JP6950623B2 - Compression ignition engine controller - Google Patents

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Description

ここに開示する技術は、圧縮着火式エンジンの制御装置に関する。 The technique disclosed herein relates to a control device for a compression ignition engine.

火炎伝播を介さずに混合気が一気に燃焼する圧縮自己着火による燃焼は、燃焼期間が最小であるために、燃費効率を最大限に高めることが知られている。しかしながら、圧縮自己着火による燃焼は、自動車用エンジンにおいては、様々な課題を解決する必要がある。例えば、自動車用途では、運転状態及び環境条件が大きく変化するため、その中で安定して圧縮自己着火させることが大きな課題である。自動車用エンジンにおいて、圧縮自己着火による燃焼は未だ実用化されていない。この課題を解決するために、例えば特許文献１には、燃焼室温度が低く圧縮自己着火が起こり難いときに、点火プラグが点火を行うことが提案されている。圧縮上死点の直前に点火を行うことによって、点火プラグ回りの圧力が上昇し圧縮自己着火が促進される。 Combustion by compression self-ignition, in which the air-fuel mixture burns at once without flame propagation, is known to maximize fuel efficiency because the combustion period is the shortest. However, combustion by compression self-ignition needs to solve various problems in automobile engines. For example, in automobile applications, operating conditions and environmental conditions change significantly, so stable compression self-ignition is a major issue. Combustion by compression self-ignition has not yet been put into practical use in automobile engines. In order to solve this problem, for example, Patent Document 1 proposes that the spark plug ignites when the combustion chamber temperature is low and compression self-ignition is unlikely to occur. By igniting just before the compression top dead center, the pressure around the spark plug rises and compression self-ignition is promoted.

特許第４０８２２９２号公報Japanese Patent No. 4082292

点火プラグの点火によって圧縮自己着火をアシストする特許文献１に記載の技術とは異なり、本願出願人は、ＳＩ（Spark Ignition）燃焼とＣＩ（Compression Ignition）燃焼とを組み合わせたＳＰＣＣＩ（SPark Controlled Compression Ignition）燃焼を提案している。ＳＩ燃焼は、燃焼室の中の混合気に強制的に点火を行うことにより開始する火炎伝播を伴う燃焼である。ＣＩ燃焼は、燃焼室の中の混合気が圧縮自己着火することにより開始する燃焼である。ＳＰＣＣＩ燃焼は、燃焼室の中の混合気に強制的に点火を行って、火炎伝播による燃焼を開始させると、ＳＩ燃焼の発熱及び火炎伝播による圧力上昇によって、燃焼室の中の未燃混合気が圧縮着火により燃焼する形態である。ＳＰＣＣＩ燃焼は、ＣＩ燃焼を含んでいるため、「圧縮着火による燃焼」の一形態である。 Unlike the technique described in Patent Document 1, which assists compression self-ignition by ignition of a spark plug, the applicant of the present application applies to SPCCI (SPark Controlled Compression Ignition), which is a combination of SI (Spark Ignition) combustion and CI (Compression Ignition) combustion. ) Proposing combustion. SI combustion is combustion with flame propagation that is initiated by forcibly igniting the air-fuel mixture in the combustion chamber. CI combustion is combustion that starts when the air-fuel mixture in the combustion chamber is compressed and self-ignited. In SPCCI combustion, when the air-fuel mixture in the combustion chamber is forcibly ignited to start combustion by flame propagation, the unburned air-fuel mixture in the combustion chamber is generated by the heat generation of SI combustion and the pressure increase due to flame propagation. Is a form that burns by compression ignition. SPCCI combustion is a form of "combustion by compression ignition" because it includes CI combustion.

ＣＩ燃焼は、筒内温度が、混合気の組成により定まる着火温度に到達したときに起こる。圧縮上死点付近で筒内温度が着火温度に到達してＣＩ燃焼が起これば燃費効率を最大化することができる。筒内温度は、筒内圧力の上昇に応じて高くなる。ＳＰＣＣＩ燃焼における筒内圧力は、圧縮行程でのピストンの圧縮仕事による圧力上昇と、ＳＩ燃焼の発熱から生じる圧力上昇との二つの圧力上昇の結果である。 CI combustion occurs when the in-cylinder temperature reaches the ignition temperature determined by the composition of the air-fuel mixture. If the in-cylinder temperature reaches the ignition temperature near the compression top dead center and CI combustion occurs, fuel efficiency can be maximized. The temperature inside the cylinder increases as the pressure inside the cylinder increases. The in-cylinder pressure in SPCCI combustion is the result of two pressure increases, one is the pressure increase due to the compression work of the piston in the compression stroke and the other is the pressure increase resulting from the heat generation of SI combustion.

ここで、外気温が高いなどの理由で圧縮開始時の筒内温度が高いことに起因して、圧縮上死点付近でＣＩ燃焼が起こると、筒内圧力が過度に上昇し、燃焼騒音が過大になる。この場合、例えば点火時期を遅角させると、燃焼騒音を抑制することができる。しかし、点火時期を遅角させると、膨張行程においてピストンが相当下がった時点でＣＩ燃焼が起こるため、燃費効率の低下を招く。ＳＰＣＣＩ燃焼においてはＳＩ燃焼の発熱から生じる圧力上昇を利用することができるため、燃焼騒音の抑制と燃費効率の向上とを両立させるためには、例えば有効圧縮比を下げてピストンの圧縮仕事による圧力上昇を低下させることが有効である。こうすることで、燃費効率を低下させずに燃焼騒音を適切に保つことができる。 Here, if CI combustion occurs near the compression top dead center due to the high temperature inside the cylinder at the start of compression due to a high outside air temperature or the like, the pressure inside the cylinder rises excessively and combustion noise is generated. It becomes excessive. In this case, for example, by delaying the ignition timing, combustion noise can be suppressed. However, if the ignition timing is retarded, CI combustion occurs when the piston is considerably lowered in the expansion stroke, which causes a decrease in fuel efficiency. In SPCCI combustion, the pressure increase generated from the heat generated by SI combustion can be used. Therefore, in order to achieve both suppression of combustion noise and improvement of fuel efficiency, for example, the effective compression ratio is lowered to reduce the pressure due to the compression work of the piston. It is effective to reduce the rise. By doing so, the combustion noise can be appropriately maintained without lowering the fuel efficiency.

ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンを実用化するためには、有効圧縮比とは別に、筒内温度に関連した他の制御因子についても考慮する必要がある。しかしながら、ＳＰＣＣＩ燃焼は新しい燃焼方式であるので、そうした他の制御因子については、これまで誰も見出していなかった。 In order to put an engine that performs SPCCI combustion into practical use, it is necessary to consider other control factors related to the in-cylinder temperature in addition to the effective compression ratio. However, since SPCCI combustion is a new combustion method, no one has found such other control factors so far.

ＳＰＣＣＩ燃焼は、圧縮着火燃焼であるため、燃焼騒音が大きくなりやすい。本願発明者らは、燃焼騒音を抑制すると共に、安定したＳＰＣＣＩ燃焼を実現するためには、ＣＩ燃焼が開始するタイミングにおける燃焼室内の温度を適切な温度に調節する必要があることを見出した。燃焼室内の温度が低いとＣＩ燃焼の着火性が低下する。燃焼室内の温度が高いと燃焼騒音が大きくなる。 Since SPCCI combustion is compression ignition combustion, combustion noise tends to be large. The inventors of the present application have found that in order to suppress combustion noise and realize stable SPCCI combustion, it is necessary to adjust the temperature in the combustion chamber to an appropriate temperature at the timing when CI combustion starts. If the temperature in the combustion chamber is low, the ignitability of CI combustion decreases. When the temperature in the combustion chamber is high, the combustion noise becomes loud.

燃焼室内の温度は、主に、エンジンの幾何学的圧縮比と、燃焼室内に導入するガスの温度及び／又は量とに依存する。燃焼室内に導入するガスに係る状態量は、特に過給時においては、過給機の過給圧と、吸気弁のバルブタイミングとに依存する。最適な過給圧については、これまでのところ未知であった。 The temperature in the combustion chamber mainly depends on the geometric compression ratio of the engine and the temperature and / or amount of gas introduced into the combustion chamber. The state quantity of the gas introduced into the combustion chamber depends on the supercharging pressure of the supercharger and the valve timing of the intake valve, especially at the time of supercharging. The optimum boost pressure has been unknown so far.

そこで、本願発明者らは、ＳＰＣＣＩ燃焼について鋭意検討を重ねた結果、ＳＰＣＣＩ燃焼が適切に生じる得る過給圧と吸気弁の閉弁タイミングとの関係を見出すことに成功した。本願発明者らは、この知見に基づき、圧縮着火式エンジンの制御装置を発明するに至った。 Therefore, as a result of diligent studies on SPCCI combustion, the inventors of the present application have succeeded in finding a relationship between the boost pressure at which SPCCI combustion can be appropriately generated and the valve closing timing of the intake valve. Based on this finding, the inventors of the present application have invented a control device for a compression ignition engine.

具体的に、ここに開示する技術は、圧縮着火式エンジンの制御装置に係る。 Specifically, the technique disclosed herein relates to a control device for a compression ignition engine.

前記エンジンは、燃焼室内に供給する燃料を噴射する燃料噴射部と、吸気弁のバルブタイミングを変更する可変動弁機構と、前記燃焼室内の混合気に点火する点火部と、前記燃焼室に導入するガスを過給する過給機と、前記エンジンの運転状態に関係するパラメータを計測する計測部と、前記計測部の計測結果を受けて、前記エンジンの運転状態に対応する制御ロジックに従い演算を行うと共に、前記燃料噴射部、前記可変動弁機構、前記点火部、及び、前記過給機に信号を出力する制御部と、を備える。 The engine is introduced into the combustion chamber, a fuel injection unit that injects fuel to be supplied to the combustion chamber, a variable valve mechanism that changes the valve timing of the intake valve, an ignition unit that ignites the air-fuel mixture in the combustion chamber, and the combustion chamber. The supercharger that supercharges the fuel, the measuring unit that measures the parameters related to the operating state of the engine, and the measurement result of the measuring unit are received, and the calculation is performed according to the control logic corresponding to the operating state of the engine. In addition, the fuel injection unit, the variable valve mechanism, the ignition unit, and a control unit that outputs a signal to the supercharger are provided.

前記制御部は、前記過給機に過給を行わせつつ、前記燃焼室内の混合気の全ガスと前記燃料との重量比であるＧ／Ｆが理論空燃比よりもリーンでかつ前記混合気の空気と前記燃料との重量比であるＡ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチになるよう前記燃料噴射部、前記可変動弁機構、及び、前記過給機のそれぞれに信号を出力すると共に、前記点火部が前記燃焼室内の混合気に点火をした後で未燃混合気が自己着火により燃焼するよう前記点火部に信号を出力する。 In the control unit, while supercharging the supercharger, the G / F, which is the weight ratio of the total gas of the air-fuel mixture in the combustion chamber to the fuel, is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio and the air-fuel mixture is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. A signal is sent to each of the fuel injection unit, the variable valve mechanism, and the supercharger so that the A / F, which is the weight ratio of the air to the fuel, becomes richer than the stoichiometric air-fuel ratio or the stoichiometric air-fuel ratio. At the same time, a signal is output to the ignition unit so that the unburned air-fuel mixture burns by self-ignition after the ignition unit ignites the air-fuel mixture in the combustion chamber.

前記制御部は、前記過給機による過給圧Ｐを定めるステップと、前記吸気弁の閉弁タイミングを定めるステップと、を行い、前記制御ロジックに従って、前記過給圧Ｐ（kPa）が、
Ｐ≧8.0×10-11ＩＶＣ6−1.0×10-8ＩＶＣ5＋3.0×10-7ＩＶＣ4−4.0×10-6ＩＶＣ3＋0.0068ＩＶＣ2−0.3209ＩＶＣ＋116.63 …（Ａ）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 The control unit performs a step of determining the boost pressure P by the supercharger and a step of determining the closing timing of the intake valve, and the boost pressure P (kPa) is set according to the control logic.
P ≧ 8.0 × 10 -11 IVC 6 −1.0 × 10 -8 IVC 5 ＋3.0 × 10 -7 IVC 4 −4.0 × 10 -6 IVC 3 ＋0.0068IVC 2 −0.3209 IVC ＋116.63… (A)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is determined so as to satisfy the above.

点火部は、制御部からの信号を受けて、燃焼室内の混合気に点火をする。火炎伝播による燃焼が開始し、その後、未燃混合気が自己着火により燃焼することによって燃焼が完了する。つまり、このエンジンは、ＳＰＣＣＩ燃焼を行う。 The ignition unit receives a signal from the control unit and ignites the air-fuel mixture in the combustion chamber. Combustion by flame propagation starts, and then the unburned air-fuel mixture burns by self-ignition to complete the combustion. That is, this engine performs SPCCI combustion.

前記エンジンは、混合気のＧ／Ｆを理論空燃比よりもリーンでかつＡ／Ｆを理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチにする。混合気のＧ／Ｆをリーンにすることによって、エンジンの燃費性能が向上する。Ａ／Ｆを理論空燃比にすることにより、触媒装置を利用して排気エミッション性能を良好にすることができる。 The engine makes the G / F of the air-fuel mixture leaner than the stoichiometric air-fuel ratio and makes the A / F richer than the stoichiometric air-fuel ratio or the stoichiometric air-fuel ratio. By making the G / F of the air-fuel mixture lean, the fuel efficiency of the engine is improved. By setting the A / F to the stoichiometric air-fuel ratio, the exhaust emission performance can be improved by utilizing the catalyst device.

また、過給機が過給を行うことによって、混合気のＧ／Ｆを理論空燃比よりもリーンに保つことができる。このことは、エンジンの燃費性能の向上に有利である。 Further, by supercharging the turbocharger, the G / F of the air-fuel mixture can be kept leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. This is advantageous for improving the fuel efficiency of the engine.

エンジンを制御する際に、制御部は先ず、過給機による過給圧Ｐを定める。過給圧Ｐを定めると、制御部は、前記の式（Ａ）を満足するように、吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定める。式（Ａ）を満足するように閉弁タイミングを定めることによって、エンジンは、燃焼室内の状態が異なる様々な条件下においても、燃焼騒音を抑制して許容範囲内に保ちながら、Ｇ／Ｆリーンな状態を保ちつつ、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とを組み合わせたＳＰＣＣＩ燃焼を安定して行うことが可能になる。 When controlling the engine, the control unit first determines the supercharging pressure P by the supercharger. When the boost pressure P is determined, the control unit determines the valve closing timing IVC of the intake valve so as to satisfy the above equation (A). By determining the valve closing timing so as to satisfy the formula (A), the engine can suppress combustion noise and keep it within an allowable range even under various conditions in which the combustion chamber conditions are different, while G / F lean. It is possible to stably perform SPCCI combustion, which is a combination of SI combustion and CI combustion, while maintaining a stable state.

ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンを制御する際に利用可能な、吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定めるための指標は、これまでのところなかった。 So far, there has been no index for determining the valve closing timing IVC of the intake valve that can be used when controlling the engine that performs SPCCI combustion.

前記の制御方法は、適切なＳＰＣＣＩ燃焼を実現するための、過給機による過給圧Ｐと吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣとの関係を定めている。制御部は、エンジンを運転する際に、当該関係を満足する範囲内で、吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを設定すればよい。これにより、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンを実用化することができる。 The control method defines the relationship between the supercharging pressure P by the supercharger and the valve closing timing IVC of the intake valve in order to realize appropriate SPCCI combustion. When operating the engine, the control unit may set the valve closing timing IVC of the intake valve within a range that satisfies the relationship. This makes it possible to put an engine that performs SPCCI combustion into practical use.

前記制御部は、
Ｐ≦150 …（Ｂ）
を満足するように、前記過給圧（kPa）を定める、としてもよい。 The control unit
P ≤ 150 ... (B)
The boost pressure (kPa) may be determined so as to satisfy the above.

こうすることで、比較的小型の過給機を用いる上で有利になる。 This is advantageous in using a relatively small turbocharger.

前記制御部は、前記エンジンの運転状態に対応する目標過給圧を決定し、前記目標過給圧を前記過給圧Ｐ（kPa）としたときに、該過給圧Ｐ（kPa）が前記の関係式を満足するよう、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める、としてもよい。 The control unit determines a target boost pressure corresponding to the operating state of the engine, and when the target boost pressure is set to the boost pressure P (kPa), the boost pressure P (kPa) is the said. The valve closing timing IVC (deg. ABDC) may be determined so as to satisfy the relational expression of.

例えばエンジンの負荷が高くなって燃焼室内に供給する燃料量が増えたときに、過給機が過給を行うことによって、混合気のＧ／Ｆを理論空燃比よりもリーンでかつ、Ａ／Ｆを理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチにすることが実現する。エンジンの燃費性能の向上に有利になる。 For example, when the load on the engine increases and the amount of fuel supplied to the combustion chamber increases, the supercharger supercharges the mixture so that the G / F of the air-fuel mixture is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio and A / It is realized that F is richer than the stoichiometric air-fuel ratio or the stoichiometric air-fuel ratio. It is advantageous for improving the fuel efficiency of the engine.

前記吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣは、前記エンジンの運転状態が変わると変化し、各々の運転状態に対し、前記の（Ａ）〜（Ｂ）のいずれかの関係式を満足するよう、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg.aBDC）を定める、としてもよい。 The valve closing timing IVC of the intake valve changes when the operating state of the engine changes, and the closing timing IVC is such that the relational expression of any one of (A) to (B) is satisfied for each operating state. The valve timing IVC (deg.aBDC) may be defined.

こうすることで、エンジンは、様々な運転状態において、ＳＰＣＣＩ燃焼を安定して行うことができる。 By doing so, the engine can stably perform SPCCI combustion under various operating conditions.

前記エンジンは、所定負荷以上の高負荷運転状態において運転する、としてもよい。 The engine may be operated in a high load operation state of a predetermined load or more.

一般的なＣＩ燃焼は、着火時の圧力変動が相対的に大きいため、エンジンの負荷が高くなると燃焼騒音が大きくなりすぎて、許容値を超えてしまう。これに対し、ＳＰＣＣＩ燃焼は、燃焼開始時はＳＩ燃焼である。ＳＩ燃焼は、着火時の圧力変動が小さい。ＳＰＣＣＩ燃焼は、エンジンの負荷が高くても、燃焼騒音を抑制することができる。 In general CI combustion, the pressure fluctuation at the time of ignition is relatively large, so when the engine load is high, the combustion noise becomes too loud and exceeds the permissible value. On the other hand, SPCCI combustion is SI combustion at the start of combustion. In SI combustion, the pressure fluctuation at the time of ignition is small. SPCCI combustion can suppress combustion noise even when the engine load is high.

前記エンジンは、最高負荷運転状態において運転する、としてもよい。つまり、エンジンは、最高負荷運転状態において、ＳＰＣＣＩ燃焼を行ってもよい。 The engine may be operated in the maximum load operating state. That is, the engine may perform SPCCI combustion in the maximum load operating state.

前記エンジンの幾何学的圧縮比εは、１０≦ε＜２１を満足するように設定されている、としてもよい。これによれば、幾何学的圧縮比を適切に設定することができる。 The geometric compression ratio ε of the engine may be set so as to satisfy 10 ≦ ε <21. According to this, the geometric compression ratio can be set appropriately.

前記エンジンは、前記燃焼室の中に排気ガスを導入するＥＧＲシステムを備え、前記制御部は、前記燃焼室の中の混合気が燃焼するときに発生する全熱量に対し、火炎伝播により混合気が燃焼するときに発生する熱量の割合に関係する指標としての熱量比率が、前記エンジンの運転状態に対応して定めた目標熱量比率となるように、前記ＥＧＲシステム及び前記点火部に信号を出力する、としてもよい。 The engine includes an EGR system that introduces exhaust gas into the combustion chamber, and the control unit uses flame propagation to propagate the total amount of heat generated when the air-fuel mixture in the combustion chamber burns. A signal is output to the EGR system and the ignition unit so that the calorific value ratio as an index related to the ratio of the calorific value generated when the engine burns becomes the target calorific value ratio determined according to the operating state of the engine. You may do.

ＳＰＣＣＩ燃焼は、熱量比率が１００％未満になる。圧縮着火による燃焼が発生せずに火炎伝播による燃焼のみで燃焼が完了する燃焼形態（つまり、ＳＩ燃焼）は、熱量比率が１００％になる。 SPCCI combustion has a calorific value ratio of less than 100%. In the combustion form (that is, SI combustion) in which combustion is completed only by combustion by flame propagation without occurrence of combustion by compression ignition, the calorific value ratio is 100%.

ＳＰＣＣＩ燃焼において熱量比率を高くすると、ＳＩ燃焼の割合が高くなるから、燃焼騒音の抑制に有利になる。ＳＰＣＣＩ燃焼において燃焼比率を低くすると、ＣＩ燃焼の割合が高くなるから、燃費の向上に有利になる。熱量比率は、燃焼室内の温度、及び／又は、点火タイミングを変えることによって変化する。例えば、燃焼室内の温度が高いと、ＣＩ燃焼の開始タイミングが早くなるから、熱量比率は低くなる。また、点火タイミングを進角すると、ＳＩ燃焼の開始タイミングが早くなるから、熱量比率は高くなる。熱量比率がエンジンの運転状態に対応して定めた目標熱量比率となるように、制御部がＥＧＲシステム及び点火部に信号を出力することにより、燃焼騒音の抑制と燃費性能の向上とが両立する。 When the calorific value ratio is increased in SPCCI combustion, the ratio of SI combustion is increased, which is advantageous in suppressing combustion noise. When the combustion ratio is lowered in SPCCI combustion, the ratio of CI combustion is increased, which is advantageous for improving fuel efficiency. The calorific value ratio changes by changing the temperature in the combustion chamber and / or the ignition timing. For example, when the temperature in the combustion chamber is high, the start timing of CI combustion is early, so that the calorific value ratio is low. Further, when the ignition timing is advanced, the SI combustion start timing is earlier, so that the calorific value ratio becomes higher. The control unit outputs a signal to the EGR system and the ignition unit so that the calorific value ratio becomes the target calorific value ratio determined according to the operating state of the engine, thereby suppressing combustion noise and improving fuel efficiency. ..

前記制御部は、前記エンジンの負荷が高いときには、低いときよりも、前記熱量比率が高くなるよう、前記ＥＧＲシステム及び前記点火部に信号を出力する、としてもよい。 The control unit may output a signal to the EGR system and the ignition unit when the load of the engine is high so that the calorific value ratio is higher than when the load is low.

エンジンの負荷が高くなると、燃焼室内に供給する燃料量が増えて燃焼室内の温度が高くなる。エンジンの負荷が高いときに、ＳＰＣＣＩ燃焼の熱量比率を高くすることによって、燃焼騒音を抑制することができる。 When the load on the engine increases, the amount of fuel supplied to the combustion chamber increases and the temperature in the combustion chamber rises. Combustion noise can be suppressed by increasing the calorific value ratio of SPCCI combustion when the engine load is high.

以上説明したように、前記の圧縮着火式エンジンの制御装置によると、Ｇ／Ｆリーンな状態を保ちつつ、燃焼騒音を抑制しながら、安定したＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。 As described above, according to the control device of the compression ignition type engine, stable SPCCI combustion can be realized while maintaining a G / F lean state and suppressing combustion noise.

図１は、エンジンの構成を例示する図である。FIG. 1 is a diagram illustrating an engine configuration. 図２は、燃焼室の構成を例示する図であり、上図は燃焼室の平面視相当図、下図はII−II線断面図である。FIG. 2 is a diagram illustrating the configuration of the combustion chamber, the upper figure is a plan view equivalent view of the combustion chamber, and the lower figure is a sectional view taken along line II-II. 図３は、燃焼室及び吸気系の構成を例示する平面図である。FIG. 3 is a plan view illustrating the configurations of the combustion chamber and the intake system. 図４は、エンジンの制御装置の構成を例示するブロック図である。FIG. 4 is a block diagram illustrating the configuration of the engine control device. 図５は、ＳＰＣＣＩ燃焼の波形を例示する図である。FIG. 5 is a diagram illustrating a waveform of SPCCI combustion. 図６は、エンジンのマップを例示する図であり、上図は温間時のマップ、中図は半暖機時のマップ、下図は冷間時のマップである。FIG. 6 is a diagram illustrating an engine map, the upper figure is a map during warm time, the middle figure is a map during semi-warm-up, and the lower figure is a map during cold weather. 図７は、温間時のマップの詳細を例示する図である。FIG. 7 is a diagram illustrating the details of the map during warm weather. 図８は、図７のマップの各運転領域における燃料噴射時期及び点火時期と、燃焼波形とを例示する図である。FIG. 8 is a diagram illustrating fuel injection timing, ignition timing, and combustion waveform in each operating region of the map of FIG. 7. 図９は、エンジンのマップのレイヤ構造を説明する図である。FIG. 9 is a diagram illustrating the layer structure of the engine map. 図１０は、マップのレイヤ選択に係る制御プロセスを例示するフローチャートである。FIG. 10 is a flowchart illustrating a control process related to layer selection of a map. 図１１の上図は、レイヤ２におけるエンジン負荷と吸気弁の開弁タイミングとの関係、下図は、レイヤ２におけるエンジン回転数と吸気弁の開弁タイミングとの関係を例示する図である。The upper view of FIG. 11 is a diagram illustrating the relationship between the engine load and the valve opening timing of the intake valve in layer 2, and the lower figure is a diagram illustrating the relationship between the engine speed and the valve opening timing of the intake valve in layer 2. 図１２の上図は、レイヤ３におけるエンジン負荷と吸気弁の開弁タイミングとの関係、中図は、レイヤ３におけるエンジン負荷と排気弁の閉弁タイミングとの関係、下図は、レイヤ３におけるエンジン負荷と吸気弁及び排気弁のオーバーラップ期間との関係を例示する図である。The upper figure of FIG. 12 shows the relationship between the engine load and the valve opening timing of the intake valve in layer 3, the middle figure shows the relationship between the engine load and the closing timing of the exhaust valve in layer 3, and the lower figure shows the engine in layer 3. It is a figure which illustrates the relationship between the load and the overlap period of an intake valve and an exhaust valve. 図１３は、ＥＣＵが実行するエンジンの運転制御のプロセスを例示するフローチャートである。FIG. 13 is a flowchart illustrating a process of engine operation control executed by the ECU. 図１４は、エンジンの負荷の高低と目標ＳＩ率の高低との関係を説明する図である。FIG. 14 is a diagram illustrating the relationship between the high / low engine load and the high / low target SI rate. 図１５は、レイヤ２においてＥＧＲ率に対するＳＰＣＣＩ燃焼の成立範囲を示す図である。FIG. 15 is a diagram showing a range in which SPCCI combustion is established with respect to the EGR rate in layer 2. 図１６は、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係を定めるために利用するマトリックスイメージの一例である。FIG. 16 is an example of a matrix image used to determine the relationship between the geometric compression ratio capable of SPCCI combustion and the valve closing timing of the intake valve in layer 2. 図１７の上図は、高オクタン価燃料を用いるときの、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係であり、下図は、低オクタン価燃料を用いるときの、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係である。The upper figure of FIG. 17 shows the relationship between the geometric compression ratio capable of SPCCI combustion in layer 2 and the valve closing timing of the intake valve when using a high octane fuel, and the lower figure shows the relationship when a low octane fuel is used. This is the relationship between the geometric compression ratio that enables SPCCI combustion in layer 2 and the valve closing timing of the intake valve. 図１８は、レイヤ３においてＧ／Ｆに対しＳＰＣＣＩ燃焼が安定する範囲を示す図である。FIG. 18 is a diagram showing a range in which SPCCI combustion is stable with respect to G / F in layer 3. 図１９は、レイヤ３においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係を定めるために利用するマトリックスイメージの一例である。FIG. 19 is an example of a matrix image used to determine the relationship between the geometric compression ratio capable of SPCCI combustion and the valve closing timing of the intake valve in layer 3. 図２０の上図は、高オクタン価燃料を用いるときの、レイヤ３においてＳＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係であり、下図は、低オクタン価燃料を用いるときの、レイヤ３においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係である。The upper figure of FIG. 20 shows the relationship between the geometric compression ratio capable of SSPCCI combustion in layer 3 and the valve closing timing of the intake valve when a high octane fuel is used, and the lower figure shows the relationship when a low octane fuel is used. This is the relationship between the geometric compression ratio that enables SPCCI combustion in layer 3 and the valve closing timing of the intake valve. 図２１の上図は、高オクタン価燃料を用いるときの、レイヤ２及びレイヤ３においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係であり、下図は、低オクタン価燃料を用いるときの、レイヤ２及びレイヤ３においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係である。The upper figure of FIG. 21 shows the relationship between the geometric compression ratio capable of SPCCI combustion in layer 2 and layer 3 and the valve closing timing of the intake valve when high octane fuel is used, and the lower figure shows the relationship between the low octane fuel. This is the relationship between the geometric compression ratio at which SPCCI combustion is possible in layers 2 and 3 and the valve closing timing of the intake valve when the above is used. 図２２は、圧縮着火式エンジンを制御する方法の手順を例示するフローチャートである。FIG. 22 is a flowchart illustrating a procedure of a method of controlling a compression ignition type engine. 図２３の上図は、幾何学的圧縮比を相対的に大きく設定したときに、レイヤ２においてＧ／ＦリーンなＳＰＣＣＩ燃焼が可能な過給圧と吸気弁の閉弁タイミングとの関係であり、下図は、幾何学的圧縮比を相対的に小さく設定したときに、レイヤ２においてＧ／リーンなＳＰＣＣＩ燃焼が可能な過給圧と吸気弁の閉弁タイミングとの関係である。The upper figure of FIG. 23 shows the relationship between the supercharging pressure capable of G / F lean SPCCI combustion in layer 2 and the valve closing timing of the intake valve when the geometric compression ratio is set relatively large. The figure below shows the relationship between the supercharging pressure capable of G / lean SPCCI combustion in layer 2 and the valve closing timing of the intake valve when the geometric compression ratio is set to be relatively small. 図２４は、圧縮着火式エンジンを制御する方法の手順を例示するフローチャートである。FIG. 24 is a flowchart illustrating a procedure of a method of controlling a compression ignition type engine.

以下、圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法に関する実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。以下の説明は、エンジン、及び、制御ロジックの設計方法の一例である。 Hereinafter, embodiments relating to a method of designing the control logic of the compression ignition type engine will be described in detail with reference to the drawings. The following description is an example of an engine and control logic design method.

図１は、圧縮着火式のエンジンの構成を例示する図である。図２は、エンジンの燃焼室の構成を例示する図である。図３は、燃焼室及び吸気系の構成を例示する図である。尚、図１における吸気側は紙面左側であり、排気側は紙面右側である。図２及び図３における吸気側は紙面右側であり、排気側は紙面左側である。図４は、エンジンの制御装置の構成を例示するブロック図である。 FIG. 1 is a diagram illustrating a configuration of a compression ignition type engine. FIG. 2 is a diagram illustrating the configuration of the combustion chamber of the engine. FIG. 3 is a diagram illustrating the configuration of the combustion chamber and the intake system. The intake side in FIG. 1 is on the left side of the paper surface, and the exhaust side is on the right side of the paper surface. The intake side in FIGS. 2 and 3 is on the right side of the paper, and the exhaust side is on the left side of the paper. FIG. 4 is a block diagram illustrating the configuration of the engine control device.

エンジン１は、燃焼室１７が吸気行程、圧縮行程、膨張行程及び排気行程を繰り返すことにより運転する４ストロークエンジンである。エンジン１は、四輪の自動車に搭載されている。エンジン１が運転することによって、自動車は走行する。エンジン１の燃料は、この構成例においてはガソリンである。燃料は、少なくともガソリンを含む液体燃料であればよい。燃料は、例えば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 1 is a 4-stroke engine in which the combustion chamber 17 is operated by repeating an intake stroke, a compression stroke, an expansion stroke, and an exhaust stroke. The engine 1 is mounted on a four-wheeled vehicle. When the engine 1 is driven, the automobile runs. The fuel of the engine 1 is gasoline in this configuration example. The fuel may be at least a liquid fuel containing gasoline. The fuel may be gasoline containing, for example, bioethanol.

（エンジンの構成）
エンジン１は、シリンダブロック１２と、その上に載置されるシリンダヘッド１３とを備えている。シリンダブロック１２の内部に複数のシリンダ１１が形成されている。図１及び図２では、一つのシリンダ１１のみを示す。エンジン１は、多気筒エンジンである。 (Engine configuration)
The engine 1 includes a cylinder block 12 and a cylinder head 13 mounted on the cylinder block 12. A plurality of cylinders 11 are formed inside the cylinder block 12. 1 and 2 show only one cylinder 11. The engine 1 is a multi-cylinder engine.

各シリンダ１１内には、ピストン３が摺動自在に内挿されている。ピストン３は、コネクティングロッド１４を介してクランクシャフト１５に連結されている。ピストン３は、シリンダ１１及びシリンダヘッド１３と共に燃焼室１７を区画する。尚、「燃焼室」は広義で用いる場合がある。つまり、「燃焼室」は、ピストン３の位置に関わらず、ピストン３、シリンダ１１及びシリンダヘッド１３によって形成される空間を意味する場合がある。 A piston 3 is slidably inserted in each cylinder 11. The piston 3 is connected to the crankshaft 15 via a connecting rod 14. The piston 3 partitions the combustion chamber 17 together with the cylinder 11 and the cylinder head 13. The "combustion chamber" may be used in a broad sense. That is, the "combustion chamber" may mean a space formed by the piston 3, the cylinder 11, and the cylinder head 13 regardless of the position of the piston 3.

シリンダヘッド１３の下面、つまり、燃焼室１７の天井面は、図２の下図に示すように、傾斜面１３１１と、傾斜面１３１２とによって構成されている。傾斜面１３１１は、吸気側から、後述するインジェクタ６の噴射軸心Ｘ２に向かって上り勾配となっている。傾斜面１３１２は、排気側から噴射軸心Ｘ２に向かって上り勾配となっている。燃焼室１７の天井面は、いわゆるペントルーフ形状である。 The lower surface of the cylinder head 13, that is, the ceiling surface of the combustion chamber 17, is composed of an inclined surface 1311 and an inclined surface 1312 as shown in the lower figure of FIG. The inclined surface 1311 has an upward slope from the intake side toward the injection axis X2 of the injector 6, which will be described later. The inclined surface 1312 has an upward slope from the exhaust side toward the injection axis X2. The ceiling surface of the combustion chamber 17 has a so-called pent-roof shape.

ピストン３の上面は燃焼室１７の天井面に向かって***している。ピストン３の上面には、キャビティ３１が形成されている。キャビティ３１は、ピストン３の上面から凹陥している。キャビティ３１は、この構成例では、浅皿形状を有している。キャビティ３１の中心は、シリンダ１１の中心軸Ｘ１よりも排気側にずれている。 The upper surface of the piston 3 is raised toward the ceiling surface of the combustion chamber 17. A cavity 31 is formed on the upper surface of the piston 3. The cavity 31 is recessed from the upper surface of the piston 3. The cavity 31 has a shallow dish shape in this configuration example. The center of the cavity 31 is deviated from the central axis X1 of the cylinder 11 to the exhaust side.

エンジン１の幾何学的圧縮比εは、１０≦ε＜３０を満足するように、好ましくは１０≦ε＜２１を満足するように設定されている。後述するようにエンジン１は、一部の運転領域において、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とを組み合わせたＳＰＣＣＩ燃焼を行う。ＳＰＣＣＩ燃焼は、ＳＩ燃焼による発熱と圧力上昇とを利用して、ＣＩ燃焼をコントロールする。エンジン１は、圧縮着火式エンジンである。しかし、このエンジン１は、ピストン３が圧縮上死点に至った時の燃焼室１７の温度（つまり、圧縮端温度）を高くする必要がない。エンジン１は、幾何学的圧縮比を、比較的低く設定することが可能である。幾何学的圧縮比を低くすると、冷却損失の低減、及び、機械損失の低減に有利になる。エンジン１の幾何学的圧縮比は、レギュラー仕様（燃料のオクタン価が９１程度の低オクタン価燃料）においては、１４〜１７とし、ハイオク仕様（燃料のオクタン価が９６程度の高オクタン価燃料）においては、１５〜１８としてもよい。 The geometric compression ratio ε of the engine 1 is set so as to satisfy 10 ≦ ε <30, preferably 10 ≦ ε <21. As will be described later, the engine 1 performs SPCCI combustion, which is a combination of SI combustion and CI combustion, in a part of the operating region. SPCCI combustion controls CI combustion by utilizing heat generation and pressure increase due to SI combustion. The engine 1 is a compression ignition type engine. However, in this engine 1, it is not necessary to raise the temperature of the combustion chamber 17 (that is, the compression end temperature) when the piston 3 reaches the compression top dead center. The engine 1 can set the geometric compression ratio relatively low. Lowering the geometric compression ratio is advantageous in reducing cooling loss and mechanical loss. The geometric compression ratio of engine 1 is 14 to 17 for regular specifications (low octane fuel with a fuel octane number of about 91) and 15 for high-octane specifications (high octane fuel with a fuel octane number of about 96). It may be ~ 18.

シリンダヘッド１３には、シリンダ１１毎に、吸気ポート１８が形成されている。吸気ポート１８は、図３に示すように、第１吸気ポート１８１及び第２吸気ポート１８２を有している。吸気ポート１８は、燃焼室１７に連通している。吸気ポート１８は、詳細な図示は省略するが、いわゆるタンブルポートである。つまり、吸気ポート１８は、燃焼室１７の中にタンブル流が形成されるような形状を有している。 An intake port 18 is formed in the cylinder head 13 for each cylinder 11. As shown in FIG. 3, the intake port 18 has a first intake port 181 and a second intake port 182. The intake port 18 communicates with the combustion chamber 17. The intake port 18 is a so-called tumble port, although detailed illustration is omitted. That is, the intake port 18 has a shape such that a tumble flow is formed in the combustion chamber 17.

吸気ポート１８には、吸気弁２１が配設されている。吸気弁２１は、燃焼室１７と吸気ポート１８との間を開閉する。吸気弁２１は動弁機構によって、所定のタイミングで開閉する。動弁機構は、バルブタイミング及び／又はバルブリフトを可変にする可変動弁機構とすればよい。この構成例では、図４に示すように、可変動弁機構は、吸気電動Ｓ−ＶＴ（Sequential-Valve Timing）２３を有している。吸気電動Ｓ−ＶＴ２３は、吸気カムシャフトの回転位相を所定の角度範囲内で連続的に変更する。吸気弁２１の開弁タイミング及び閉弁タイミングは、連続的に変化する。尚、吸気動弁機構は、電動Ｓ−ＶＴに代えて、油圧式のＳ−ＶＴを有していてもよい。 An intake valve 21 is provided at the intake port 18. The intake valve 21 opens and closes between the combustion chamber 17 and the intake port 18. The intake valve 21 is opened and closed at a predetermined timing by the valve operating mechanism. The valve timing mechanism may be a variable valve timing mechanism that makes the valve timing and / or the valve lift variable. In this configuration example, as shown in FIG. 4, the variable valve mechanism has an intake electric S-VT (Sequential-Valve Timing) 23. The intake electric S-VT23 continuously changes the rotation phase of the intake camshaft within a predetermined angle range. The valve opening timing and valve closing timing of the intake valve 21 change continuously. The intake valve mechanism may have a hydraulic S-VT instead of the electric S-VT.

シリンダヘッド１３にはまた、シリンダ１１毎に、排気ポート１９が形成されている。排気ポート１９も、図３に示すように、第１排気ポート１９１及び第２排気ポート１９２を有している。排気ポート１９は、燃焼室１７に連通している。 An exhaust port 19 is also formed in the cylinder head 13 for each cylinder 11. The exhaust port 19 also has a first exhaust port 191 and a second exhaust port 192, as shown in FIG. The exhaust port 19 communicates with the combustion chamber 17.

排気ポート１９には、排気弁２２が配設されている。排気弁２２は、燃焼室１７と排気ポート１９との間を開閉する。排気弁２２は動弁機構によって、所定のタイミングで開閉する。この動弁機構は、バルブタイミング及び／又はバルブリフトを可変にする可変動弁機構とすればよい。この構成例では、図４に示すように、可変動弁機構は、排気電動Ｓ−ＶＴ２４を有している。排気電動Ｓ−ＶＴ２４は、排気カムシャフトの回転位相を所定の角度範囲内で連続的に変更する。排気弁２２の開弁タイミング及び閉弁タイミングは、連続的に変化する。尚、排気動弁機構は、電動Ｓ−ＶＴに代えて、油圧式のＳ−ＶＴを有していてもよい。 An exhaust valve 22 is provided at the exhaust port 19. The exhaust valve 22 opens and closes between the combustion chamber 17 and the exhaust port 19. The exhaust valve 22 is opened and closed at a predetermined timing by the valve operating mechanism. This valve operating mechanism may be a variable valve timing mechanism that makes the valve timing and / or the valve lift variable. In this configuration example, as shown in FIG. 4, the variable valve mechanism has an exhaust electric S-VT24. The exhaust electric S-VT24 continuously changes the rotation phase of the exhaust camshaft within a predetermined angle range. The valve opening timing and valve closing timing of the exhaust valve 22 change continuously. The exhaust valve mechanism may have a hydraulic S-VT instead of the electric S-VT.

吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４は、吸気弁２１と排気弁２２との両方が開弁するオーバーラップ期間の長さを調節する。オーバーラップ期間の長さを長くすると、燃焼室１７の中の残留ガスを掃気することができる。また、オーバーラップ期間の長さを調節することによって、内部ＥＧＲ（Exhaust Gas Recirculation）ガスを燃焼室１７の中に導入することができる。内部ＥＧＲシステムは、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４によって構成されている。尚、内部ＥＧＲシステムは、Ｓ−ＶＴによって構成されるとは限らない。 The intake electric S-VT23 and the exhaust electric S-VT24 adjust the length of the overlap period in which both the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are opened. By increasing the length of the overlap period, the residual gas in the combustion chamber 17 can be scavenged. Further, by adjusting the length of the overlap period, the internal EGR (Exhaust Gas Recirculation) gas can be introduced into the combustion chamber 17. The internal EGR system is composed of an intake electric S-VT23 and an exhaust electric S-VT24. The internal EGR system is not always composed of S-VT.

シリンダヘッド１３には、シリンダ１１毎に、インジェクタ６が取り付けられている。インジェクタ６は、燃焼室１７の中に燃料を直接噴射する。インジェクタ６は、燃料噴射部の一例である。インジェクタ６は、傾斜面１３１１と傾斜面１３１２とが交差するペントルーフの谷部に配設されている。図２に示すように、インジェクタ６の噴射軸心Ｘ２は、シリンダ１１の中心軸Ｘ１よりも排気側に位置している。インジェクタ６の噴射軸心Ｘ２は、中心軸Ｘ１に平行である。インジェクタ６の噴射軸心Ｘ２とキャビティ３１の中心とは一致している。インジェクタ６は、キャビティ３１に対向している。尚、インジェクタ６の噴射軸心Ｘ２は、シリンダ１１の中心軸Ｘ１と一致していてもよい。その構成の場合に、インジェクタ６の噴射軸心Ｘ２と、キャビティ３１の中心とは一致していてもよい。 An injector 6 is attached to the cylinder head 13 for each cylinder 11. The injector 6 injects fuel directly into the combustion chamber 17. The injector 6 is an example of a fuel injection unit. The injector 6 is arranged in a valley portion of the pent roof where the inclined surface 1311 and the inclined surface 1312 intersect. As shown in FIG. 2, the injection axis X2 of the injector 6 is located on the exhaust side of the central axis X1 of the cylinder 11. The injection axis X2 of the injector 6 is parallel to the central axis X1. The injection axis X2 of the injector 6 and the center of the cavity 31 coincide with each other. The injector 6 faces the cavity 31. The injection axis X2 of the injector 6 may coincide with the central axis X1 of the cylinder 11. In the case of that configuration, the injection axis X2 of the injector 6 and the center of the cavity 31 may coincide with each other.

インジェクタ６は、詳細な図示は省略するが、複数の噴口を有する多噴口型の燃料噴射弁によって構成されている。インジェクタ６は、図２に二点鎖線で示すように、燃料噴霧が、燃焼室１７の中央から放射状に広がるように燃料を噴射する。インジェクタ６は、本構成例においては、十個の噴孔を有しており、噴孔は、周方向に等角度に配置されている。 Although detailed illustration is omitted, the injector 6 is composed of a multi-injection type fuel injection valve having a plurality of injection ports. The injector 6 injects fuel so that the fuel spray spreads radially from the center of the combustion chamber 17, as shown by the alternate long and short dash line in FIG. In the present configuration example, the injector 6 has ten injection holes, and the injection holes are arranged at equal angles in the circumferential direction.

インジェクタ６には、燃料供給システム６１が接続されている。燃料供給システム６１は、燃料を貯留するよう構成された燃料タンク６３と、燃料タンク６３とインジェクタ６とを互いに連結する燃料供給路６２とを備えている。燃料供給路６２には、燃料ポンプ６５とコモンレール６４とが介設している。燃料ポンプ６５は、コモンレール６４に燃料を圧送する。燃料ポンプ６５は、この構成例においては、クランクシャフト１５によって駆動されるプランジャー式のポンプである。コモンレール６４は、燃料ポンプ６５から圧送された燃料を、高い燃料圧力で蓄える。インジェクタ６が開弁すると、コモンレール６４に蓄えられていた燃料が、インジェクタ６の噴口から燃焼室１７の中に噴射される。燃料供給システム６１は、３０ＭＰａ以上の高い圧力の燃料を、インジェクタ６に供給することが可能である。インジェクタ６に供給する燃料の圧力は、エンジン１の運転状態に応じて変更してもよい。尚、燃料供給システム６１の構成は、前記の構成に限定されない。 A fuel supply system 61 is connected to the injector 6. The fuel supply system 61 includes a fuel tank 63 configured to store fuel, and a fuel supply path 62 that connects the fuel tank 63 and the injector 6 to each other. A fuel pump 65 and a common rail 64 are interposed in the fuel supply path 62. The fuel pump 65 pumps fuel to the common rail 64. In this configuration example, the fuel pump 65 is a plunger type pump driven by a crankshaft 15. The common rail 64 stores the fuel pumped from the fuel pump 65 at a high fuel pressure. When the injector 6 opens, the fuel stored in the common rail 64 is injected into the combustion chamber 17 from the injection port of the injector 6. The fuel supply system 61 can supply fuel having a high pressure of 30 MPa or more to the injector 6. The pressure of the fuel supplied to the injector 6 may be changed according to the operating state of the engine 1. The configuration of the fuel supply system 61 is not limited to the above configuration.

シリンダヘッド１３には、シリンダ１１毎に、点火プラグ２５が取り付けられている。点火プラグ２５は、燃焼室１７の中の混合気に強制的に点火をする。点火プラグ２５は、この構成例では、シリンダ１１の中心軸Ｘ１よりも吸気側に配設されている。点火プラグ２５は、２つの吸気ポート１８の間に位置している。点火プラグ２５は、上方から下方に向かって、燃焼室１７の中央に近づく方向に傾いて、シリンダヘッド１３に取り付けられている。点火プラグ２５の電極は、図２に示すように、燃焼室１７の中に臨んでかつ、燃焼室１７の天井面の付近に位置している。尚、点火プラグ２５を、シリンダ１１の中心軸Ｘ１よりも排気側に配置してもよい。また、点火プラグ２５をシリンダ１１の中心軸Ｘ１上に配置してもよい。 A spark plug 25 is attached to the cylinder head 13 for each cylinder 11. The spark plug 25 forcibly ignites the air-fuel mixture in the combustion chamber 17. In this configuration example, the spark plug 25 is arranged on the intake side of the central axis X1 of the cylinder 11. The spark plug 25 is located between the two intake ports 18. The spark plug 25 is attached to the cylinder head 13 so as to be inclined from the upper side to the lower side toward the center of the combustion chamber 17. As shown in FIG. 2, the electrode of the spark plug 25 faces the inside of the combustion chamber 17 and is located near the ceiling surface of the combustion chamber 17. The spark plug 25 may be arranged on the exhaust side of the central axis X1 of the cylinder 11. Further, the spark plug 25 may be arranged on the central axis X1 of the cylinder 11.

エンジン１の一側面には吸気通路４０が接続されている。吸気通路４０は、各シリンダ１１の吸気ポート１８に連通している。燃焼室１７に導入するガスは、吸気通路４０を流れる。吸気通路４０の上流端部には、エアクリーナー４１が配設されている。エアクリーナー４１は、新気を濾過する。吸気通路４０の下流端近傍には、サージタンク４２が配設されている。サージタンク４２よりも下流の吸気通路４０は、シリンダ１１毎に分岐する独立通路を構成している。独立通路の下流端が、各シリンダ１１の吸気ポート１８に接続されている。 An intake passage 40 is connected to one side surface of the engine 1. The intake passage 40 communicates with the intake port 18 of each cylinder 11. The gas introduced into the combustion chamber 17 flows through the intake passage 40. An air cleaner 41 is arranged at the upstream end of the intake passage 40. The air cleaner 41 filters fresh air. A surge tank 42 is arranged near the downstream end of the intake passage 40. The intake passage 40 downstream of the surge tank 42 constitutes an independent passage that branches for each cylinder 11. The downstream end of the independent passage is connected to the intake port 18 of each cylinder 11.

吸気通路４０におけるエアクリーナー４１とサージタンク４２との間には、スロットル弁４３が配設されている。スロットル弁４３は、弁の開度を調節することによって、燃焼室１７の中への新気の導入量を調節する。 A throttle valve 43 is arranged between the air cleaner 41 and the surge tank 42 in the intake passage 40. The throttle valve 43 adjusts the amount of fresh air introduced into the combustion chamber 17 by adjusting the opening degree of the valve.

吸気通路４０にはまた、スロットル弁４３の下流に、過給機４４が配設されている。過給機４４は、燃焼室１７に導入するガスを過給する。この構成例において、過給機４４は、エンジン１によって駆動される機械式の過給機である。機械式の過給機４４は、ルーツ式、リショルム式、ベーン式、又は遠心式であってもよい。 A supercharger 44 is also arranged in the intake passage 40 downstream of the throttle valve 43. The supercharger 44 supercharges the gas to be introduced into the combustion chamber 17. In this configuration example, the supercharger 44 is a mechanical supercharger driven by the engine 1. The mechanical turbocharger 44 may be a roots type, a Rishorum type, a vane type, or a centrifugal type.

過給機４４とエンジン１との間には、電磁クラッチ４５が介設している。電磁クラッチ４５は、過給機４４とエンジン１との間で、エンジン１から過給機４４へ駆動力を伝達したり、駆動力の伝達を遮断したりする。後述するように、ＥＣＵ１０が電磁クラッチ４５の遮断及び接続を切り替えることによって、過給機４４はオンとオフとが切り替わる。 An electromagnetic clutch 45 is interposed between the supercharger 44 and the engine 1. The electromagnetic clutch 45 transmits a driving force from the engine 1 to the supercharger 44 or cuts off the transmission of the driving force between the supercharger 44 and the engine 1. As will be described later, the turbocharger 44 is switched on and off by switching the shutoff and connection of the electromagnetic clutch 45 by the ECU 10.

吸気通路４０における過給機４４の下流には、インタークーラー４６が配設されている。インタークーラー４６は、過給機４４において圧縮されたガスを冷却する。インタークーラー４６は、例えば水冷式又は油冷式に構成してもよい。 An intercooler 46 is arranged downstream of the supercharger 44 in the intake passage 40. The intercooler 46 cools the gas compressed in the supercharger 44. The intercooler 46 may be configured as, for example, a water-cooled type or an oil-cooled type.

吸気通路４０には、バイパス通路４７が接続されている。バイパス通路４７は、過給機４４及びインタークーラー４６をバイパスするよう、吸気通路４０における過給機４４の上流部とインタークーラー４６の下流部とを互いに接続する。バイパス通路４７には、エアバイパス弁４８が配設されている。エアバイパス弁４８は、バイパス通路４７を流れるガスの流量を調節する。 A bypass passage 47 is connected to the intake passage 40. The bypass passage 47 connects the upstream portion of the supercharger 44 and the downstream portion of the intercooler 46 in the intake passage 40 to each other so as to bypass the supercharger 44 and the intercooler 46. An air bypass valve 48 is provided in the bypass passage 47. The air bypass valve 48 regulates the flow rate of gas flowing through the bypass passage 47.

ＥＣＵ１０は、過給機４４をオフにしたとき（つまり、電磁クラッチ４５を遮断したとき）に、エアバイパス弁４８を全開にする。吸気通路４０を流れるガスは、過給機４４をバイパスして、エンジン１の燃焼室１７に導入される。エンジン１は、非過給、つまり自然吸気の状態で運転する。 The ECU 10 fully opens the air bypass valve 48 when the supercharger 44 is turned off (that is, when the electromagnetic clutch 45 is disengaged). The gas flowing through the intake passage 40 bypasses the supercharger 44 and is introduced into the combustion chamber 17 of the engine 1. The engine 1 operates in a non-supercharged state, that is, in a naturally aspirated state.

過給機４４をオンにすると、エンジン１は過給状態で運転する。ＥＣＵ１０は、過給機４４をオンにしたとき（つまり、電磁クラッチ４５を接続したとき）に、エアバイパス弁４８の開度を調節する。過給機４４を通過したガスの一部は、バイパス通路４７を通って過給機４４の上流に逆流する。ＥＣＵ１０がエアバイパス弁４８の開度を調節すると、燃焼室１７に導入するガスの過給圧が変わる。尚、過給時とは、サージタンク４２内の圧力が大気圧を超える時をいい、非過給時とは、サージタンク４２内の圧力が大気圧以下になる時をいう、と定義してもよい。 When the supercharger 44 is turned on, the engine 1 operates in the supercharged state. The ECU 10 adjusts the opening degree of the air bypass valve 48 when the supercharger 44 is turned on (that is, when the electromagnetic clutch 45 is connected). A part of the gas that has passed through the supercharger 44 flows back to the upstream of the supercharger 44 through the bypass passage 47. When the ECU 10 adjusts the opening degree of the air bypass valve 48, the boost pressure of the gas introduced into the combustion chamber 17 changes. The supercharging time is defined as the time when the pressure in the surge tank 42 exceeds the atmospheric pressure, and the non-supercharging time is defined as the time when the pressure in the surge tank 42 becomes the atmospheric pressure or less. May be good.

この構成例においては、過給機４４とバイパス通路４７とエアバイパス弁４８とによって、過給システム４９が構成されている。 In this configuration example, the supercharging system 49 is configured by the supercharger 44, the bypass passage 47, and the air bypass valve 48.

エンジン１は、燃焼室１７内にスワール流を発生させるスワール発生部を有している。スワール発生部は、図３に示すように、吸気通路４０に取り付けられたスワールコントロール弁５６を有している。スワールコントロール弁５６は、第１吸気ポート１８１につながるプライマリ通路４０１と、第２吸気ポート１８２につながるセカンダリ通路４０２との内の、セカンダリ通路４０２に配設されている。スワールコントロール弁５６は、セカンダリ通路４０２の断面を絞ることができる開度調節弁である。スワールコントロール弁５６の開度が小さいと、第１吸気ポート１８１から燃焼室１７に流入する吸気流量が相対的に多くかつ、第２吸気ポート１８２から燃焼室１７に流入する吸気流量が相対的に少ないから、燃焼室１７内のスワール流が強くなる。スワールコントロール弁５６の開度が大きいと、第１吸気ポート１８１及び第２吸気ポート１８２のそれぞれから燃焼室１７に流入する吸気流量が、略均等になるから、燃焼室１７内のスワール流が弱くなる。スワールコントロール弁５６を全開にすると、スワール流が発生しない。尚、スワール流は、白抜きの矢印で示すように、図３における反時計回り方向に周回する（図２の白抜きの矢印も参照）。 The engine 1 has a swirl generator that generates a swirl flow in the combustion chamber 17. As shown in FIG. 3, the swirl generator has a swirl control valve 56 attached to the intake passage 40. The swirl control valve 56 is arranged in the secondary passage 402 of the primary passage 401 connected to the first intake port 181 and the secondary passage 402 connected to the second intake port 182. The swirl control valve 56 is an opening degree adjusting valve capable of narrowing the cross section of the secondary passage 402. When the opening degree of the swirl control valve 56 is small, the intake flow flow from the first intake port 181 to the combustion chamber 17 is relatively large, and the intake flow flow from the second intake port 182 to the combustion chamber 17 is relatively large. Since the amount is small, the swirl flow in the combustion chamber 17 becomes strong. When the opening degree of the swirl control valve 56 is large, the intake air flow rates flowing into the combustion chamber 17 from each of the first intake port 181 and the second intake port 182 become substantially equal, so that the swirl flow in the combustion chamber 17 is weak. Become. When the swirl control valve 56 is fully opened, no swirl flow is generated. The swirl flow orbits in the counterclockwise direction in FIG. 3 as shown by the white arrow (see also the white arrow in FIG. 2).

エンジン１の他側面には、排気通路５０が接続されている。排気通路５０は、各シリンダ１１の排気ポート１９に連通している。排気通路５０は、燃焼室１７から排出された排気ガスが流れる通路である。排気通路５０の上流部分は、詳細な図示は省略するが、シリンダ１１毎に分岐する独立通路を構成している。独立通路の上流端が、各シリンダ１１の排気ポート１９に接続されている。 An exhaust passage 50 is connected to the other side surface of the engine 1. The exhaust passage 50 communicates with the exhaust port 19 of each cylinder 11. The exhaust passage 50 is a passage through which the exhaust gas discharged from the combustion chamber 17 flows. Although detailed illustration is omitted, the upstream portion of the exhaust passage 50 constitutes an independent passage that branches for each cylinder 11. The upstream end of the independent passage is connected to the exhaust port 19 of each cylinder 11.

排気通路５０には、複数の触媒コンバーターを有する排気ガス浄化システムが配設されている。上流の触媒コンバーターは、図示は省略するが、エンジンルーム内に配設されている。上流の触媒コンバーターは、三元触媒５１１と、ＧＰＦ（Gasoline Particulate Filter）５１２とを有している。下流の触媒コンバーターは、エンジンルーム外に配設されている。下流の触媒コンバーターは、三元触媒５１３を有している。尚、排気ガス浄化システムは、図例の構成に限定されるものではない。例えば、ＧＰＦは省略してもよい。また、触媒コンバーターは、三元触媒を有するものに限定されない。さらに、三元触媒及びＧＰＦの並び順は、適宜変更してもよい。 An exhaust gas purification system having a plurality of catalytic converters is arranged in the exhaust passage 50. The upstream catalytic converter is arranged in the engine room, although not shown. The upstream catalytic converter has a three-way catalyst 511 and a GPF (Gasoline Particulate Filter) 512. The downstream catalytic converter is located outside the engine room. The downstream catalytic converter has a three-way catalyst 513. The exhaust gas purification system is not limited to the configuration shown in the figure. For example, GPF may be omitted. Further, the catalytic converter is not limited to the one having a three-way catalyst. Further, the order of the three-way catalyst and the GPF may be changed as appropriate.

吸気通路４０と排気通路５０との間には、外部ＥＧＲシステムを構成するＥＧＲ通路５２が接続されている。ＥＧＲ通路５２は、排気ガスの一部を吸気通路４０に還流させるための通路である。ＥＧＲ通路５２の上流端は、排気通路５０における上流の触媒コンバーターと下流の触媒コンバーターとの間に接続されている。ＥＧＲ通路５２の下流端は、吸気通路４０における過給機４４の上流部に接続されている。ＥＧＲ通路５２を流れるＥＧＲガスは、バイパス通路４７のエアバイパス弁４８を通らずに、吸気通路４０における過給機４４の上流部に入る。 An EGR passage 52 constituting an external EGR system is connected between the intake passage 40 and the exhaust passage 50. The EGR passage 52 is a passage for returning a part of the exhaust gas to the intake passage 40. The upstream end of the EGR passage 52 is connected between the upstream catalytic converter and the downstream catalytic converter in the exhaust passage 50. The downstream end of the EGR passage 52 is connected to the upstream portion of the turbocharger 44 in the intake passage 40. The EGR gas flowing through the EGR passage 52 enters the upstream portion of the supercharger 44 in the intake passage 40 without passing through the air bypass valve 48 of the bypass passage 47.

ＥＧＲ通路５２には、水冷式のＥＧＲクーラー５３が配設されている。ＥＧＲクーラー５３は、排気ガスを冷却する。ＥＧＲ通路５２にはまた、ＥＧＲ弁５４が配設されている。ＥＧＲ弁５４は、ＥＧＲ通路５２を流れる排気ガスの流量を調節する。ＥＧＲ弁５４の開度を調節することによって、冷却した排気ガス、つまり外部ＥＧＲガスの還流量を調節することができる。 A water-cooled EGR cooler 53 is provided in the EGR passage 52. The EGR cooler 53 cools the exhaust gas. An EGR valve 54 is also provided in the EGR passage 52. The EGR valve 54 regulates the flow rate of the exhaust gas flowing through the EGR passage 52. By adjusting the opening degree of the EGR valve 54, the recirculation amount of the cooled exhaust gas, that is, the external EGR gas can be adjusted.

この構成例において、ＥＧＲシステム５５は、外部ＥＧＲシステムと、内部ＥＧＲシステムとによって構成されている。外部ＥＧＲシステムは、内部ＥＧＲシステムよりも低温の排気ガスを、燃焼室１７に供給することができる。 In this configuration example, the EGR system 55 is composed of an external EGR system and an internal EGR system. The external EGR system can supply the combustion chamber 17 with exhaust gas having a lower temperature than the internal EGR system.

圧縮着火式エンジンの制御装置は、エンジン１を運転するためのＥＣＵ（Engine Control Unit）１０を備えている。ＥＣＵ１０は、周知のマイクロコンピュータをベースとするコントローラーであって、図４に示すように、プログラムを実行する中央演算処理装置（Central Processing Unit：ＣＰＵ）１０１と、例えばＲＡＭ（Random Access Memory）やＲＯＭ（Read Only Memory）により構成されてプログラム及びデータを格納するメモリ１０２と、電気信号の入出力をする入出力バス１０３と、を備えている。ＥＣＵ１０は、制御部の一例である。 The control device of the compression ignition type engine includes an ECU (Engine Control Unit) 10 for operating the engine 1. The ECU 10 is a controller based on a well-known microcomputer, and as shown in FIG. 4, has a central processing unit (CPU) 101 for executing a program, and for example, a RAM (Random Access Memory) or a ROM. It includes a memory 102 configured by (Read Only Memory) for storing programs and data, and an input / output bus 103 for inputting / outputting electric signals. The ECU 10 is an example of a control unit.

ＥＣＵ１０には、図１及び図４に示すように、各種のセンサＳＷ１〜ＳＷ１７が接続されている。センサＳＷ１〜ＳＷ１７は、信号をＥＣＵ１０に出力する。センサには、以下のセンサが含まれる。 As shown in FIGS. 1 and 4, various sensors SW1 to SW17 are connected to the ECU 10. The sensors SW1 to SW17 output a signal to the ECU 10. The sensors include the following sensors.

エアフローセンサＳＷ１：吸気通路４０におけるエアクリーナー４１の下流に配置されかつ、吸気通路４０を流れる新気の流量を計測する
第１吸気温度センサＳＷ２：吸気通路４０におけるエアクリーナー４１の下流に配置されかつ、吸気通路４０を流れる新気の温度を計測する
第１圧力センサＳＷ３：吸気通路４０におけるＥＧＲ通路５２の接続位置よりも下流でかつ、過給機４４の上流に配置されかつ、過給機４４に流入するガスの圧力を計測する
第２吸気温度センサＳＷ４：吸気通路４０における過給機４４の下流でかつ、バイパス通路４７の接続位置よりも上流に配置されかつ、過給機４４から流出したガスの温度を計測する
第２圧力センサＳＷ５：サージタンク４２に取り付けられかつ、過給機４４の下流のガスの圧力を計測する
指圧センサＳＷ６：各シリンダ１１に対応してシリンダヘッド１３に取り付けられかつ、各燃焼室１７内の圧力を計測する
排気温度センサＳＷ７：排気通路５０に配置されかつ、燃焼室１７から排出した排気ガスの温度を計測する
リニアＯ２センサＳＷ８：排気通路５０における上流の触媒コンバーターよりも上流に配置されかつ、排気ガス中の酸素濃度を計測する
ラムダＯ２センサＳＷ９：上流の触媒コンバーターにおける三元触媒５１１の下流に配置されかつ、排気ガス中の酸素濃度を計測する
水温センサＳＷ１０：エンジン１に取り付けられかつ、冷却水の温度を計測する
クランク角センサＳＷ１１：エンジン１に取り付けられかつ、クランクシャフト１５の回転角を計測する
アクセル開度センサＳＷ１２：アクセルペダル機構に取り付けられかつ、アクセルペダルの操作量に対応したアクセル開度を計測する
吸気カム角センサＳＷ１３：エンジン１に取り付けられかつ、吸気カムシャフトの回転角を計測する
排気カム角センサＳＷ１４：エンジン１に取り付けられかつ、排気カムシャフトの回転角を計測する
ＥＧＲ差圧センサＳＷ１５：ＥＧＲ通路５２に配置されかつ、ＥＧＲ弁５４の上流及び下流の差圧を計測する
燃圧センサＳＷ１６：燃料供給システム６１のコモンレール６４に取り付けられかつ、インジェクタ６に供給する燃料の圧力を計測する
第３吸気温度センサＳＷ１７：サージタンク４２に取り付けられかつ、サージタンク４２内のガスの温度、換言すると燃焼室１７に導入される吸気の温度を計測する。 Air flow sensor SW1: Arranged downstream of the air cleaner 41 in the intake passage 40 and measuring the flow rate of fresh air flowing through the intake passage 40. First intake temperature sensor SW2: Arranged downstream of the air cleaner 41 in the intake passage 40. First pressure sensor SW3 for measuring the temperature of fresh air flowing through the intake passage 40: The supercharger 44 is located downstream of the connection position of the EGR passage 52 in the intake passage 40 and upstream of the supercharger 44. Second intake temperature sensor SW4 that measures the pressure of the gas flowing into the intake passage 40: It is located downstream of the supercharger 44 in the intake passage 40 and upstream of the connection position of the bypass passage 47, and flows out from the supercharger 44. Second pressure sensor SW5 for measuring gas temperature: attached to surge tank 42 and finger pressure sensor SW6 for measuring gas pressure downstream of supercharger 44: attached to cylinder head 13 corresponding to each cylinder 11. And, the pressure in each combustion chamber 17 is measured. Exhaust temperature sensor SW7: Arranged in the exhaust passage 50 and measures the temperature of the exhaust gas discharged from the combustion chamber 17. Linear O 2 sensor SW8: Upstream in the exhaust passage 50. Lambda O 2 sensor SW9, which is located upstream of the catalytic converter and measures the oxygen concentration in the exhaust gas, is located downstream of the ternary catalyst 511 in the upstream catalytic converter and measures the oxygen concentration in the exhaust gas. Water temperature sensor SW10: Attached to engine 1 and measures the temperature of cooling water Crank angle sensor SW11: Attached to engine 1 and measures the rotation angle of crank shaft 15 Accelerator opening sensor SW12: Attached to accelerator pedal mechanism Intake cam angle sensor SW13: attached to the engine 1 and measuring the rotation angle of the intake cam shaft Exhaust cam angle sensor SW14: attached to the engine 1 EGR differential pressure sensor SW15 for measuring the rotation angle of the exhaust cam shaft: EGR differential pressure sensor SW15: located in the EGR passage 52 and measuring the differential pressure upstream and downstream of the EGR valve 54 Fuel pressure sensor SW16: on the common rail 64 of the fuel supply system 61 Third intake temperature sensor SW17 that is attached and measures the pressure of the fuel supplied to the injector 6: The temperature of the gas that is attached to the surge tank 42 and is introduced into the combustion chamber 17, in other words, the intake that is introduced into the combustion chamber 17. Measure the temperature.

ＥＣＵ１０は、これらのセンサＳＷ１〜ＳＷ１７の信号に基づいて、エンジン１の運転状態を判断すると共に、予め定められている制御ロジックに従って、各デバイスの制御量を演算する。制御ロジックは、メモリ１０２に記憶されている。制御ロジックは、メモリ１０２に記憶しているマップを用いて、目標量及び／又は制御量を演算することを含む。 The ECU 10 determines the operating state of the engine 1 based on the signals of the sensors SW1 to SW17, and calculates the control amount of each device according to a predetermined control logic. The control logic is stored in the memory 102. The control logic includes calculating a target amount and / or a control amount using a map stored in the memory 102.

ＥＣＵ１０は、演算をした制御量に係る電気信号を、インジェクタ６、点火プラグ２５、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３、排気電動Ｓ−ＶＴ２４、燃料供給システム６１、スロットル弁４３、ＥＧＲ弁５４、過給機４４の電磁クラッチ４５、エアバイパス弁４８、及び、スワールコントロール弁５６に出力する。 The ECU 10 outputs an electric signal related to the calculated control amount to the injector 6, the spark plug 25, the intake electric S-VT23, the exhaust electric S-VT24, the fuel supply system 61, the throttle valve 43, the EGR valve 54, and the supercharger 44. Outputs to the electromagnetic clutch 45, the air bypass valve 48, and the swirl control valve 56.

例えば、ＥＣＵ１０は、アクセル開度センサＳＷ１２の信号とマップとに基づいて、エンジン１の目標トルクを設定すると共に、目標過給圧を決定する。そして、ＥＣＵ１０は、目標過給圧と、第１圧力センサＳＷ３及び第２圧力センサＳＷ５の信号から得られる過給機４４の前後差圧とに基づいて、エアバイパス弁４８の開度を調節するフィードバック制御を行うことにより、過給圧が目標過給圧となるようにする。 For example, the ECU 10 sets the target torque of the engine 1 and determines the target boost pressure based on the signal of the accelerator opening sensor SW12 and the map. Then, the ECU 10 adjusts the opening degree of the air bypass valve 48 based on the target boost pressure and the front-rear differential pressure of the supercharger 44 obtained from the signals of the first pressure sensor SW3 and the second pressure sensor SW5. By performing feedback control, the supercharging pressure becomes the target supercharging pressure.

また、ＥＣＵ１０は、エンジン１の運転状態とマップとに基づいて目標ＥＧＲ率（つまり、燃焼室１７の中の全ガスに対するＥＧＲガスの比率）を設定する。そして、ＥＣＵ１０は、目標ＥＧＲ率とアクセル開度センサＳＷ１２の信号に基づく吸入空気量とに基づき目標ＥＧＲガス量を決定すると共に、ＥＧＲ差圧センサＳＷ１５の信号から得られるＥＧＲ弁５４の前後差圧に基づいてＥＧＲ弁５４の開度を調節するフィードバック制御を行うことにより、燃焼室１７の中に導入する外部ＥＧＲガス量が目標ＥＧＲガス量となるようにする。 Further, the ECU 10 sets a target EGR ratio (that is, a ratio of EGR gas to all gas in the combustion chamber 17) based on the operating state of the engine 1 and the map. Then, the ECU 10 determines the target EGR gas amount based on the target EGR rate and the intake air amount based on the signal of the accelerator opening sensor SW12, and the front-rear differential pressure of the EGR valve 54 obtained from the signal of the EGR differential pressure sensor SW15. By performing feedback control for adjusting the opening degree of the EGR valve 54 based on the above, the amount of external EGR gas introduced into the combustion chamber 17 is set to the target EGR gas amount.

さらに、ＥＣＵ１０は、所定の制御条件が成立しているときに空燃比フィードバック制御を実行する。具体的にＥＣＵ１０は、リニアＯ２センサＳＷ８、及び、ラムダＯ２センサＳＷ９が計測した排気中の酸素濃度に基づいて、混合気の空燃比が所望の値となるように、インジェクタ６の燃料噴射量を調節する。 Further, the ECU 10 executes the air-fuel ratio feedback control when a predetermined control condition is satisfied. Specifically ECU10 includes a linear O 2 sensor SW8, and, based on the oxygen concentration in the exhaust gas lambda O 2 sensor SW9 is measured, so that the air-fuel ratio of the mixture has a desired value, the fuel injection of the injector 6 Adjust the amount.

尚、その他のＥＣＵ１０によるエンジン１の制御の詳細は、後述する。 The details of the control of the engine 1 by the other ECU 10 will be described later.

（ＳＰＣＣＩ燃焼のコンセプト）
エンジン１は、燃費の向上及び排出ガス性能の向上を主目的として、所定の運転状態のときに、圧縮自己着火による燃焼を行う。自己着火による燃焼は、圧縮開始前の燃焼室１７の中の温度がばらつくと、自己着火のタイミングが大きく変化する。そこで、エンジン１は、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とを組み合わせたＳＰＣＣＩ燃焼を行う。 (SPCCI combustion concept)
The engine 1 performs combustion by compression self-ignition under a predetermined operating state for the main purpose of improving fuel efficiency and exhaust gas performance. In combustion by self-ignition, when the temperature in the combustion chamber 17 before the start of compression fluctuates, the timing of self-ignition changes significantly. Therefore, the engine 1 performs SPCCI combustion that combines SI combustion and CI combustion.

ＳＰＣＣＩ燃焼は、点火プラグ２５が、燃焼室１７の中の混合気に強制的に点火をすることによって、混合気が火炎伝播によりＳＩ燃焼をすると共に、ＳＩ燃焼の発熱により燃焼室１７の中の温度が高くなりかつ、火炎伝播により燃焼室１７の中の圧力が上昇することによって、未燃混合気が自己着火によるＣＩ燃焼をする形態である。 In SPCCI combustion, the ignition plug 25 forcibly ignites the air-fuel mixture in the combustion chamber 17, so that the air-fuel mixture undergoes SI combustion by flame propagation, and the heat generated by SI combustion causes SI combustion in the combustion chamber 17. This is a form in which the unburned air-fuel mixture undergoes CI combustion by self-ignition as the temperature rises and the pressure in the combustion chamber 17 rises due to flame propagation.

ＳＩ燃焼の発熱量を調節することによって、圧縮開始前の燃焼室１７の中の温度のばらつきを吸収することができる。ＥＣＵ１０が点火タイミングを調節することによって、混合気を目標のタイミングで自己着火させることができる。 By adjusting the calorific value of SI combustion, it is possible to absorb the variation in temperature in the combustion chamber 17 before the start of compression. By adjusting the ignition timing by the ECU 10, the air-fuel mixture can be self-ignited at the target timing.

ＳＰＣＣＩ燃焼において、ＳＩ燃焼時の熱発生は、ＣＩ燃焼時の熱発生よりも穏やかである。ＳＰＣＣＩ燃焼における熱発生率の波形は、図５に例示するように、立ち上がりの傾きが、ＣＩ燃焼の波形における立ち上がりの傾きよりも小さくなる。また、燃焼室１７の中における圧力変動（ｄｐ／ｄθ）も、ＳＩ燃焼時は、ＣＩ燃焼時よりも穏やかになる。 In SPCCI combustion, the heat generation during SI combustion is milder than the heat generation during CI combustion. As illustrated in FIG. 5, the waveform of the heat generation rate in SPCCI combustion has a rising slope smaller than the rising slope in the CI combustion waveform. Further, the pressure fluctuation (dp / dθ) in the combustion chamber 17 is also gentler during SI combustion than during CI combustion.

ＳＩ燃焼の開始後、未燃混合気が自己着火すると、自己着火のタイミングで、熱発生率の波形の傾きが、小から大へと変化する場合がある。熱発生率の波形は、ＣＩ燃焼が開始するタイミングで、変曲点Ｘを有する場合がある。 When the unburned air-fuel mixture self-ignites after the start of SI combustion, the slope of the waveform of the heat generation rate may change from small to large at the timing of self-ignition. The waveform of the heat generation rate may have an inflection point X at the timing when CI combustion starts.

ＣＩ燃焼の開始後は、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とが並行して行われる。ＣＩ燃焼は、ＳＩ燃焼よりも熱発生が大きいため、熱発生率は相対的に大きくなる。しかし、ＣＩ燃焼は、圧縮上死点後に行われるため、熱発生率の波形の傾きが大きくなりすぎることが回避される。ＣＩ燃焼時の圧力変動（ｄｐ／ｄθ）も、比較的穏やかになる。 After the start of CI combustion, SI combustion and CI combustion are performed in parallel. Since CI combustion generates more heat than SI combustion, the heat generation rate is relatively large. However, since the CI combustion is performed after the compression top dead center, it is avoided that the slope of the waveform of the heat generation rate becomes too large. The pressure fluctuation (dp / dθ) during CI combustion is also relatively gentle.

圧力変動（ｄｐ／ｄθ）は、燃焼騒音を表す指標として用いることができる。前述の通りＳＰＣＣＩ燃焼は、圧力変動（ｄｐ／ｄθ）を小さくすることができるため、燃焼騒音が大きくなりすぎることを回避することが可能になる。エンジン１の燃焼騒音は、許容レベル以下に抑えられる。 The pressure fluctuation (dp / dθ) can be used as an index representing the combustion noise. As described above, in SPCCI combustion, the pressure fluctuation (dp / dθ) can be reduced, so that it is possible to avoid the combustion noise becoming too large. The combustion noise of the engine 1 is suppressed to an allowable level or less.

ＣＩ燃焼が終了することによって、ＳＰＣＣＩ燃焼が終了する。ＣＩ燃焼は、ＳＩ燃焼に比べて、燃焼期間が短い。ＳＰＣＣＩ燃焼は、ＳＩ燃焼よりも、燃焼終了時期が早まる。 When the CI combustion ends, the SPCCI combustion ends. CI combustion has a shorter combustion period than SI combustion. SPCCI combustion has an earlier combustion end time than SI combustion.

ＳＰＣＣＩ燃焼の熱発生率波形は、ＳＩ燃焼によって形成された第１熱発生率部ＱＳＩと、ＣＩ燃焼によって形成された第２熱発生率部ＱＣＩと、が、この順番に連続するように形成されている。 In the heat generation rate waveform of SPCCI combustion, the first heat generation rate part Q SI formed by SI combustion and the second heat generation rate part Q CI formed by CI combustion are continuous in this order. It is formed.

ここで、ＳＰＣＣＩ燃焼の特性を示すパラメータとして、ＳＩ率を定義する。ＳＩ率は、ＳＰＣＣＩ燃焼により発生した全熱量に対し、ＳＩ燃焼により発生した熱量の割合に関係する指標と定義する。ＳＩ率は、燃焼形態の相違する二つの燃焼によって発生する熱量比率である。ＳＩ率が高いと、ＳＩ燃焼の割合が高く、ＳＩ率が低いと、ＣＩ燃焼の割合が高い。ＳＩ率は、ＣＩ燃焼により発生した熱量に対するＳＩ燃焼により発生した熱量の比率と定義してもよい。つまり、図５に示す波形８０１においてＳＩ率＝（ＳＩ燃焼の面積：ＱＳＩ）／（ＣＩ燃焼の面積：ＱＣＩ）である。 Here, the SI rate is defined as a parameter indicating the characteristics of SPCCI combustion. The SI rate is defined as an index related to the ratio of the amount of heat generated by SI combustion to the total amount of heat generated by SPCCI combustion. The SI rate is the ratio of the amount of heat generated by two combustions having different combustion forms. When the SI rate is high, the rate of SI combustion is high, and when the SI rate is low, the rate of CI combustion is high. The SI rate may be defined as the ratio of the amount of heat generated by SI combustion to the amount of heat generated by CI combustion. That is, in the waveform 801 shown in FIG. 5, SI rate = (SI combustion area: Q SI ) / (CI combustion area: Q CI ).

エンジン１は、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うときに、燃焼室１７内に強いスワール流を発生させる。強いスワール流とは、例えば４以上のスワール比を有する流れと定義してもよい。スワール比は、吸気流横方向角速度をバルブリフト毎に測定して積分した値を、エンジン角速度で除した値と定義することができる。吸気流横方向角速度は、図示を省略するが、公知のリグ試験装置を用いた測定に基づいて、求めることができる。 When the engine 1 performs SPCCI combustion, a strong swirl flow is generated in the combustion chamber 17. A strong swirl flow may be defined as, for example, a flow having a swirl ratio of 4 or more. The swirl ratio can be defined as a value obtained by dividing the value obtained by measuring and integrating the intake flow lateral angular velocity for each valve lift by the engine angular velocity. Although not shown, the intake flow lateral angular velocity can be determined based on a measurement using a known rig test device.

燃焼室１７内に強いスワール流を発生させると、燃焼室１７の外周部は強いスワール流れとなる一方、中央部のスワール流は相対的に弱くなる。中央部と外周部との境界における速度勾配に起因する渦流によって、中央部は、乱流エネルギが高くなる。点火プラグ２５が中央部の混合気に点火をすると、ＳＩ燃焼は高い乱流エネルギによって、燃焼速度が高くなる。 When a strong swirl flow is generated in the combustion chamber 17, the outer peripheral portion of the combustion chamber 17 becomes a strong swirl flow, while the swirl flow in the central portion becomes relatively weak. Due to the vortex flow caused by the velocity gradient at the boundary between the central portion and the outer peripheral portion, the turbulent energy becomes high in the central portion. When the spark plug 25 ignites the air-fuel mixture in the central portion, the combustion speed of SI combustion becomes high due to the high turbulent energy.

ＳＩ燃焼の火炎は、燃焼室１７内の強いスワール流れに乗って、周方向に伝播する。ＣＩ燃焼は、燃焼室１７における外周部から中央部においてＣＩ燃焼が行われる。 The flame of SI combustion rides on a strong swirl flow in the combustion chamber 17 and propagates in the circumferential direction. In the CI combustion, CI combustion is performed from the outer peripheral portion to the central portion in the combustion chamber 17.

燃焼室１７の中に強いスワール流を発生させると、ＣＩ燃焼の開始までにＳＩ燃焼を十分に行うことができる。燃焼騒音の発生を抑制することができると共に、サイクル間におけるトルクのばらつきを抑制することができる。 When a strong swirl flow is generated in the combustion chamber 17, SI combustion can be sufficiently performed before the start of CI combustion. It is possible to suppress the generation of combustion noise and the variation in torque between cycles.

（エンジンの運転領域）
図６及び図７は、エンジン１の制御に係るマップを例示している。マップは、ＥＣＵ１０のメモリ１０２に記憶されている。マップは、三種類のマップ５０１、マップ５０２、マップ５０３を含んでいる。ＥＣＵ１０は、燃焼室１７の壁温及び吸気の温度それぞれの高低に応じて、三種類のマップ５０１、５０２、５０３の中から選択したマップを、エンジン１の制御に用いる。尚、三種類のマップ５０１、５０２、５０３の選択についての詳細は、後述する。 (Engine operating area)
6 and 7 illustrate a map related to the control of the engine 1. The map is stored in the memory 102 of the ECU 10. The map includes three types of maps 501, 502, and 503. The ECU 10 uses a map selected from three types of maps 501, 502, and 503 according to the height of the wall temperature of the combustion chamber 17 and the temperature of the intake air for controlling the engine 1. Details of the selection of the three types of maps 501, 502, and 503 will be described later.

第一マップ５０１は、エンジン１の温間時のマップである。第二マップ５０２は、エンジン１の半暖機時のマップである。第三マップ５０３は、エンジン１の冷間時のマップである。 The first map 501 is a warm map of the engine 1. The second map 502 is a map when the engine 1 is semi-warm up. The third map 503 is a cold map of the engine 1.

各マップ５０１、５０２、５０３は、エンジン１の負荷及び回転数によって規定されている。第一マップ５０１は、負荷の高低及び回転数の高低に対し、大別して三つの領域に分かれる。具体的に、三つの領域は、アイドル運転を含みかつ、低回転及び中回転の領域に広がる低負荷領域Ａ１、低負荷領域Ａ１よりも負荷が高い中高負荷領域Ａ２、Ａ３、Ａ４、及び、低負荷領域Ａ１、中高負荷領域Ａ２、Ａ３、Ａ４よりも回転数の高い高回転領域Ａ５である。中高負荷領域Ａ２、Ａ３、Ａ４はまた、中負荷領域Ａ２と、中負荷領域Ａ２よりも負荷が高い高負荷中回転領域Ａ３と、高負荷中回転領域Ａ３よりも回転数の低い高負荷低回転領域Ａ４とに分かれる。 Each map 501, 502, 503 is defined by the load and the number of revolutions of the engine 1. The first map 501 is roughly divided into three regions according to the height of the load and the height of the rotation speed. Specifically, the three regions include a low load region A1 that includes idle operation and extends to a low rotation and medium rotation region, a medium and high load region A2, A3, A4, and a low load region that have a higher load than the low load region A1. It is a high rotation region A5 having a higher rotation speed than the load region A1, the medium and high load regions A2, A3, and A4. The medium-high load regions A2, A3, and A4 also have a medium-load region A2, a high-load medium-rotation region A3 having a higher load than the medium-load region A2, and a high-load low-rotation region having a lower rotation speed than the high-load medium-rotation region A3. It is divided into area A4.

第二マップ５０２は、大別して二つの領域に分かれる。具体的に、二つの領域は、低中回転領域Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、及び、低中回転領域Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３よりも回転数の高い高回転領域Ｂ４である。低中回転領域Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３はまた、前記低負荷領域Ａ１及び中負荷領域Ａ２に相当する低中負荷領域Ｂ１と、高負荷中回転領域Ｂ２と、高負荷低回転領域Ｂ３とに分かれる。 The second map 502 is roughly divided into two regions. Specifically, the two regions are the low / medium rotation regions B1, B2, B3, and the high rotation region B4, which has a higher rotation speed than the low / medium rotation regions B1, B2, and B3. The low and medium rotation regions B1, B2, and B3 are also divided into a low and medium load region B1 corresponding to the low load region A1 and the medium load region A2, a high load medium rotation region B2, and a high load low rotation region B3.

第三マップ５０３は、複数の領域に分かれておらず、一つの領域Ｃ１のみを有している。 The third map 503 is not divided into a plurality of regions, and has only one region C1.

ここで、低回転領域、中回転領域、及び、高回転領域はそれぞれ、エンジン１の全運転領域を回転数方向に、低回転領域、中回転領域及び高回転領域の略三等分にしたときの、低回転領域、中回転領域、及び、高回転領域としてもよい。図６及び図７の例では、回転数Ｎ１未満を低回転、回転数Ｎ２以上を高回転、回転数Ｎ１以上Ｎ２未満を中回転としている。回転数Ｎ１は、例えば１２００ｒｐｍ程度、回転数Ｎ２は、例えば４０００ｒｐｍ程度としてもよい。 Here, in the low rotation region, the medium rotation region, and the high rotation region, when the entire operation region of the engine 1 is divided into substantially three equal parts of the low rotation region, the medium rotation region, and the high rotation region in the rotation speed direction, respectively. It may be a low rotation region, a medium rotation region, and a high rotation region. In the examples of FIGS. 6 and 7, a rotation speed of less than N1 is defined as a low rotation speed, a rotation speed of N2 or more is defined as a high rotation speed, and a rotation speed of N1 or more and less than N2 is defined as a medium rotation speed. The rotation speed N1 may be, for example, about 1200 rpm, and the rotation speed N2 may be, for example, about 4000 rpm.

また、低負荷領域は、軽負荷の運転状態を含む領域、高負荷領域は、全開負荷の運転状態を含む領域、中負荷は、低負荷領域と高負荷領域との間の領域としてもよい。また、低負荷領域、中負荷領域、及び、高負荷領域はそれぞれ、エンジン１の全運転領域を負荷方向に、低負荷領域、中負荷領域及び高負荷領域の略三等分にしたときの、低負荷領域、中負荷領域、及び、高負荷領域としてもよい。 Further, the low load region may be a region including a light load operating state, the high load region may be a region including a fully open load operating state, and the medium load may be a region between the low load region and the high load region. Further, in the low load region, the medium load region, and the high load region, when the entire operating region of the engine 1 is divided into approximately three equal parts of the low load region, the medium load region, and the high load region in the load direction, respectively. It may be a low load region, a medium load region, and a high load region.

図６のマップ５０１、５０２、５０３はそれぞれ、各領域における混合気の状態及び燃焼形態を示している。図７のマップ５０４は、第一マップ５０１に相当し、当該マップにおける、各領域における混合気の状態及び燃焼形態と、各領域におけるスワールコントロール弁５６の開度と、過給機４４の駆動領域及び非駆動領域と、を示している。エンジン１は、低負荷領域Ａ１、中負荷領域Ａ２、高負荷中回転領域Ａ３、及び、高負荷低回転領域Ａ４、並びに、低中負荷領域Ｂ１、高負荷中回転領域Ｂ２、及び、高負荷低回転領域Ｂ３において、ＳＰＣＣＩ燃焼を行う。エンジン１はまた、それ以外の領域、具体的には、高回転領域Ａ５、高回転領域Ｂ４、及び、領域Ｃ１においては、ＳＩ燃焼を行う。 Maps 501, 502, and 503 of FIG. 6 show the state of the air-fuel mixture and the combustion mode in each region, respectively. Map 504 of FIG. 7 corresponds to the first map 501, and in the map, the state and combustion mode of the air-fuel mixture in each region, the opening degree of the swirl control valve 56 in each region, and the drive region of the turbocharger 44. And the non-driving region. The engine 1 includes a low load region A1, a medium load region A2, a high load medium rotation region A3, a high load low rotation region A4, a low medium load region B1, a high load medium rotation region B2, and a high load low. SPCCI combustion is performed in the rotation region B3. The engine 1 also performs SI combustion in other regions, specifically, the high rotation region A5, the high rotation region B4, and the region C1.

（各領域におけるエンジンの運転）
以下、図７のマップ５０４の各領域におけるエンジン１の運転について、図８に示す燃料噴射時期及び点火時期を参照しながら詳細に説明をする。図８の横軸は、クランク角である。尚、図８における符号６０１、６０２、６０３、６０４、６０５及び６０６はそれぞれ、図７のマップ５０４における符号６０１、６０２、６０３、６０４、６０５及び６０６によって示すエンジン１の運転状態に対応する。 (Engine operation in each area)
Hereinafter, the operation of the engine 1 in each region of the map 504 of FIG. 7 will be described in detail with reference to the fuel injection timing and the ignition timing shown in FIG. The horizontal axis of FIG. 8 is the crank angle. Reference numerals 601 and 602, 603, 604, 605 and 606 in FIG. 8 correspond to the operating states of the engine 1 indicated by reference numerals 601, 602, 603, 604, 605 and 606 in the map 504 of FIG. 7, respectively.

（低負荷領域）
エンジン１が低負荷領域Ａ１において運転しているときに、エンジン１は、ＳＰＣＣＩ燃焼を行う。 (Low load area)
When the engine 1 is operating in the low load region A1, the engine 1 performs SPCCI combustion.

図８の符号６０１は、エンジン１が低負荷領域Ａ１における運転状態６０１にて運転しているときの燃料噴射時期（符号６０１１、６０１２）及び点火時期（符号６０１３）、並びに、燃焼波形（つまり、クランク角に対する熱発生率の変化を示す波形、符号６０１４）を示している。符号６０２は、エンジン１が低負荷領域Ａ１における運転状態６０２にて運転しているときの燃料噴射時期（符号６０２１、６０２２）及び点火時期（符号６０２３）、並びに、燃焼波形（符号６０２４）を示し、符号６０３は、エンジン１が低負荷領域Ａ１における運転状態６０３にて運転しているときの燃料噴射時期（符号６０３１、６０３２）及び点火時期（符号６０３３）、並びに、燃焼波形（符号６０３４）を示している。運転状態６０１、６０２、６０３は、エンジン１の回転数が同じでかつ、負荷が相違する。運転状態６０１が、最も負荷が低く（つまり、軽負荷）、運転状態６０２が、次に負荷が低く（つまり、低負荷）、運転状態６０３が、この中では負荷が最も高い。 Reference numeral 601 in FIG. 8 indicates the fuel injection timing (reference numerals 6011 and 6012) and the ignition timing (reference numeral 6013) when the engine 1 is operating in the operating state 601 in the low load region A1, and the combustion waveform (that is, reference numeral 6013). A waveform showing the change in the heat generation rate with respect to the crank angle, reference numeral 6014) is shown. Reference numeral 602 indicates a fuel injection timing (reference numeral 6021, 6022) and an ignition timing (reference numeral 6023), and a combustion waveform (reference numeral 6024) when the engine 1 is operating in the operating state 602 in the low load region A1. , Reference numeral 603 indicates the fuel injection timing (reference numeral 6031, 6032) and ignition timing (reference numeral 6033), and the combustion waveform (reference numeral 6034) when the engine 1 is operating in the operating state 603 in the low load region A1. Shown. In the operating states 601, 602, and 603, the rotation speed of the engine 1 is the same and the load is different. The operating state 601 has the lowest load (ie, light load), the operating state 602 has the next lowest load (ie, low load), and the operating state 603 has the highest load.

エンジン１の燃費性能を向上させるために、ＥＧＲシステム５５は、燃焼室１７の中にＥＧＲガスを導入する。具体的に、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４は、排気上死点付近において、吸気弁２１及び排気弁２２の両方を開弁するポジティブオーバーラップ期間を設ける。燃焼室１７から吸気ポート１８及び排気ポート１９に排出した排気ガスの一部は、燃焼室１７の中に再導入される。燃焼室１７の中に熱い排気ガスを導入するため、燃焼室１７の中の温度が高くなる。ＳＰＣＣＩ燃焼の安定化に有利になる。尚、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４は、吸気弁２１及び排気弁２２の両方を閉弁するネガティブオーバーラップ期間を設けてもよい。 In order to improve the fuel efficiency of the engine 1, the EGR system 55 introduces EGR gas into the combustion chamber 17. Specifically, the intake electric S-VT23 and the exhaust electric S-VT24 provide a positive overlap period in which both the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are opened near the exhaust top dead center. A part of the exhaust gas discharged from the combustion chamber 17 to the intake port 18 and the exhaust port 19 is reintroduced into the combustion chamber 17. Since the hot exhaust gas is introduced into the combustion chamber 17, the temperature inside the combustion chamber 17 becomes high. It is advantageous for stabilizing SPCCI combustion. The intake electric S-VT23 and the exhaust electric S-VT24 may be provided with a negative overlap period in which both the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are closed.

また、スワール発生部は、燃焼室１７の中に、強いスワール流を形成する。スワール比は、例えば４以上である。スワールコントロール弁５６は、全閉又は閉じ側の所定の開度である。前述したように、吸気ポート１８はタンブルポートであるため、燃焼室１７の中には、タンブル成分とスワール成分とを有する斜めスワール流が形成される。 Further, the swirl generating portion forms a strong swirl flow in the combustion chamber 17. The swirl ratio is, for example, 4 or more. The swirl control valve 56 has a predetermined opening degree on the fully closed or closed side. As described above, since the intake port 18 is a tumble port, an oblique swirl flow having a tumble component and a swirl component is formed in the combustion chamber 17.

インジェクタ６は、吸気行程中に、燃料を複数回、燃焼室１７の中に噴射する（符号６０１１、６０１２、６０２１、６０２２、６０３１、６０３２）。複数回の燃料噴射と、燃焼室１７の中のスワール流とによって、混合気は成層化する。 The injector 6 injects fuel into the combustion chamber 17 multiple times during the intake stroke (reference numerals 6011, 6012, 6021, 6022, 6031, 6032). The air-fuel mixture is stratified by a plurality of fuel injections and a swirl flow in the combustion chamber 17.

燃焼室１７の中央部における混合気の燃料濃度は、外周部の燃料濃度よりも濃い。具体的に、中央部の混合気のＡ／Ｆは、２０以上３０以下であり、外周部の混合気のＡ／Ｆは、３５以上である。尚、空燃比の値は、点火時における空燃比の値であり、以下の説明においても同じである。点火プラグ２５に近い混合気のＡ／Ｆを２０以上３０以下にすることにより、ＳＩ燃焼時のＲａｗＮＯｘの発生を抑制することができる。また、外周部の混合気のＡ／Ｆを３５以上にすることで、ＣＩ燃焼が安定化する。 The fuel concentration of the air-fuel mixture in the central portion of the combustion chamber 17 is higher than the fuel concentration in the outer peripheral portion. Specifically, the A / F of the air-fuel mixture in the central portion is 20 or more and 30 or less, and the A / F of the air-fuel mixture in the outer peripheral portion is 35 or more. The value of the air-fuel ratio is the value of the air-fuel ratio at the time of ignition, and is the same in the following description. By setting the A / F of the air-fuel mixture close to the spark plug 25 to 20 or more and 30 or less, it is possible to suppress the generation of RawNOx during SI combustion. Further, by setting the A / F of the air-fuel mixture on the outer peripheral portion to 35 or more, CI combustion is stabilized.

混合気の空燃比（Ａ／Ｆ）は、燃焼室１７の全体において理論空燃比よりもリーンである（つまり、空気過剰率λ＞１）。より詳細に、燃焼室１７の全体において混合気のＡ／Ｆは３０以上である。こうすることで、ＲａｗＮＯｘの発生を抑制することができ、排出ガス性能を向上させることができる。 The air-fuel ratio (A / F) of the air-fuel mixture is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio in the entire combustion chamber 17 (that is, the excess air ratio λ> 1). More specifically, the A / F of the air-fuel mixture is 30 or more in the entire combustion chamber 17. By doing so, it is possible to suppress the generation of RawNOx and improve the exhaust gas performance.

エンジン１の負荷が低いとき（つまり、運転状態６０１のとき）に、インジェクタ６は、吸気行程の前半に、第一噴射６０１１を行い、吸気行程の後半に、第二噴射６０１２を行う。吸気行程の前半は、吸気行程を前半と後半とに二等分したときの前半、吸気行程の後半は、吸気行程を二等分したときの後半としてもよい。また、第一噴射６０１１と第二噴射６０１２との噴射量比は、例えば９：１としてもよい。 When the load of the engine 1 is low (that is, when the operating state is 601), the injector 6 performs the first injection 6011 in the first half of the intake stroke and the second injection 6012 in the latter half of the intake stroke. The first half of the intake stroke may be the first half when the intake stroke is bisected into the first half and the second half, and the second half of the intake stroke may be the second half when the intake stroke is bisected. Further, the injection amount ratio between the first injection 6011 and the second injection 6012 may be, for example, 9: 1.

エンジン１の負荷が高い運転状態６０２のときに、インジェクタ６は、吸気行程の後半に行う第二噴射６０２２を、運転状態６０１の第二噴射６０１２よりも進角したタイミングで開始する。第二噴射６０２２を進角することによって、燃焼室１７内の混合気は均質に近づく。第一噴射６０２１と第二噴射６０２２との噴射量比は、例えば７：３〜８：２としてもよい。 When the load of the engine 1 is high in the operating state 602, the injector 6 starts the second injection 6022 performed in the latter half of the intake stroke at a timing advanced from the second injection 6012 in the operating state 601. By advancing the second injection 6022, the air-fuel mixture in the combustion chamber 17 approaches homogeneity. The injection amount ratio between the first injection 6021 and the second injection 6022 may be, for example, 7: 3 to 8: 2.

エンジン１の負荷がさらに高い運転状態６０３のときに、インジェクタ６は、吸気行程の後半に行う第二噴射６０３２を、運転状態６０２の第二噴射６０２２よりもさらに進角したタイミングで開始する。第二噴射６０３２をさらに進角することによって、燃焼室１７内の混合気は均質にさらに近づく。第一噴射６０３１と第二噴射６０３２との噴射量比は、例えば６：４としてもよい。 When the load of the engine 1 is higher in the operating state 603, the injector 6 starts the second injection 6032 performed in the latter half of the intake stroke at a timing further advanced than the second injection 6022 in the operating state 602. By further advancing the second injection 6032, the air-fuel mixture in the combustion chamber 17 becomes more homogeneous. The injection amount ratio between the first injection 6031 and the second injection 6032 may be, for example, 6: 4.

燃料噴射の終了後、圧縮上死点前の所定のタイミングで、点火プラグ２５は、燃焼室１７の中央部の混合気に点火をする（符号６０１３、６０２３、６０３３）。点火タイミングは、圧縮行程の終期としてもよい。圧縮行程の終期は、圧縮行程を、初期、中期、及び終期に三等分したときの終期としてもよい。 After the fuel injection is completed, the spark plug 25 ignites the air-fuel mixture in the central portion of the combustion chamber 17 at a predetermined timing before the compression top dead center (reference numerals 6013, 6023, 6033). The ignition timing may be the end of the compression stroke. The end of the compression stroke may be the end of the compression stroke when it is divided into three equal parts: early, middle, and final.

前述したように、中央部の混合気は燃料濃度が相対的に高いため、着火性が向上すると共に、火炎伝播によるＳＩ燃焼が安定化する。ＳＩ燃焼が安定化することによって、適切なタイミングで、ＣＩ燃焼が開始する。ＳＰＣＣＩ燃焼において、ＣＩ燃焼のコントロール性が向上する。燃焼騒音の発生が抑制される。また、混合気のＡ／Ｆを理論空燃比よりもリーンにしてＳＰＣＣＩ燃焼を行うことによって、エンジン１の燃費性能を、大幅に向上させることができる。尚、低負荷領域Ａ１は、後述するレイヤ３に対応する。レイヤ３は、軽負荷運転領域まで広がっていると共に、最低負荷運転状態を含んでいる。 As described above, since the air-fuel mixture in the central portion has a relatively high fuel concentration, the ignitability is improved and SI combustion due to flame propagation is stabilized. By stabilizing SI combustion, CI combustion starts at an appropriate timing. In SPCCI combustion, the controllability of CI combustion is improved. The generation of combustion noise is suppressed. Further, the fuel efficiency of the engine 1 can be significantly improved by performing SPCCI combustion with the A / F of the air-fuel mixture leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. The low load region A1 corresponds to layer 3 described later. Layer 3 extends to the light load operating area and includes the minimum load operating state.

（中高負荷領域）
エンジン１が中高負荷領域において運転しているときも、エンジン１は、低負荷領域と同様に、ＳＰＣＣＩ燃焼を行う。 (Medium and high load area)
Even when the engine 1 is operating in the medium-high load region, the engine 1 performs SPCCI combustion as in the low-load region.

図８の符号６０４は、エンジン１が中高負荷領域の中でも、中負荷領域Ａ２における運転状態６０４にて運転しているときの燃料噴射時期（符号６０４１、６０４２）及び点火時期（符号６０４３）、並びに、燃焼波形（符号６０４４）を示している。符号６０５は、エンジン１が高負荷低回転領域Ａ４における運転状態６０５にて運転しているときの燃料噴射時期（符号６０５１）及び点火時期（符号６０５２）、並びに、燃焼波形（符号６０５３）を示している。 Reference numeral 604 in FIG. 8 indicates the fuel injection timing (reference numerals 6041 and 6042) and the ignition timing (reference numeral 6043) when the engine 1 is operating in the operating state 604 in the medium load region A2 even in the medium and high load region. , Combustion waveform (reference numeral 6044) is shown. Reference numeral 605 indicates a fuel injection timing (reference numeral 6051), an ignition timing (reference numeral 6052), and a combustion waveform (reference numeral 6053) when the engine 1 is operating in the operating state 605 in the high load low rotation region A4. ing.

ＥＧＲシステム５５は、燃焼室１７の中にＥＧＲガスを導入する。具体的に、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４は、排気上死点付近において、吸気弁２１及び排気弁２２の両方を開弁するポジティブオーバーラップ期間を設ける。内部ＥＧＲガスが、燃焼室１７の中に導入される。また、ＥＧＲシステム５５は、ＥＧＲ通路５２を通じて、ＥＧＲクーラー５３によって冷却した排気ガスを、燃焼室１７の中に導入する。つまり、内部ＥＧＲガスに比べて温度が低い外部ＥＧＲガスを、燃焼室１７の中に導入する。外部ＥＧＲガスは、燃焼室１７の中の温度を、適切な温度に調節する。ＥＧＲシステム５５は、エンジン１の負荷が高まるに従いＥＧＲガスの量を減らす。ＥＧＲシステム５５は、全開負荷において、内部ＥＧＲガス及び外部ＥＧＲガスを含むＥＧＲガスを、ゼロにしてもよい。 The EGR system 55 introduces EGR gas into the combustion chamber 17. Specifically, the intake electric S-VT23 and the exhaust electric S-VT24 provide a positive overlap period in which both the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are opened near the exhaust top dead center. The internal EGR gas is introduced into the combustion chamber 17. Further, the EGR system 55 introduces the exhaust gas cooled by the EGR cooler 53 into the combustion chamber 17 through the EGR passage 52. That is, the external EGR gas having a lower temperature than the internal EGR gas is introduced into the combustion chamber 17. The external EGR gas adjusts the temperature inside the combustion chamber 17 to an appropriate temperature. The EGR system 55 reduces the amount of EGR gas as the load on the engine 1 increases. The EGR system 55 may zero the EGR gas, including the internal EGR gas and the external EGR gas, at full throttle.

また、中高負荷領域Ａ２及び高負荷中回転領域Ａ３において、スワールコントロール弁５６は、全閉又は閉じ側の所定の開度である。燃焼室１７の中には、スワール比が４以上の、強いスワール流が形成される。一方、高負荷低回転領域Ａ４において、スワールコントロール弁５６は開である。 Further, in the medium-high load region A2 and the high-load medium rotation region A3, the swirl control valve 56 has a predetermined opening degree on the fully closed or closed side. A strong swirl flow having a swirl ratio of 4 or more is formed in the combustion chamber 17. On the other hand, in the high load low rotation region A4, the swirl control valve 56 is open.

混合気の空燃比（Ａ／Ｆ）は、燃焼室１７の全体において理論空燃比（Ａ／Ｆ≒１４．７）である。三元触媒５１１、５１３が、燃焼室１７から排出された排出ガスを浄化することによって、エンジン１の排出ガス性能は良好になる。混合気のＡ／Ｆは、三元触媒の浄化ウインドウの中に収まるようにすればよい。混合気の空気過剰率λは、１．０±０．２としてもよい。尚、エンジン１が、全開負荷（つまり、最高負荷）を含む高負荷中回転領域Ａ３において運転しているときには、混合気のＡ／Ｆは、燃焼室１７の全体において理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチにしてもよい（つまり、混合気の空気過剰率λは、λ≦１）。 The air-fuel ratio (A / F) of the air-fuel mixture is the theoretical air-fuel ratio (A / F≈14.7) in the entire combustion chamber 17. The three-way catalysts 511 and 513 purify the exhaust gas discharged from the combustion chamber 17, so that the exhaust gas performance of the engine 1 is improved. The A / F of the air-fuel mixture may be contained in the purification window of the three-way catalyst. The excess air ratio λ of the air-fuel mixture may be 1.0 ± 0.2. When the engine 1 is operating in the high load medium rotation region A3 including the fully open load (that is, the maximum load), the A / F of the air-fuel mixture is the stoichiometric air-fuel ratio or the stoichiometric air-fuel ratio in the entire combustion chamber 17. It may be richer than (that is, the air-fuel ratio λ of the air-fuel mixture is λ ≦ 1).

燃焼室１７内にＥＧＲガスを導入しているため、燃焼室１７の中の全ガスと燃料との重量比であるＧ／Ｆは理論空燃比よりもリーンになる。混合気のＧ／Ｆは１８以上にしてもよい。こうすることで、いわゆるノッキングの発生を回避することができる。Ｇ／Ｆは１８以上３０以下において設定してもよい。また、Ｇ／Ｆは１８以上５０以下において設定してもよい。 Since the EGR gas is introduced into the combustion chamber 17, the G / F, which is the weight ratio of the total gas in the combustion chamber 17 to the fuel, becomes leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. The G / F of the air-fuel mixture may be 18 or more. By doing so, it is possible to avoid the occurrence of so-called knocking. G / F may be set at 18 or more and 30 or less. Further, the G / F may be set at 18 or more and 50 or less.

エンジン１が運転状態６０４で運転するときに、インジェクタ６は、吸気行程中に、複数回の燃料噴射（符号６０４１、６０４２）を行う。インジェクタ６は、第一噴射６０４１を吸気行程の前半に行い、第二噴射６０４２を吸気行程の後半に行ってもよい。 When the engine 1 is operated in the operating state 604, the injector 6 performs a plurality of fuel injections (reference numerals 6041 and 6042) during the intake stroke. The injector 6 may perform the first injection 6041 in the first half of the intake stroke and the second injection 6042 in the second half of the intake stroke.

また、エンジン１が運転状態６０５で運転するときに、インジェクタ６は、吸気行程において燃料を噴射する（符号６０５１）。 Further, when the engine 1 is operated in the operating state 605, the injector 6 injects fuel in the intake stroke (reference numeral 6051).

点火プラグ２５は、燃料の噴射後、圧縮上死点付近の所定のタイミングで混合気に点火をする（符号６０４３、６０５２）。エンジン１が運転状態６０４で運転しているときに、点火プラグ２５は、圧縮上死点前に点火を行ってもよい（符号６０４３）。エンジン１が運転状態６０５で運転しているときに、点火プラグ２５は、圧縮上死点後に点火を行ってもよい（符号６０５２）。 After the fuel is injected, the spark plug 25 ignites the air-fuel mixture at a predetermined timing near the compression top dead center (reference numerals 6043 and 6052). When the engine 1 is operating in the operating state 604, the spark plug 25 may ignite before the compression top dead center (reference numeral 6043). When the engine 1 is operating in the operating state 605, the spark plug 25 may ignite after the compression top dead center (reference numeral 6052).

混合気のＡ／Ｆを理論空燃比にしてＳＰＣＣＩ燃焼を行うことによって、三元触媒５１１、５１３を利用して、燃焼室１７から排出された排出ガスを浄化することができる。また、ＥＧＲガスを燃焼室１７に導入して混合気を希釈化することによって、エンジン１の燃費性能が向上する。尚、中高負荷領域Ａ２、Ａ３、Ａ４は、後述するレイヤ２に対応する。レイヤ２は、高負荷領域まで広がっていると共に、最高負荷運転状態を含んでいる。 By performing SPCCI combustion with the A / F of the air-fuel mixture as the stoichiometric air-fuel ratio, the exhaust gas discharged from the combustion chamber 17 can be purified by using the three-way catalysts 511 and 513. Further, by introducing the EGR gas into the combustion chamber 17 to dilute the air-fuel mixture, the fuel efficiency performance of the engine 1 is improved. The medium and high load regions A2, A3, and A4 correspond to layer 2 described later. Layer 2 extends to the high load region and includes the maximum load operating state.

（過給機の動作）
ここで、図７のマップ５０４に示すように、低負荷領域Ａ１の一部、及び、中高負荷領域Ａ２の一部においては、過給機４４はオフである（Ｓ／Ｃ ＯＦＦ参照）。詳細には、低負荷領域Ａ１における低回転側の領域において、過給機４４はオフである。低負荷領域Ａ１における高回転側の領域においては、エンジン１の回転数が高くなることに対応して必要な吸気充填量を確保するために、過給機４４はオンである。また、中高負荷領域Ａ２における低負荷低回転側の一部の領域において、過給機４４はオフである。中高負荷領域Ａ２における高負荷側の領域においては、燃料噴射量が増えることに対応して必要な吸気充填量を確保するために、過給機４４はオンである。また、中高負荷領域Ａ２における高回転側の領域においても過給機４４はオンである。 (Operation of turbocharger)
Here, as shown in the map 504 of FIG. 7, the supercharger 44 is off in a part of the low load region A1 and a part of the medium-high load region A2 (see S / C OFF). Specifically, the supercharger 44 is off in the low rotation side region in the low load region A1. In the region on the high rotation speed side in the low load region A1, the supercharger 44 is turned on in order to secure the required intake air filling amount in response to the increase in the rotation speed of the engine 1. Further, the supercharger 44 is off in a part of the low load low rotation side in the medium / high load region A2. In the region on the high load side in the medium-high load region A2, the supercharger 44 is turned on in order to secure the required intake air filling amount in response to the increase in the fuel injection amount. Further, the supercharger 44 is also on in the region on the high rotation side in the medium-high load region A2.

尚、高負荷中回転領域Ａ３、高負荷低回転領域Ａ４、及び、高回転領域Ａ５の各領域においては、その全域において過給機４４がオンである（Ｓ／Ｃ ＯＮ参照）。 In each region of the high load medium rotation region A3, the high load low rotation region A4, and the high rotation region A5, the supercharger 44 is turned on in the entire area (see S / C ON).

（高回転領域）
エンジン１の回転数が高いと、クランク角が１°変化するのに要する時間が短くなる。燃焼室１７内において混合気を成層化することが困難になる。エンジン１の回転数が高くなると、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うことが困難になる。 (High rotation area)
When the number of revolutions of the engine 1 is high, the time required for the crank angle to change by 1 ° becomes short. It becomes difficult to stratify the air-fuel mixture in the combustion chamber 17. When the number of revolutions of the engine 1 becomes high, it becomes difficult to perform SPCCI combustion.

そこで、エンジン１が高回転領域Ａ５において運転しているときに、エンジン１は、ＳＰＣＣＩ燃焼ではなく、ＳＩ燃焼を行う。尚、高回転領域Ａ５は、低負荷から高負荷まで負荷方向の全域に広がっている。 Therefore, when the engine 1 is operating in the high rotation speed region A5, the engine 1 performs SI combustion instead of SPCCI combustion. The high rotation region A5 extends over the entire load direction from low load to high load.

図８の符号６０６は、エンジン１が高回転領域Ａ５における負荷の高い運転状態６０６にて運転しているときの燃料噴射時期（符号６０６１）及び点火時期（符号６０６２）、並びに、燃焼波形（符号６０６３）を示している。 Reference numeral 606 in FIG. 8 indicates the fuel injection timing (reference numeral 6061) and ignition timing (reference numeral 6062), and the combustion waveform (reference numeral 6062) when the engine 1 is operating in the high load operating state 606 in the high rotation region A5. 6063) is shown.

ＥＧＲシステム５５は、燃焼室１７の中にＥＧＲガスを導入する。ＥＧＲシステム５５は、負荷が高まるに従いＥＧＲガスの量を減らす。ＥＧＲシステム５５は、全開負荷では、ＥＧＲガスをゼロにしてもよい。 The EGR system 55 introduces EGR gas into the combustion chamber 17. The EGR system 55 reduces the amount of EGR gas as the load increases. The EGR system 55 may have zero EGR gas at full open load.

スワールコントロール弁５６は、全開である。燃焼室１７内にはスワール流が発生せず、タンブル流のみが発生する。スワールコントロール弁５６を全開にすることによって、充填効率を高めることができると共に、ポンプ損失を低減することが可能になる。 The swirl control valve 56 is fully open. No swirl flow is generated in the combustion chamber 17, and only a tumble flow is generated. By fully opening the swirl control valve 56, the filling efficiency can be increased and the pump loss can be reduced.

混合気の空燃比（Ａ／Ｆ）は、基本的には、燃焼室１７の全体において理論空燃比（Ａ／Ｆ≒１４．７）である。混合気の空気過剰率λは、１．０±０．２とすればよい。尚、エンジン１が全開負荷の付近において運転しているときには、混合気の空気過剰率λは１未満であってもよい。 The air-fuel ratio (A / F) of the air-fuel mixture is basically the stoichiometric air-fuel ratio (A / F≈14.7) in the entire combustion chamber 17. The excess air ratio λ of the air-fuel mixture may be 1.0 ± 0.2. When the engine 1 is operating in the vicinity of the fully open load, the excess air ratio λ of the air-fuel mixture may be less than 1.

インジェクタ６は、吸気行程中に燃料噴射を開始する。インジェクタ６は、燃料を一括で噴射する（符号６０６１）。吸気行程中に燃料噴射を開始することによって、燃焼室１７の中に、均質又は略均質な混合気が形成される。また、燃料の気化時間を長く確保することができるため、未燃損失の低減を図ることもできる。 The injector 6 starts fuel injection during the intake stroke. The injector 6 injects fuel all at once (reference numeral 6061). By initiating fuel injection during the intake stroke, a homogeneous or substantially homogeneous air-fuel mixture is formed in the combustion chamber 17. Further, since the vaporization time of the fuel can be secured for a long time, the unburned loss can be reduced.

点火プラグ２５は、燃料の噴射終了後、圧縮上死点前の適宜のタイミングで、混合気に点火を行う（符号６０６２）。 The spark plug 25 ignites the air-fuel mixture at an appropriate timing after the fuel injection is completed and before the compression top dead center (reference numeral 6062).

（マップのレイヤ構造）
図６に示すエンジン１のマップ５０１、５０２、５０３は、図９に示すように、レイヤ１、レイヤ２及びレイヤ３の三つのレイヤの組み合わせによって構成されている。 (Map layer structure)
As shown in FIG. 9, the maps 501, 502, and 503 of the engine 1 shown in FIG. 6 are composed of a combination of three layers, layer 1, layer 2, and layer 3.

レイヤ１は、ベースとなるレイヤである。レイヤ１は、エンジン１の運転領域の全体に広がる。レイヤ１は、第三マップ５０３の全体に相当する。 Layer 1 is a base layer. Layer 1 extends over the entire operating area of engine 1. Layer 1 corresponds to the entire third map 503.

レイヤ２は、レイヤ１の上に重なるレイヤである。レイヤ２は、エンジン１の運転領域の一部に相当する。具体的にレイヤ２は、第二マップ５０２の低中回転領域Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３に相当する。 Layer 2 is a layer that overlaps layer 1. Layer 2 corresponds to a part of the operating area of the engine 1. Specifically, layer 2 corresponds to the low and medium rotation regions B1, B2, and B3 of the second map 502.

レイヤ３は、レイヤ２の上に重なるレイヤである。レイヤ３は、第一マップ５０１の低負荷領域Ａ１に相当する。 Layer 3 is a layer that overlaps layer 2. Layer 3 corresponds to the low load region A1 of the first map 501.

レイヤ１、レイヤ２及びレイヤ３は、燃焼室１７の壁温及び吸気の温度それぞれの高低に応じて選択される。 Layers 1, 2 and 3 are selected according to the height of the wall temperature of the combustion chamber 17 and the temperature of the intake air.

燃焼室１７の壁温が第１所定壁温（例えば８０℃）以上でかつ、吸気温が第１所定吸気温（例えば５０℃）以上のときには、レイヤ１とレイヤ２とレイヤ３とが選択され、これらレイヤ１、レイヤ２及びレイヤ３を重ねることにより第一マップ５０１が構成される。第一マップ５０１における低負荷領域Ａ１は、そこにおいて最上位のレイヤ３が有効になり、中高負荷領域Ａ２、Ａ３、Ａ４は、そこにおいて最上位のレイヤ２が有効になり、高回転領域Ａ５は、レイヤ１が有効になる。 When the wall temperature of the combustion chamber 17 is equal to or higher than the first predetermined wall temperature (for example, 80 ° C.) and the intake air temperature is equal to or higher than the first predetermined intake air temperature (for example, 50 ° C.), layer 1, layer 2 and layer 3 are selected. The first map 501 is constructed by superimposing these layers 1, layers 2 and 3 layers. In the low load region A1 in the first map 501, the highest layer 3 is enabled there, and in the medium and high load regions A2, A3, A4, the highest layer 2 is valid there, and the high rotation region A5 is , Layer 1 is enabled.

燃焼室１７の壁温が第１所定壁温未満、第２所定壁温（例えば３０℃）以上でかつ、吸気温が第１所定吸気温未満、第２所定吸気温（例えば２５℃）以上のときには、レイヤ１とレイヤ２とが選択される。これらレイヤ１及びレイヤ２を重ねることにより第二マップ５０２が構成される。第二マップ５０２における低中回転領域Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３は、そこにおいて最上位のレイヤ２が有効になり、高回転領域Ｂ４は、レイヤ１が有効になる。 The wall temperature of the combustion chamber 17 is lower than the first predetermined wall temperature and equal to or higher than the second predetermined wall temperature (for example, 30 ° C.), and the intake air temperature is lower than the first predetermined intake temperature and equal to or higher than the second predetermined intake air temperature (for example, 25 ° C.). Occasionally, layer 1 and layer 2 are selected. The second map 502 is formed by superimposing these layers 1 and 2 on top of each other. In the low and medium rotation regions B1, B2, and B3 in the second map 502, the uppermost layer 2 is valid, and in the high rotation region B4, layer 1 is valid.

燃焼室１７の壁温が第２所定壁温未満でかつ、吸気温が第２所定吸気温未満のときには、レイヤ１のみが選択されて、第三マップ５０３が構成される。 When the wall temperature of the combustion chamber 17 is lower than the second predetermined wall temperature and the intake air temperature is lower than the second predetermined intake air temperature, only layer 1 is selected and the third map 503 is configured.

尚、燃焼室１７の壁温は、例えば、水温センサＳＷ１０によって計測されるエンジン１の冷却水の温度によって代用してもよい。また、冷却水の温度や、その他の計測結果に基づいて、燃焼室１７の壁温を推定してもよい。また、吸気温は、例えば、サージタンク４２内の温度を計測する第３吸気温度センサＳＷ１７によって計測することができる。また、各種の計測結果に基づいて、燃焼室１７の中に導入される吸気温を推定してもよい。 The wall temperature of the combustion chamber 17 may be substituted by, for example, the temperature of the cooling water of the engine 1 measured by the water temperature sensor SW10. Further, the wall temperature of the combustion chamber 17 may be estimated based on the temperature of the cooling water and other measurement results. Further, the intake air temperature can be measured by, for example, the third intake air temperature sensor SW17 that measures the temperature inside the surge tank 42. Further, the intake air temperature introduced into the combustion chamber 17 may be estimated based on various measurement results.

前述したようにＳＰＣＣＩ燃焼は、燃焼室１７内に強いスワール流を発生させて行う。ＳＩ燃焼は、燃焼室１７の壁に沿って火炎が伝播するため、ＳＩ燃焼の火炎伝播は、壁温の影響を受ける。壁温が低いと、ＳＩ燃焼の火炎が冷やされてしまい、圧縮着火のタイミングが遅れてしまう。 As described above, SPCCI combustion is performed by generating a strong swirl flow in the combustion chamber 17. Since the flame propagates along the wall of the combustion chamber 17 in SI combustion, the flame propagation of SI combustion is affected by the wall temperature. If the wall temperature is low, the flame of SI combustion will be cooled and the timing of compression ignition will be delayed.

ＳＰＣＣＩ燃焼におけるＣＩ燃焼は、燃焼室１７の外周部から中央部において行われるため、燃焼室１７の中央部の温度の影響を受ける。中央部の温度が低いと、ＣＩ燃焼が不安定になってしまう。燃焼室１７の中央部の温度は、燃焼室１７に導入される吸気の温度に依存する。つまり、吸気温度が高いときに、燃焼室１７の中央部の温度は高くなり、吸気温度が低いときに、中央部の温度は低くなる。 Since CI combustion in SPCCI combustion is performed from the outer peripheral portion to the central portion of the combustion chamber 17, it is affected by the temperature of the central portion of the combustion chamber 17. If the temperature in the central part is low, CI combustion becomes unstable. The temperature of the central portion of the combustion chamber 17 depends on the temperature of the intake air introduced into the combustion chamber 17. That is, when the intake air temperature is high, the temperature of the central portion of the combustion chamber 17 is high, and when the intake air temperature is low, the temperature of the central portion is low.

燃焼室１７の壁温が第２所定壁温未満でかつ、吸気温度が第２所定吸気温未満のときには、ＳＰＣＣＩ燃焼を安定して行うことができない。そこで、ＳＩ燃焼を実行するレイヤ１のみが選択され、ＥＣＵ１０は、第三マップ５０３に基づいて、エンジン１を運転する。全ての運転領域において、エンジン１がＳＩ燃焼を行うことにより、燃焼安定性を確保することができる。 When the wall temperature of the combustion chamber 17 is lower than the second predetermined wall temperature and the intake air temperature is lower than the second predetermined intake air temperature, SPCCI combustion cannot be stably performed. Therefore, only layer 1 that executes SI combustion is selected, and the ECU 10 operates the engine 1 based on the third map 503. Combustion stability can be ensured by the engine 1 performing SI combustion in all operating regions.

燃焼室１７の壁温が第２所定壁温以上及び吸気温度が第２所定吸気温以上のときには、略理論空燃比（つまり、λ≒１）の混合気を、安定してＳＰＣＣＩ燃焼させることができる。そこで、レイヤ１に加えて、レイヤ２が選択され、ＥＣＵ１０は、第二マップ５０２に基づいて、エンジン１を運転する。エンジン１が、一部の運転領域においてＳＰＣＣＩ燃焼を行うことにより、エンジン１の燃費性能が向上する。 When the wall temperature of the combustion chamber 17 is equal to or higher than the second predetermined wall temperature and the intake air temperature is equal to or higher than the second predetermined intake temperature, the air-fuel mixture having a substantially stoichiometric air-fuel ratio (that is, λ≈1) can be stably burned by SPCCI. can. Therefore, in addition to layer 1, layer 2 is selected, and the ECU 10 operates the engine 1 based on the second map 502. When the engine 1 performs SPCCI combustion in a part of the operating region, the fuel efficiency performance of the engine 1 is improved.

燃焼室１７の壁温が第１所定壁温以上及び吸気温度が第１所定吸気温以上のときには、理論空燃比よりもリーンな混合気を、安定してＳＰＣＣＩ燃焼させることができる。そこで、レイヤ１及びレイヤ２に加えて、レイヤ３が選択され、ＥＣＵ１０は、第一マップ５０１に基づいて、エンジン１を運転する。エンジン１が、一部の運転領域においてリーン混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることにより、エンジン１の燃費性能が、さらに向上する。 When the wall temperature of the combustion chamber 17 is equal to or higher than the first predetermined wall temperature and the intake air temperature is equal to or higher than the first predetermined intake temperature, an air-fuel mixture leaner than the stoichiometric air-fuel ratio can be stably burned by SPCCI. Therefore, in addition to layer 1 and layer 2, layer 3 is selected, and the ECU 10 operates the engine 1 based on the first map 501. The fuel efficiency of the engine 1 is further improved by causing the engine 1 to SPCCI burn the lean air-fuel mixture in a part of the operating region.

次に、図１０のフローチャートを参照しながら、ＥＣＵ１０が実行するマップのレイヤ選択に関係する制御例について説明をする。先ず、スタート後のステップＳ１において、ＥＣＵ１０は、各センサＳＷ１〜ＳＷ１７の信号を読み込む。ＥＣＵ１０は、続くステップＳ２において、燃焼室１７の壁温が３０℃以上でかつ、吸気温が２５℃以上か否かを判断する。ステップＳ２の判定がＹＥＳのときには、プロセスはステップＳ３に進み、ＮＯのときには、プロセスはステップＳ５に進む。ＥＣＵ１０は、ステップＳ５においてレイヤ１のみを選択する。ＥＣＵ１０は、第三マップ５０３に基づいてエンジン１を運転する。プロセスはその後、リターンする。 Next, a control example related to the layer selection of the map executed by the ECU 10 will be described with reference to the flowchart of FIG. First, in step S1 after the start, the ECU 10 reads the signals of the sensors SW1 to SW17. In the following step S2, the ECU 10 determines whether or not the wall temperature of the combustion chamber 17 is 30 ° C. or higher and the intake air temperature is 25 ° C. or higher. If the determination in step S2 is YES, the process proceeds to step S3, and if NO, the process proceeds to step S5. The ECU 10 selects only layer 1 in step S5. The ECU 10 operates the engine 1 based on the third map 503. The process then returns.

ステップＳ３において、ＥＣＵ１０は、燃焼室１７の壁温が８０℃以上でかつ、吸気温が５０℃以上か否かを判断する。ステップＳ３の判定がＹＥＳのときには、プロセスはステップＳ４に進み、ＮＯのときには、プロセスはステップＳ６に進む。 In step S3, the ECU 10 determines whether the wall temperature of the combustion chamber 17 is 80 ° C. or higher and the intake air temperature is 50 ° C. or higher. If the determination in step S3 is YES, the process proceeds to step S4, and if NO, the process proceeds to step S6.

ＥＣＵ１０は、ステップＳ６においてレイヤ１とレイヤ２とを選択する。ＥＣＵ１０は、第二マップ５０２に基づいて、エンジン１を運転する。プロセスはその後、リターンする。 The ECU 10 selects layer 1 and layer 2 in step S6. The ECU 10 operates the engine 1 based on the second map 502. The process then returns.

ＥＣＵ１０は、ステップＳ４においてレイヤ１とレイヤ２とレイヤ３とを選択する。ＥＣＵ１０は、第一マップに基づいて、エンジン１を運転する。プロセスはその後、リターンする。 The ECU 10 selects layer 1, layer 2, and layer 3 in step S4. The ECU 10 operates the engine 1 based on the first map. The process then returns.

（吸気弁及び排気弁のバルブタイミング）
図１１は、レイヤ２について設定されている制御ロジックに従い、ＥＣＵ１０が吸気電動Ｓ−ＶＴ２３を制御したときの吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯの変化の一例を示している。図１１の上図（つまり、グラフ１１０１）は、エンジン１の負荷の高低（横軸）に対する吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯの変化（横軸）を示している。実線はエンジン１の回転数が相対的に低い第１回転数のとき、破線はエンジン１の回転数が相対的に高い第２回転数のとき（第１回転数＜第２回転数）に対応する。 (Valve timing of intake valve and exhaust valve)
FIG. 11 shows an example of a change in the valve opening timing IVO of the intake valve 21 when the ECU 10 controls the intake electric S-VT23 according to the control logic set for the layer 2. The upper view of FIG. 11 (that is, the graph 1101) shows the change (horizontal axis) of the valve opening timing IVO of the intake valve 21 with respect to the high / low load (horizontal axis) of the engine 1. The solid line corresponds to the first rotation speed when the engine speed is relatively low, and the broken line corresponds to the second rotation speed when the engine speed is relatively high (first rotation speed <second rotation speed). do.

図１１の下図（つまり、グラフ１１０２）は、エンジン１の回転数の高低（横軸）に対する吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯの変化（縦軸）を示している。実線は、エンジン１の負荷が相対的に低い第１負荷のとき、破線はエンジン１の負荷が相対的に高い第２負荷のとき（第１負荷＜第２負荷）に対応する。 The lower figure of FIG. 11 (that is, graph 1102) shows the change (vertical axis) of the valve opening timing IVO of the intake valve 21 with respect to the high and low (horizontal axis) of the rotation speed of the engine 1. The solid line corresponds to the first load when the load of the engine 1 is relatively low, and the broken line corresponds to the second load when the load of the engine 1 is relatively high (first load <second load).

グラフ１１０１及びグラフ１１０２において、吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯは上にいくほど進角し、吸気弁２１及び排気弁２２の両方が開弁するポジティブオーバーラップ期間が長くなる。よって、燃焼室１７の中に導入されるＥＧＲガスの量が増える。 In the graph 1101 and the graph 1102, the valve opening timing IVO of the intake valve 21 advances as it goes up, and the positive overlap period in which both the intake valve 21 and the exhaust valve 22 open becomes longer. Therefore, the amount of EGR gas introduced into the combustion chamber 17 increases.

レイヤ２においてエンジン１は、混合気のＡ／Ｆを理論空燃比又は略理論空燃比にすると共に、Ｇ／Ｆを理論空燃比よりもリーンにして運転する。エンジン１の負荷が低いと、燃料供給量が少ない。グラフ１１０１に示すように、エンジン１の負荷が低いときに、ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯを遅角側のタイミングに設定する。燃焼室１７の中に導入するＥＧＲガスの量が制限され、燃焼安定性が確保される。 In layer 2, the engine 1 operates with the A / F of the air-fuel mixture set to the stoichiometric air-fuel ratio or the substantially stoichiometric air-fuel ratio, and the G / F set to leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. When the load of the engine 1 is low, the fuel supply amount is small. As shown in the graph 1101, when the load of the engine 1 is low, the ECU 10 sets the valve opening timing IVO of the intake valve 21 to the timing on the retard side. The amount of EGR gas introduced into the combustion chamber 17 is limited, and combustion stability is ensured.

エンジン１の負荷が高くなると、燃料供給量が増えるため、燃焼安定性が高まる。ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングを進角側のタイミングに設定する。燃焼室１７の中に導入するＥＧＲガスの量を増やすことによって、エンジン１のポンプ損失を下げることができる。 When the load of the engine 1 is increased, the fuel supply amount is increased, so that the combustion stability is improved. The ECU 10 sets the valve opening timing of the intake valve 21 to the timing on the advance angle side. By increasing the amount of EGR gas introduced into the combustion chamber 17, the pump loss of the engine 1 can be reduced.

エンジン１の負荷がさらに高くなると、燃焼室１７の中の温度がさらに高くなる。燃焼室１７の中の温度が高くなりすぎないように、内部ＥＧＲガスの量を減らし、外部ＥＧＲガスの量を増やす。そのために、ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングを、再び、遅角側のタイミングに設定する。 When the load of the engine 1 becomes higher, the temperature in the combustion chamber 17 becomes higher. The amount of internal EGR gas is reduced and the amount of external EGR gas is increased so that the temperature inside the combustion chamber 17 does not become too high. Therefore, the ECU 10 sets the valve opening timing of the intake valve 21 to the timing on the retard side again.

エンジン１の負荷がさらに高くなって過給機４４が過給を行うようになると、ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングを、再び、進角側のタイミングに設定する。吸気弁２１及び排気弁２２の両方を開弁するポジティブオーバーラップ期間が設けられるため、燃焼室１７の中の残留ガスを掃気することができる。 When the load of the engine 1 becomes higher and the supercharger 44 starts supercharging, the ECU 10 sets the valve opening timing of the intake valve 21 to the advance angle side timing again. Since a positive overlap period is provided in which both the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are opened, the residual gas in the combustion chamber 17 can be scavenged.

尚、エンジン１の回転数が高いときと低いときとのそれぞれにおいて、吸気弁２１の開弁タイミングが変化する傾向は、ほぼ同じである。 The tendency of the valve opening timing of the intake valve 21 to change is substantially the same when the rotation speed of the engine 1 is high and when the rotation speed is low.

グラフ１１０２に示すように、エンジン１の回転数が低いときには、燃焼室１７内の流動が弱くなる。燃焼安定性が低下してしまうため、燃焼室１７の中に導入するＥＧＲガスの量を制限する。ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングを、遅角側のタイミングに設定する。 As shown in Graph 1102, when the rotation speed of the engine 1 is low, the flow in the combustion chamber 17 becomes weak. Since the combustion stability is lowered, the amount of EGR gas introduced into the combustion chamber 17 is limited. The ECU 10 sets the valve opening timing of the intake valve 21 to the timing on the retard side.

エンジン１の回転数が高くなると、燃焼室１７内の流動が強くなるため、燃焼室１７の中に導入するＥＧＲガスの量を増やすことができる。ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングを、進角側のタイミングに設定する。 As the rotation speed of the engine 1 increases, the flow in the combustion chamber 17 becomes stronger, so that the amount of EGR gas introduced into the combustion chamber 17 can be increased. The ECU 10 sets the valve opening timing of the intake valve 21 to the timing on the advance angle side.

エンジン１の回転数がさらに高くなると、ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングを、エンジン１の回転数に応じた遅角側のタイミングに設定する。これにより、燃焼室１７内に導入されるガス量を最大化する。 When the rotation speed of the engine 1 becomes higher, the ECU 10 sets the valve opening timing of the intake valve 21 to the timing on the retard side according to the rotation speed of the engine 1. This maximizes the amount of gas introduced into the combustion chamber 17.

図１２は、レイヤ３について設定されている制御ロジックに従い、ＥＣＵ１０が吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４を制御したときの吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯ、排気弁２２の閉弁タイミングＥＶＣ、及び、吸気弁２１及び排気弁２２のオーバーラップ期間Ｏ／Ｌの変化の一例を示している。 FIG. 12 shows the valve opening timing IVO of the intake valve 21 and the valve closing timing EVC of the exhaust valve 22 when the ECU 10 controls the intake electric S-VT23 and the exhaust electric S-VT24 according to the control logic set for the layer 3. , And, an example of the change in the overlap period O / L of the intake valve 21 and the exhaust valve 22 is shown.

図１２の上図（つまり、グラフ１２０１）は、エンジン１の負荷の高低（横軸）に対する吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯの変化（横軸）を示している。実線はエンジン１の回転数が相対的に低い第３回転数のとき、破線はエンジン１の回転数が相対的に高い第４回転数（第３回転数＜第４回転数）のときに対応する。 The upper view of FIG. 12 (that is, graph 1201) shows the change (horizontal axis) of the valve opening timing IVO of the intake valve 21 with respect to the high / low load (horizontal axis) of the engine 1. The solid line corresponds to the third rotation speed when the engine speed is relatively low, and the broken line corresponds to the fourth rotation speed (third rotation speed <fourth rotation speed) when the rotation speed of the engine 1 is relatively high. do.

図１２の中図（つまり、グラフ１２０２）は、エンジン１の負荷の高低（横軸）に対する排気弁２２の閉弁タイミングＥＶＣの変化（横軸）を示している。実線はエンジン１の回転数が第３回転数のとき、破線はエンジン１の回転数が第４回転数のときに対応する。 The middle figure of FIG. 12 (that is, graph 1202) shows the change (horizontal axis) of the valve closing timing EVC of the exhaust valve 22 with respect to the high / low load (horizontal axis) of the engine 1. The solid line corresponds to the third rotation speed of the engine 1, and the broken line corresponds to the fourth rotation speed of the engine 1.

図１２の下図（つまり、グラフ１２０３）は、エンジン１の負荷の高低（横軸）に対する吸気弁２１と排気弁２２とのオーバーラップ期間Ｏ／Ｌの変化（横軸）を示している。実線はエンジン１の回転数が第３回転数のとき、破線はエンジン１の回転数が第４回転数のときに対応する。 The lower figure of FIG. 12 (that is, graph 1203) shows the change (horizontal axis) of the overlap period O / L between the intake valve 21 and the exhaust valve 22 with respect to the height (horizontal axis) of the load of the engine 1. The solid line corresponds to the third rotation speed of the engine 1, and the broken line corresponds to the fourth rotation speed of the engine 1.

レイヤ３においてエンジン１は、Ａ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させて運転する。エンジン１の負荷が低いときには、燃料供給量が少ない。混合気のＡ／Ｆが低くなりすぎないように、ＥＣＵ１０は、燃焼室１７内に導入するガス量を制限する。グラフ１２０１に示すように、ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯを、排気上死点よりも遅角側のタイミングに設定する。吸気弁２１の閉弁タイミングは、吸気下死点以降の、いわゆる遅閉じになる。また、エンジン１の負荷が低いときに、ＥＣＵ１０は、燃焼室１７内に導入する内部ＥＧＲガス量を制限する。グラフ１２０２に示すように、ＥＣＵ１０は、排気弁２２の閉弁タイミングＥＶＣを、進角側のタイミングに設定する。排気弁２２の閉弁タイミングＥＶＣは、排気上死点に近づく。 In layer 3, the engine 1 is operated by SPCCI combustion of an air-fuel mixture whose A / F is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. When the load of the engine 1 is low, the fuel supply amount is small. The ECU 10 limits the amount of gas introduced into the combustion chamber 17 so that the A / F of the air-fuel mixture does not become too low. As shown in graph 1201, the ECU 10 sets the valve opening timing IVO of the intake valve 21 to a timing on the retard side of the exhaust top dead center. The valve closing timing of the intake valve 21 is so-called late closing after the intake bottom dead center. Further, when the load of the engine 1 is low, the ECU 10 limits the amount of internal EGR gas introduced into the combustion chamber 17. As shown in graph 1202, the ECU 10 sets the valve closing timing EVC of the exhaust valve 22 to the timing on the advance angle side. The valve closing timing EVC of the exhaust valve 22 approaches the exhaust top dead center.

エンジン１の負荷が高くなると、燃料供給量が増えるため、ＥＣＵ１０は、燃焼室１７内に導入するガス量を制限しない。また、理論空燃比よりもリーンな混合気のＳＰＣＣＩ燃焼を安定させるために、ＥＣＵ１０は、燃焼室１７内に導入する内部ＥＧＲガス量を増やす。ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯを、排気上死点よりも進角側のタイミングに設定する。また、ＥＣＵ１０は、排気弁２２の閉弁タイミングＥＶＣを、排気上死点よりも遅角側のタイミングに設定する。その結果、グラフ１２０３に示すように、エンジン１の負荷が高くなると、吸気弁２１と排気弁２２との両方が開弁するオーバーラップ期間は長くなる。 Since the fuel supply amount increases as the load of the engine 1 increases, the ECU 10 does not limit the amount of gas introduced into the combustion chamber 17. Further, in order to stabilize SPCCI combustion of the air-fuel mixture leaner than the stoichiometric air-fuel ratio, the ECU 10 increases the amount of internal EGR gas introduced into the combustion chamber 17. The ECU 10 sets the valve opening timing IVO of the intake valve 21 to a timing on the advance angle side of the exhaust top dead center. Further, the ECU 10 sets the valve closing timing EVC of the exhaust valve 22 to a timing on the retard side of the exhaust top dead center. As a result, as shown in Graph 1203, when the load of the engine 1 is increased, the overlap period in which both the intake valve 21 and the exhaust valve 22 are opened becomes longer.

エンジン１の負荷がさらに高くなると、燃焼室１７内の温度が高くなり過ぎないように、ＥＣＵ１０は、燃焼室１７内に導入する内部ＥＧＲガス量を減らす。ＥＣＵ１０は、排気弁２２の閉弁タイミングＥＶＣを、排気上死点に近づける。吸気弁２１と排気弁２２とのオーバーラップ期間は短くなる。また、ＥＣＵ１０は、エンジン１の負荷が高いときでかつ、エンジン１の回転数が高いときには、回転数が低いときよりも、吸気弁２１の開弁タイミングを遅角側のタイミングに設定する。燃焼室１７内に導入するガス量は最大になる。 When the load of the engine 1 becomes higher, the ECU 10 reduces the amount of the internal EGR gas introduced into the combustion chamber 17 so that the temperature in the combustion chamber 17 does not become too high. The ECU 10 brings the valve closing timing EVC of the exhaust valve 22 closer to the exhaust top dead center. The overlap period between the intake valve 21 and the exhaust valve 22 is shortened. Further, when the load of the engine 1 is high and the rotation speed of the engine 1 is high, the ECU 10 sets the valve opening timing of the intake valve 21 to the retard side timing as compared with the case where the rotation speed is low. The amount of gas introduced into the combustion chamber 17 is maximized.

尚、図１２に一点鎖線で囲んだ低負荷領域において、エンジン１は、燃費性能の向上を目的とした減筒運転を行うようにしてもよい。減筒運転を行うときには、燃焼室１７内に導入するガス量及び内部ＥＧＲガス量は制限されない。ＥＣＵ１０は、グラフ１２０１、１２０２に二点鎖線で示すように、吸気弁２１の開弁タイミングを、進角側のタイミングに設定すると共に、排気弁２２の閉弁タイミングを、遅角側のタイミングに設定してもよい。 In the low load region surrounded by the alternate long and short dash line in FIG. 12, the engine 1 may be operated in a reduced cylinder for the purpose of improving fuel efficiency. When performing the cylinder reduction operation, the amount of gas introduced into the combustion chamber 17 and the amount of internal EGR gas are not limited. As shown by the alternate long and short dash line in Graphs 1201 and 1202, the ECU 10 sets the valve opening timing of the intake valve 21 to the timing on the advance angle side, and sets the valve closing timing of the exhaust valve 22 to the timing on the retard angle side. It may be set.

（エンジンの制御ロジック）
図１３は、エンジン１の制御ロジックを示すフローチャートである。ＥＣＵ１０は、メモリ１０２に記憶している制御ロジックに従いエンジン１を運転する。具体的にＥＣＵ１０は、各センサＳＷ１〜ＳＷ１７の信号に基づいて、エンジン１の運転状態を判断すると共に、燃焼室１７の中の燃焼が、運転状態に応じたＳＩ率の燃焼となるよう、燃焼室１７の中の状態量の調節、噴射量の調節、噴射タイミングの調節、及び、点火タイミングの調節を行うための演算を行う。 (Engine control logic)
FIG. 13 is a flowchart showing the control logic of the engine 1. The ECU 10 operates the engine 1 according to the control logic stored in the memory 102. Specifically, the ECU 10 determines the operating state of the engine 1 based on the signals of the sensors SW1 to SW17, and burns the combustion chamber 17 so that the combustion has an SI rate according to the operating state. Calculations for adjusting the state amount in the chamber 17, adjusting the injection amount, adjusting the injection timing, and adjusting the ignition timing are performed.

ＥＣＵ１０は先ず、ステップＳ１３１において、各センサＳＷ１〜ＳＷ１７の信号を読み込む。次いで、ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３２において、各センサＳＷ１〜ＳＷ１７の信号に基づいてエンジン１の運転状態を判断すると共に、目標ＳＩ率（つまり、目標熱量比率）を設定する。目標ＳＩ率は、エンジン１の運転状態に応じて設定される。 First, in step S131, the ECU 10 reads the signals of the sensors SW1 to SW17. Next, in step S132, the ECU 10 determines the operating state of the engine 1 based on the signals of the sensors SW1 to SW17, and sets the target SI rate (that is, the target calorific value ratio). The target SI rate is set according to the operating state of the engine 1.

図１４は、目標ＳＩ率の設定例を模式的に示している。ＥＣＵ１０は、エンジン１の負荷が低いときには、目標ＳＩ率を低く設定し、エンジン１の負荷が高いときには、目標ＳＩ率を高く設定する。エンジン１の負荷が低いときには、ＳＰＣＣＩ燃焼におけるＣＩ燃焼の割合を高めることによって、燃焼騒音の抑制と燃費性能の向上とが両立する。エンジン１の負荷が高いときには、ＳＰＣＣＩ燃焼におけるＳＩ燃焼の割合を高めることによって、燃焼騒音の抑制に有利になる。 FIG. 14 schematically shows an example of setting the target SI rate. The ECU 10 sets the target SI rate low when the load of the engine 1 is low, and sets the target SI rate high when the load of the engine 1 is high. When the load of the engine 1 is low, by increasing the ratio of CI combustion in SPCCI combustion, both suppression of combustion noise and improvement of fuel efficiency are achieved. When the load of the engine 1 is high, increasing the ratio of SI combustion in SPCCI combustion is advantageous in suppressing combustion noise.

図１３のフローに戻り、ＥＣＵ１０は、続くステップＳ１３３において、メモリ１０２に記憶している燃焼モデルに基づいて、設定した目標ＳＩ率を実現するための目標筒内状態量を設定する。具体的にＥＣＵ１０は、燃焼室１７の中の目標温度及び目標圧力、並びに、目標状態量を設定する。ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３４において、目標筒内状態量を実現するために必要な、ＥＧＲ弁５４の開度、スロットル弁４３の開度、エアバイパス弁４８の開度、スワールコントロール弁５６の開度、並びに、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４の位相角（つまり、吸気弁２１のバルブタイミング、及び、排気弁２２のバルブタイミング）を設定する。ＥＣＵ１０は、これらのデバイスの制御量を、メモリ１０２に記憶しているマップに基づいて設定する。ＥＣＵ１０は、設定した制御量に基づいて、ＥＧＲ弁５４、スロットル弁４３、エアバイパス弁４８、スワールコントロール弁（ＳＣＶ）５６、並びに、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４に信号を出力する。ＥＣＵ１０の信号に基づいて各デバイスが動作をすることによって、燃焼室１７の中の状態量が目標状態量になる。 Returning to the flow of FIG. 13, in the following step S133, the ECU 10 sets the target in-cylinder state amount for realizing the set target SI rate based on the combustion model stored in the memory 102. Specifically, the ECU 10 sets a target temperature and a target pressure in the combustion chamber 17, and a target state quantity. In step S134, the ECU 10 has the opening degree of the EGR valve 54, the opening degree of the throttle valve 43, the opening degree of the air bypass valve 48, the opening degree of the swirl control valve 56, which are necessary to realize the target cylinder state amount. In addition, the phase angles of the intake electric S-VT23 and the exhaust electric S-VT24 (that is, the valve timing of the intake valve 21 and the valve timing of the exhaust valve 22) are set. The ECU 10 sets the control amount of these devices based on the map stored in the memory 102. The ECU 10 outputs signals to the EGR valve 54, the throttle valve 43, the air bypass valve 48, the swirl control valve (SCV) 56, and the intake electric S-VT23 and the exhaust electric S-VT24 based on the set control amount. .. By operating each device based on the signal of the ECU 10, the state quantity in the combustion chamber 17 becomes the target state quantity.

ＥＣＵ１０はさらに、設定した各デバイスの制御量に基づいて、燃焼室１７の中の状態量の予測値、及び、推定値をそれぞれ算出する。状態量予測値は、吸気弁２１が閉弁する前の燃焼室１７の中の状態量を予測した値である。状態量予測値は、後述するように、吸気行程における燃料の噴射量の設定に用いる。状態量推定値は、吸気弁２１が閉弁した後の燃焼室１７の中の状態量を推定した値である。状態量推定値は、後述するように、圧縮行程における燃料の噴射量の設定、及び、点火タイミングの設定に用いる。状態量推定値はまた、実際の燃焼状態との比較による状態量誤差の計算にも用いる。 The ECU 10 further calculates a predicted value and an estimated value of the state amount in the combustion chamber 17 based on the set control amount of each device. The state quantity predicted value is a value that predicts the state quantity in the combustion chamber 17 before the intake valve 21 is closed. The state quantity predicted value is used for setting the fuel injection amount in the intake stroke, as will be described later. The state quantity estimated value is a value that estimates the state quantity in the combustion chamber 17 after the intake valve 21 is closed. The state quantity estimated value is used for setting the fuel injection amount and the ignition timing in the compression stroke, as will be described later. The state quantity estimate is also used to calculate the state quantity error by comparison with the actual combustion state.

ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３５において、状態量予測値に基づいて、吸気行程中における燃料の噴射量を設定する。吸気行程中に分割噴射を行うときには、各噴射の噴射量を設定する。尚、吸気行程中に燃料の噴射を行わないときは、燃料の噴射量はゼロである。ステップＳ１３６において、ＥＣＵ１０は、インジェクタ６が所定の噴射タイミングで、燃焼室１７の中に燃料を噴射するよう、インジェクタ６に信号を出力する。 In step S135, the ECU 10 sets the fuel injection amount during the intake stroke based on the state quantity predicted value. When performing split injection during the intake stroke, the injection amount of each injection is set. When the fuel is not injected during the intake stroke, the fuel injection amount is zero. In step S136, the ECU 10 outputs a signal to the injector 6 so that the injector 6 injects fuel into the combustion chamber 17 at a predetermined injection timing.

ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３７において、状態量推定値と、吸気行程中の燃料の噴射結果と、に基づいて、圧縮行程中における燃料の噴射量を設定する。尚、圧縮行程中に燃料の噴射を行わないときは、燃料の噴射量はゼロである。ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３８において、予め設定されているマップに基づく噴射タイミングで、インジェクタ６が燃焼室１７の中に燃料を噴射するよう、インジェクタ６に信号を出力する。 In step S137, the ECU 10 sets the fuel injection amount during the compression stroke based on the state quantity estimated value and the fuel injection result during the intake stroke. When the fuel is not injected during the compression stroke, the fuel injection amount is zero. In step S138, the ECU 10 outputs a signal to the injector 6 so that the injector 6 injects fuel into the combustion chamber 17 at an injection timing based on a preset map.

ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３９において、状態量推定値と、圧縮行程中の燃料の噴射結果と、に基づいて、点火タイミングを設定する。ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３１０において、設定した点火タイミングで、点火プラグ２５が燃焼室１７の中の混合気に点火をするよう、点火プラグ２５に信号を出力する。 In step S139, the ECU 10 sets the ignition timing based on the estimated state quantity and the fuel injection result during the compression stroke. The ECU 10 outputs a signal to the spark plug 25 so that the spark plug 25 ignites the air-fuel mixture in the combustion chamber 17 at the ignition timing set in step S1310.

点火プラグ２５が混合気に点火をすることにより、燃焼室１７の中でＳＩ燃焼又はＳＰＣＣＩ燃焼が行われる。ステップＳ１３１１において、ＥＣＵ１０は、指圧センサＳＷ６が計測した燃焼室１７の中の圧力の変化を読み込み、それに基づいて、燃焼室１７の中の混合気の燃焼状態を判断する。ＥＣＵ１０はまた、ステップＳ１３１２において、燃焼状態の計測結果と、ステップＳ１３４において推定をした状態量推定値とを比較し、状態量推定値と、実際の状態量との誤差を計算する。計算した誤差は、今回以降のサイクルにおいて、ステップＳ１３４の推定に利用される。ＥＣＵ１０は、状態量誤差が無くなるように、スロットル弁４３、ＥＧＲ弁５４、スワールコントロール弁５６、及び／又は、エアバイパス弁４８の開度、並びに、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４の位相角を調節する。それによって、燃焼室１７に導入される新気及びＥＧＲガス量が調節される。 When the spark plug 25 ignites the air-fuel mixture, SI combustion or SPCCI combustion is performed in the combustion chamber 17. In step S1311, the ECU 10 reads the change in pressure in the combustion chamber 17 measured by the acupressure sensor SW6, and determines the combustion state of the air-fuel mixture in the combustion chamber 17 based on the change. In step S1312, the ECU 10 also compares the measurement result of the combustion state with the state quantity estimated value estimated in step S134, and calculates an error between the state quantity estimated value and the actual state quantity. The calculated error is used for the estimation of step S134 in the cycle after this time. The ECU 10 determines the opening degree of the throttle valve 43, the EGR valve 54, the swirl control valve 56, and / or the air bypass valve 48, and the intake electric S-VT23 and the exhaust electric S-VT24 so that the state quantity error is eliminated. Adjust the phase angle. Thereby, the amount of fresh air and EGR gas introduced into the combustion chamber 17 is adjusted.

ＥＣＵ１０はまた、状態量推定値に基づき燃焼室１７の中の温度が目標温度よりも低くなると予想したときには、点火タイミングを進角することが可能になるよう、ステップＳ１３８において、圧縮行程中の噴射タイミングを、マップに基づく噴射タイミングよりも進角させる。一方、ＥＣＵ１０は、状態量推定値に基づき燃焼室１７の中の温度が目標温度よりも高くなると予想したときには、点火タイミングを遅角することが可能になるよう、ステップＳ１３８において、圧縮行程中の噴射タイミングを、マップに基づく噴射タイミングよりも遅角させる。 In step S138, the ECU 10 also injects during the compression stroke so that the ignition timing can be advanced when the temperature in the combustion chamber 17 is predicted to be lower than the target temperature based on the estimated state quantity. Advance the timing beyond the map-based injection timing. On the other hand, in step S138, the ECU 10 is in the compression stroke so that the ignition timing can be retarded when the temperature in the combustion chamber 17 is predicted to be higher than the target temperature based on the estimated state quantity. The injection timing is retarded from the injection timing based on the map.

つまり、燃焼室１７の中の温度が低いと、火花点火によってＳＩ燃焼が開始した後、未燃混合気が自己着火するタイミングθＣＩ（図５参照）が遅れてしまい、ＳＩ率が、目標のＳＩ率からずれてしまう。この場合、未燃燃料の増大や、排出ガス性能の低下を招く。 That is, if the temperature in the combustion chamber 17 is low, the timing θ CI (see FIG. 5) at which the unburned air-fuel mixture self-ignites after the SI combustion is started by spark ignition is delayed, and the SI rate is the target. It deviates from the SI rate. In this case, the amount of unburned fuel increases and the exhaust gas performance deteriorates.

そこで、燃焼室１７の中の温度が目標温度よりも低くなると予想したときには、ＥＣＵ１０は、噴射タイミングを進角すると共に、ステップＳ１３１０において点火タイミングを進角する。ＳＩ燃焼の開始が早まることによってＳＩ燃焼により十分な熱発生が可能になるから、燃焼室１７の中の温度が低いときに、未燃混合気の自己着火のタイミングθＣＩが遅れることを防止することができる。その結果、ＳＩ率は、目標のＳＩ率に近づく。 Therefore, when it is predicted that the temperature in the combustion chamber 17 will be lower than the target temperature, the ECU 10 advances the injection timing and advances the ignition timing in step S1310. Since it is possible to sufficiently heat generated by SI combustion by the start of the SI combustion is accelerated, to prevent when the temperature inside the combustion chamber 17 is low, that the timing theta CI autoignition of the unburned air-fuel mixture is delayed be able to. As a result, the SI rate approaches the target SI rate.

また、燃焼室１７の中の温度が高いと、火花点火によってＳＩ燃焼が開始して直ぐに、未燃混合気が自己着火してしまい、ＳＩ率が、目標のＳＩ率からずれてしまう。この場合、燃焼騒音が増大してしまう。 Further, if the temperature in the combustion chamber 17 is high, the unburned air-fuel mixture self-ignites immediately after SI combustion is started by spark ignition, and the SI rate deviates from the target SI rate. In this case, the combustion noise increases.

そこで、燃焼室１７の中の温度が目標温度よりも高くなると予想したときには、ＥＣＵ１０は、噴射タイミングを遅角すると共に、ステップＳ１３１０において点火タイミングを遅角する。ＳＩ燃焼の開始が遅くなるから、燃焼室１７の中の温度が高いときに、未燃混合気の自己着火のタイミングθＣＩが早くなることを防止することができる。その結果、ＳＩ率は、目標のＳＩ率に近づく。 Therefore, when it is predicted that the temperature in the combustion chamber 17 will be higher than the target temperature, the ECU 10 retards the injection timing and retards the ignition timing in step S1310. Since the start of SI combustion is delayed, it is possible to prevent the timing θ CI of self-ignition of the unburned air-fuel mixture from being accelerated when the temperature in the combustion chamber 17 is high. As a result, the SI rate approaches the target SI rate.

このエンジン１の制御ロジックは、スロットル弁４３、ＥＧＲ弁５４、エアバイパス弁４８、スワールコントロール弁５６、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３、及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４を含む状態量設定デバイスによって、ＳＩ率を調節するよう構成されている。燃焼室１７の中の状態量を調節することによって、ＳＩ率の大まかな調節が可能である。エンジン１の制御ロジックはまた、燃料の噴射タイミング及び点火タイミングを調節することによって、ＳＩ率を調節するよう構成されている。噴射タイミング及び点火タイミングの調節によって、例えば気筒間差の補正を行ったり、自己着火タイミングの微調節を行ったりすることができる。ＳＩ率の調節を二段階に行うことによって、エンジン１は、運転状態に対応する狙いのＳＰＣＣＩ燃焼を正確に実現することができる。 The control logic of the engine 1 adjusts the SI rate by a state quantity setting device including a throttle valve 43, an EGR valve 54, an air bypass valve 48, a swirl control valve 56, an intake electric S-VT23, and an exhaust electric S-VT24. It is configured to do so. By adjusting the state quantity in the combustion chamber 17, the SI rate can be roughly adjusted. The control logic of the engine 1 is also configured to adjust the SI rate by adjusting the fuel injection timing and the ignition timing. By adjusting the injection timing and the ignition timing, for example, it is possible to correct the difference between cylinders and finely adjust the self-ignition timing. By adjusting the SI rate in two stages, the engine 1 can accurately realize the target SPCCI combustion corresponding to the operating state.

ＥＣＵ１０はまた、燃焼による実際のＳＩ率が、目標ＳＩ率になるよう、少なくともＥＧＲシステム５５及び点火プラグ２５に信号を出力する。また、前述の通り、ＥＣＵ１０は、エンジン１の負荷が高いときには、低いときよりも目標ＳＩ率を高くするから、ＥＣＵ１０は、エンジン１の負荷が高いときには、低いときよりもＳＩ率が高くなるよう、少なくともＥＧＲシステム５５及び点火プラグ２５に信号を出力することになる。 The ECU 10 also outputs a signal to at least the EGR system 55 and the spark plug 25 so that the actual SI rate due to combustion becomes the target SI rate. Further, as described above, when the load of the engine 1 is high, the ECU 10 has a higher target SI rate than when the load is low. Therefore, when the load of the engine 1 is high, the ECU 10 has a higher SI rate than when the load is low. , At least the signal will be output to the EGR system 55 and the spark plug 25.

尚、ＥＣＵ１０が行うエンジン１の制御は、前述した燃焼モデルに基づく制御ロジックに限定されない。 The control of the engine 1 performed by the ECU 10 is not limited to the control logic based on the combustion model described above.

（エンジンの制御方法）
前述したＳＰＣＣＩ燃焼を実行するエンジン１を制御する際には、各デバイスの制御量に関係するパラメータを設定する。例えば点火プラグ２５であれば、エンジン１の運転状態に対応した点火エネルギ及び点火タイミングを、設定する。吸気電動Ｓ−ＶＴ２３であれば、エンジン１の運転状態に対応した吸気弁２１のバルブタイミングを設定する。以下、エンジン１の制御方法における、吸気弁２１のバルブタイミングの設定について、図面を参照しながら説明をする。 (Engine control method)
When controlling the engine 1 that executes the SPCCI combustion described above, parameters related to the control amount of each device are set. For example, in the case of the spark plug 25, the ignition energy and the ignition timing corresponding to the operating state of the engine 1 are set. In the case of the intake electric S-VT23, the valve timing of the intake valve 21 corresponding to the operating state of the engine 1 is set. Hereinafter, the valve timing setting of the intake valve 21 in the control method of the engine 1 will be described with reference to the drawings.

（１）吸気弁の閉弁タイミングに係る制御方法
ＳＰＣＣＩ燃焼を実行するエンジン１において、燃焼騒音を抑制すると共に、安定したＳＰＣＣＩ燃焼を実現するためには、ＣＩ燃焼が開始するタイミング（θＣＩ：図５参照）における燃焼室１７内の温度を適切な温度に調節する必要があることを、本願発明者らは見出した。つまり、燃焼室１７内の温度が低いとＣＩ燃焼の着火性が低下する。燃焼室１７内の温度が高いと燃焼騒音が大きくなる。 (1) Control method related to valve closing timing of the intake valve In the engine 1 that executes SPCCI combustion, in order to suppress combustion noise and realize stable SPCCI combustion, the timing at which CI combustion starts (θ CI : The inventors of the present application have found that it is necessary to adjust the temperature inside the combustion chamber 17 in (see FIG. 5) to an appropriate temperature. That is, if the temperature inside the combustion chamber 17 is low, the ignitability of CI combustion decreases. When the temperature inside the combustion chamber 17 is high, the combustion noise becomes large.

ＣＩ燃焼が開始するタイミングθＣＩにおける燃焼室１７内の温度は、主に、エンジン１の有効圧縮比に関係する。エンジン１の有効圧縮比は、幾何学的圧縮比εと、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとにより定まる。本願発明者らは、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンを実用化するために、ＳＰＣＣＩ燃焼が生じ得る幾何学的圧縮比εの範囲において、適切なＩＶＣの範囲が存在することを新たに見出した。ここに開示する技術は、ＳＰＣＣＩ燃焼という特有の燃焼形態を行うエンジンを実用化するためには、幾何学的圧縮比εと吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの間に、所定の関係が必要であることを見出した点に新しさがある。また、後述する、幾何学的圧縮比εと吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの間の関係式にも、新しさがある。 Timing at which CI combustion starts θ The temperature inside the combustion chamber 17 in CI is mainly related to the effective compression ratio of the engine 1. The effective compression ratio of the engine 1 is determined by the geometric compression ratio ε and the valve closing timing IVC of the intake valve 21. The inventors of the present application have newly found that an appropriate IVC range exists in the range of the geometric compression ratio ε in which SPCCI combustion can occur in order to put an engine capable of SPCCI combustion into practical use. The technology disclosed here requires a predetermined relationship between the geometric compression ratio ε and the valve closing timing IVC of the intake valve 21 in order to put into practical use an engine that performs a unique combustion form called SPCCI combustion. There is something new in finding that. Further, the relational expression between the geometric compression ratio ε and the valve closing timing IVC of the intake valve 21, which will be described later, is also new.

さらに、ここに開示する技術は、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジン１を制御するときに、幾何学的圧縮比εと吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの間の関係に基づいて、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを設定する点にも新しさがある。 Further, the technique disclosed herein is based on the relationship between the geometric compression ratio ε and the valve closing timing IVC of the intake valve 21 when controlling the engine 1 that performs SPCCI combustion, and the intake valve 21 is closed. There is also a new point in setting the valve timing IVC.

エンジン１は、混合気のＡ／Ｆを理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチにしかつ、Ｇ／Ｆを理論空燃比よりもリーンにしてＳＰＣＣＩ燃焼を行うとき（レイヤ２）と、混合気のＡ／Ｆを理論空燃比よりもリーンにしてＳＰＣＣＩ燃焼を行うとき（レイヤ３）と、を切り換える。レイヤ２における幾何学的圧縮比εと吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの関係は、レイヤ３における幾何学的圧縮比εと吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの関係とは異なる。 When the engine 1 performs SPCCI combustion by making the A / F of the air-fuel mixture richer than the stoichiometric air-fuel ratio or the stoichiometric air-fuel ratio and making the G / F leaner than the stoichiometric air-fuel ratio (layer 2), the air-fuel mixture of the air-fuel mixture It switches between when SPCCI combustion is performed with the A / F leaner than the stoichiometric air-fuel ratio (layer 3). The relationship between the geometric compression ratio ε in layer 2 and the valve closing timing IVC of the intake valve 21 is different from the relationship between the geometric compression ratio ε and the valve closing timing IVC of the intake valve 21 in layer 3.

（１−１）レイヤ２における幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係
図１５は、ＳＰＣＣＩ燃焼の特性を示している。具体的に図１５は、エンジン１が、レイヤ２と同様に、Ａ／Ｆが理論空燃比でかつ、Ｇ／Ｆが理論空燃比よりもリーンの混合気をＳＰＣＣＩ燃焼するときの、ＥＧＲ率（横軸）に対するＳＰＣＣＩ燃焼の成立範囲を示している。同図における縦軸は、燃焼重心に相当するクランク角度であり、燃焼重心は、図における上にいくほど進角する。 (1-1) Relationship between Geometric Compression Ratio and Valve Closing Timing of Intake Valve in Layer 2 FIG. 15 shows the characteristics of SPCCI combustion. Specifically, FIG. 15 shows the EGR ratio when the engine 1 SPCCI burns a lean mixture with A / F having a stoichiometric air-fuel ratio and G / F having a leaner air-fuel ratio than the stoichiometric air-fuel ratio, as in layer 2. The horizontal axis) shows the range of establishment of SPCCI combustion. The vertical axis in the figure is the crank angle corresponding to the center of gravity of combustion, and the center of gravity of combustion advances toward the top in the figure.

ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する範囲は、同図においてハッチングを付した範囲によって示される。ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する範囲は、「進角限界」の線と、「遅角限界」の線とによって挟まれている。「進角限界」の線は、燃焼重心がこの線よりも進角すると異常燃焼になるため、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立しないことを意味している。また、「遅角限界」の線は、燃焼重心がこの線よりも遅角すると、自己着火しなくなるため、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立しないことを意味している。 The range in which SPCCI combustion is established is indicated by the hatched range in the figure. The range in which SPCCI combustion is established is sandwiched between the "advance angle limit" line and the "retard angle limit" line. The "advance limit" line means that if the center of gravity of combustion advances beyond this line, abnormal combustion occurs, and therefore SPCCI combustion cannot be established. Further, the line of "retangle limit" means that if the center of gravity of combustion is retarded from this line, self-ignition does not occur, so that SPCCI combustion cannot be established.

同図における一点鎖線は、ＭＢＴ（Minimum advance for Best Torque）に相当する燃焼の燃焼重心を示している。ここでは、ＭＢＴに相当する燃焼の燃焼重心を、単にＭＢＴと呼ぶ。ＭＢＴは、ＥＧＲ率が高くなるほど進角する。 The alternate long and short dash line in the figure shows the center of gravity of combustion corresponding to MBT (Minimum advance for Best Torque). Here, the center of gravity of combustion corresponding to MBT is simply referred to as MBT. The MBT advances as the EGR rate increases.

燃費性能の向上の観点から、ＳＰＣＣＩ燃焼の燃焼重心は、ＭＢＴに近づけることが好ましい。ＥＧＲ率が高くなると、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する範囲も進角するが、「進角限界」の線と「遅角限界」の線との間隔が狭くなり、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する範囲は狭くなる。 From the viewpoint of improving fuel efficiency, it is preferable that the center of gravity of SPCCI combustion is close to that of the MBT. As the EGR rate increases, the range in which SPCCI combustion is established also advances, but the distance between the "advance limit" line and the "retard limit" line becomes narrower, and the range in which SPCCI combustion is established becomes narrower.

エンジン１の負荷が低いとき（「軽負荷」のとき）には、ＳＰＣＣＩ燃焼の成立する範囲が進角側であるため、図１５の両端矢印で示すように、ある程度の幅でＥＧＲ率を調節すると共に、燃焼重心を進角側及び遅角側に調節することにより、ＭＢＴに相当するＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。 When the load of the engine 1 is low (when the load is "light load"), the range in which SPCCI combustion is established is on the advance angle side, so the EGR rate is adjusted within a certain range as shown by the arrows on both ends in FIG. At the same time, by adjusting the center of gravity of combustion to the advance angle side and the retard angle side, SPCCI combustion corresponding to MBT can be realized.

エンジン１の負荷が高くなると、燃料供給量が増えることに対応して、燃焼室１７内に導入する空気量を増やさなければならない。空気量が増えることに対してＥＧＲ率を高くしようとすると、ＥＧＲガスも大量に燃焼室１７内に導入しなければならない。しかしながら、過給機４４の過給能力の限界のため、空気及びＥＧＲガスの両方を、燃焼室１７内に大量に導入することは難しい。そのため、エンジン１の負荷が高くなると、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する範囲は、遅角側になる。エンジン１の負荷が高いときに、ＳＰＣＣＩ燃焼の燃焼重心をＭＢＴに最も近づけようとすると、図１５の点ＹにおいてＳＰＣＣＩ燃焼を行わなければならない。点Ｙは、Ａ／Ｆを理論空燃比にした混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることができる上限負荷でのエンジン１の運転状態に相当する。エンジン１が上限負荷で運転しているときには、ＥＧＲ率の調節や燃焼重心の調節により、ＭＢＴに相当するＳＰＣＣＩ燃焼を実現することが難しい。 When the load of the engine 1 becomes high, the amount of air introduced into the combustion chamber 17 must be increased in response to the increase in the fuel supply amount. In order to increase the EGR rate with respect to the increase in the amount of air, a large amount of EGR gas must also be introduced into the combustion chamber 17. However, due to the limitation of the supercharging capacity of the turbocharger 44, it is difficult to introduce a large amount of both air and EGR gas into the combustion chamber 17. Therefore, when the load of the engine 1 becomes high, the range in which SPCCI combustion is established becomes the retard side. When the load of the engine 1 is high, if the combustion center of gravity of SPCCI combustion is to be brought closest to the MBT, SPCCI combustion must be performed at the point Y in FIG. The point Y corresponds to the operating state of the engine 1 at the upper limit load capable of SPCCI combustion of the air-fuel mixture having the A / F as the stoichiometric air-fuel ratio. When the engine 1 is operating at the upper limit load, it is difficult to realize SPCCI combustion corresponding to MBT by adjusting the EGR rate and the center of gravity of combustion.

エンジン１は、レイヤ２において低負荷から高負荷までの広い運転領域に亘って運転する。レイヤ２に関しては、エンジン１が上限負荷で運転している状態が、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する限界の運転状態に相当する。レイヤ２に関し、ＣＩ燃焼が開始するタイミング（θＣＩ）における燃焼室１７の温度が所定の温度となるような、εとＩＶＣとの関係を定めるにあたっては、エンジン１が上限負荷で運転しているときの、燃焼室１７内の温度に基づいて定める必要がある。 The engine 1 operates in layer 2 over a wide operating range from low load to high load. With respect to layer 2, the state in which the engine 1 is operating at the upper limit load corresponds to the operating state at the limit where SPCCI combustion is established. Regarding layer 2, the engine 1 is operating at the upper limit load in determining the relationship between ε and IVC so that the temperature of the combustion chamber 17 at the timing (θ CI ) when CI combustion starts becomes a predetermined temperature. It is necessary to determine based on the temperature in the combustion chamber 17 at that time.

エンジン１が上限負荷で運転しているときの、燃焼室１７内の温度を知るために、本願発明者らは、実際のエンジン１においてＳＰＣＣＩ燃焼を行い、そのエンジン１から取得した計測値を利用することにした。具体的に、本願発明者らは、エンジン１がレイヤ２における上限負荷で運転しているときの各種パラメータを計測すると共に、計測したパラメータから、θＣＩにおける燃焼室１７内の実際の温度を推定した。本願発明者らは、推定した複数の温度の平均値を基準温度Ｔｔｈ１と定めた。θＣＩにおける燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ１であれば、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。 In order to know the temperature in the combustion chamber 17 when the engine 1 is operating at the upper limit load, the inventors of the present application perform SPCCI combustion in the actual engine 1 and use the measured value acquired from the engine 1. I decided to do it. Specifically, the inventors of the present application measure various parameters when the engine 1 is operating at the upper limit load in layer 2, and estimate the actual temperature in the combustion chamber 17 in θ CI from the measured parameters. bottom. The inventors of the present application have defined the average value of a plurality of estimated temperatures as the reference temperature Tth1. If the reference temperature Tth1 temperature of the combustion chamber 17 in the theta CI, it is possible to realize a SPCCI combustion in the layer 2.

ここで、ＳＰＣＣＩ燃焼は、前述したように、点火タイミングの調節によって、θＣＩを調節することができる。しかしながら、エンジン１がレイヤ２における上限負荷で運転しているときに、θＣＩにおける燃焼室１７内の温度が、基準温度Ｔｔｈ１を超えるようになると、点火タイミングを調節しても、θＣＩを調節することができなくなる。一方、θＣＩにおける燃焼室１７内の温度が、基準温度Ｔｔｈ１以下であれば、点火タイミングを調節する（具体的には点火タイミングを進角する）ことにより、θＣＩにおける燃焼室１７内の温度を基準温度Ｔｔｈ１まで高めて、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。 Here, in the SPCCI combustion, the θ CI can be adjusted by adjusting the ignition timing as described above. However, when the engine 1 is operating at the upper limit load in layer 2, when the temperature in the combustion chamber 17 in θ CI exceeds the reference temperature Tth1, the θ CI is adjusted even if the ignition timing is adjusted. You will not be able to. On the other hand, the temperature in the combustion chamber 17 in the theta CI is, if the reference temperature Tth1 or less, by adjusting the ignition timing (specifically advances the ignition timing), the temperature in the combustion chamber 17 in theta CI Can be increased to the reference temperature Tth1 to realize SPCCI combustion.

よって、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現するためには、θＣＩにおける燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ１を超えないような、εとＩＶＣとの関係が要求される。 Therefore, in order to realize SPCCI combustion in the layer 2, the temperature of the combustion chamber 17 in the theta CI is such as not to exceed the reference temperature Tth1, the relationship between ε and IVC are required.

そこで、図１６に概念的に示すように、本願発明者らは、幾何学的圧縮比εと、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの二つのパラメータからなるマトリックスにおいて、εと、ＩＶＣとのそれぞれについて値を変更しながら、エンジン１のモデルを用いて、θＣＩ時の燃焼室１７の温度の推定演算を行った。基準温度Ｔｔｈ１以下となるεとＩＶＣとの組み合わせは、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。図１６に示すように、幾何学的圧縮比εが高くかつ、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣが吸気下死点に近づくと、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度は、基準温度Ｔｔｈ１を超えてしまう。 Therefore, as conceptually shown in FIG. 16, the inventors of the present application set the ε and the IVC in a matrix consisting of two parameters of the geometric compression ratio ε and the valve closing timing IVC of the intake valve 21. While changing the values for each, the estimation calculation of the temperature of the combustion chamber 17 at the time of θ CI was performed using the model of the engine 1. The combination of ε and IVC having a reference temperature of Tth1 or less can realize SPCCI combustion in layer 2. As shown in FIG. 16, when the geometric compression ratio ε is high and the valve closing timing IVC of the intake valve 21 approaches the intake bottom dead center, the temperature of the combustion chamber 17 during CI combustion exceeds the reference temperature Tth1. It ends up.

尚、図１６は、ＩＶＣを吸気下死点以降に設定したマトリックスである。図示は省略するが、本願発明者らは、ＩＶＣを吸気下死点以前に設定したマトリックスについても同様に、θＣＩ時の燃焼室１７の温度の推定演算を行うことによって、基準温度Ｔｔｈ１以下となるεとＩＶＣとの組み合わせを得た。 Note that FIG. 16 is a matrix in which the IVC is set after the inspiratory inferior dead center. Although not shown, the present inventors, also the matrix set the IVC previously intake bottom dead center, by performing the estimation calculation of the temperature of the theta CI when the combustion chamber 17, and the reference temperature Tth1 or less A combination of ε and IVC was obtained.

図１７の上図のグラフ１７０１は、εとＩＶＣとの組み合わせに基づいて算出した近似式（Ｉ）（II）を示している。グラフ１７０１の横軸は、幾何学的圧縮比ε、縦軸は吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）である。図示は省略しているが、本願発明者らは、グラフ１７０１の平面上に、基準温度Ｔｔｈ１以下となるεとＩＶＣとの組み合わせをプロットし、それらのプロット点に基づいて近似式（Ｉ）（II）を決定している。 Graph 1701 in the upper figure of FIG. 17 shows approximate equations (I) and (II) calculated based on the combination of ε and IVC. The horizontal axis of the graph 1701 is the geometric compression ratio ε, and the vertical axis is the valve closing timing IVC (deg. ABDC) of the intake valve 21. Although not shown, the inventors of the present application plot the combination of ε and IVC having a reference temperature of Tth1 or less on the plane of the graph 1701, and the approximate expression (I) (I) based on the plot points. II) has been decided.

グラフ１７０１は、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍであるときに相当する。近似式（Ｉ）及び（II）はそれぞれ、
近似式（Ｉ） ＩＶＣ＝−0.4288ε２＋31.518ε−379.88
近似式（II） ＩＶＣ＝1.9163ε２−89.935ε＋974.94
である。 Graph 1701 corresponds to the case where the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm. Approximate formulas (I) and (II) are shown respectively.
Approximate formula (I) IVC = -0.4288ε 2 + 31.518ε-379.88
Approximation formula (II) IVC = 1.9163ε 2 -89.935ε + 974.94
Is.

グラフ１７０１において、近似式（Ｉ）及び（II）並びにε＝１７よりも左側のεとＩＶＣとの組み合わせは、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ１以下となる。この組み合わせは、Ａ／Ｆが理論空燃比でかつ、Ｇ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることが可能である。 In the graph 1701, in the approximate equations (I) and (II) and the combination of ε and IVC on the left side of ε = 17, the temperature of the combustion chamber 17 at the time of CI combustion becomes the reference temperature Tth1 or less. With this combination, it is possible to SPCCI burn an air-fuel mixture whose A / F is the stoichiometric air-fuel ratio and whose G / F is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio.

前述したεとＩＶＣとの関係は、レイヤ２における燃焼室１７の上限温度に基づく関係である。 The relationship between ε and IVC described above is based on the upper limit temperature of the combustion chamber 17 in layer 2.

一方、レイヤ２において、エンジン１が軽負荷で運転しているときにも、燃焼室１７の温度が所定の温度となるように、εとＩＶＣとの関係を定めなければならない。 On the other hand, in layer 2, the relationship between ε and IVC must be determined so that the temperature of the combustion chamber 17 becomes a predetermined temperature even when the engine 1 is operating with a light load.

ＳＰＣＣＩ燃焼を行う燃焼室１７の温度は、圧縮行程でのピストン３の圧縮仕事による圧力上昇と、ＳＩ燃焼の発熱から生じる圧力上昇との二つの圧力上昇の結果である。ピストン３の圧縮仕事は有効圧縮比により定まる。有効圧縮比が低すぎるとピストン３の圧縮仕事による圧力上昇が小さい。ＳＰＣＣＩ燃焼における火炎伝播が進んでＳＩ燃焼の発熱により生じる圧力上昇が相当高まらないと、筒内温度を着火温度まで高めることができない。結果、圧縮自己着火する混合気量が少なく、多くの混合気が火炎伝播で燃焼するので、燃焼期間が長く燃費効率が低下する。ＳＰＣＣＩ燃焼において安定してＣＩ燃焼を起こして燃費効率を最大化するためには、有効圧縮比を、ある値以上に保つ必要がある。よって、εとＩＶＣとの関係を定めなければならない。 The temperature of the combustion chamber 17 that performs SPCCI combustion is the result of two pressure increases, that is, the pressure increase due to the compression work of the piston 3 in the compression stroke and the pressure increase resulting from the heat generation of SI combustion. The compression work of the piston 3 is determined by the effective compression ratio. If the effective compression ratio is too low, the pressure rise due to the compression work of the piston 3 is small. Unless the flame propagation in SPCCI combustion progresses and the pressure rise caused by the heat generated by SI combustion increases considerably, the in-cylinder temperature cannot be raised to the ignition temperature. As a result, the amount of the air-fuel mixture that compresses and self-ignites is small, and a large amount of the air-fuel mixture burns by flame propagation, so that the combustion period is long and the fuel efficiency is lowered. In order to stably cause CI combustion in SPCCI combustion and maximize fuel efficiency, it is necessary to keep the effective compression ratio at a certain value or higher. Therefore, the relationship between ε and IVC must be determined.

本願発明者らは、前記と同様に、実際のエンジン１が軽負荷で運転しているときの各種パラメータを計測すると共に、計測したパラメータから、θＣＩにおける燃焼室１７内の実際の温度を推定した。本願発明者らは、推定した複数の温度の平均値を基準温度Ｔｔｈ２と定めた。 In the same manner as described above, the inventors of the present application measure various parameters when the actual engine 1 is operating with a light load, and estimate the actual temperature in the combustion chamber 17 in θ CI from the measured parameters. bottom. The inventors of the present application have defined the average value of a plurality of estimated temperatures as the reference temperature Tth2.

エンジン１が軽負荷で運転しているときに、θＣＩにおける燃焼室１７内の温度が基準温度Ｔｔｈ２以上であれば、点火タイミングを遅らせることによって、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。しかしながら、θＣＩにおける燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ２よりも低いと、温度が低すぎるため、点火タイミングを進めても、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができない。 When the engine 1 is operating with a light load, if the temperature in the combustion chamber 17 in θ CI is equal to or higher than the reference temperature Tth2, SPCCI combustion can be realized by delaying the ignition timing. However, if the temperature of the combustion chamber 17 in θ CI is lower than the reference temperature Tth2, the temperature is too low, and even if the ignition timing is advanced, SPCCI combustion cannot be realized.

よって、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現するためには、θＣＩにおける燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ２以上となるような、εとＩＶＣとの関係が要求される。 Therefore, in order to realize SPCCI combustion in the layer 2, the temperature of the combustion chamber 17 in the theta CI is such that the reference temperature Tth2 or more, the relationship between ε and IVC are required.

本願発明者らは、図１６に示すマトリックスと同様に、幾何学的圧縮比εと、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの二つのパラメータからなるマトリックスにおいて、εと、ＩＶＣとのそれぞれについて値を変更しながら、エンジン１のモデルを用いて、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度の推定演算を行った。このマトリックスにおいては、基準温度Ｔｔｈ２以上となるεとＩＶＣとの組み合わせは、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。 Similar to the matrix shown in FIG. 16, the inventors of the present application set values for each of ε and IVC in a matrix consisting of two parameters, that is, the geometric compression ratio ε and the valve closing timing IVC of the intake valve 21. The temperature of the combustion chamber 17 at the time of CI combustion was estimated by using the model of the engine 1 while changing the above. In this matrix, the combination of ε and IVC with a reference temperature of Tth2 or higher can achieve SPCCI combustion in layer 2.

図１７のグラフ１７０１には、基準温度Ｔｔｈ２以上となるεとＩＶＣとの組み合わせに基づいて算出した近似式（III）及び（IV）も示している。近似式（III）及び（IV）はそれぞれ、
近似式（III） ＩＶＣ＝−0.4234ε２＋22.926ε−167.84
近似式（IV） ＩＶＣ＝0.4234ε２−22.926ε＋207.84
である。 Graph 1701 in FIG. 17 also shows approximate equations (III) and (IV) calculated based on the combination of ε and IVC having a reference temperature of Tth2 or higher. Approximate formulas (III) and (IV) are, respectively.
Approximate formula (III) IVC = -0.4234ε 2 + 22.926ε-167.84
Approximation formula (IV) IVC = 0.4234ε 2 -22.926ε + 207.84
Is.

グラフ１７０１において、近似式（III）及び（IV）よりも右側のεとＩＶＣとの組み合わせは、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ２以上となる。この組み合わせは、Ａ／Ｆが理論空燃比でかつ、Ｇ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることが可能になる。 In the graph 1701, in the combination of ε and IVC on the right side of the approximate equations (III) and (IV), the temperature of the combustion chamber 17 at the time of CI combustion becomes the reference temperature Tth2 or more. This combination makes it possible to SPCCI burn an air-fuel mixture having an A / F having a stoichiometric air-fuel ratio and a G / F leaner than the stoichiometric air-fuel ratio.

図１７からわかるように、εとＩＶＣとの関係は、ＩＶＣ＝約２０deg. aBDCを中心に、上下方向に、略対称である。ＩＶＣ＝２０deg. aBDCは、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、燃焼室１７内に導入されるガス量が最大となる閉弁タイミング（つまり、ベストＩＶＣ）に相当する。また、ＩＶＣ＝１２０deg. aBDCは、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣの遅角限界、ＩＶＣ＝−８０deg. aBDCは、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣの進角限界である。 As can be seen from FIG. 17, the relationship between ε and IVC is substantially symmetrical in the vertical direction with IVC = about 20 deg. A BDC as the center. IVC = 20 deg. ABDC corresponds to the valve closing timing (that is, the best IVC) at which the amount of gas introduced into the combustion chamber 17 is maximized when the engine speed is 2000 rpm. Further, IVC = 120 deg. ABDC is the retard limit of the valve closing timing IVC of the intake valve 21, and IVC = −80 deg. ABDC is the advance limit of the valve closing timing IVC of the intake valve 21.

図１７において近似式（Ｉ）（II）（III）（IV）に囲まれた範囲内のεとＩＶＣとの組み合わせは、レイヤ２において、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジン１を実用化することができる組み合わせである。言い換えると、この範囲外のεとＩＶＣとの組み合わせは、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジン１を実用化することができない。 The combination of ε and IVC within the range surrounded by the approximate equations (I), (II), (III), and (IV) in FIG. 17 is a combination in which the engine 1 that performs SPCCI combustion can be put into practical use in layer 2. Is. In other words, the combination of ε and IVC outside this range makes it impossible to put the engine 1 that performs SPCCI combustion in layer 2 into practical use.

ＥＣＵ１０は、レイヤ２においてエンジン１を運転するときに、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを定めるときには、図１７における斜線を付したε−ＩＶＣ成立範囲内においてＩＶＣを定めなければならない。 When the ECU 10 determines the valve closing timing IVC of the intake valve 21 when operating the engine 1 in layer 2, the ECU 10 must determine the IVC within the shaded ε-IVC establishment range in FIG.

具体的に、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１７に定めると、
0.4234ε２−22.926ε＋207.84≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋22.926ε−167.84 …（１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Specifically, when the ECU 10 sets the geometric compression ratio ε to 10 ≦ ε <17,
0.4234ε 2 -22.926ε + 207.84 ≦ IVC ≦ -0.4234ε 2 + 22.926ε-167.84 ... (1)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

また、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを１７≦ε＜２０に定めると、
−0.4288ε２＋31.518ε−379.88≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋22.926ε−167.84 …（２）
又は、
0.4234ε２−22.926ε＋207.84≦ＩＶＣ≦1.9163ε２−89.935ε＋974.94 …（３）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the ECU 10 sets the geometric compression ratio ε to 17 ≦ ε <20,
−0.4288ε 2 ＋31.518ε−379.88 ≦ IVC ≦ −0.4234ε 2 ＋22.926ε－167.84… (2)
Or
0.4234ε 2 −22.926ε ＋ 207.84 ≦ IVC ≦ 1.9163ε 2 −89.935ε ＋ 974.94… (3)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

さらに、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを２０≦ε≦３０に定めると、
−0.4288ε２＋31.518ε−379.88≦ＩＶＣ≦120 …（４）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9163ε２−89.935ε＋974.94 …（５）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the ECU 10 sets the geometric compression ratio ε to 20 ≦ ε ≦ 30,
−0.4288ε 2 ＋ 31.518ε −379.88 ≦ IVC ≦ 120… (4)
Or
-80 ≤ IVC ≤ 1.9163ε 2 −89.935ε ＋ 974.94… (5)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

前記関係式（１）〜（５）に基づいて、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを設定することによって、Ａ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチでかつ、Ｇ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることが実現する。尚、閉弁タイミングＩＶＣは、レイヤ２における、エンジン１の負荷及び回転数によって定まる各々の運転状態について設定される。図１７の実線で示す例は、前述したように、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときのε−ＩＶＣ成立範囲である。エンジン１の回転数が変わるとε−ＩＶＣ成立範囲も変わる。エンジン１の回転数が高くなると、ベストＩＶＣは遅角する。 By setting the valve closing timing IVC of the intake valve 21 based on the relational expressions (1) to (5), the A / F is richer than the stoichiometric air-fuel ratio or the stoichiometric air-fuel ratio, and the G / F is theoretical. It is possible to burn SPCCI a mixture leaner than the air-fuel ratio. The valve closing timing IVC is set for each operating state in layer 2 determined by the load and the rotation speed of the engine 1. As described above, the example shown by the solid line in FIG. 17 is the ε-IVC establishment range when the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm. When the number of revolutions of the engine 1 changes, the range of establishment of ε-IVC also changes. As the engine speed increases, the best IVC retards.

具体的に、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、ベストＩＶＣは約２２deg. aBDCである。エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときのε−ＩＶＣ成立範囲は、図１７に破線で示すように、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときのε−ＩＶＣ成立範囲に対して、約２deg.分だけ、遅角側に平行移動する。 Specifically, when the engine speed is 3000 rpm, the best IVC is about 22 deg. A BDC. As shown by the broken line in FIG. 17, the range of establishment of ε-IVC when the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm is about 2 deg. Minutes with respect to the range of establishment of ε-IVC when the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm. , Moves in parallel to the retard side.

よって、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
0.4234ε２−22.926ε＋209.84≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋22.926ε−165.84 …（１−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Therefore, when the geometric compression ratio ε is set to 10 ≦ ε <17, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm.
0.4234ε 2 -22.926ε + 209.84 ≦ IVC ≦ -0.4234ε 2 + 22.926ε-165.84 ... (1 -1)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

また、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを１７≦ε＜２０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
−0.4288ε２＋31.518ε−377.88≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋22.926ε−165.84 …（２−１）
又は、
0.4234ε２−22.926ε＋209.84≦ＩＶＣ≦1.9163ε２−89.935ε＋976.94 …（３−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 17 ≦ ε <20, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm.
-0.4288ε 2 + 31.518ε-377.88 ≦ IVC ≦ -0.4234ε 2 + 22.926ε-165.84 ... (2 -1)
Or
0.4234ε 2 -22.926ε + 209.84 ≦ IVC ≦ 1.9163ε 2 -89.935ε + 976.94 ... (3 -1)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

さらに、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを２０≦ε≦３０に定めると、
−0.4288ε２＋31.518ε−377.88≦ＩＶＣ≦120 …（４−１）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9163ε２−87.935ε＋976.94 …（５−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the ECU 10 sets the geometric compression ratio ε to 20 ≦ ε ≦ 30,
-0.4288ε 2 + 31.518ε-377.88 ≦ IVC ≦ 120 ... (4 -1)
Or
-80 ≦ IVC ≦ 1.9163ε 2 -87.935ε + 976.94 ... (5 -1)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

また、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、ベストＩＶＣは約２８deg. aBDCである。エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときのε−ＩＶＣ成立範囲は、図１７に一点鎖線で示すように、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときのε−ＩＶＣ成立範囲に対して、約８deg.分だけ、遅角側に平行移動する。 Also, when the engine speed is 4000 rpm, the best IVC is about 28 deg. A BDC. As shown by the alternate long and short dash line in FIG. 17, the range of establishment of ε-IVC when the rotation speed of engine 1 is 4000 rpm is about 8 deg. Minutes with respect to the range of establishment of ε-IVC when the rotation speed of engine 1 is 2000 rpm. Only move in parallel to the retard side.

よって、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
0.4234ε２−22.926ε＋215.84≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋22.926ε−159.84 …（１−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Therefore, when the geometric compression ratio ε is set to 10 ≦ ε <17, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm.
0.4234ε 2 -22.926ε + 215.84 ≦ IVC ≦ -0.4234ε 2 + 22.926ε-159.84 ... (1 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

また、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを１７≦ε＜２０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
−0.4288ε２＋31.518ε−371.88≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋22.926ε−159.84 …（２−２）
又は、
0.4234ε２−22.926ε＋215.84≦ＩＶＣ≦1.9163ε２−89.935ε＋982.94 …（３−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 17 ≦ ε <20, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm.
-0.4288ε 2 + 31.518ε-371.88 ≦ IVC ≦ -0.4234ε 2 + 22.926ε-159.84 ... (2 -2)
Or
0.4234ε 2 -22.926ε + 215.84 ≦ IVC ≦ 1.9163ε 2 -89.935ε + 982.94 ... (3 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

さらに、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを２０≦ε≦３０に定めると、
−0.4288ε２＋31.518ε−371.88≦ＩＶＣ≦120 …（４−２）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9163ε２−89.935ε＋982.94 …（５−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the ECU 10 sets the geometric compression ratio ε to 20 ≦ ε ≦ 30,
-0.4288ε 2 + 31.518ε-371.88 ≦ IVC ≦ 120 ... (4 -2)
Or
-80 ≦ IVC ≦ 1.9163ε 2 -89.935ε + 982.94 ... (5 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

エンジン１の回転数NE（rpm）に係る補正項Cを、
C=3.3×10−１０NE３−1.0×10−６NE３＋7.0×10−４NE
と定めると、レイヤ２におけるεとＩＶＣとの関係式は、次のように表すことができる。
幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜１７であれば、
0.4234ε２−22.926ε＋207.84＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋22.926ε−167.84＋C …（１−３）
何学的圧縮比εが１７≦ε＜２０であれば、
−0.4288ε２＋31.518ε−379.88＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋22.926ε−167.84＋C …（２−３）
又は、
0.4234ε２−22.926ε＋207.84＋C≦ＩＶＣ≦1.9163ε２−89.935ε＋974.94＋C …（３−３）
幾何学的圧縮比εが２０≦ε≦３０であれば、
−0.4288ε２＋31.518ε−379.88＋C≦ＩＶＣ≦120 …（４−３）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9163ε２−89.935ε＋974.94＋C …（５−３）
ＥＣＵ１０は、エンジン１の回転数毎に定めたε−ＩＶＣ成立範囲に基づいて、閉弁タイミングＩＶＣを定める。その結果、ＥＣＵ１０は、図１１に例示するような、レイヤ２における吸気弁２１のバルブタイミングを設定することができる。 Correction item C related to the rotation speed NE (rpm) of the engine 1
C = 3.3 × 10 -10 NE 3 −1.0 × 10 -6 NE 3 + 7.0 × 10 -4 NE
Then, the relational expression between ε and IVC in layer 2 can be expressed as follows.
If the geometric compression ratio ε is 10 ≤ ε <17,
0.4234ε 2 -22.926ε + 207.84 + C ≦ IVC ≦ -0.4234ε 2 + 22.926ε-167.84 + C ... (1 -3)
If the dynamic compression ratio ε is 17 ≤ ε <20,
−0.4288ε 2 ＋ 31.518ε−379.88 ＋ C ≦ IVC ≦ −0.4234ε 2 ＋ 22.926ε－167.84 ＋ C… (2 -3 )
Or
0.4234ε 2 -22.926ε + 207.84 + C ≦ IVC ≦ 1.9163ε 2 -89.935ε + 974.94 + C ... (3 -3)
If the geometric compression ratio ε is 20 ≦ ε ≦ 30,
−0.4288ε 2 ＋ 31.518ε −379.88 ＋ C ≦ IVC ≦ 120… (4 -3 )
Or
-80 ≤ IVC ≤ 1.9163ε 2 −89.935ε ＋ 974.94 ＋ C… (5 -3 )
The ECU 10 determines the valve closing timing IVC based on the ε-IVC establishment range determined for each rotation speed of the engine 1. As a result, the ECU 10 can set the valve timing of the intake valve 21 in the layer 2 as illustrated in FIG.

（１−２）オクタン価の相違によるε−ＩＶＣ成立範囲の変化
図１７のグラフ１７０１は、燃料が高オクタン価燃料であるとき（オクタン価が９６程度）のεとＩＶＣとの関係である。下図に示すグラフ１７０２は、燃料が低オクタン価燃料であるとき（オクタン価が９１程度）のεとＩＶＣとの関係である。本願発明者らの検討によると、低オクタン価燃料であるときには、ε−ＩＶＣ成立範囲が、高オクタン価燃料のε−ＩＶＣ成立範囲に対して１．３圧縮比分、低圧縮比の方にシフトすることがわかった。 (1-2) Change in ε-IVC establishment range due to difference in octane number Graph 1701 in FIG. 17 shows the relationship between ε and IVC when the fuel is a high octane fuel (octane number is about 96). Graph 1702 shown in the figure below shows the relationship between ε and IVC when the fuel is a low octane fuel (octane number is about 91). According to the study by the inventors of the present application, when the fuel has a low octane number, the range of formation of ε-IVC is shifted toward the low compression ratio by 1.3 compression ratio with respect to the range of formation of ε-IVC of the high octane fuel. I understood.

よって、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、閉弁タイミングＩＶＣを定める場合、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
0.4234ε２−21.826ε＋178.75≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋21.826ε−138.75 …（６）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Therefore, when the valve closing timing IVC is set in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 sets the geometric compression ratio ε to 10 ≦ ε <15.7, and when the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm, the ECU 10 sets the geometric compression ratio ε to 10 ≦ ε <15.7.
0.4234ε 2 −21.826ε ＋ 178.75 ≦ IVC ≦ −0.4234ε 2 ＋ 21.826ε −138.75… (6)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

また、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１５．７≦ε＜１８．７に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε２＋34.859ε−377.22≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋21.826ε−138.75 …（７）
又は、
0.4234ε２−21.826ε＋178.75≦ＩＶＣ≦1.9211ε２−85.076ε＋862.01 …（８）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 15.7 ≦ ε <18.7 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm.
−0.5603ε 2 ＋ 34.859ε−377.22 ≦ IVC ≦ −0.4234ε 2 ＋ 21.826ε −138.75… (7)
Or
0.4234ε 2 −21.826ε ＋ 178.75 ≦ IVC ≦ 1.9211ε 2 −85.076ε ＋ 862.01… (8)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

さらに、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１８．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε２＋34.859ε−377.22≦ＩＶＣ≦120 …（９）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9211ε２−85.076ε＋862.01 …（１０）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 18.7 ≦ ε ≦ 30 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm.
−0.5603ε 2 ＋ 34.859ε−377.22 ≦ IVC ≦ 120… (9)
Or
-80 ≤ IVC ≤ 1.9211ε 2 −85.076ε ＋ 862.01… (10)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

図１７のグラフ１７０２にクロスハッチングを付した範囲は、高オクタン価燃料のε−ＩＶＣ成立範囲と、低オクタン価燃料のε−ＩＶＣ成立範囲とが重なる範囲である。二つの成立範囲が重なる範囲内においてＩＶＣを定めると、高オクタン価燃料を用いるエンジン１、及び、低オクタン価燃料を用いるエンジン１の両方に適合する制御ロジックとすることができる。燃料のオクタン価が仕向け地ごとに異なっていても、ＥＣＵ１０は、エンジンの制御ロジックを一括して用いることができる。 The range of graph 1702 in FIG. 17 with cross-hatching is a range in which the ε-IVC formation range of the high octane fuel and the ε-IVC formation range of the low octane fuel overlap. If the IVC is defined within the range where the two establishment ranges overlap, the control logic can be adapted to both the engine 1 using the high octane fuel and the engine 1 using the low octane fuel. Even if the octane number of the fuel differs depending on the destination, the ECU 10 can collectively use the control logic of the engine.

尚、図示は省略するが、低オクタン価燃料のエンジン１においても、エンジン１の回転数が高くなると、ε−ＩＶＣ成立範囲が遅角側に平行移動する。ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
0.4234ε２−21.826ε＋180.75≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋21.826ε−136.75 …（６−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Although not shown, even in the engine 1 with a low octane number fuel, when the rotation speed of the engine 1 increases, the ε-IVC formation range translates to the retard side. When the geometric compression ratio ε is set to 10 ≦ ε <15.7 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm.
0.4234ε 2 -21.826ε + 180.75 ≦ IVC ≦ -0.4234ε 2 + 21.826ε-136.75 ... (6 -1)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

また、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１５．７≦ε＜１８．７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε２＋34.859ε−375.22≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋21.826ε−136.75 …（７−１）
又は、
0.4234ε２−21.826ε＋180.75≦ＩＶＣ≦1.9211ε２−85.076ε＋864.01 …（８−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 15.7 ≦ ε <18.7 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm.
-0.5603ε 2 + 34.859ε-375.22 ≦ IVC ≦ -0.4234ε 2 + 21.826ε-136.75 ... (7 -1)
Or
0.4234ε 2 −21.826ε ＋ 180.75 ≦ IVC ≦ 1.9211ε 2 −85.076ε ＋ 864.01… (8 -1 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

さらに、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１８．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε２＋34.859ε−375.22≦ＩＶＣ≦120 …（９−１）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9211ε２−85.076ε＋864.01 …（１０−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 18.7 ≦ ε ≦ 30 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm.
-0.5603ε 2 +34.859ε-375.22 ≤ IVC ≤ 120 ... (9 -1 )
Or
-80 ≤ IVC ≤ 1.9211 ε 2 -85.076 ε ＋ 864.01… (10 -1 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

また、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
0.4234ε２−21.826ε＋186.75≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋21.826ε−130.75 …（６−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 10 ≦ ε <15.7 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm.
0.4234ε 2 -21.826ε + 186.75 ≦ IVC ≦ -0.4234ε 2 + 21.826ε-130.75 ... (6 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

また、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１５．７≦ε＜１８．７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε２＋34.859ε−369.22≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋21.826ε−130.75 …（７−２）
又は、
0.4234ε２−21.826ε＋186.75≦ＩＶＣ≦1.9211ε２−85.076ε＋870.01 …（８−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 15.7 ≦ ε <18.7 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm.
-0.5603ε 2 + 34.859ε-369.22 ≦ IVC ≦ -0.4234ε 2 + 21.826ε-130.75 ... (7 -2)
Or
0.4234ε 2 -21.826ε + 186.75 ≦ IVC ≦ 1.9211ε 2 -85.076ε + 870.01 ... (8 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

さらに、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１８．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε２＋34.859ε−369.22≦ＩＶＣ≦120 …（９−２）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9211ε２−77.076ε＋870.01 …（１０−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 18.7 ≦ ε ≦ 30 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm.
-0.5603ε 2 + 34.859ε-369.22 ≦ IVC ≦ 120 ... (9 -2)
Or
-80 ≦ IVC ≦ 1.9211ε 2 -77.076ε + 870.01 ... (10 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

前記と同様に、エンジン１の回転数NE（rpm）に係る補正項Cを用いると、低オクタン価燃料のエンジン１において、レイヤ２におけるεとＩＶＣとの関係式は、次のように表すことができる。
幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜１５．７であれば、
0.4234ε２−21.826ε＋178.75＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋21.826ε−138.75＋C …（６−３）
幾何学的圧縮比εが１５．７≦ε＜１８．７であれば、
−0.5603ε２＋34.859ε−377.22＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋21.826ε−138.75＋C …（７−３）
又は、
0.4234ε２−21.826ε＋178.75＋C≦ＩＶＣ≦1.9211ε２−85.076ε＋862.01＋C …（８−３）
幾何学的圧縮比εが１８．７≦ε≦３０であれば、
−0.5603ε２＋34.859ε−377.22＋C≦ＩＶＣ≦120 …（９−３）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9211ε２−85.076ε＋862.01＋C …（１０−３） Similarly to the above, when the correction term C relating to the rotation speed NE (rpm) of the engine 1 is used, the relational expression between ε and IVC in layer 2 can be expressed as follows in the engine 1 having a low octane number fuel. can.
If the geometric compression ratio ε is 10 ≤ ε <15.7,
0.4234ε 2 −21.826ε ＋ 178.75 ＋ C ≦ IVC ≦ −0.4234ε 2 ＋ 21.826ε −138.75 ＋ C… (6 -3 )
If the geometric compression ratio ε is 15.7 ≤ ε <18.7,
−0.5603ε 2 ＋ 34.859ε−377.22 ＋ C ≦ IVC ≦ −0.4234ε 2 ＋ 21.826ε −138.75 ＋ C… (7 -3 )
Or
0.4234ε 2 −21.826ε ＋ 178.75 ＋ C ≦ IVC ≦ 1.9211ε 2 −85.076ε ＋ 862.01 ＋ C… (8 -3 )
If the geometric compression ratio ε is 18.7 ≤ ε ≤ 30,
−0.5603ε 2 ＋ 34.859ε−377.22 ＋ C ≦ IVC ≦ 120… (9 -3 )
Or
-80 ≤ IVC ≤ 1.9211ε 2 −85.076ε ＋ 862.01 ＋ C… (10 -3 )

（１−３）レイヤ３における幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係
図１８は、エンジン１が、レイヤ３と同様に、Ａ／Ｆを理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させるときの、ＳＰＣＣＩ燃焼の特性を示している。具体的に図１８は、Ｇ／Ｆ（横軸）に対しＳＰＣＣＩ燃焼が安定する範囲を示している。同図における縦軸は、燃焼重心に相当するクランク角であり、燃焼重心は、図における上にいくほど進角する。 (1-3) Relationship between the geometric compression ratio in layer 3 and the valve closing timing of the intake valve In FIG. 18, the engine 1 has an A / F leaner than the stoichiometric air-fuel ratio as in layer 3. Shows the characteristics of SPCCI combustion when SPCCI combustion is performed. Specifically, FIG. 18 shows a range in which SPCCI combustion is stable with respect to G / F (horizontal axis). The vertical axis in the figure is the crank angle corresponding to the center of gravity of combustion, and the center of gravity of combustion advances toward the top in the figure.

ＳＰＣＣＩ燃焼が安定する範囲は、同図において曲線で囲まれた範囲である。エンジン１の負荷が低いときには、図１８における左上にＳＰＣＣＩ燃焼が安定する範囲が位置する。エンジン１の負荷が高くなると、ＳＰＣＣＩ燃焼が安定する範囲が、図１８における下方に移動する。 The range in which SPCCI combustion is stable is the range surrounded by a curve in the figure. When the load of the engine 1 is low, the range in which SPCCI combustion is stable is located in the upper left of FIG. When the load of the engine 1 becomes high, the range in which the SPCCI combustion stabilizes moves downward in FIG.

図１８にはまた、ＲａｗＮＯｘの排出を抑制することができる範囲を示している。ＲａｗＮＯｘの排出を抑制することができる範囲は、図１８における右下に位置している。この範囲は、図１８において三角形状を有している。Ａ／Ｆが理論空燃比よりもリーンであると、三元触媒によってＲａｗＮＯｘを浄化することができない。レイヤ３においてエンジン１は、ＳＰＣＣＩ燃焼の安定性を確保することと、ＲａｗＮＯｘの排出を抑制することとの両方を満足させなければならない。 FIG. 18 also shows a range in which the emission of RawNOx can be suppressed. The range in which the emission of RawNOx can be suppressed is located at the lower right in FIG. This range has a triangular shape in FIG. If the A / F is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio, the RawNOx cannot be purified by the three-way catalyst. In layer 3, the engine 1 must satisfy both ensuring the stability of SPCCI combustion and suppressing the emission of RawNOx.

同図からわかるように、エンジン１の負荷が高いと、燃焼安定性が確保される範囲と、ＲａｗＮＯｘの排出を抑制することができる範囲とが重なる面積は大きくなる。一方、エンジン１の負荷が低いと、燃焼安定性が確保される範囲と、ＲａｗＮＯｘの排出を抑制することができる範囲とが重なる面積は小さくなる。 As can be seen from the figure, when the load of the engine 1 is high, the area where the range where the combustion stability is ensured and the range where the emission of RawNOx can be suppressed becomes large. On the other hand, when the load of the engine 1 is low, the area where the range where combustion stability is ensured and the range where the emission of RawNOx can be suppressed becomes small.

レイヤ３に関しては、エンジン１が軽負荷で運転している状態が、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する限界の運転状態に相当する。レイヤ３に関し、ＣＩ燃焼が開始するタイミング（θＣＩ）における燃焼室１７の温度が所定の温度となるような、εとＩＶＣとの関係を定めるにあたっては、エンジン１が軽負荷で運転しているときの燃焼室１７内の温度に基づいて定める必要がある。 With respect to layer 3, the state in which the engine 1 is operating with a light load corresponds to the operating state at the limit where SPCCI combustion is established. Regarding layer 3, the engine 1 is operating with a light load in determining the relationship between ε and IVC so that the temperature of the combustion chamber 17 at the timing when CI combustion starts (θ CI) becomes a predetermined temperature. It is necessary to determine based on the temperature in the combustion chamber 17 at that time.

本願発明者らは、前記と同様に、実際のエンジン１において、レイヤ３における軽負荷で運転しているときの各種パラメータを計測すると共に、計測したパラメータから、θＣＩにおける燃焼室１７内の実際の温度を推定した。そして、推定した複数の温度の平均値を基準温度Ｔｔｈ３と定めた。θＣＩにおける燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ３であれば、レイヤ３においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。この基準温度Ｔｔｈ３は下限温度に相当する。エンジン１が軽負荷で運転しているときには、θＣＩにおける燃焼室１７内の温度が基準温度Ｔｔｈ３以上であれば、点火タイミングを遅らせることによってＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。しかしながら、θＣＩにおける燃焼室１７内の温度が基準温度Ｔｔｈ３未満であると、点火タイミングを進めてもＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができない。 In the same manner as described above, the inventors of the present application measure various parameters when operating with a light load in layer 3 in the actual engine 1, and from the measured parameters, the actual in the combustion chamber 17 in θ CI. The temperature was estimated. Then, the average value of the estimated plurality of temperatures was set as the reference temperature Tth3. If the reference temperature Tth3 temperature of the combustion chamber 17 in the theta CI, it is possible to realize a SPCCI combustion in the layer 3. This reference temperature Tth3 corresponds to the lower limit temperature. When the engine 1 is operating with a light load, if the temperature in the combustion chamber 17 in θ CI is equal to or higher than the reference temperature Tth3, SPCCI combustion can be realized by delaying the ignition timing. However, if the temperature in the combustion chamber 17 in θ CI is less than the reference temperature Tth3, SPCCI combustion cannot be realized even if the ignition timing is advanced.

よって、レイヤ３において安定的なＳＰＣＣＩ燃焼を実現するためには、θＣＩにおける燃焼室１７内の温度が基準温度Ｔｔｈ３以上となるような、εとＩＶＣとの関係が要求される。 Therefore, in order to achieve a stable SPCCI combustion in the layer 3, the temperature in the combustion chamber 17 in the theta CI is such that the reference temperature Tth3 above, the relationship between ε and IVC are required.

そこで、図１９に概念的に示すように、本願発明者らは、幾何学的圧縮比ε毎（ε１、ε２、・・・）の、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣと、吸気弁２１及び排気弁２２のオーバーラップ期間Ｏ／Ｌとのマトリックスにおいて、ＩＶＣとＯ／Ｌとのそれぞれについて値を変更しながら、エンジン１のモデルを用いて、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度の推定演算を行った（符号１９０１）。符号１９０１のマトリックスにハッチングを付したように、基準温度Ｔｔｈ３以上となるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせは、レイヤ３においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。 Therefore, as conceptually shown in FIG. 19, the inventors of the present application have set the valve closing timing IVC of the intake valve 21 and the intake valve 21 and the intake valve 21 for each geometric compression ratio ε (ε1, ε2, ...). Estimating the temperature of the combustion chamber 17 during CI combustion using the model of engine 1 while changing the values for each of IVC and O / L in the matrix with the overlap period O / L of the exhaust valve 22. Was performed (reference numeral 1901). As shown by hatching the matrix of reference numeral 1901, the combination of IVC and O / L having a reference temperature of Tth3 or higher can realize SPCCI combustion in layer 3.

また、ＲａｗＮＯｘの排出を抑制するためには、混合気のＧ／Ｆは所定値以上にしなければならない。図１９に符号１９０２で示すように、本願発明者らは、閉弁タイミングＩＶＣとオーバーラップ期間Ｏ／Ｌとの二つのパラメータからなるマトリックスにおいて、ＩＶＣとＯ／Ｌとのそれぞれについて値を変更しながら、エンジン１のモデルを用いて、Ｇ／Ｆの推定演算を行った。符号１９０２のマトリックスに斜線を付したように、Ｇ／Ｆが所定値以上となるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせは、ＲａｗＮＯｘの排出を抑制することができる。 Further, in order to suppress the discharge of RawNOx, the G / F of the air-fuel mixture must be a predetermined value or more. As shown by reference numeral 1902 in FIG. 19, the inventors of the present application changed the values for IVC and O / L in the matrix consisting of two parameters of the valve closing timing IVC and the overlap period O / L. However, the G / F estimation calculation was performed using the engine 1 model. As shown by the shaded lines in the matrix of reference numeral 1902, the combination of IVC and O / L having a G / F of a predetermined value or more can suppress the emission of RawNOx.

そして、本願発明者らは、符号１９０１に示す、基準温度Ｔｔｈ３以上となるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせと、符号１９０２に示す、Ｇ／Ｆが所定値以上となるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせとを重ねることによって、ＳＰＣＣＩ燃焼の安定性と、ＲａｗＮＯｘの排出の抑制との両方を実現することができるεとＩＶＣとのとの関係を定めた。つまり、符号１９０３のマトリックスにおいて、クロスハッチングを付した範囲は、ＳＰＣＣＩ燃焼の安定性と、ＮＯｘ排出の抑制との両方を実現することができるεとＩＶＣとの組み合わせである。 Then, the inventors of the present application have combined the combination of IVC and O / L whose reference temperature is Tth3 or higher, as shown by reference numeral 1901, and the IVC and O / L, which are indicated by reference numeral 1902 and whose G / F is equal to or higher than a predetermined value. By superimposing the combinations, the relationship between ε and IVC, which can realize both the stability of SPCCI combustion and the suppression of RawNOx emission, was determined. That is, in the matrix of reference numeral 1903, the cross-hatched range is a combination of ε and IVC that can achieve both stability of SPCCI combustion and suppression of NOx emissions.

尚、図示は省略するが、本願発明者らは、吸気弁２１の閉弁タイミングを吸気下死点以前に設定したマトリックスについても同様に、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度の推定演算及びＧ／Ｆの推定演算を行うことによって、基準温度Ｔｔｈ３以上となるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせ、及び、Ｇ／Ｆが所定以上となるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせを得た。 Although not shown, the inventors of the present application similarly estimate the temperature of the combustion chamber 17 during CI combustion and G for a matrix in which the valve closing timing of the intake valve 21 is set before the intake bottom dead center. By performing the estimation calculation of / F, a combination of IVC and O / L having a reference temperature of Tth3 or more and a combination of IVC and O / L having a G / F of a predetermined temperature or more were obtained.

図２０は、εとＩＶＣとの組み合わせから算出した近似式（Ｖ）及び（VI）を示している。図２０の横軸は、幾何学的圧縮比ε、縦軸は吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）である。 FIG. 20 shows approximate equations (V) and (VI) calculated from the combination of ε and IVC. The horizontal axis of FIG. 20 is the geometric compression ratio ε, and the vertical axis is the valve closing timing IVC (deg. ABDC) of the intake valve 21.

図２０の上図２００１は、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍであるときに相当する。近似式（Ｖ）及び（VI）はそれぞれ、
近似式（Ｖ） ＩＶＣ＝−0.9949ε２＋41.736ε−361.16
近似式（VI） ＩＶＣ＝0.9949ε２−41.736ε＋401.16
である。 The upper figure 2001 of FIG. 20 corresponds to the case where the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm. Approximate formulas (V) and (VI) are, respectively.
Approximate formula (V) IVC = -0.9949ε 2 + 41.736ε-361.16
Approximation formula (VI) IVC = 0.9949ε 2 -41.736ε + 401.16
Is.

図２０において、近似式（Ｖ）及び（VI）よりも右側のεとＩＶＣとの組み合わせは、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ３以上となり、Ａ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気のＳＰＣＣＩ燃焼が実現する。 In FIG. 20, in the combination of ε and IVC on the right side of the approximate equations (V) and (VI), the temperature of the combustion chamber 17 at the time of CI combustion becomes the reference temperature Tth3 or more, and the A / F is higher than the stoichiometric air-fuel ratio. SPCCI combustion of lean air-fuel mixture is realized.

前述したεとＩＶＣとの関係は、レイヤ３において、エンジン１が軽負荷で運転するときに、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することのできる、燃焼室１７の下限温度に基づく関係である。 The relationship between ε and IVC described above is a relationship based on the lower limit temperature of the combustion chamber 17 that can realize SPCCI combustion when the engine 1 is operated with a light load in layer 3.

一方、レイヤ２及びレイヤ３に関わらず、燃焼室１７内の温度が高すぎると、ＳＩ燃焼の開始前にＣＩ燃焼が開始してしまい、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うことができない。 On the other hand, regardless of the layer 2 and the layer 3, if the temperature in the combustion chamber 17 is too high, CI combustion starts before the start of SI combustion, and SPCCI combustion cannot be performed.

ここで、ＳＰＣＣＩ燃焼の燃焼コンセプトは、前述したように、点火プラグ２５が混合気に点火をすると、点火プラグ２５周りの混合気がＳＩ燃焼を開始し、その後、周囲の混合気がＣＩ燃焼する。本願発明者らがこれまでに行った実験等の検討から、混合気の自己着火は、自己着火する混合気の周囲温度が所定の基準温度Ｔｔｈ４を超えると発生し、このときの基準温度Ｔｔｈ４は、燃焼室１７内全体の平均温度とは必ずしも一致しないことがわかった。この知見から、圧縮上死点における燃焼室１７内の平均温度が基準温度Ｔｔｈ４に達してしまうと、ＳＩ燃焼が開始する前にＣＩ燃焼が開始してしまうと考えられ、この場合、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うことができない。 Here, as described above, the combustion concept of SPCCI combustion is that when the spark plug 25 ignites the air-fuel mixture, the air-fuel mixture around the spark plug 25 starts SI combustion, and then the surrounding air-fuel mixture undergoes CI combustion. .. From the examination of experiments and the like conducted by the inventors of the present application, self-ignition of the air-fuel mixture occurs when the ambient temperature of the self-igniting air-fuel mixture exceeds a predetermined reference temperature Tth4, and the reference temperature Tth4 at this time is It was found that the temperature does not always match the average temperature of the entire combustion chamber 17. From this finding, it is considered that when the average temperature in the combustion chamber 17 at the compression top dead center reaches the reference temperature Tth4, CI combustion starts before SI combustion starts. In this case, SPCCI combustion is performed. I can't do it.

そこで、本願発明者らは、図１９の符号１９０１のマトリックスと同様に、幾何学的圧縮比ε毎（ε１、ε２、・・・）の、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣと、吸気弁２１及び排気弁２２のオーバーラップ期間Ｏ／Ｌとのマトリックスにおいて、閉弁タイミングＩＶＣとオーバーラップ期間Ｏ／Ｌとのそれぞれについて値を変更しながら、エンジン１のモデルを用いて、圧縮上死点時の燃焼室１７の温度の推定演算を行った。圧縮上死点時の燃焼室１７内の温度が、基準温度Ｔｔｈ４を超えるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせは、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができず、基準温度Ｔｔｈ４以下のＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせは、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。 Therefore, the inventors of the present application have the valve closing timing IVC of the intake valve 21 and the intake valve 21 for each geometric compression ratio ε (ε1, ε2, ...), Similar to the matrix of reference numeral 1901 in FIG. And in the matrix with the overlap period O / L of the exhaust valve 22, while changing the values for each of the valve closing timing IVC and the overlap period O / L, using the model of the engine 1, at the compression top dead center. The temperature of the combustion chamber 17 was estimated. The combination of IVC and O / L in which the temperature in the combustion chamber 17 at the compression top dead center exceeds the reference temperature Tth4 cannot realize SPCCI combustion, and IVC and O / L having the reference temperature Tth4 or less cannot be realized. The combination of can realize SPCCI combustion.

図２０は、圧縮上死点時の燃焼室１７内の温度が基準温度Ｔｔｈ４以下となるεとＩＶＣとの組み合わせから算出した近似式（VII）及び（VIII）を示している。近似式（VII）及び（VIII）はそれぞれ、
近似式（VII） ＩＶＣ＝−4.7481ε２＋266.75ε−3671.2
及び
近似式（VIII） ＩＶＣ＝4.7481ε２−266.75ε＋3711.2
である。 FIG. 20 shows approximate equations (VII) and (VIII) calculated from the combination of ε and IVC in which the temperature in the combustion chamber 17 at the compression top dead center is equal to or less than the reference temperature Tth4. Approximate formulas (VII) and (VIII) are, respectively.
Approximate formula (VII) IVC = -4.7481ε 2 + 266.75ε-3671.2
And the approximate expression (VIII) IVC = 4.7481ε 2 -266.75ε + 3711.2
Is.

図２０において、近似式（VII）及び（VIII）よりも左側のεとＩＶＣとの組み合わせは、ＳＩ燃焼の前にＣＩ燃焼が開始してしまうことを回避することができ、ＳＰＣＣＩ燃焼が実現する。 In FIG. 20, the combination of ε and IVC on the left side of the approximate equations (VII) and (VIII) can prevent CI combustion from starting before SI combustion, and SPCCI combustion is realized. ..

図２０からわかるように、レイヤ３においても、εとＩＶＣとの関係は、ＩＶＣ＝２０deg. aBDCを中心に、上下方向に、略対称である。また、ＩＶＣ＝７５deg. aBDCは、レイヤ３においてエンジン１が運転するときに燃焼室１７内へ導入するガス量を考慮して設定した吸気弁２１の閉弁タイミングの遅角限界であり、ＩＶＣ＝−３５deg. aBDCも同様に、燃焼室１７内へ導入するガス量を考慮して設定した吸気弁２１の閉弁タイミングの進角限界である。 As can be seen from FIG. 20, even in layer 3, the relationship between ε and IVC is substantially symmetrical in the vertical direction with IVC = 20deg. ABDC as the center. Further, IVC = 75deg. ABDC is a retard limit of the valve closing timing of the intake valve 21 set in consideration of the amount of gas introduced into the combustion chamber 17 when the engine 1 is operated in layer 3, and IVC = 75deg. Similarly, −35 deg. ABDC is also the advance limit of the valve closing timing of the intake valve 21 set in consideration of the amount of gas introduced into the combustion chamber 17.

ＥＣＵ１０は、レイヤ３においてエンジン１が運転するときに、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを定めるときには、図２０における近似式（Ｖ）（VI）（VII）（VIII）に囲まれたε−ＩＶＣ成立範囲（図２０において斜線を付した範囲）内において、ＩＶＣを定めなければならない。 When the ECU 10 determines the valve closing timing IVC of the intake valve 21 when the engine 1 is operated in layer 3, the ECU 10 ε-IVC surrounded by the approximate equations (V) (VI) (VII) (VIII) in FIG. The IVC must be defined within the range of establishment (the range shaded in FIG. 20).

具体的にＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜２０に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、
0.9949ε２−41.736ε＋401.16≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋41.736ε−361.16 …（１１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Specifically, when the geometric compression ratio ε is set to 10 ≦ ε <20, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm.
0.9949ε 2 −41.736ε ＋ 401.16 ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 41.736ε−361.16… (11)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

ＥＣＵ１０はまた、幾何学的圧縮比εを２０≦ε＜２５に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、
−35≦ＩＶＣ≦75 …（１２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 The ECU 10 also sets the geometric compression ratio ε to 20 ≦ ε <25, and when the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm,
−35 ≦ IVC ≦ 75… (12)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

さらに、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを２５≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、
−4.7481ε２＋266.75ε−3671.2≦ＩＶＣ≦75 …（１３）
又は、
−35≦ＩＶＣ≦4.7481ε２−266.75ε＋3711.2 …（１４）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 25 ≦ ε ≦ 30, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm.
−4.7481ε 2 ＋266.75ε−3671.2 ≦ IVC ≦ 75… (13)
Or
−35 ≦ IVC ≦ 4.7481ε 2 −266.75ε ＋ 3711.2… (14)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

前記関係式（１１）〜（１４）に基づいて、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを設定することによって、Ａ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることが実現する。尚、閉弁タイミングＩＶＣは、レイヤ３におけるエンジン１の負荷及び回転数によって定まる各々の運転状態について設定される。 By setting the valve closing timing IVC of the intake valve 21 based on the relational expressions (11) to (14), it is realized that the air-fuel mixture leaner than the stoichiometric air-fuel ratio is burned by SPCCI. The valve closing timing IVC is set for each operating state determined by the load and the rotation speed of the engine 1 in the layer 3.

図２０の実線で示す例は、前述したように、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときのε−ＩＶＣ成立範囲である。エンジン１の回転数が変わると、ε−ＩＶＣ成立範囲も変わる。エンジン１の回転数が高くなると、ε−ＩＶＣ成立範囲が遅角側に平行移動する点は、図２０においても同じである。よって、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜２０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのとき（破線参照）には、
0.9949ε２−41.736ε＋403.16≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋41.736ε−359.16 …（１１−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 As described above, the example shown by the solid line in FIG. 20 is the ε-IVC establishment range when the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm. When the number of revolutions of the engine 1 changes, the range in which ε-IVC is established also changes. The point that the ε-IVC formation range translates to the retard side as the rotation speed of the engine 1 increases is the same in FIG. Therefore, when the geometric compression ratio ε is set to 10 ≦ ε <20, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm (see the broken line).
0.9949ε 2 −41.736ε ＋ 403.16 ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 41.736ε −359.16… (11 -1 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

ＥＣＵ１０はまた、幾何学的圧縮比εを２０≦ε＜２５に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
−33≦ＩＶＣ≦77 …（１２−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 The ECU 10 also sets the geometric compression ratio ε to 20 ≦ ε <25, and when the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm,
−33 ≦ IVC ≦ 77… (12 -1 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

さらに、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを２５≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときに、
−4.7481ε２＋266.75ε−3669.2≦ＩＶＣ≦77 …（１３−１）
又は、
−33≦ＩＶＣ≦4.7481ε２−266.75ε＋3713.2 …（１４−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 25 ≦ ε ≦ 30, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm.
−4.7481ε 2 ＋266.75ε−3669.2 ≦ IVC ≦ 77… (13 -1 )
Or
−33 ≦ IVC ≦ 4.7481ε 2 −266.75ε ＋ 3713.2… (14 -1 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

ＥＣＵ１０はまた、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜２０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのとき（一点鎖線参照）には、
0.9949ε２−41.736ε＋409.16≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋41.736ε−353.16 …（１１−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 The ECU 10 also sets the geometric compression ratio ε to 10 ≦ ε <20, and when the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm (see the alternate long and short dash line),
0.9949ε 2 -41.736ε + 409.16 ≦ IVC ≦ -0.9949ε 2 + 41.736ε-353.16 ... (11 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

ＥＣＵ１０はまた、幾何学的圧縮比εを２０≦ε＜２５に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
−27≦ＩＶＣ≦83 …（１２−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 The ECU 10 also sets the geometric compression ratio ε to 20 ≦ ε <25, and when the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm,
−27 ≦ IVC ≦ 83… ( 12-2 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

さらに、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを２５≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときに、
−4.7481ε２＋266.75ε−3663.2≦ＩＶＣ≦83 …（１３−２）
又は、
−27≦ＩＶＣ≦4.7481ε２−266.75ε＋3719.2 …（１４−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 25 ≦ ε ≦ 30, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm.
-4.7481ε 2 + 266.75ε-3663.2 ≦ IVC ≦ 83 ... (13 -2)
Or
-27 ≦ IVC ≦ 4.7481ε 2 -266.75ε + 3719.2 ... (14 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

前記と同様に、エンジン１の回転数NE（rpm）に係る補正項Cを用いると、レイヤ３におけるεとＩＶＣとの関係式は、次のように表すことができる。
幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜２０であれば、
0.9949ε２−41.736ε＋401.16＋C≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋41.736ε−361.16＋C …（１１−３）
幾何学的圧縮比εが２０≦ε＜２５であれば、
−35＋C≦ＩＶＣ≦75＋C …（１２−３）
幾何学的圧縮比εが２５≦ε≦３０であれば、
−4.7481ε２＋266.75ε−3671.2＋C≦ＩＶＣ≦75＋C …（１３−３）
又は、
−35＋C≦ＩＶＣ≦4.7481ε２−266.75ε＋3711.2＋C …（１４−３） Similarly to the above, using the correction term C relating to the rotation speed NE (rpm) of the engine 1, the relational expression between ε and IVC in layer 3 can be expressed as follows.
If the geometric compression ratio ε is 10 ≤ ε <20
0.9949ε 2 −41.736ε ＋ 401.16 ＋ C ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 41.736ε−361.16 ＋ C… (11 -3 )
If the geometric compression ratio ε is 20 ≤ ε <25,
−35 ＋ C ≦ IVC ≦ 75 ＋ C… (12 -3 )
If the geometric compression ratio ε is 25 ≤ ε ≤ 30
−4.7481ε 2 ＋266.75ε−3671.2 ＋ C ≦ IVC ≦ 75 ＋ C… (13 -3 )
Or
−35 ＋ C ≦ IVC ≦ 4.7481ε 2 −266.75ε ＋ 3711.2 ＋ C… (14 -3 )

ＥＣＵ１０は、エンジン１の回転数毎に定めたε−ＩＶＣ成立範囲に基づいて、閉弁タイミングＩＶＣを定める。その結果、ＥＣＵ１０は、図１２に例示するような、レイヤ３における吸気弁２１のバルブタイミングを設定することができる。 The ECU 10 determines the valve closing timing IVC based on the ε-IVC establishment range determined for each rotation speed of the engine 1. As a result, the ECU 10 can set the valve timing of the intake valve 21 in the layer 3 as illustrated in FIG.

また、図２０の下図２００２は、燃料が低オクタン価燃料であるときのεとＩＶＣとの関係である。 Further, FIG. 2002 in the lower part of FIG. 20 shows the relationship between ε and IVC when the fuel is a low octane number fuel.

ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、閉弁タイミングＩＶＣを定める場合、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１８．７に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、
0.9949ε２−39.149ε＋348.59≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋39.149ε−308.59 …（１５）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 When the valve closing timing IVC is determined in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 sets the geometric compression ratio ε to 10 ≦ ε <18.7 when the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm.
0.9949ε 2 −39.149ε ＋ 348.59 ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 39.149ε−308.59… (15)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

また、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１８．７≦ε＜２３．７に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、
−35≦ＩＶＣ≦75 …（１６）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, in the engine 1 having a low octane number fuel, when the geometric compression ratio ε is set to 18.7 ≤ ε <23.7, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm.
−35 ≦ IVC ≦ 75… (16)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

さらに、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを２３．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、
−3.1298ε２＋172.48ε−2300≦ＩＶＣ≦75 …（１７）
又は、
−35≦ＩＶＣ≦3.1298ε２−172.48ε＋2340 …（１８）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, in the engine 1 having a low octane number fuel, when the geometric compression ratio ε is set to 23.7 ≦ ε ≦ 30, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm.
−3.1298ε 2 + 172.48ε −2300 ≦ IVC ≦ 75… (17)
Or
−35 ≦ IVC ≦ 3.1298 ε 2 −172.48 ε ＋ 2340… (18)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

図２０の下図２００２にクロスハッチングを付した範囲は、高オクタン価燃料のε−ＩＶＣ成立範囲と、低オクタン価燃料のε−ＩＶＣ成立範囲とが重なる範囲である。前記と同様に、二つの成立範囲が重なる範囲内においてＩＶＣを定めると、高オクタン価燃料を用いるエンジン１、及び、低オクタン価燃料を用いるエンジン１の両方に適合する制御ロジックとすることができる。 The range of FIG. 20 with cross-hatching in FIG. 20 is the range in which the ε-IVC formation range of the high octane fuel and the ε-IVC formation range of the low octane fuel overlap. Similar to the above, if the IVC is defined within the range where the two establishment ranges overlap, the control logic can be adapted to both the engine 1 using the high octane fuel and the engine 1 using the low octane fuel.

尚、図示は省略するが、低オクタン価燃料のエンジン１においても、エンジン１の回転数が高くなると、ε−ＩＶＣ成立範囲が遅角側に平行移動する。ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１８．７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε２−39.149ε＋350.59≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋39.149ε−306.59 …（１５−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Although not shown, even in the engine 1 with a low octane number fuel, when the rotation speed of the engine 1 increases, the ε-IVC formation range translates to the retard side. When the geometric compression ratio ε is set to 10 ≦ ε <18.7 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm.
0.9949ε 2 −39.149ε ＋ 350.59 ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 39.149ε −306.59… (15 -1 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

また、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１８．７≦ε＜２３．７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときに、
−33≦ＩＶＣ≦77 …（１６−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, in the engine 1 having a low octane number fuel, when the geometric compression ratio ε is set to 18.7 ≤ ε <23.7, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm.
−33 ≦ IVC ≦ 77… (16 -1 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

さらに、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを２３．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときに、
−3.1298ε２＋172.48ε−2298≦ＩＶＣ≦77 …（１７−１）
又は、
−33≦ＩＶＣ≦3.1298ε２−172.48ε＋2342 …（１８−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, in the engine 1 having a low octane number fuel, when the geometric compression ratio ε is set to 23.7 ≦ ε ≦ 30, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm.
−3.1298ε 2 + 172.48ε −2298 ≦ IVC ≦ 77… (17 -1 )
Or
−33 ≦ IVC ≦ 3.1298 ε 2 −172.48 ε ＋ 2342… (18 -1 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１８．７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε２−39.149ε＋356.59≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋39.149ε−300.59 …（１５−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 When the geometric compression ratio ε is set to 10 ≦ ε <18.7 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm.
0.9949ε 2 -39.149ε + 356.59 ≦ IVC ≦ -0.9949ε 2 + 39.149ε-300.59 ... (15 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

また、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１８．７≦ε＜２３．７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときに、
−27≦ＩＶＣ≦83 …（１６−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, in the engine 1 having a low octane number fuel, when the geometric compression ratio ε is set to 18.7 ≤ ε <23.7, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm.
−27 ≦ IVC ≦ 83… ( 16-2 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

さらに、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを２３．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときに、
−3.1298ε２＋172.48ε−2292≦ＩＶＣ≦83 …（１７−２）
又は、
−27≦ＩＶＣ≦3.1298ε２−172.48ε＋2348 …（１８−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, in the engine 1 having a low octane number fuel, when the geometric compression ratio ε is set to 23.7 ≦ ε ≦ 30, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm.
-3.1298ε 2 + 172.48ε-2292 ≦ IVC ≦ 83 ... (17 -2)
Or
-27 ≦ IVC ≦ 3.1298ε 2 -172.48ε + 2348 ... (18 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

前記と同様に、エンジン１の回転数NE（rpm）に係る補正項Cを用いると、低オクタン価燃料のエンジン１において、レイヤ３におけるεとＩＶＣとの関係式は、次のように表すことができる。
幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜１８．７であれば、
0.9949ε２−39.149ε＋348.59＋C≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋39.149ε−308.59＋C …（１５−３）
幾何学的圧縮比εが１８．７≦ε＜２３．７であれば、
−35＋C≦ＩＶＣ≦75＋C …（１６−３）
幾何学的圧縮比εが２３．７≦ε≦３０であれば、
−3.1298ε２＋172.48ε−2300＋C≦ＩＶＣ≦75＋C …（１７−３）
又は、
−35＋C≦ＩＶＣ≦3.1298ε２−172.48ε＋2340＋C …（１８−３） Similarly to the above, when the correction term C relating to the rotation speed NE (rpm) of the engine 1 is used, the relational expression between ε and IVC in layer 3 can be expressed as follows in the engine 1 having a low octane number fuel. can.
If the geometric compression ratio ε is 10 ≤ ε <18.7,
0.9949ε 2 −39.149ε ＋ 348.59 ＋ C ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 39.149ε −308.59 ＋ C… (15 -3 )
If the geometric compression ratio ε is 18.7 ≤ ε <23.7,
−35 ＋ C ≦ IVC ≦ 75 ＋ C… (16 -3 )
If the geometric compression ratio ε is 23.7 ≤ ε ≤ 30,
−3.1298ε 2 + 172.48ε −2300 ＋ C ≦ IVC ≦ 75 ＋ C… (17 -3 )
Or
−35 ＋ C ≦ IVC ≦ 3.1298 ε 2 −172.48 ε ＋ 2340 ＋ C… (18 -3 )

（１−４）レイヤ２及び３における幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係
図２１は、レイヤ２とレイヤ３との双方においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能となる、幾何学的圧縮比εと吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの関係を示している。この関係式は、図１７のε−ＩＶＣ成立範囲と、図２０のε−ＩＶＣ成立範囲とから得られる。 (1-4) Relationship between the geometric compression ratio in layers 2 and 3 and the valve closing timing of the intake valve FIG. 21 shows the geometric compression ratio in which SPCCI combustion is possible in both layers 2 and 3. The relationship between ε and the valve closing timing IVC of the intake valve 21 is shown. This relational expression is obtained from the ε-IVC formation range of FIG. 17 and the ε-IVC formation range of FIG.

ＥＣＵ１０がエンジン１の温度等に応じてレイヤ３の選択を行うと、エンジン１の低負荷の運転領域は、レイヤ２からレイヤ３へ切り替わる。レイヤ２とレイヤ３との双方においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能となるように、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを設定しておくと、エンジン１のマップがレイヤ２からレイヤ３へ切り替わったときでも、ＳＰＣＣＩ燃焼を継続して実行することが可能になる。 When the ECU 10 selects the layer 3 according to the temperature of the engine 1 or the like, the low-load operating region of the engine 1 is switched from the layer 2 to the layer 3. If the valve closing timing IVC of the intake valve 21 is set so that SPCCI combustion is possible in both layer 2 and layer 3, SPCCI is performed even when the map of the engine 1 is switched from layer 2 to layer 3. It becomes possible to continuously carry out combustion.

図２１の上図２１０１は、燃料が高オクタン価燃料であるときのεとＩＶＣとの関係である。下図２１０２は、燃料が低オクタン価燃料であるときのεとＩＶＣとの関係である。 FIG. 2101 above FIG. 21 shows the relationship between ε and IVC when the fuel is a high octane fuel. FIG. 2102 below shows the relationship between ε and IVC when the fuel is a low octane number fuel.

ＥＣＵ１０は、高オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１７に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε２−41.736ε＋401.16≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋41.736ε−361.16 …（１９）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 When the geometric compression ratio ε is set to 10 ≦ ε <17 in the high octane fuel engine 1, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm.
0.9949ε 2 −41.736ε ＋ 401.16 ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 41.736ε−361.16… (19)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

ＥＣＵ１０は、高オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
−0.4288ε２＋31.518ε−379.88≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋41.736ε−361.16 …（２０）
又は
0.9949ε２−41.736ε＋401.16≦ＩＶＣ≦1.9163ε２−89.935ε＋974.94 …（２１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 When the geometric compression ratio ε is set to 17 ≦ ε ≦ 30 in the high octane fuel engine 1, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm.
−0.4288ε 2 ＋31.518ε−379.88 ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 41.736ε－361.16… (20)
Or
0.9949ε 2 −41.736ε ＋ 401.16 ≦ IVC ≦ 1.9163ε 2 −89.935ε ＋ 974.94… (21)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

前記関係式（１９）〜（２１）に基づいて、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを設定することによって、Ａ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることができると共に、Ａ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチでかつ、Ｇ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることができる。 By setting the valve closing timing IVC of the intake valve 21 based on the relational expressions (19) to (21), the air-fuel mixture leaner than the stoichiometric air-fuel ratio can be burned by SPCCI. SPCCI combustion can be performed with an air-fuel mixture having an A / F richer than the stoichiometric air-fuel ratio or the stoichiometric air-fuel ratio and a G / F leaner than the stoichiometric air-fuel ratio.

尚、閉弁タイミングＩＶＣは、レイヤ２及びレイヤ３におけるエンジン１の負荷及び回転数によって定まる各々の運転状態について設定される。 The valve closing timing IVC is set for each operating state determined by the load and the rotation speed of the engine 1 in the layer 2 and the layer 3.

破線で示すように、ＥＣＵ１０は、高オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε２−41.736ε＋403.16≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋41.736ε−359.16 …（１９−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 As shown by the broken line, when the geometric compression ratio ε is set to 10 ≦ ε <17 in the engine 1 of high octane fuel, when the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm, the ECU 10 determines.
0.9949ε 2 −41.736ε ＋ 403.16 ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 41.736ε−359.16… (19 -1 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

ＥＣＵ１０は、高オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
−0.4288ε２＋31.518ε−377.88≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋41.736ε−359.16 …（２０−１）
又は
0.9949ε２−41.736ε＋403.16≦ＩＶＣ≦1.9163ε２−89.935ε＋976.94 …（２１−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 When the geometric compression ratio ε is set to 17 ≦ ε ≦ 30 in the high octane fuel engine 1, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm.
−0.4288ε 2 ＋ 31.518ε−377.88 ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 41.736ε −359.16… (20 -1 )
Or
0.9949ε 2 −41.736ε ＋ 403.16 ≦ IVC ≦ 1.9163ε 2 −89.935ε ＋ 976.94… (21 -1 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

同じく、一点鎖線で示すように、ＥＣＵ１０はまた、高オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε２−41.736ε＋409.16≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋41.736ε−353.16 …（１９−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Similarly, as shown by the alternate long and short dash line, the ECU 10 also sets the geometric compression ratio ε to 10 ≦ ε <17 in the engine 1 with high octane fuel, and when the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm,
0.9949ε 2 -41.736ε + 409.16 ≦ IVC ≦ -0.9949ε 2 + 41.736ε-353.16 ... (19 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

ＥＣＵ１０は、高オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
−0.4288ε２＋31.518ε−371.88≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋41.736ε−353.16 …（２０−２）
又は
0.9949ε２−41.736ε＋409.16≦ＩＶＣ≦1.9163ε２−89.935ε＋982.94 …（２１−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 When the geometric compression ratio ε is set to 17 ≦ ε ≦ 30 in the high octane fuel engine 1, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm.
-0.4288ε 2 + 31.518ε-371.88 ≦ IVC ≦ -0.9949ε 2 + 41.736ε-353.16 ... (20 -2)
Or
0.9949ε 2 -41.736ε + 409.16 ≦ IVC ≦ 1.9163ε 2 -89.935ε + 982.94 ... (21 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

前記と同様に、エンジン１の回転数NE（rpm）に係る補正項Cを用いると、レイヤ２及びレイヤ３におけるεとＩＶＣとの関係式は、次のように表すことができる。
幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜１７であれば、
0.9949ε２−41.736ε＋401.16＋C≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋41.736ε−361.16＋C …（１９−３）
幾何学的圧縮比εが１７≦ε≦３０であれば、
−0.4288ε２＋31.518ε−379.88＋C≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋41.736ε−361.16＋C …（２０−３）
又は
0.9949ε２−41.736ε＋401.16＋C≦ＩＶＣ≦1.9163ε２−89.935ε＋974.94＋C …（２１−３） Similarly to the above, using the correction term C relating to the rotation speed NE (rpm) of the engine 1, the relational expression between ε and IVC in layers 2 and 3 can be expressed as follows.
If the geometric compression ratio ε is 10 ≤ ε <17,
0.9949ε 2 −41.736ε ＋ 401.16 ＋ C ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 41.736ε−361.16 ＋ C… (19 -3 )
If the geometric compression ratio ε is 17 ≦ ε ≦ 30,
−0.4288ε 2 ＋ 31.518ε−379.88 ＋ C ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 41.736ε－361.16 ＋ C… (20 -3 )
Or
0.9949ε 2 -41.736ε + 401.16 + C ≦ IVC ≦ 1.9163ε 2 -89.935ε + 974.94 + C ... (21 -3)

ここで、幾何学的圧縮比εを１７未満に定めると、ＥＣＵ１０は関係式（１９−３）に基づいてＩＶＣを定めることができる。ＩＶＣの選択範囲が広いため、設計自由度が高くなる。 Here, if the geometric compression ratio ε is set to less than 17, the ECU 10 can determine the IVC based on the relational expression (19 -3). Since the selection range of IVC is wide, the degree of freedom in design is high.

また、図２１の下図２１０２に示すように、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε２−39.149ε＋348.59≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋39.149ε−308.59 …（２２）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, as shown in FIG. 2102 below of FIG. 21, when the geometric compression ratio ε is set to 10 ≦ ε <15.7 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 has a rotation speed of 2000 rpm. ,
0.9949ε 2 −39.149ε ＋ 348.59 ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 39.149ε−308.59… (22)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is determined so as to satisfy the above.

また、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１５．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε２＋34.859ε−377.22≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋39.149ε−308.59 …（２３）
又は、
0.9949ε２−39.149ε＋348.59≦ＩＶＣ≦1.9211ε２−85.076ε＋862.01 …（２４）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 15.7 ≦ ε ≦ 30 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm.
−0.5603ε 2 ＋ 34.859ε−377.22 ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 39.149ε−308.59… (23)
Or
0.9949ε 2 −39.149ε ＋ 348.59 ≦ IVC ≦ 1.9211ε 2 −85.076ε ＋ 862.01… (24)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is determined so as to satisfy the above.

図示は省略するが、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε２−39.149ε＋350.59≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋39.149ε−306.59 …（２２−１）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Although not shown, the ECU 10 sets the geometric compression ratio ε to 10 ≦ ε <15.7 in the engine 1 having a low octane number fuel, and when the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm, the ECU 10 determines.
0.9949ε 2 −39.149ε ＋ 350.59 ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 39.149ε −306.59… (22 -1 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is determined so as to satisfy the above.

また、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１５．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε２＋34.859ε−375.22≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋39.149ε−306.59 …（２３−１）
又は、
0.9949ε２−39.149ε＋350.59≦ＩＶＣ≦1.9211ε２−85.076ε＋864.01 …（２４−１）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 15.7 ≦ ε ≦ 30 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 3000 rpm.
−0.5603ε 2 ＋ 34.859ε−375.22 ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 39.149ε −306.59… (23 -1 )
Or
0.9949ε 2 −39.149ε ＋ 350.59 ≦ IVC ≦ 1.9211ε 2 −85.076ε ＋ 864.01… (24 -1 )
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is determined so as to satisfy the above.

同じく図示は省略するが、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε２−39.149ε＋356.59≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋39.149ε−300.59 …（２２−２）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Similarly, although not shown, the ECU 10 sets the geometric compression ratio ε to 10 ≦ ε <15.7 in the engine 1 having a low octane number fuel, and when the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm,
0.9949ε 2 -39.149ε + 356.59 ≦ IVC ≦ -0.9949ε 2 + 39.149ε-300.59 ... (22 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is determined so as to satisfy the above.

また、ＥＣＵ１０は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１５．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε２＋34.859ε−369.22≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋39.149ε−300.59 …（２３−２）
又は、
0.9949ε２−39.149ε＋356.59≦ＩＶＣ≦1.9211ε２−85.076ε＋870.01 …（２４−２）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, when the geometric compression ratio ε is set to 15.7 ≦ ε ≦ 30 in the engine 1 having a low octane number fuel, the ECU 10 determines that the rotation speed of the engine 1 is 4000 rpm.
-0.5603ε 2 + 34.859ε-369.22 ≦ IVC ≦ -0.9949ε 2 + 39.149ε-300.59 ... (23 -2)
Or
0.9949ε 2 -39.149ε + 356.59 ≦ IVC ≦ 1.9211ε 2 -85.076ε + 870.01 ... (24 -2)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is determined so as to satisfy the above.

前記と同様に、エンジン１の回転数NE（rpm）に係る補正項Cを用いると、低オクタン価燃料のエンジン１において、レイヤ２及びレイヤ３におけるεとＩＶＣとの関係式は、次のように表すことができる。
幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７であれば、
0.9949ε２−39.149ε＋348.59＋C≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋39.149ε−308.59＋C …（２２−３）
幾何学的圧縮比εが１５．７≦ε≦３０であれば、
−0.5603ε２＋34.859ε−377.22＋C≦ＩＶＣ≦−0.9949ε２＋39.149ε−308.59＋C …（２３−３）
又は、
0.9949ε２−39.149ε＋348.59＋C≦ＩＶＣ≦1.9211ε２−85.076ε＋862.01＋C …（２４−３） Similarly to the above, using the correction term C relating to the rotation speed NE (rpm) of the engine 1, in the engine 1 with a low octane number fuel, the relational expression between ε and IVC in layers 2 and 3 is as follows. Can be represented.
If the geometric compression ratio ε is 10 ≤ ε <15.7,
0.9949ε 2 −39.149ε ＋ 348.59 ＋ C ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 39.149ε −308.59 ＋ C… (22 -3 )
If the geometric compression ratio ε is 15.7 ≤ ε ≤ 30
−0.5603ε 2 ＋ 34.859ε−377.22 ＋ C ≦ IVC ≦ −0.9949ε 2 ＋ 39.149ε−308.59 ＋ C… (23 -3 )
Or
0.9949ε 2 −39.149ε ＋ 348.59 ＋ C ≦ IVC ≦ 1.9211ε 2 −85.076ε ＋ 862.01 ＋ C… (24 -3 )

尚、図示は省略するが、ＥＣＵ１０は、図２１の上図２１０１のε−ＩＶＣ成立範囲と、下図２１０２のε−ＩＶＣ成立範囲とが重なった範囲において、ＩＶＣを定めてもよい。前記と同様に、ＥＣＵ１０は、二つの成立範囲が重なる範囲内においてＩＶＣを定めると、高オクタン価燃料を用いるエンジン１、及び、低オクタン価燃料を用いるエンジン１の両方に適合する制御ロジックを設定することができる。 Although not shown, the ECU 10 may determine the IVC in the range in which the ε-IVC formation range in the upper figure 2101 of FIG. 21 and the ε-IVC formation range in the lower figure 2102 overlap. Similarly to the above, when the IVC is determined within the range where the two establishment ranges overlap, the ECU 10 sets the control logic suitable for both the engine 1 using the high octane fuel and the engine 1 using the low octane fuel. Can be done.

（１−５）制御ロジックの設計方法の手順
次に、図２２に示すフローチャートを参照しながら、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジン１を制御する方法の手順について説明をする。ＥＣＵ１０は、下記の各ステップを実行することが可能である。ＥＣＵ１０は、図１７、２０、及び、２１に例示した、ε−ＩＶＣ成立範囲に関する情報を記憶している。 (1-5) Procedure of design method of control logic Next, the procedure of the method of controlling the engine 1 that performs SPCCI combustion will be described with reference to the flowchart shown in FIG. The ECU 10 can execute each of the following steps. The ECU 10 stores the information regarding the ε-IVC formation range illustrated in FIGS. 17, 20, and 21.

先ずスタート後のステップＳ２２１において、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを設定する。予め設定した幾何学的圧縮比εの値を、外部からＥＣＵ１０に入力してもよい。 First, in step S221 after the start, the ECU 10 sets the geometric compression ratio ε. A preset value of the geometric compression ratio ε may be input to the ECU 10 from the outside.

続くステップＳ２２２において、ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁角、及び、排気弁２２の開弁角をそれぞれ設定する。これは、吸気弁２１のカム形状、及び、排気弁２２のカム形状を定めることに相当する。予め設定した吸気弁２１の開弁角、及び、排気弁２２の開弁角の値を、外部からＥＣＵ１０に入力してもよい。ステップＳ２２１及びステップＳ２２２において、エンジン１のハード構成を特定することができる。 In the following step S222, the ECU 10 sets the valve opening angle of the intake valve 21 and the valve opening angle of the exhaust valve 22, respectively. This corresponds to defining the cam shape of the intake valve 21 and the cam shape of the exhaust valve 22. The values of the valve opening angle of the intake valve 21 and the valve opening angle of the exhaust valve 22 set in advance may be input to the ECU 10 from the outside. In steps S221 and S222, the hardware configuration of the engine 1 can be specified.

ステップＳ２２３において、ＥＣＵ１０は、エンジン１の負荷及び回転数からなる運転状態を設定し、続くステップＳ２２４において、ＥＣＵ１０は、予め記憶されているε−ＩＶＣ成立範囲（図１７、２０及び２１）に基づいて、ＩＶＣを選択する。 In step S223, the ECU 10 sets the operating state including the load and the rotation speed of the engine 1, and in the subsequent step S224, the ECU 10 is based on the ε-IVC establishment range (FIGS. 17, 20 and 21) stored in advance. And select IVC.

そして、ステップＳ２２５において、コンピュータが、ステップＳ２２４において設定されたＩＶＣに基づいて、ＳＰＣＣＩ燃焼が実現可能な否かを判断する。ステップＳ２２５の判定がＹＥＳであれば、プロセスはステップＳ２２６に移行し、ＥＣＵ１０は、ステップＳ２２３において設定した運転状態においてＳＰＣＣＩ燃焼を実行するように、この運転状態に対応する制御ロジックに従って、エンジン１を制御する。一方、ステップＳ２２５の判定がＮＯであれば、プロセスはステップＳ２２７に移行し、設計者は、ステップＳ２２３において設定した運転状態においてＳＩ燃焼を実行するように、この運転状態に対応する制御ロジックに従って、エンジン１を制御する。尚、ステップＳ２２７においてＥＣＵ１０は、ＳＩ燃焼を行うことを考慮して、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを、改めて設定してもよい。 Then, in step S225, the computer determines whether or not SPCCI combustion is feasible based on the IVC set in step S224. If the determination in step S225 is YES, the process proceeds to step S226, and the ECU 10 sets the engine 1 according to the control logic corresponding to this operating state so as to execute SPCCI combustion in the operating state set in step S223. Control. On the other hand, if the determination in step S225 is NO, the process proceeds to step S227, and the designer follows the control logic corresponding to this operating state so as to execute SI combustion in the operating state set in step S223. Control the engine 1. In step S227, the ECU 10 may set the valve closing timing IVC of the intake valve 21 again in consideration of performing SI combustion.

以上説明したように、ここに開示する圧縮着火式エンジンの制御装置は、エンジンの幾何学的圧縮比εと、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの関係を満足する範囲内で、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを設定することができる。 As described above, the control device of the compression ignition type engine disclosed herein has an intake valve 21 within a range that satisfies the relationship between the geometric compression ratio ε of the engine and the valve closing timing IVC of the intake valve 21. The valve closing timing IVC can be set.

（２）過給圧に係る制御方法
前述の如く、幾何学的圧縮比εと吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの間の関係に基づいて、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを設定することができる。 (2) Control method related to boost pressure As described above, the valve closing timing IVC of the intake valve 21 is set based on the relationship between the geometric compression ratio ε and the valve closing timing IVC of the intake valve 21. Can be done.

本願発明者らは、さらに鋭意検討を重ねた結果、レイヤ２においてＧ／ＦリーンなＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジン１を実用化するためには、エンジン１の過給圧Ｐと、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの間に、別の関係が必要であることをさらに見出した。そして、前記の設計方法を利用した上で、この別の関係に基づいた制御方法を見出した。 As a result of further diligent studies, the inventors of the present application have decided to close the boost pressure P of the engine 1 and the intake valve 21 in order to put the engine 1 that performs G / F lean SPCCI combustion in the layer 2 into practical use. It was further found that another relationship was needed with the valve timing IVC. Then, after utilizing the above-mentioned design method, a control method based on this other relationship was found.

（２−１）レイヤ２における過給圧と吸気弁の閉弁タイミングとの関係
前記のように、レイヤ２においてエンジン１は、混合気のＡ／Ｆを理論空燃比又は略理論空燃比にすると共に、Ｇ／Ｆを理論空燃比よりもリーンにして運転する。ここで、Ｇ／Ｆは、燃焼室１７の中に供給するガス量を通じて制御可能であり、このガス量を制御するための制御因子としては、前記のオーバーラップ期間Ｏ／Ｖに加えてさらに、過給機４４による過給圧Ｐが挙げられる。 (2-1) Relationship between boost pressure in layer 2 and valve closing timing of intake valve As described above, in layer 2, the engine 1 sets the A / F of the air-fuel mixture to the stoichiometric air-fuel ratio or the substantially stoichiometric air-fuel ratio. At the same time, the G / F is operated leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. Here, the G / F can be controlled through the amount of gas supplied into the combustion chamber 17, and as a control factor for controlling this amount of gas, in addition to the above-mentioned overlap period O / V, further The boost pressure P by the supercharger 44 can be mentioned.

例えば、最高負荷運転状態を含んだ高負荷運転状態においてエンジン１を運転するときには、燃料供給量が多いため、より多量のガスを燃焼室１７の中に供給することが求められる。そのため、レイヤ２においてＧ／Ｆをリーンに保つためには、過給圧Ｐ（特に、過給機４４の目標過給圧）を所定以上の大きさに設定することが必要となり得る。つまり、レイヤ２においては、過給圧Ｐの大きさに下限値を定めることができる。また、過給機４４により過給されたガスのうち、吸気通路４０から燃焼室１７へ送りこまれる実際のガス量は、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣにも依存する。 For example, when the engine 1 is operated in a high load operating state including the maximum load operating state, since the fuel supply amount is large, it is required to supply a larger amount of gas into the combustion chamber 17. Therefore, in order to keep the G / F lean in layer 2, it may be necessary to set the supercharging pressure P (particularly, the target supercharging pressure of the supercharger 44) to a predetermined magnitude or more. That is, in layer 2, a lower limit value can be set for the magnitude of the boost pressure P. Further, of the gas supercharged by the supercharger 44, the actual amount of gas sent from the intake passage 40 to the combustion chamber 17 also depends on the valve closing timing IVC of the intake valve 21.

したがって、レイヤ２においてＧ／Ｆをリーンに保つための条件として、過給圧Ｐの下限値と、閉弁タイミングＩＶＣとの間の関係を定めることができる。 Therefore, as a condition for keeping the G / F lean in layer 2, the relationship between the lower limit of the boost pressure P and the valve closing timing IVC can be determined.

そこで、本願発明者らは、過給圧Ｐと閉弁タイミングＩＶＣとの二つのパラメータのそれぞれについて値を変更しながら、空気の慣性効果も考慮したエンジン１のモデルを用いてＧ／Ｆの推定演算を行った。そして、Ｇ／Ｆが所定値以上となる過給圧Ｐの下限値と、閉弁タイミングＩＶＣとの組み合わせを得た。 Therefore, the inventors of the present application estimate the G / F by using the model of the engine 1 in consideration of the inertial effect of air while changing the values for each of the two parameters of the boost pressure P and the valve closing timing IVC. The calculation was performed. Then, a combination of the lower limit value of the boost pressure P at which the G / F becomes equal to or higher than a predetermined value and the valve closing timing IVC was obtained.

図２３は、Ｐの下限値とＩＶＣとの組み合わせから算出した近似式（Ａ）を示している。図２３の横軸は、横軸は吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）であり、縦軸はエンジン１の過給圧Ｐ（kPa）である。また、図２３において、“E-n”（ｎは整数）とは“１０−ｎ”を示す。例えば、“8E-11IVC6”なる記載は、“８×１０−１１×ＩＶＣ６”を意味する。 FIG. 23 shows an approximate expression (A) calculated from the combination of the lower limit value of P and IVC. The horizontal axis of FIG. 23 is the valve closing timing IVC (deg. ABDC) of the intake valve 21, and the vertical axis is the boost pressure P (kPa) of the engine 1. Further, in FIG. 23, “En” (n is an integer) indicates “10 −n ”. For example, "8E-11IVC 6" made according refers to "8 × 10 -11 × IVC 6 ".

図２３の上図は、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍ以上であるときに相当する。近似式（Ａ）は、図２３の実線に相当しており、
近似式（Ａ） Ｐ＝8.0×10-11ＩＶＣ6−1.0×10-8ＩＶＣ5＋3.0×10-7ＩＶＣ4−4.0×10-6ＩＶＣ3＋0.0068ＩＶＣ2−0.3209ＩＶＣ＋116.63
である。 The upper figure of FIG. 23 corresponds to the case where the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm or more. The approximate expression (A) corresponds to the solid line in FIG. 23.
Approximate expression (A) P = 8.0 × 10- 11 IVC 6 -1.0 × 10 -8 IVC 5 + 3.0 × 10 -7 IVC 4 -4.0 × 10 -6 IVC 3 + 0.0068IVC 2 -0.3209IVC + 116.63
Is.

図２３において、近似式（Ａ）よりも上側のＰとＩＶＣとの組み合わせは、Ｇ／Ｆが所定値以上となり、これをリーンに保ちつつ、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。 In FIG. 23, in the combination of P and IVC above the approximate expression (A), the G / F becomes a predetermined value or more, and SPCCI combustion can be realized while keeping this value lean.

図２３からわかるように、ＰとＩＶＣとの関係は、ＩＶＣ＝２０deg. aBDCを中心に、左右方向に、略対称である。ＩＶＣ＝２０deg. aBDCは、燃焼室１７内に導入されるガス量が最大となる閉弁タイミング（ベストＩＶＣ）に相当する。 As can be seen from FIG. 23, the relationship between P and IVC is substantially symmetrical in the left-right direction with IVC = 20 deg. ABDC as the center. IVC = 20deg. ABDC corresponds to the valve closing timing (best IVC) at which the amount of gas introduced into the combustion chamber 17 is maximized.

つまり、ＩＶＣ＝２０deg. aBDCにおいては、過給圧Ｐを相対的に低く設定したとしても、燃焼室１７の中に多量のガスを供給することができる。よって、過給圧Ｐは、ＩＶＣ＝２０deg. aBDCにて最小となっている。また、Ｇ／Ｆを所定値以上に保つためには、この最小値から離れるにつれて、過給圧Ｐを相対的に高く設定することが求められる。したがって、ＩＶＣが２０deg. aBDCから離間しているときには、近接しているときに比して、過給圧Ｐは大きくする必要がある。 That is, at IVC = 20 deg. ABDC, even if the boost pressure P is set relatively low, a large amount of gas can be supplied into the combustion chamber 17. Therefore, the boost pressure P is the minimum at IVC = 20 deg. A BDC. Further, in order to keep the G / F at or above a predetermined value, it is required to set the boost pressure P relatively high as the distance from this minimum value increases. Therefore, when the IVC is separated from the 20 deg. A BDC, the boost pressure P needs to be larger than when it is close.

尚、閉弁タイミングＩＶＣは、レイヤ２における、エンジン１の負荷及び回転数によって定まる各々の運転状態について設定される。図２３の例は、前述したように、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときのＰ−ＩＶＣ成立範囲である。エンジン１の回転数が変わるとＰ−ＩＶＣ成立範囲も変わる。設計者は、エンジン１の回転数毎に定めたＰ−ＩＶＣ成立範囲に基づいて、閉弁タイミングＩＶＣを定める。 The valve closing timing IVC is set for each operating state in layer 2 determined by the load and the rotation speed of the engine 1. As described above, the example of FIG. 23 is the P-IVC establishment range when the rotation speed of the engine 1 is 2000 rpm. When the number of revolutions of the engine 1 changes, the range of formation of P-IVC also changes. The designer determines the valve closing timing IVC based on the P-IVC establishment range determined for each rotation speed of the engine 1.

前述した過給圧Ｐは、レイヤ２における過給機４４の目標過給圧としてもよい。 The above-mentioned supercharging pressure P may be the target supercharging pressure of the turbocharger 44 in layer 2.

また一般に、過給機４４が設定し得る過給圧Ｐには、そのハード構成に起因した上限（いわゆる過給機限界）が存在するものと考えられる。よって、レイヤ２において、過給圧Ｐの大きさに上限値を定めることができる。 Further, in general, it is considered that the supercharging pressure P that can be set by the supercharger 44 has an upper limit (so-called supercharger limit) due to its hardware configuration. Therefore, in layer 2, an upper limit value can be set for the magnitude of the boost pressure P.

図２３には、Ｐの上限値を示す近似式（Ｂ）も図示されている。近似式（Ｂ）は、図２３の符号Ｐｌに相当しており、図例では、
近似式（Ｂ） Ｐ＝150
である。 FIG. 23 also shows an approximate expression (B) showing an upper limit value of P. The approximate expression (B) corresponds to the reference numeral Pl in FIG. 23, and in the illustrated example,
Approximate formula (B) P = 150
Is.

図２３において、近似式（Ｂ）よりも下側のＰとＩＶＣとの組み合わせは、過給機限界を超えない範囲で、過給圧Ｐを設定することできる。また、近似式（Ｂ）に示す過給機限界は、過給機４４のハード構成に応じて増減するところ、少なくとも、近似式（Ａ）における過給圧Ｐの最小値を上回るように設定すればよい。 In FIG. 23, the combination of P and IVC below the approximate expression (B) can set the supercharging pressure P within a range not exceeding the supercharger limit. Further, the supercharger limit shown in the approximate formula (B) increases or decreases according to the hardware configuration of the supercharger 44, but should be set so as to exceed at least the minimum value of the supercharge pressure P in the approximate formula (A). Just do it.

また、近似式（Ｂ）に基づくＰの上限値とは別に、燃費性能を考慮したＰの上限値（第２の上限値）を設けてもよい。これにより、過度の過給圧に起因した仕事のロスを抑制することができ、エンジンの燃費性能を向上する上で有利になる。図示は省略するが、この第２の上限値は、例えば、
Ｐ＝250
に設定することができる。上式に示すように、この第２の上限値は、近似式（Ｂ）に示す上限値よりも大きく設定することができる。 Further, in addition to the upper limit value of P based on the approximate expression (B), an upper limit value of P (second upper limit value) in consideration of fuel efficiency performance may be provided. As a result, work loss due to excessive boost pressure can be suppressed, which is advantageous in improving the fuel efficiency of the engine. Although not shown, the second upper limit may be, for example,
P = 250
Can be set to. As shown in the above equation, this second upper limit value can be set larger than the upper limit value shown in the approximate expression (B).

またそもそも、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現するためには、θＣＩにおける燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ２以上となるような、εとＩＶＣとの関係が要求される。そうした要求は、例えば、図１７において近似式（III）及び（IV）よりも右側のεとＩＶＣとの組み合わせが満足する。 In the first place, in order to realize SPCCI combustion in layer 2, the relationship between ε and IVC is required so that the temperature of the combustion chamber 17 in θ CI is equal to or higher than the reference temperature Tth2. Such a requirement is satisfied, for example, in FIG. 17, the combination of ε and IVC on the right side of the approximate equations (III) and (IV) is satisfied.

つまり、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現するためには、ＩＶＣが所定の範囲内に収まる必要がある。つまり、ＩＶＣに対し、上限値と下限値とを定めることができる。 That is, in order to realize SPCCI combustion in layer 2, the IVC needs to be within a predetermined range. That is, an upper limit value and a lower limit value can be set for IVC.

そこで、本願発明者らは、Ｇ／Ｆの推定演算を行う際に、幾何学的圧縮比εの値に応じたＩＶＣの上限値と下限値とを設定した。 Therefore, the inventors of the present application set the upper limit value and the lower limit value of IVC according to the value of the geometric compression ratio ε when performing the G / F estimation calculation.

図２３には、ＩＶＣの上限値を示す近似式（Ｃ）、及び、ＩＶＣ下限値を示す近似式（Ｄ）も図示されている。近似式（Ｃ）は、図１７における近似式（III）に基づき決定され、図２３の符号Ｉｒに相当している。一方、近似式（Ｄ）は、図１７における近似式（IV）に基づき決定され、図２３の符号Ｉｌに相当している。図例では、近似式（Ｃ）及び近似式（Ｄ）は、それぞれ、
近似式（Ｃ） ＩＶＣ=90
近似式（Ｄ） ＩＶＣ=−50
である。 FIG. 23 also shows an approximate expression (C) showing the upper limit value of IVC and an approximate expression (D) showing the lower limit value of IVC. The approximate expression (C) is determined based on the approximate expression (III) in FIG. 17, and corresponds to the reference numeral Ir in FIG. 23. On the other hand, the approximate expression (D) is determined based on the approximate expression (IV) in FIG. 17, and corresponds to the reference numeral Il in FIG. 23. In the illustrated example, the approximate expression (C) and the approximate expression (D) are, respectively.
Approximate formula (C) IVC = 90
Approximate formula (D) IVC = -50
Is.

図２３において、近似式（Ｃ）よりも左側かつ、近似式（Ｄ）よりも右側となるＰとＩＶＣとの組み合わせは、ＳＰＣＣＩ燃焼を安定的に実現することができる。 In FIG. 23, the combination of P and IVC, which is on the left side of the approximate expression (C) and on the right side of the approximate expression (D), can stably realize SPCCI combustion.

尚、図２３の上図における近似式（Ｃ）及び（Ｄ）は、図１７から見て取れるように、幾何学的圧縮比εを１６付近に設定した場合に相当する。これよりもεを小さく設定した場合は、図２３の下図に示すように、ＩＶＣの上限値及び下限値は、双方とも、ＩＶＣ＝２０deg. aBDCに近接することになる。また、近似式（Ｃ）及び（Ｄ）は、前述の如く、燃料のオクタン価に応じて増減する。 The approximate expressions (C) and (D) in the upper figure of FIG. 23 correspond to the case where the geometric compression ratio ε is set to around 16 as can be seen from FIG. When ε is set smaller than this, as shown in the lower figure of FIG. 23, both the upper limit value and the lower limit value of IVC are close to IVC = 20deg. ABDC. Further, the approximate expressions (C) and (D) increase or decrease according to the octane number of the fuel, as described above.

なお、図２３の下図は、簡単のため、近似式（Ａ）については上図と同じにしたが、実際には、幾何学的圧縮比εの大きさに応じて、近似式（Ａ）の詳細は変わり得る。 The lower figure of FIG. 23 is the same as the upper figure for the approximate expression (A) for the sake of simplicity, but in reality, the approximate expression (A) is based on the magnitude of the geometric compression ratio ε. Details can change.

図２３において近似式（Ａ）（Ｂ）（Ｃ）（Ｄ）に囲まれた範囲内のＰとＩＶＣとの組み合わせは、レイヤ２においてＧ／Ｆを所定値以上に保ちつつ、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる組み合わせである。言い換えると、この範囲外のＰとＩＶＣとの組み合わせは、レイヤ２において、Ｇ／ＦリーンなＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができない。 The combination of P and IVC within the range surrounded by the approximate equations (A), (B), (C), and (D) in FIG. 23 realizes SPCCI combustion while keeping the G / F above a predetermined value in layer 2. It is a combination that can be done. In other words, the combination of P and IVC outside this range cannot achieve G / F lean SPCCI combustion at layer 2.

ＥＣＵ１０は、レイヤ２においてエンジン１を運転するときに、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを定めるときには、図２３における斜線を付したＰ−ＩＶＣ成立範囲内においてＩＶＣを定めなければならない。 When the ECU 10 determines the valve closing timing IVC of the intake valve 21 when operating the engine 1 in layer 2, the ECU 10 must determine the IVC within the range of the shaded P-IVC in FIG. 23.

具体的に、図２３の上図に示す構成例において、ＥＣＵ１０は、過給圧Ｐ（kPa）が、
Ｐ≧8.0×10-11ＩＶＣ6−1.0×10-8ＩＶＣ5＋3.0×10-7ＩＶＣ4−4.0×10-6ＩＶＣ3＋0.0068ＩＶＣ2−0.3209ＩＶＣ＋116.63 …（２５）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg.aBDC）を定める。 Specifically, in the configuration example shown in the upper figure of FIG. 23, the boost pressure P (kPa) of the ECU 10 is increased.
P ≧ 8.0 × 10 -11 IVC 6 −1.0 × 10 -8 IVC 5 ＋3.0 × 10 -7 IVC 4 −4.0 × 10 -6 IVC 3 ＋0.0068IVC 2 −0.3209 IVC ＋116.63… (25)
The valve closing timing IVC (deg.aBDC) is set so as to satisfy.

また、ＥＣＵ１０は、過給圧Ｐ（kPa）が、
Ｐ≦150 …（２６）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, in the ECU 10, the boost pressure P (kPa) is
P ≤ 150 ... (26)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

また、ＥＣＵ１０は、
−50≦ＩＶＣ≦90 …（２７）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。 Further, the ECU 10 is
-50 ≤ IVC ≤ 90 ... (27)
The valve closing timing IVC (deg. ABDC) is set so as to satisfy.

（２−２）制御方法の手順
次に、図２４に示すフローチャートを参照しながら、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジン１を制御する方法の手順について説明をする。ＥＣＵ１０は、以下に示す各ステップを実行することが可能である。ＥＣＵ１０は、図２３に例示した、Ｐ−ＩＶＣ成立範囲に関する情報を記憶している。 (2-2) Procedure of control method Next, the procedure of the method of controlling the engine 1 that performs SPCCI combustion will be described with reference to the flowchart shown in FIG. 24. The ECU 10 can execute each of the steps shown below. The ECU 10 stores the information regarding the P-IVC establishment range illustrated in FIG. 23.

先ずスタート後のステップＳ２４１において、ＥＣＵ１０は、幾何学的圧縮比εを設定する。予め設定した幾何学的圧縮比εの値を、外部からＥＣＵ１０に入力してもよい。 First, in step S241 after the start, the ECU 10 sets the geometric compression ratio ε. A preset value of the geometric compression ratio ε may be input to the ECU 10 from the outside.

続くステップＳ２４２において、ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁角、及び、排気弁２２の開弁角をそれぞれ設定する。これは、吸気弁２１のカム形状、及び、排気弁２２のカム形状を定めることに相当する。予め設定した吸気弁２１の開弁角、及び、排気弁２２の開弁角の値を、外部からＥＣＵ１０に入力してもよい。ステップＳ２４１及びステップＳ２４２において、エンジン１のハード構成を特定することができる。 In the following step S242, the ECU 10 sets the valve opening angle of the intake valve 21 and the valve opening angle of the exhaust valve 22, respectively. This corresponds to defining the cam shape of the intake valve 21 and the cam shape of the exhaust valve 22. The values of the valve opening angle of the intake valve 21 and the valve opening angle of the exhaust valve 22 set in advance may be input to the ECU 10 from the outside. In step S241 and step S242, the hardware configuration of the engine 1 can be specified.

ステップＳ２４３において、ＥＣＵ１０は、エンジン１の負荷及び回転数からなる運転状態を設定し、続くステップＳ２４４において、ＥＣＵ１０は、ステップＳ２４３にて設定された運転状態に基づいて、過給圧Ｐとしての目標過給圧を設定する。 In step S243, the ECU 10 sets an operating state including the load and the rotation speed of the engine 1, and in the following step S244, the ECU 10 sets a target as the boost pressure P based on the operating state set in step S243. Set the boost pressure.

続くステップＳ２４５において、ＥＣＵ１０は、予め記憶されているＰ−ＩＶＣ成立範囲（図２３）に基づいて、ＩＶＣを定める。 In the following step S245, the ECU 10 determines the IVC based on the P-IVC establishment range (FIG. 23) stored in advance.

そして、ステップＳ２４６において、ＥＣＵ１０は、ステップＳ２４５において設定されたＩＶＣに基づいて、ＳＰＣＣＩ燃焼が実現可能な否かを判断する。ステップＳ２４５の判定がＹＥＳであれば、プロセスはステップＳ２４６に移行し、ＥＣＵ１０は、ステップＳ２４３において設定した運転状態においてＳＰＣＣＩ燃焼を実行するように、この運転状態に対応する制御ロジックに従ってエンジン１を制御する。一方、ステップＳ２４５の判定がＮＯであれば、プロセスはステップＳ２４７に移行し、ＥＣＵ１０は、ステップＳ２４３において設定した運転状態においてＳＩ燃焼を実行するように、この運転状態に対応する制御ロジックに従ってエンジン１を制御する。尚、ステップＳ２４７においてＥＣＵ１０は、ＳＩ燃焼を行うことを考慮して、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを、改めて設定してもよい。 Then, in step S246, the ECU 10 determines whether or not SPCCI combustion is feasible based on the IVC set in step S245. If the determination in step S245 is YES, the process proceeds to step S246, and the ECU 10 controls the engine 1 according to the control logic corresponding to this operating state so as to execute SPCCI combustion in the operating state set in step S243. do. On the other hand, if the determination in step S245 is NO, the process proceeds to step S247, and the ECU 10 follows the control logic corresponding to this operating state so that SI combustion is executed in the operating state set in step S243. To control. In step S247, the ECU 10 may set the valve closing timing IVC of the intake valve 21 again in consideration of performing SI combustion.

以上説明したように、ここに開示する圧縮着火式エンジンの制御装置においては、エンジン１の過給圧Ｐと、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの関係が予め定められており、ＥＣＵ１０は、当該関係を満足する範囲内で、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを設定することができる。 As described above, in the control device for the compression ignition type engine disclosed herein, the relationship between the boost pressure P of the engine 1 and the valve closing timing IVC of the intake valve 21 is predetermined, and the ECU 10 uses the ECU 10. The valve closing timing IVC of the intake valve 21 can be set within a range that satisfies the relationship.

（他の実施形態）
尚、ここに開示する技術は、前述した構成のエンジン１に適用することに限定されない。エンジン１は、様々な構成を採用することが可能である。 (Other embodiments)
The technique disclosed herein is not limited to being applied to the engine 1 having the above-described configuration. The engine 1 can adopt various configurations.

例えば、エンジン１は、機械式過給機４４に代えて、ターボ過給機を備えるようにしてもよい。 For example, the engine 1 may include a turbocharger instead of the mechanical supercharger 44.

１ エンジン
１０ ＥＣＵ（制御部）
１７ 燃焼室
２３ 吸気電動Ｓ−ＶＴ（可変動弁機構）
２５ 点火プラグ（点火部）
４４ 過給機
５５ ＥＧＲシステム
６ インジェクタ（燃料噴射部）
ＳＷ１ エアフローセンサ（計測部）
ＳＷ２ 第１吸気温度センサ（計測部）
ＳＷ３ 第１圧力センサ（計測部）
ＳＷ４ 第２吸気温度センサ（計測部）
ＳＷ５ 第２圧力センサ（計測部）
ＳＷ６ 指圧センサ（計測部）
ＳＷ７ 排気温度センサ（計測部）
ＳＷ８ リニアＯ２センサ（計測部）
ＳＷ９ ラムダＯ２センサ（計測部）
ＳＷ１０ 水温センサ（計測部）
ＳＷ１１ クランク角センサ（計測部）
ＳＷ１２ アクセル開度センサ（計測部）
ＳＷ１３ 吸気カム角センサ（計測部）
ＳＷ１４ 排気カム角センサ（計測部）
ＳＷ１５ ＥＧＲ差圧センサ（計測部）
ＳＷ１６ 燃圧センサ（計測部）
ＳＷ１７ 第３吸気温度センサ（計測部） 1 Engine 10 ECU (control unit)
17 Combustion chamber 23 Intake electric S-VT (variable valve mechanism)
25 Spark plug (ignition part)
44 Supercharger 55 EGR system 6 Injector (fuel injection part)
SW1 Airflow sensor (Measuring unit)
SW2 1st intake air temperature sensor (measurement unit)
SW3 1st pressure sensor (measurement unit)
SW4 2nd intake air temperature sensor (measurement unit)
SW5 2nd pressure sensor (measurement unit)
SW6 Shiatsu sensor (measurement unit)
SW7 Exhaust temperature sensor (measurement unit)
SW8 Linear O 2 sensor (measurement unit)
SW9 Lambda O 2 sensor (measurement unit)
SW10 Water temperature sensor (Measuring unit)
SW11 Crank angle sensor (measurement unit)
SW12 Accelerator opening sensor (measurement unit)
SW13 Intake cam angle sensor (measurement unit)
SW14 Exhaust cam angle sensor (measurement unit)
SW15 EGR differential pressure sensor (measurement unit)
SW16 Fuel pressure sensor (measurement unit)
SW17 3rd intake air temperature sensor (measurement unit)

Claims (9)

圧縮着火式エンジンの制御装置であって、
前記エンジンは、
燃焼室内に供給する燃料を噴射する燃料噴射部と、
吸気弁のバルブタイミングを変更する可変動弁機構と、
前記燃焼室内の混合気に点火する点火部と、
前記燃焼室に導入するガスを過給する過給機と、
前記エンジンの運転状態に関係するパラメータを計測する計測部と、
前記計測部の計測結果を受けて、前記エンジンの運転状態に対応する制御ロジックに従い演算を行うと共に、前記燃料噴射部、前記可変動弁機構、前記点火部、及び、前記過給機に信号を出力する制御部と、を備え、
前記制御部は、前記過給機に過給を行わせつつ、前記燃焼室内の混合気の全ガスと前記燃料との重量比であるＧ／Ｆが理論空燃比よりもリーンでかつ前記混合気の空気と前記燃料との重量比であるＡ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチになるよう前記燃料噴射部、前記可変動弁機構、及び、前記過給機のそれぞれに信号を出力すると共に、前記点火部が前記燃焼室内の混合気に点火をした後で未燃混合気が自己着火により燃焼するよう前記点火部に信号を出力し、
前記制御部は、
前記過給機による過給圧Ｐを定めるステップと、
前記吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定めるステップと、を行い、
前記制御ロジックに従って、前記過給圧Ｐ（kPa）が、
Ｐ≧8.0×10-11ＩＶＣ6−1.0×10-8ＩＶＣ5＋3.0×10-7ＩＶＣ4−4.0×10-6ＩＶＣ3＋0.0068ＩＶＣ2−0.3209ＩＶＣ＋116.63
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める圧縮着火式エンジンの制御装置。 It is a control device for a compression ignition engine.
The engine
A fuel injection unit that injects fuel to be supplied into the combustion chamber,
A variable valve mechanism that changes the valve timing of the intake valve,
An ignition unit that ignites the air-fuel mixture in the combustion chamber and
A supercharger that supercharges the gas to be introduced into the combustion chamber,
A measuring unit that measures parameters related to the operating state of the engine,
In response to the measurement result of the measurement unit, the calculation is performed according to the control logic corresponding to the operating state of the engine, and signals are sent to the fuel injection unit, the variable valve mechanism, the ignition unit, and the supercharger. Equipped with a control unit to output
In the control unit, while supercharging the supercharger, the G / F, which is the weight ratio of the total gas of the air-fuel mixture in the combustion chamber to the fuel, is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio and the air-fuel mixture is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. A signal is sent to each of the fuel injection unit, the variable valve mechanism, and the supercharger so that the A / F, which is the weight ratio of the air to the fuel, becomes richer than the stoichiometric air-fuel ratio or the stoichiometric air-fuel ratio. At the same time, a signal is output to the ignition unit so that the unburned air-fuel mixture burns by self-ignition after the ignition unit ignites the air-fuel mixture in the combustion chamber.
The control unit
The step of determining the supercharging pressure P by the turbocharger and
The step of determining the valve closing timing IVC of the intake valve is performed.
According to the control logic, the boost pressure P (kPa) is
P ≧ 8.0 × 10 -11 IVC 6 −1.0 × 10 -8 IVC 5 ＋3.0 × 10 -7 IVC 4 −4.0 × 10 -6 IVC 3 ＋0.0068IVC 2 −0.3209 IVC ＋116.63
A control device for a compression ignition type engine that determines the valve closing timing IVC (deg. ABDC) so as to satisfy the above. 請求項１に記載の圧縮着火式エンジンの制御装置において、
前記制御部は、
Ｐ≦150
を満足するように、前記過給圧（kPa）を定める圧縮着火式エンジンの制御装置。 In the control device for the compression ignition type engine according to claim 1.
The control unit
P ≤ 150
A control device for a compression ignition engine that determines the boost pressure (kPa) so as to satisfy the above. 請求項１又は２に記載の圧縮着火式エンジンの制御装置において、
前記制御部は、前記エンジンの運転状態に対応する目標過給圧を決定し、
前記目標過給圧を前記過給圧Ｐ（kPa）としたときに、該過給圧Ｐ（kPa）が前記の関係式を満足するよう、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める圧縮着火式エンジンの制御装置。 In the control device for the compression ignition type engine according to claim 1 or 2.
The control unit determines a target boost pressure corresponding to the operating state of the engine.
When the target boost pressure is the boost pressure P (kPa), the compression that determines the valve closing timing IVC (deg. ABDC) so that the boost pressure P (kPa) satisfies the above relational expression. Ignition engine control device. 請求項１〜３のいずれか１項に記載の圧縮着火式エンジンの制御装置において、
前記吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣは、前記エンジンの運転状態が変わると変化し、
各々の運転状態に対し、前記の関係式を満足するよう、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg.aBDC）を定める圧縮着火式エンジンの制御装置。 In the control device for the compression ignition type engine according to any one of claims 1 to 3.
The valve closing timing IVC of the intake valve changes when the operating state of the engine changes.
A control device for a compression ignition engine that determines the valve closing timing IVC (deg.aBDC) so as to satisfy the above relational expression for each operating state. 請求項１〜４のいずれか１項に記載の圧縮着火式エンジンの制御装置において、
前記エンジンは、所定負荷以上の高負荷運転状態において運転する圧縮着火式エンジンの制御装置。 In the control device for the compression ignition type engine according to any one of claims 1 to 4.
The engine is a control device for a compression ignition type engine that operates in a high load operation state of a predetermined load or more. 請求項５に記載の圧縮着火式エンジンの制御装置において、
前記エンジンは、最高負荷運転状態において運転する圧縮着火式エンジンの制御装置。 In the control device for the compression ignition type engine according to claim 5.
The engine is a control device for a compression ignition type engine that operates under the maximum load operation state. 請求項１〜６のいずれか１項に記載の圧縮着火式エンジンの制御装置において、
前記エンジンの幾何学的圧縮比εは、１０≦ε＜２１を満足するように設定されている圧縮着火式エンジンの制御装置。 In the control device for the compression ignition type engine according to any one of claims 1 to 6.
A control device for a compression ignition engine in which the geometric compression ratio ε of the engine is set so as to satisfy 10 ≦ ε <21. 請求項１〜７のいずれか１項に記載の圧縮着火式エンジンの制御装置において、
前記エンジンは、前記燃焼室の中に排気ガスを導入するＥＧＲシステムを備え、
前記制御部は、前記燃焼室の中の混合気が燃焼するときに発生する全熱量に対し、火炎伝播により混合気が燃焼するときに発生する熱量の割合に関係する指標としての熱量比率が、前記エンジンの運転状態に対応して定めた目標熱量比率となるように、前記ＥＧＲシステム及び前記点火部に信号を出力する圧縮着火式エンジンの制御装置。 In the control device for the compression ignition type engine according to any one of claims 1 to 7.
The engine comprises an EGR system that introduces exhaust gas into the combustion chamber.
In the control unit, the calorific value ratio as an index related to the ratio of the calorific value generated when the air-fuel mixture burns due to flame propagation to the total calorific value generated when the air-fuel mixture in the combustion chamber burns is determined. A control device for a compression ignition type engine that outputs a signal to the EGR system and the ignition unit so as to have a target calorific value ratio determined according to the operating state of the engine. 請求項８に記載の圧縮着火式エンジンの制御装置において、
前記制御部は、前記エンジンの負荷が高いときには、低いときよりも、前記熱量比率が高くなるよう、前記ＥＧＲシステム及び前記点火部に信号を出力する圧縮着火式エンジンの制御装置。 In the control device for the compression ignition type engine according to claim 8.
The control unit is a control device for a compression ignition type engine that outputs a signal to the EGR system and the ignition unit so that the calorific value ratio becomes higher when the load of the engine is high than when the load is low.
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