
Exhaust valve driving means for opening and closing the exhaust valve,
Intake valve driving means for opening and closing the intake valve,
Control means for controlling the fuel injection means, the exhaust valve drive means and the intake valve drive means,
The intake port is a tumble port that generates a tumble flow in the combustion chamber,
The control means,
In a specific region where the engine load is equal to or less than the preset reference load and the engine speed is equal to or greater than the preset reference speed and the homogeneous charge compression ignition combustion is performed,
Injecting fuel into the combustion chamber in the latter half of the compression stroke by the fuel injection means so that the fuel concentration immediately before the start of combustion is higher in the central part of the combustion chamber than in the outer peripheral part,
Wherein said intake valve after the exhaust top dead center and the exhaust valve are both open, the timing of the closing timing of the higher engine speed the exhaust valve is retarded side Do Ri, the higher the engine speed However, when the opening timing of the intake valve is advanced , the closing timing of the intake valve is lower when the engine speed is higher in the range retarded than the intake bottom dead center. A premixed compression ignition engine , wherein the exhaust valve driving means and the intake valve driving means are controlled so as to be more advanced than when . 請求項１に記載の予混合圧縮着火式エンジンにおいて、
前記特定領域よりもエンジン回転数が低い側に予混合燃焼が実施される低速側領域が設定され、
前記制御手段は、前記低速側領域では、排気上死点後において前記吸気弁の開弁期間と前記排気弁の開弁期間とが重複しないように、前記吸気弁駆動手段および前記排気弁駆動手段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 homogeneous charge compression ignition engine according to claim 1 ,
A low-speed side region where premixed combustion is performed is set on a side where the engine speed is lower than the specific region,
In the low-speed region, the control unit is configured to control the intake valve driving unit and the exhaust valve driving unit so that an opening period of the intake valve and an opening period of the exhaust valve do not overlap after the exhaust top dead center. A homogeneous charge compression ignition engine. 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、前記特定領域において、エンジン負荷が高い方が前記排気弁の閉弁時期が進角側となるように前記排気弁駆動手段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 engine according to claim 1 or 2 ,
The control means controls the exhaust valve driving means such that, when the engine load is higher in the specific region, the valve closing timing of the exhaust valve is advanced. engine.
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