JP7159821B2 - Vehicle engine control device - Google Patents

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Description

本発明は、バルブタイミングを変更する可変バルブ機構を備えた車両用エンジンを制御する装置に関する。 The present invention relates to an apparatus for controlling a vehicle engine having a variable valve mechanism that changes valve timing.

自動車等の車両に搭載される車両用エンジンは、その駆動力が変速機等を介して車輪に伝達される。このような車両用エンジンにおいて、変速機のギヤ段（変速比）を変更するシフトチェンジが行われる際には、変速ショックを抑制する等の目的で出力トルクを一時的に増減させる制御が要求される場合がある。 2. Description of the Related Art A vehicle engine mounted on a vehicle such as an automobile transmits its driving force to wheels via a transmission or the like. In such a vehicle engine, when a shift change is performed to change the gear stage (gear ratio) of the transmission, control is required to temporarily increase or decrease the output torque for the purpose of suppressing shift shock. may occur.

上記シフトチェンジ時のエンジンの出力制御の一例として、下記特許文献１のものが知られている。具体的に、この特許文献１では、自動変速機のアップシフト変速中に、エンジンの出力トルクを一時的に低下させるべく、スロットル弁（電子制御スロットル）の開度を低下させる制御（第１のトルクダウン制御）が少なくとも実行されるとともに、必要に応じて点火時期をリタードさせる制御（第２のトルクダウン制御）がさらに実行される。すなわち、出力トルクの低下目標値が所定値以下である場合には、スロットルを閉弁する第１のトルクダウン制御が実行され、出力トルクの低下目標値が所定値以下である場合には、当該第１のトルクダウン制御に加えて、点火時期をリタードさせる第２のトルクダウン制御が実行されるようになっている。 As an example of engine output control at the time of the shift change, the following patent document 1 is known. Specifically, in Patent Document 1, in order to temporarily reduce the output torque of the engine during an upshift of an automatic transmission, control (a first torque down control) is executed at least, and control for retarding the ignition timing (second torque down control) is further executed as necessary. That is, when the output torque reduction target value is equal to or less than a predetermined value, the first torque reduction control for closing the throttle is executed, and when the output torque reduction target value is equal to or less than the predetermined value, the In addition to the first torque down control, second torque down control for retarding the ignition timing is executed.

特開平９－２１３３７号公報JP-A-9-21337

上記特許文献１の技術によれば、出力トルクの低下目標値に応じて、第１のトルクダウン制御のみを実行するか、第１および第２のトルクダウン制御の双方を実行するかを切り替えることにより、トルクダウン量を幅広い範囲で調整できるものと考えられる。 According to the technique of Patent Document 1, it is possible to switch between executing only the first torque-down control and executing both the first and second torque-down controls in accordance with the target value for lowering the output torque. Therefore, it is considered that the amount of torque reduction can be adjusted in a wide range.

ただし、上記特許文献１では、スロットル弁の開度を低下させる第１のトルクダウン制御を必ず実行する必要があるので、応答性の面で改善の余地があった。すなわち、スロットル弁の開度を低下させても、実際に気筒内の吸入空気量が減少するまでにはある程度の時間が必要である。このため、アップシフト変速中の適切な時期に所望のトルクダウン量が得られなくなって、変速ショックが予想以上に増大してしまう可能性がある。 However, in Patent Literature 1, it is necessary to always execute the first torque-down control that reduces the opening of the throttle valve, so there is room for improvement in terms of responsiveness. That is, even if the opening of the throttle valve is decreased, it takes a certain amount of time until the amount of intake air in the cylinder actually decreases. Therefore, it is possible that the desired amount of torque reduction cannot be obtained at an appropriate time during the upshift, and the shift shock increases more than expected.

一方で、点火時期をリタードさせる第２のトルクダウン制御は、スロットル弁を用いる第１のトルクダウン制御よりも応答性の面で優れているといえる。このため、応答性を考慮すれば、必要なトルクダウン量の全部もしくは多くを第２のトルクダウン制御（点火リタード制御）によって賄うことが好ましい。しかしながら、このようにした場合には、出力トルクの低下目標値が大きくなるほど点火時期の所要リタード量も大きくなる。このため、点火時期の大幅リタードによって燃焼安定性が悪化したり、最悪の場合は失火を招くといったおそれがある。 On the other hand, it can be said that the second torque down control that retards the ignition timing is superior in terms of responsiveness to the first torque down control that uses the throttle valve. Therefore, in consideration of responsiveness, it is preferable that all or most of the necessary torque reduction amount is covered by the second torque reduction control (ignition retard control). However, in this case, the larger the output torque reduction target value, the larger the required ignition timing retard amount. For this reason, there is a risk that a large retard of the ignition timing will deteriorate combustion stability, or in the worst case, cause a misfire.

本発明は、上記のような事情に鑑みてなされたものであり、出力トルクを一時的に低下させるトルクダウンの要求があったときに、燃焼安定性を確保しつつ高応答に出力トルクを低下させることが可能な車両用エンジンの制御装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above circumstances, and when there is a request for torque reduction to temporarily reduce the output torque, the output torque is reduced with high response while ensuring combustion stability. It is an object of the present invention to provide a vehicle engine control device capable of

前記課題を解決するためのものとして、本発明は、気筒と、気筒内の混合気に点火する点火装置と、気筒に吸気を導入するための吸気ポートを開閉する吸気弁と、気筒から排気ガスを排出するための排気ポートを開閉する排気弁と、排気弁の閉弁時期および吸気弁の開弁時期の少なくとも一方を変更する可変バルブ機構とを備え、かつ車両に搭載された車両用エンジンを制御する装置であって、前記エンジンの出力トルクを一時的に低下させるトルクダウンの要求の有無を判定するトルクダウン判定部と、前記トルクダウン判定部により前記トルクダウンの要求が確認された場合に、前記気筒における内部ＥＧＲの量が減少する方向に前記可変バルブ機構を駆動し、かつ前記エンジンの出力トルクが低下するように前記点火装置による点火時期をリタードさせる燃焼制御部とを備え、前記燃焼制御部は、前記混合気の一部を前記点火装置による点火点からの火炎伝播によりＳＩ燃焼させるとともにその他の混合気を自着火によりＣＩ燃焼させる部分圧縮着火燃焼を実行可能であり、前記部分圧縮着火燃焼により前記エンジンが運転されている状態で前記トルクダウンの要求が確認された場合、前記燃焼制御部は、混合気がＳＩ燃焼のみによって燃焼するタイミングにまで前記点火時期をリタードさせる、ことを特徴とするものである（請求項１）。 In order to solve the above problems, the present invention provides a cylinder, an ignition device that ignites the air-fuel mixture in the cylinder, an intake valve that opens and closes an intake port for introducing intake air into the cylinder, and an exhaust gas from the cylinder. and a variable valve mechanism that changes at least one of the closing timing of the exhaust valve and the opening timing of the intake valve, and a vehicle engine mounted on the vehicle. A device for controlling, a torque down determining unit for determining whether or not there is a torque down request for temporarily reducing the output torque of the engine, and when the torque down request is confirmed by the torque down determining unit a combustion control unit that drives the variable valve mechanism in a direction in which the amount of internal EGR in the cylinder decreases and retards the ignition timing of the ignition device so that the output torque of the engine decreases; The control unit is capable of executing partial compression ignition combustion in which a part of the air-fuel mixture is subjected to SI combustion by flame propagation from the ignition point of the ignition device and the other air-fuel mixture is CI-burned by self-ignition, and the partial compression ignition When the request for torque reduction is confirmed while the engine is being operated by ignition combustion, the combustion control unit retards the ignition timing to a timing at which the air-fuel mixture is combusted only by SI combustion . It is characterized (claim 1).

本発明によれば、トルクダウンの要求に伴い点火時期がリタードされるので、例えばトルクダウンのために吸入空気量を低減するなどした場合と異なり、優れた応答性でエンジンの出力トルクを低下させることができる。しかも、点火時期のリタード（出力トルクの低下）と併せて、内部ＥＧＲ量が減少する方向にバルブタイミングを変更する制御が実行されるので、気筒内に存在する不活性ガス（既燃ガス）を減らすことができ、点火リタード中の燃焼安定性を高めることができる。すなわち、点火時期がリタードされると、膨張行程がある程度進行するまで（言い換えると筒内圧力・温度がかなり低下するまで）燃焼が継続されることになるので、仮にこのような燃焼を不活性ガスの量が多い環境下で試みると、特に燃焼の後半における燃焼安定性が悪化し、最悪の場合は失火に至るおそれがある。これに対し、本発明では、点火リタードと併せて内部ＥＧＲ量を減らす制御が実行されるので、燃焼途中で失火するといった前記のような事態を回避でき、燃焼安定性を効果的に高めることができる。 According to the present invention, the ignition timing is retarded in response to a demand for torque reduction, so unlike the case where the amount of intake air is reduced for torque reduction, for example, the output torque of the engine is reduced with excellent responsiveness. be able to. Moreover, along with retarding the ignition timing (decreasing the output torque), control is executed to change the valve timing in the direction of decreasing the internal EGR amount, so the inert gas (burnt gas) existing in the cylinder is removed. can be reduced and combustion stability during ignition retard can be enhanced. That is, when the ignition timing is retarded, combustion continues until the expansion stroke progresses to some extent (in other words, until the pressure and temperature in the cylinder decrease considerably). If it is attempted in an environment where the amount of is large, the combustion stability deteriorates especially in the latter half of the combustion, and in the worst case, there is a risk of misfiring. On the other hand, in the present invention, control to reduce the internal EGR amount is executed together with the ignition retard, so it is possible to avoid the above-described situation of misfiring during combustion, and effectively improve combustion stability. can.

しかも、本発明では、点火時期のリタードによって単に燃焼開始時期が遅くなるだけでなく、混合気の燃焼形態がＣＩ燃焼を含む形態（部分圧縮着火燃焼）からＣＩ燃焼を含まない形態（ＳＩ燃焼）へと切り替わるので、出力トルクを十分に低下させることができる。言い換えると、燃焼速度の速いＣＩ燃焼の有無によるトルク落差を生じさせることができるので、点火時期を大幅に（例えば圧縮上死点よりもかなり遅角側のタイミングにまで）リタードさせなくても、出力トルクを十分に低下させることができる。このことと、上述した内部ＥＧＲ量の低下との相乗効果により、点火リタード中においても十分な燃焼安定性を確保することができる。 Moreover, in the present invention, not only is the combustion start timing retarded by retarding the ignition timing, but the combustion form of the air-fuel mixture changes from a form including CI combustion (partial compression ignition combustion) to a form not including CI combustion (SI combustion). , the output torque can be sufficiently reduced. In other words, it is possible to generate a torque drop depending on the presence or absence of CI combustion with a high combustion speed. The output torque can be sufficiently reduced. Due to the synergistic effect of this and the decrease in the internal EGR amount described above, sufficient combustion stability can be ensured even during ignition retard.

好ましくは、前記トルクダウン判定部は、前記エンジンに連結された変速機のギヤ段を高くするアップシフト変速の要求を受けたときに、前記トルクダウンが要求されたと判定
する（請求項２）。 Preferably, the torque-down determination unit determines that the torque-down is requested when receiving a request for an upshift to increase the gear stage of the transmission connected to the engine ( claim 2 ).

この構成によれば、アップシフト変速の要求に応じて点火時期がリタードされるので、当該点火リタードに伴う出力トルクの低下により、エンジン回転数をアップシフト後の変速比に対応した回転数（同期回転数）まで迅速に低下させることができ、アップシフト変速に要する時間（変速期間）を短縮することができる。 According to this configuration, the ignition timing is retarded in response to a request for an upshift. Therefore, a decrease in the output torque associated with the ignition retard causes the engine speed to correspond to the gear ratio after the upshift (synchronization speed), and the time required for the upshift (speed change period) can be shortened.

前記トルクダウン判定部は、車両の走行性確保のために車輪の駆動トルクを一時的に低下させる要求を受けたときに、前記トルクダウンが要求されたと判定するものであってもよい（請求項３）。 The torque-down determination unit may determine that the torque-down is requested when receiving a request to temporarily reduce the driving torque of the wheels in order to ensure the running performance of the vehicle. 3 ).

この構成によれば、例えば車輪のスリップ状態が検知されるなどした場合に点火時期をリタードさせることができ、当該点火リタードに伴う出力トルクの低下によって車両の走行性を適正に確保することができる。 According to this configuration, the ignition timing can be retarded when, for example, the slip state of the wheels is detected, and the drivability of the vehicle can be appropriately ensured by the reduction in the output torque associated with the ignition retard. .

好ましくは、前記可変バルブ機構は、電動モータの駆動によりバルブの開閉位相を変更する電動式の可変機構である（請求項４）。 Preferably, the variable valve mechanism is an electric variable mechanism that changes the opening/closing phase of the valve by driving an electric motor ( claim 4 ).

この構成によれば、トルクダウンの要求があったときに、迅速にバルブタイミングを変更して内部ＥＧＲ量を低減することができる。 According to this configuration, it is possible to quickly change the valve timing and reduce the internal EGR amount when there is a request for torque reduction.

以上説明したように、本発明の車両用エンジンの制御装置によれば、出力トルクを一時的に低下させるトルクダウンの要求があったときに、燃焼安定性を確保しつつ高応答に出力トルクを低下させることができる。 INDUSTRIAL APPLICABILITY As described above, according to the vehicle engine control apparatus of the present invention, when there is a request for torque reduction to temporarily reduce the output torque, the output torque is increased with high response while ensuring combustion stability. can be lowered.

本発明の一実施形態にかかる車両用エンジンの全体構成を概略的に示すシステム図である。1 is a system diagram schematically showing the overall configuration of a vehicle engine according to one embodiment of the present invention; FIG. 上記エンジンの制御系統を示すブロック図である。It is a block diagram showing a control system of the engine. 上記エンジンの回転数／負荷に応じた制御の相違を説明するための運転マップである。It is an operation map for explaining the difference of control according to the rotation speed/load of the engine. ＳＰＣＣＩ燃焼（部分圧縮着火燃焼）時の熱発生率の波形を示すグラフである。4 is a graph showing a waveform of heat release rate during SPCCI combustion (partial compression ignition combustion). 上記エンジンの第１運転領域において設定される内部ＥＧＲ率および外部ＥＧＲ率の一例を示す図である。FIG. 4 is a diagram showing an example of an internal EGR rate and an external EGR rate set in the first operating region of the engine; 吸気弁および排気弁のリフトカーブを示す図である。FIG. 4 is a diagram showing lift curves of an intake valve and an exhaust valve; 変速機のアップシフト変速時に上記エンジンに対し行われる制御の手順を示すフローチャートである。4 is a flow chart showing a procedure of control performed on the engine during an upshift of the transmission; 図７の制御が実行された場合の各種状態量の時間変化の一例を示すタイムチャートである。FIG. 8 is a time chart showing an example of temporal changes in various state quantities when the control of FIG. 7 is executed; FIG.

（１）エンジンの全体構成
図１は、本発明の制御装置が適用された車両用エンジン（以下、単にエンジンともいう）の好ましい実施形態を示す図である。本図に示されるエンジンは、走行用の動力源として車両に搭載された４サイクルのガソリン直噴エンジンであり、エンジン本体１と、エンジン本体１に導入される吸気が流通する吸気通路３０と、エンジン本体１から排出される排気ガスが流通する排気通路４０と、排気通路４０を流通する排気ガスの一部を吸気通路３０に還流する外部ＥＧＲ装置５０を備えている。 (1) Overall Configuration of Engine FIG. 1 is a diagram showing a preferred embodiment of a vehicle engine (hereinafter simply referred to as an engine) to which the control device of the present invention is applied. The engine shown in this figure is a 4-cycle gasoline direct injection engine mounted on a vehicle as a power source for running. It has an exhaust passage 40 through which exhaust gas discharged from the engine body 1 flows, and an external EGR device 50 that recirculates part of the exhaust gas flowing through the exhaust passage 40 to the intake passage 30 .

エンジン本体１は、気筒２が内部に形成されたシリンダブロック３と、気筒２を上から閉塞するようにシリンダブロック３の上面に取り付けられたシリンダヘッド４と、気筒２に往復摺動可能に挿入されたピストン５とを有している。エンジン本体１は、典型的には複数の（例えば４つの）気筒を有する多気筒型のものであるが、ここでは簡略化のため、１つの気筒２のみに着目して説明を進める。 The engine body 1 includes a cylinder block 3 in which a cylinder 2 is formed, a cylinder head 4 attached to the upper surface of the cylinder block 3 so as to block the cylinder 2 from above, and a reciprocatingly slidable insertion into the cylinder 2. and a piston 5 that is The engine main body 1 is typically of a multi-cylinder type having a plurality of (for example, four) cylinders, but for the sake of simplification, only one cylinder 2 will be described here.

ピストン５の上方には燃焼室６が画成されており、この燃焼室６には、ガソリンを主成分とする燃料が、後述するインジェクタ１５からの噴射によって供給される。そして、供給された燃料が燃焼室６で空気と混合されつつ燃焼し、その燃焼による膨張力を受けてピストン５が上下方向に往復運動する。 A combustion chamber 6 is defined above the piston 5, and fuel containing gasoline as a main component is supplied to the combustion chamber 6 by injection from an injector 15, which will be described later. The supplied fuel burns while being mixed with air in the combustion chamber 6, and the piston 5 reciprocates vertically by receiving the expansion force due to the combustion.

ピストン５の下方には、エンジン本体１の出力軸であるクランク軸７が設けられている。クランク軸７は、ピストン５とコネクティングロッド８を介して連結され、ピストン５の往復運動（上下運動）に応じて中心軸回りに回転駆動される。 A crankshaft 7 that is an output shaft of the engine body 1 is provided below the piston 5 . The crankshaft 7 is connected to the piston 5 via a connecting rod 8 and is rotationally driven around the central axis according to the reciprocating motion (vertical motion) of the piston 5 .

クランク軸７は、図外のトルクコンバータ等を介して自動変速機１１０（図２）と連結されている。自動変速機１１０は、変速比の異なる複数のギヤ段を達成可能な多段式の変速機構（図示省略）を内蔵している。変速機構は、例えば、遊星歯車機構と、遊星歯車機構による動力伝達経路を切り替えるためのクラッチやブレーキ等を含む複数の摩擦締結要素と、各摩擦締結要素に供給される油圧を制御してその締結／解放を切り替えるソレノイドバルブ等からなる油圧制御弁とを有している。 The crankshaft 7 is connected to an automatic transmission 110 (FIG. 2) via a torque converter (not shown) or the like. The automatic transmission 110 incorporates a multi-stage transmission mechanism (not shown) capable of achieving a plurality of gear stages with different gear ratios. The transmission mechanism includes, for example, a planetary gear mechanism, a plurality of frictional engagement elements including clutches and brakes for switching the power transmission path by the planetary gear mechanism, and hydraulic pressure supplied to each frictional engagement element to control the engagement. and a hydraulic control valve consisting of a solenoid valve or the like for switching between /release.

気筒２の幾何学的圧縮比、つまりピストン５が上死点にあるときの燃焼室６の容積とピストン５が下死点にあるときの燃焼室の容積との比は、後述するＳＰＣＣＩ燃焼（部分圧縮着火燃焼）に好適な値として、１３以上３０以下、好ましくは１４以上１８以下に設定される。 The geometric compression ratio of cylinder 2, that is, the ratio between the volume of combustion chamber 6 when piston 5 is at top dead center and the volume of the combustion chamber when piston 5 is at bottom dead center, is the SPCCI combustion ( A suitable value for partial compression ignition combustion is set to 13 or more and 30 or less, preferably 14 or more and 18 or less.

シリンダブロック３には、クランク軸７の回転角度（クランク角）およびクランク軸７の回転数（エンジン回転数）を検出するクランク角センサＳＮ１が設けられている。 The cylinder block 3 is provided with a crank angle sensor SN1 that detects the rotation angle (crank angle) of the crankshaft 7 and the rotation speed (engine speed) of the crankshaft 7 .

シリンダヘッド４には、吸気通路３０から供給される空気を燃焼室６に導入するための吸気ポート９と、燃焼室６で生成された排気ガスを排気通路４０に導出するための排気ポート１０と、吸気ポート９の燃焼室６側の開口を開閉する吸気弁１１と、排気ポート１０の燃焼室６側の開口を開閉する排気弁１２とが設けられている。 The cylinder head 4 has an intake port 9 for introducing air supplied from an intake passage 30 into the combustion chamber 6, and an exhaust port 10 for introducing exhaust gas generated in the combustion chamber 6 to an exhaust passage 40. , an intake valve 11 for opening and closing the opening of the intake port 9 on the combustion chamber 6 side, and an exhaust valve 12 for opening and closing the opening of the exhaust port 10 on the combustion chamber 6 side.

吸気弁１１および排気弁１２は、シリンダヘッド４に配設された一対のカム軸等を含む動弁機構により、クランク軸７の回転に連動して開閉駆動される。 The intake valve 11 and the exhaust valve 12 are driven to open and close in conjunction with the rotation of the crankshaft 7 by a valve mechanism including a pair of camshafts arranged in the cylinder head 4 .

吸気弁１１用の動弁機構には、吸気弁１１の開閉時期を変更可能な吸気ＶＶＴ１３が内蔵されている。同様に、排気弁１２用の動弁機構には、排気弁１２の開閉時期を変更可能な排気ＶＶＴ１４が内蔵されている。吸気ＶＶＴ１３（排気ＶＶＴ１４）は、いわゆる位相式の可変機構であり、吸気弁１１（排気弁１２）の開弁時期および閉弁時期を同時にかつ同量だけ変更する。また、吸気ＶＶＴ１３（排気ＶＶＴ１４）は、その駆動源として電動モータ１３ａ（１４ａ）を備えた電動式のものであり（図２参照）、この電動モータ１３ａ（１４ａ）の作動に応じて吸気弁１１（排気弁１２）の開閉時期を変更する。なお、吸気ＶＶＴ１３および排気ＶＶＴ１４は、請求項にいう「可変バルブ機構」の一例に該当する。 A valve mechanism for the intake valve 11 incorporates an intake VVT 13 capable of changing the opening/closing timing of the intake valve 11 . Similarly, the valve mechanism for the exhaust valve 12 incorporates an exhaust VVT 14 capable of changing the opening/closing timing of the exhaust valve 12 . The intake VVT 13 (exhaust VVT 14) is a so-called phase-type variable mechanism, and changes the opening timing and the closing timing of the intake valve 11 (exhaust valve 12) simultaneously and by the same amount. The intake VVT 13 (exhaust VVT 14) is of an electric type having an electric motor 13a (14a) as its drive source (see FIG. 2). (exhaust valve 12) is changed. The intake VVT 13 and the exhaust VVT 14 correspond to an example of the "variable valve mechanism" in the claims.

図６は、吸気弁１１および排気弁１２のリフトカーブを示す図である（ＩＮは吸気弁１１のリフトカーブを、ＥＸは排気弁１２のリフトカーブをそれぞれ示している）。本図に示すように、吸気弁１１および排気弁１２は、排気上死点（図６中のＴＤＣ）を跨いで開弁期間が重複するように駆動されることがある。この重複期間、つまり吸気弁１１および排気弁１２の双方が開弁する期間は、バルブオーバーラップ期間と呼ばれる。バルブオーバーラップ期間は、上述した吸気ＶＶＴ１３および排気ＶＶＴ１４の制御により調整することが可能である。図６における実線の波形は、バルブオーバーラップ期間が比較的長くされた場合を例示しており、この場合には、排気上死点を過ぎてから（吸気行程の初期に）排気弁１２がしばらく開弁されることにより、排気ポート１０から燃焼室６へと既燃ガスが引き戻されて、内部ＥＧＲが実現される。逆に、破線の波形として示すように、バルブオーバーラップ期間が短縮された場合には、上記のように排気ポート１０から引き戻される既燃ガスの量が減少する結果、内部ＥＧＲが抑制または停止される。 FIG. 6 is a diagram showing lift curves of the intake valve 11 and the exhaust valve 12 (IN indicates the lift curve of the intake valve 11 and EX indicates the lift curve of the exhaust valve 12). As shown in this figure, the intake valve 11 and the exhaust valve 12 may be driven so that the valve opening periods overlap across the exhaust top dead center (TDC in FIG. 6). This overlapping period, that is, the period in which both the intake valve 11 and the exhaust valve 12 are open, is called a valve overlap period. The valve overlap period can be adjusted by controlling the intake VVT 13 and the exhaust VVT 14 described above. The solid-line waveform in FIG. 6 illustrates a case where the valve overlap period is relatively long. By opening the valve, the burned gas is drawn back from the exhaust port 10 to the combustion chamber 6, and internal EGR is realized. Conversely, as shown by the dashed waveform, when the valve overlap period is shortened, the amount of burnt gas drawn back from the exhaust port 10 is reduced as described above, and as a result, internal EGR is suppressed or stopped. be.

シリンダヘッド４には、燃焼室６に燃料（ガソリン）を噴射するインジェクタ１５と、インジェクタ１５から燃焼室６に噴射された燃料と吸入空気とが混合された混合気に点火する点火プラグ１６（点火装置）とが設けられている。 The cylinder head 4 has an injector 15 that injects fuel (gasoline) into the combustion chamber 6, and a spark plug 16 (ignition device) is provided.

吸気通路３０は、吸気ポート９と連通するようにシリンダヘッド４の一側面に接続されている。吸気通路３０の上流端から取り込まれた空気（新気）は、吸気通路３０および吸気ポート９を通じて燃焼室６に導入される。 The intake passage 30 is connected to one side surface of the cylinder head 4 so as to communicate with the intake port 9 . Air (fresh air) taken from the upstream end of the intake passage 30 is introduced into the combustion chamber 6 through the intake passage 30 and the intake port 9 .

吸気通路３０には、その上流側から順に、吸気中の異物を除去するエアクリーナ３１と、吸気の流量を調整する開閉可能なスロットル弁３２と、吸気を圧縮しつつ送り出す過給機３３と、過給機３３により圧縮された吸気を冷却するインタークーラ３５と、サージタンク３６とが設けられている。 The intake passage 30 includes, in order from the upstream side thereof, an air cleaner 31 that removes foreign matter from the intake air, a throttle valve 32 that can be opened and closed to adjust the flow rate of the intake air, a supercharger 33 that compresses and delivers the intake air, and a supercharger. An intercooler 35 for cooling the intake air compressed by the feeder 33 and a surge tank 36 are provided.

吸気通路３０の各部には、吸気の流量を検出するエアフローセンサＳＮ２と、吸気の温度を検出する吸気温センサＳＮ３と、吸気の圧力を検出する吸気圧センサＳＮ４とが設けられている。エアフローセンサＳＮ２および吸気温センサＳＮ３は、吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とスロットル弁３２との間の部位に設けられ、当該部位を通過する吸気の流量および温度を検出する。吸気圧センサＳＮ４は、サージタンク３６に設けられ、当該サージタンク３６内の吸気の圧力を検出する。 Each portion of the intake passage 30 is provided with an air flow sensor SN2 that detects the flow rate of intake air, an intake air temperature sensor SN3 that detects the temperature of the intake air, and an intake pressure sensor SN4 that detects the pressure of the intake air. An airflow sensor SN2 and an intake air temperature sensor SN3 are provided at a portion between the air cleaner 31 and the throttle valve 32 in the intake passage 30, and detect the flow rate and temperature of intake air passing through these portions. The intake pressure sensor SN4 is provided in the surge tank 36 and detects the pressure of the intake air within the surge tank 36 .

過給機３３は、エンジン本体１と機械的に連係された機械式の過給機（スーパーチャージャ）である。過給機３３の具体的な形式は特に問わないが、例えばリショルム式、ルーツ式、または遠心式といった公知の過給機のいずれかを過給機３３として用いることができる。 The supercharger 33 is a mechanical supercharger (supercharger) mechanically linked to the engine body 1 . The specific type of the supercharger 33 is not particularly limited, but any known supercharger such as Lysholm type, Roots type, or centrifugal type can be used as the supercharger 33 .

過給機３３とエンジン本体１との間には、締結／解放を電気的に切り替えることが可能な電磁クラッチ３４が介設されている。電磁クラッチ３４が締結されると、エンジン本体１から過給機３３に駆動力が伝達されて、過給機３３による過給が行われる。一方、電磁クラッチ３４が解放されると、上記駆動力の伝達が遮断されて、過給機３３による過給が停止される。 Between the supercharger 33 and the engine body 1, an electromagnetic clutch 34 is interposed which can be electrically switched between engagement and disengagement. When the electromagnetic clutch 34 is engaged, driving force is transmitted from the engine body 1 to the supercharger 33, and supercharging by the supercharger 33 is performed. On the other hand, when the electromagnetic clutch 34 is released, the transmission of the driving force is interrupted and the supercharging by the supercharger 33 is stopped.

吸気通路３０には、過給機３３をバイパスするためのバイパス通路３８が設けられている。バイパス通路３８は、サージタンク３６と後述するＥＧＲ通路５１とを互いに接続している。バイパス通路３８には開閉可能なバイパス弁３９が設けられている。 A bypass passage 38 for bypassing the supercharger 33 is provided in the intake passage 30 . The bypass passage 38 connects the surge tank 36 and an EGR passage 51 (to be described later) to each other. A bypass valve 39 that can be opened and closed is provided in the bypass passage 38 .

排気通路４０は、排気ポート１０と連通するようにシリンダヘッド４の他側面に接続されている。燃焼室６で生成された既燃ガスは、排気ポート１０および排気通路４０を通じて外部に排出される。 The exhaust passage 40 is connected to the other side surface of the cylinder head 4 so as to communicate with the exhaust port 10 . Burned gas generated in the combustion chamber 6 is discharged to the outside through the exhaust port 10 and the exhaust passage 40 .

排気通路４０には触媒コンバータ４１が設けられている。触媒コンバータ４１には、排気通路４０を流通する排気ガス中に含まれる有害成分（ＨＣ、ＣＯ、ＮＯｘ）を浄化するための三元触媒４１ａと、排気ガス中に含まれる粒子状物質（ＰＭ）を捕集するためのＧＰＦ（ガソリン・パティキュレート・フィルタ）４１ｂとが内蔵されている。 A catalytic converter 41 is provided in the exhaust passage 40 . The catalytic converter 41 includes a three-way catalyst 41a for purifying harmful components (HC, CO, NOx) contained in the exhaust gas flowing through the exhaust passage 40, and particulate matter (PM) contained in the exhaust gas. A GPF (gasoline particulate filter) 41b for collecting is incorporated.

外部ＥＧＲ装置５０は、排気通路４０と吸気通路３０とを接続するＥＧＲ通路５１と、ＥＧＲ通路５１に設けられたＥＧＲクーラ５２およびＥＧＲ弁５３とを有している。ＥＧＲ通路５１は、排気通路４０における触媒コンバータ４１よりも下流側の部位と、吸気通路３０におけるスロットル弁３２と過給機３３との間の部位とを互いに接続している。ＥＧＲクーラ５２は、ＥＧＲ通路５１を通じて排気通路４０から吸気通路３０に還流される排気ガス（外部ＥＧＲガス）を熱交換により冷却する。ＥＧＲ弁５３は、ＥＧＲクーラ５２よりも下流側（吸気通路３０に近い側）のＥＧＲ通路５１に開閉可能に設けられ、ＥＧＲ通路５１を流通する排気ガスの流量を調整する。 The external EGR device 50 has an EGR passage 51 connecting the exhaust passage 40 and the intake passage 30 , and an EGR cooler 52 and an EGR valve 53 provided in the EGR passage 51 . The EGR passage 51 connects a portion of the exhaust passage 40 downstream of the catalytic converter 41 and a portion of the intake passage 30 between the throttle valve 32 and the supercharger 33 . The EGR cooler 52 cools the exhaust gas (external EGR gas) recirculated from the exhaust passage 40 to the intake passage 30 through the EGR passage 51 by heat exchange. The EGR valve 53 is provided in the EGR passage 51 downstream (closer to the intake passage 30 ) than the EGR cooler 52 so as to be openable and closable, and adjusts the flow rate of the exhaust gas flowing through the EGR passage 51 .

（２）制御系統
図２は、エンジンの制御系統を示すブロック図である。本図に示されるＰＣＭ１００は、エンジン等を統括的に制御するためのマイクロプロセッサであり、周知のＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等から構成されている。 (2) Control System FIG. 2 is a block diagram showing the engine control system. A PCM 100 shown in this figure is a microprocessor for overall control of the engine and the like, and is composed of a well-known CPU, ROM, RAM and the like.

ＰＣＭ１００には各種センサによる検出信号が入力される。例えば、ＰＣＭ１００は、上述したクランク角センサＳＮ１、エアフローセンサＳＮ２、吸気温センサＳＮ３、吸気圧センサＳＮ４と電気的に接続されており、これらのセンサによって検出された情報（つまりクランク角、エンジン回転数、吸気流量、吸気温、吸気圧）がＰＣＭ１００に逐次入力されるようになっている。 Detection signals from various sensors are input to the PCM 100 . For example, the PCM 100 is electrically connected to the above-mentioned crank angle sensor SN1, airflow sensor SN2, intake air temperature sensor SN3, and intake pressure sensor SN4, and information detected by these sensors (i.e. crank angle, engine speed , intake flow rate, intake air temperature, intake pressure) are sequentially input to the PCM 100 .

また、車両には、当該車両を運転するドライバーにより操作されるアクセルペダルの開度（以下、アクセル開度という）を検出するアクセルセンサＳＮ５と、車両の走行速度（以下、車速という）を検出する車速センサＳＮ６とが設けられており、これらのセンサＳＮ５，ＳＮ６による検出信号もＰＣＭ１００に逐次入力される。 Further, the vehicle is equipped with an accelerator sensor SN5 for detecting the opening of an accelerator pedal operated by the driver of the vehicle (hereinafter referred to as accelerator opening), and a traveling speed of the vehicle (hereinafter referred to as vehicle speed). A vehicle speed sensor SN6 is provided, and detection signals from these sensors SN5 and SN6 are also input to the PCM 100 sequentially.

ＰＣＭ１００は、上記各センサからの入力情報に基づいて種々の判定や演算等を実行しつつエンジンの各部および自動変速機１１０を制御する。すなわち、ＰＣＭ１００は、吸気ＶＶＴ１３および排気ＶＶＴ１４の各電動モータ１３ａ，１４ａ、インジェクタ１５、点火プラグ１６、スロットル弁３２、電磁クラッチ３４、バイパス弁３９、ＥＧＲ弁５３、および自動変速機１１０（詳しくはこれに内蔵されたソレノイドバルブ等の油圧制御弁）等と電気的に接続されており、上記演算等の結果に基づいてこれらの機器にそれぞれ制御用の信号を出力する。 The PCM 100 controls each part of the engine and the automatic transmission 110 while executing various determinations and calculations based on the input information from each sensor. That is, the PCM 100 includes electric motors 13a and 14a for intake VVT 13 and exhaust VVT 14, injector 15, spark plug 16, throttle valve 32, electromagnetic clutch 34, bypass valve 39, EGR valve 53, and automatic transmission 110 (more specifically, this It is electrically connected to a hydraulic control valve such as a solenoid valve built in the device, and outputs control signals to each of these devices based on the results of the above calculations.

具体的に、ＰＣＭ１００は、演算部１０１、燃焼制御部１０２、および変速制御部１０３を機能的に有している。なお、演算部１０１は、請求項にいう「トルクダウン判定部」に相当する。 Specifically, the PCM 100 functionally has an arithmetic unit 101 , a combustion control unit 102 , and a shift control unit 103 . Note that the calculation unit 101 corresponds to a "torque-down determination unit" in the claims.

燃焼制御部１０２は、燃焼室６での混合気の燃焼を制御する制御モジュールであり、エンジンの出力トルク等がドライバーの要求に応じた適切な値となるようにエンジンの各部（吸・排気ＶＶＴ１３，１４、インジェクタ１５、点火プラグ１６‥‥等）を制御する。変速制御部１０３は、自動変速機１１０を制御する制御モジュールであり、自動変速機１１０のギヤ段として車両の走行状態に応じた適切なギヤ段が得られるように上記油圧制御弁等を制御する。演算部１０１は、これら各制御部１０２，１０３による制御目標値を決定したりエンジンの運転状態を判定するといった各種演算を実行するための制御モジュールである。 The combustion control unit 102 is a control module that controls the combustion of the air-fuel mixture in the combustion chamber 6, and controls each part of the engine (intake/exhaust VVT 13 , 14, injector 15, spark plug 16, etc.). The gear shift control unit 103 is a control module that controls the automatic transmission 110, and controls the hydraulic control valves and the like so that an appropriate gear stage for the automatic transmission 110 can be obtained according to the running state of the vehicle. . The calculation unit 101 is a control module for executing various calculations such as determining control target values by the control units 102 and 103 and determining the operating state of the engine.

（３）運転状態に応じた制御
図３は、エンジンの回転数／負荷に応じた制御の相違を説明するための運転マップである。本図に示すように、エンジンの運転領域は、燃焼形態の相違によって２つの運転領域Ａ１，Ａ２に大別される。それぞれ第１運転領域Ａ１、第２運転領域Ａ２とすると、第２運転領域Ａ２は、回転数が高い高速領域であり、第１運転領域Ａ１は、第２運転領域Ａ２以外の残余の領域、つまり回転数が低いか中程度の低・中速領域である。これら第１・第２運転領域Ａ１，Ａ２では、それぞれ次のような燃焼制御が実行される。 (3) Control according to operating state FIG. 3 is an operation map for explaining differences in control according to engine speed/load. As shown in this figure, the operating range of the engine is roughly divided into two operating ranges A1 and A2 depending on the difference in combustion mode. Assuming a first operating region A1 and a second operating region A2, respectively, the second operating region A2 is a high-speed region with a high rotational speed, and the first operating region A1 is the remaining region other than the second operating region A2, that is, It is a low/medium speed range with low or moderate rotation speed. The following combustion control is executed in these first and second operating regions A1 and A2.

（３－１）第１運転領域
エンジンの低・中速領域である第１運転領域Ａ１では、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とを組み合わせた部分圧縮着火燃焼（以下、これをＳＰＣＣＩ燃焼という）が実行される。ＳＩ燃焼とは、点火プラグ１６から発生する火花により混合気に点火し、その点火点から周囲へと燃焼領域を拡げていく火炎伝播により混合気を強制的に燃焼させる燃焼形態のことであり、ＣＩ燃焼とは、ピストン５の圧縮等により十分に高温・高圧化された環境下で混合気を自着火により燃焼させる燃焼形態のことである。そして、これらＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とを組み合わせたＳＰＣＣＩ燃焼とは、混合気が自着火する寸前の環境下で行われる火花点火により燃焼室６内の混合気の一部をＳＩ燃焼させ、当該ＳＩ燃焼の後に（ＳＩ燃焼に伴うさらなる高温・高圧化により）燃焼室６内の他の混合気を自着火によりＣＩ燃焼させる、という燃焼形態のことである。なお、「ＳＰＣＣＩ」は「Spark Controlled Compression Ignition」の略である。 (3-1) First operating region In the first operating region A1, which is a low/medium speed region of the engine, partial compression ignition combustion (hereinafter referred to as SPCCI combustion) combining SI combustion and CI combustion is executed. be. SI combustion is a combustion mode in which the air-fuel mixture is ignited by a spark generated from the spark plug 16, and the air-fuel mixture is forcibly burned by flame propagation that spreads the combustion area from the ignition point to the surroundings. CI combustion is a combustion mode in which an air-fuel mixture is combusted by self-ignition under an environment of sufficiently high temperature and high pressure due to compression of the piston 5 or the like. SPCCI combustion, which is a combination of SI combustion and CI combustion, involves SI combustion of part of the air-fuel mixture in the combustion chamber 6 by spark ignition performed in an environment just before the air-fuel mixture self-ignites, and the SI It is a combustion mode in which, after combustion, other air-fuel mixture in the combustion chamber 6 is subjected to CI combustion by self-ignition (due to further increase in temperature and pressure accompanying SI combustion). “SPCCI” is an abbreviation for “Spark Controlled Compression Ignition”.

図４は、上記のようなＳＰＣＣＩ燃焼が行われた場合の燃焼波形、つまりクランク角による熱発生率（Ｊ／ｄｅｇ）の変化を示したグラフである。本図に示すように、ＳＰＣＣＩ燃焼では、ＳＩ燃焼による熱発生とＣＩ燃焼による熱発生とがこの順に連続して発生する。このとき、ＣＩ燃焼の方が燃焼速度が速いという性質上、ＳＩ燃焼時よりもＣＩ燃焼時の方が熱発生の立ち上がりが急峻になる。このため、ＳＰＣＣＩ燃焼における熱発生率の波形は、ＳＩ燃焼からＣＩ燃焼に切り替わるタイミング（後述するθｃｉ）で現れる変曲点Ｘを有している。 FIG. 4 is a graph showing changes in the heat release rate (J/deg) depending on the combustion waveform, that is, the crank angle, when the SPCCI combustion is performed as described above. As shown in this figure, in SPCCI combustion, heat generation due to SI combustion and heat generation due to CI combustion occur consecutively in this order. At this time, due to the fact that the combustion speed is faster in CI combustion, the rise of heat release is steeper in CI combustion than in SI combustion. Therefore, the waveform of the heat release rate in SPCCI combustion has an inflection point X that appears at the timing (θci described later) at which SI combustion is switched to CI combustion.

ここで、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とを組み合わせたＳＰＣＣＩ燃焼では、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼との比率を運転条件に応じてコントロールすることが重要である。そこで、当実施形態では、ＳＰＣＣＩ燃焼（ＳＩ燃焼およびＣＩ燃焼）による全熱発生量に対するＳＩ燃焼による熱発生量の割合であるＳＩ率に着目し、このＳＩ率が適正な値になるようにエンジンの各部を制御する。 Here, in SPCCI combustion in which SI combustion and CI combustion are combined, it is important to control the ratio of SI combustion and CI combustion according to operating conditions. Therefore, in this embodiment, attention is paid to the SI rate, which is the ratio of the amount of heat release due to SI combustion to the total amount of heat release due to SPCCI combustion (SI combustion and CI combustion), and the engine is adjusted so that this SI rate becomes an appropriate value. control each part of

上記ＳＩ率を図４を用いて説明する。図４において、燃焼形態がＳＩ燃焼からＣＩ燃焼に切り替わる変曲点Ｘに対応するクランク角θｃｉをＣＩ燃焼の開始時期とする。この場合、ＳＩ燃焼による熱発生量は、当該θｃｉ（ＣＩ燃焼の開始時期）よりも進角側の熱発生率の波形の面積Ｒ１に相当し、ＣＩ燃焼による熱発生量は、当該θｃｉよりも遅角側に位置する熱発生率の波形の面積Ｒ２に相当するとみなすことができる。そして、上記ＳＩ率は、これら各面積Ｒ１，Ｒ２を用いて、Ｒ１／（Ｒ１＋Ｒ２）と定義することができる。 The SI rate will be explained with reference to FIG. In FIG. 4, the crank angle θci corresponding to the inflection point X at which the combustion mode switches from SI combustion to CI combustion is defined as the start timing of CI combustion. In this case, the amount of heat release due to SI combustion corresponds to the area R1 of the waveform of the heat release rate on the advanced side of θci (the start timing of CI combustion), and the amount of heat release due to CI combustion is greater than θci. It can be regarded as equivalent to the area R2 of the waveform of the heat release rate located on the retarded side. Using these areas R1 and R2, the SI rate can be defined as R1/(R1+R2).

ＳＰＣＣＩ燃焼が行われる第１運転領域Ａ１では、上述したＳＩ率およびθｃｉが予め定められた目標値に一致するように、エンジンの各部が制御される。すなわち、第１運転領域Ａ１では、エンジン負荷・回転数が異なる種々の条件ごとに、ＳＩ率の目標値である目標ＳＩ率とθｃｉの目標値である目標θｃｉとがそれぞれ定められている。そして、点火プラグ１６による火花点火の時期（点火時期）、インジェクタ１５からの燃料の噴射量／噴射時期、およびＥＧＲ率（外部ＥＧＲ率および内部ＥＧＲ率）といった複数の制御量が、上記目標ＳＩ率および目標θｃｉを実現可能な組合せとなるように制御される。なお、外部ＥＧＲ率とは、燃焼室６内の全ガスのうち外部ＥＧＲガス（ＥＧＲ通路５１を通じて燃焼室６に還流される排気ガス）が占める重量割合のことであり、内部ＥＧＲ率とは、燃焼室６内の全ガスのうち内部ＥＧＲガス（内部ＥＧＲにより燃焼室６に残留する既燃ガス）が占める重量割合のことである。 In the first operating region A1 where SPCCI combustion is performed, each part of the engine is controlled so that the SI rate and θci described above match predetermined target values. That is, in the first operating region A1, a target SI rate, which is a target value of the SI rate, and a target θci, which is a target value of θci, are set for various conditions of different engine loads and rotation speeds. A plurality of control variables such as spark ignition timing (ignition timing) by the spark plug 16, fuel injection amount/injection timing from the injector 15, and EGR rate (external EGR rate and internal EGR rate) are the target SI rate. and the target θci are controlled to be a combination that can be realized. The external EGR rate is the weight ratio of the external EGR gas (exhaust gas recirculated to the combustion chamber 6 through the EGR passage 51) in the total gas in the combustion chamber 6. The internal EGR rate is It is the weight ratio of internal EGR gas (burned gas remaining in the combustion chamber 6 due to internal EGR) to the total gas in the combustion chamber 6 .

例えば、点火時期および燃料の噴射量／噴射時期は、上記目標ＳＩ率および目標θｃｉを考慮して予め定められたマップにより決定される。すなわち、マップには、エンジン負荷・回転数の条件ごとに、上記目標ＳＩ率および目標θｃｉを実現するのに適した点火時期および燃料の噴射量／噴射時期がそれぞれ記憶されている。ＰＣＭ１００は、このマップに記憶された点火時期および噴射量／噴射時期に従って、インジェクタ１５および点火プラグ１６を制御する。なお、上記マップにより定められる点火時期は、圧縮上死点の近傍、例えば圧縮上死点よりもやや進角側のタイミングに設定される。 For example, the ignition timing and fuel injection amount/injection timing are determined by a predetermined map in consideration of the target SI rate and target θci. That is, the map stores the ignition timing and fuel injection amount/injection timing suitable for realizing the target SI rate and target θci for each engine load/rotational speed condition. PCM 100 controls injector 15 and spark plug 16 according to the ignition timing and injection amount/injection timing stored in this map. The ignition timing determined by the map is set near the top dead center of the compression stroke, for example, slightly advanced from the top dead center of the compression stroke.

一方、外部ＥＧＲ率および内部ＥＧＲ率は、所定のモデル式を用いた演算により決定される。すなわち、ＰＣＭ１００は、燃焼サイクルごとに、上記目標ＳＩ率および目標θｃｉを実現するために火花点火の時点で必要とされる筒内温度（目標筒内温度）を所定のモデル式を用いて算出するとともに、この算出した目標筒内温度に基づいて、ＥＧＲ弁５３の開度および吸・排気弁１１，１２のバルブタイミングを決定する。より具体的に、ＰＣＭ１００は、吸気温センサＳＮ５により検出される吸入空気（新気）の温度と、燃焼室６の圧縮が実質的に開始される時点である吸気弁１１の閉弁時期（ＩＶＣ）とを含む各種パラメータを、当該パラメータを入力要素とする上記モデル式に代入することにより、上記目標筒内温度を実現するのに必要な外部ＥＧＲ率および内部ＥＧＲ率を算出する。そして、算出された外部ＥＧＲ率を実現するのに必要なＥＧＲ弁５３の開度を目標開度として算出し、この目標開度が実現されるようにＥＧＲ弁５３を制御する。また、算出された内部ＥＧＲ率を実現するのに必要な吸・排気弁１１，１２のバルブオーバーラップ期間（図６）を目標オーバーラップ期間として算出し、この目標オーバーラップ期間が実現されるように吸・排気ＶＶＴ１３，１４を制御する。 On the other hand, the external EGR rate and internal EGR rate are determined by calculation using a predetermined model formula. That is, the PCM 100 calculates the in-cylinder temperature (target in-cylinder temperature) required at the time of spark ignition in order to achieve the target SI ratio and target θci for each combustion cycle using a predetermined model formula. At the same time, the opening of the EGR valve 53 and the valve timings of the intake and exhaust valves 11 and 12 are determined based on the calculated target in-cylinder temperature. More specifically, the PCM 100 detects the temperature of the intake air (fresh air) detected by the intake air temperature sensor SN5 and the closing timing (IVC ) are substituted into the above model formula having the parameters as input elements, the external EGR rate and the internal EGR rate required to achieve the target in-cylinder temperature are calculated. Then, the degree of opening of the EGR valve 53 required to achieve the calculated external EGR rate is calculated as a target degree of opening, and the EGR valve 53 is controlled so as to achieve this target degree of opening. Further, the valve overlap period (FIG. 6) of the intake and exhaust valves 11 and 12 required to realize the calculated internal EGR rate is calculated as a target overlap period, and control the intake/exhaust VVTs 13 and 14 at the same time.

図５は、上記のような吸・排気ＶＶＴ１３，１４およびＥＧＲ弁５３の制御により得られる外部ＥＧＲ率および内部ＥＧＲ率の典型例を示している。具体的に、図５では、第１運転領域Ａ１内で回転数を固定したまま負荷のみを変化させた場合における外部ＥＧＲ率および内部ＥＧＲ率の変化を示している。なお、当実施形態では、上述したように、ＳＰＣＣＩ燃焼に適した筒内温度（目標ＳＩ率および目標θｃｉに適合する筒内温度）が得られるように演算によって内部ＥＧＲ率および外部ＥＧＲ率が決定されるので、各ＥＧＲ率の値は実際のところ種々の要因によって変動し得るが、大まかな傾向は図５と共通するようになっている。 FIG. 5 shows typical examples of the external EGR rate and the internal EGR rate obtained by controlling the intake/exhaust VVT 13, 14 and the EGR valve 53 as described above. Specifically, FIG. 5 shows changes in the external EGR rate and the internal EGR rate when only the load is changed while the rotational speed is fixed within the first operating region A1. In this embodiment, as described above, the internal EGR rate and the external EGR rate are determined by calculation so as to obtain the in-cylinder temperature suitable for SPCCI combustion (the in-cylinder temperature that matches the target SI rate and the target θci). Therefore, each EGR rate value may actually vary depending on various factors, but the general trend is common to FIG.

図５に示すように、第１運転領域Ａ１の運転時は、主に低・中負荷域において内部ＥＧＲが実行され、主に中・高負荷域において外部ＥＧＲが実行される。具体的に、第１運転領域Ａ１における内部ＥＧＲ率は、比較的低い負荷域Ｗ１において最も大きい値Ｐ１に設定され、当該負荷域Ｗ１から低負荷側または高負荷側に離れるほど小さい値に設定される（グラフ（ａ）参照）。例えば、内部ＥＧＲ率は、最低負荷Ｌ０において、ゼロより大きくかつ上記最大値Ｐ１より小さい値Ｐ２に設定されるとともに、最高負荷Ｌ３より低くかつ上記負荷域Ｗ１より高い負荷Ｌ２において、ゼロに設定される。 As shown in FIG. 5, during operation in the first operating range A1, internal EGR is performed mainly in the low/medium load range, and external EGR is performed mainly in the medium/high load range. Specifically, the internal EGR rate in the first operating region A1 is set to the largest value P1 in the relatively low load region W1, and is set to a smaller value the farther from the load region W1 toward the low load side or the high load side. (see graph (a)). For example, the internal EGR rate is set to a value P2 that is larger than zero and smaller than the maximum value P1 at the minimum load L0, and is set to zero at a load L2 that is lower than the maximum load L3 and higher than the load range W1. be.

一方、外部ＥＧＲ率は、比較的高い負荷域Ｗ２において最も大きい値Ｑ１に設定され、当該負荷域Ｗ２から低負荷側または高負荷側に離れるほど小さい値に設定される（グラフ（ｂ）参照）。例えば、外部ＥＧＲ率は、最低負荷Ｌ０より高くかつ上記負荷域Ｗ２より低い負荷Ｌ１において、ゼロに設定されるとともに、最高負荷Ｌ３において、ゼロより大きくかつ上記最大値Ｑ１より小さい値Ｑ２に設定される。なお、外部ＥＧＲ率がゼロになる負荷Ｌ１は、内部ＥＧＲ率が最大値Ｐ１になる負荷域Ｗ１の上限とほぼ一致し、内部ＥＧＲ率がゼロになる負荷Ｌ２は、外部ＥＧＲ率が最大値Ｑ１になる負荷域Ｗ２の下限とほぼ一致する。 On the other hand, the external EGR rate is set to the largest value Q1 in the relatively high load region W2, and is set to a smaller value as it moves away from the load region W2 toward the low load side or the high load side (see graph (b)). . For example, the external EGR rate is set to zero at a load L1 that is higher than the minimum load L0 and lower than the load range W2, and is set to a value Q2 that is greater than zero and less than the maximum value Q1 at a maximum load L3. be. The load L1 at which the external EGR rate is zero substantially coincides with the upper limit of the load region W1 at which the internal EGR rate is the maximum value P1, and the load L2 at which the internal EGR rate is zero is at the maximum external EGR rate Q1. substantially coincides with the lower limit of the load range W2.

以上のように、第１運転領域Ａ１では、モデル式を用いた演算と予め定められたマップとを併用した方法により、点火時期、燃料の噴射量／噴射時期、吸・排気弁１１，１２の開閉タイミング、およびＥＧＲ弁５３の開度が、運転条件ごとに予め定められた適正なＳＩ率およびθｃｉ（目標ＳＩ率および目標θｃｉ）が得られる組合せとなるように制御される。 As described above, in the first operating region A1, the ignition timing, the fuel injection amount/injection timing, and the intake/exhaust valves 11 and 12 are determined by a method that uses both calculation using the model formula and a predetermined map. The opening/closing timing and the degree of opening of the EGR valve 53 are controlled so as to obtain a combination that provides an appropriate SI rate and θci (target SI rate and target θci) predetermined for each operating condition.

さらに、第１運転領域Ａ１では、上記のような制御と併せて、スロットル弁３２および過給機３２が次のように制御される。 Furthermore, in the first operating region A1, the throttle valve 32 and the supercharger 32 are controlled as follows in addition to the control described above.

すなわち、スロットル弁３２の開度は、基本的に、理論空燃比相当の空気量が吸気通路３０を通じて燃焼室６に導入されるような開度、つまり、燃焼室６内の空気（新気）と燃料との重量比である空燃比（Ａ／Ｆ）が理論空燃比（１４．７）に略一致するような開度に設定される。ただし、第１運転領域Ａ１の低負荷側の一部では、例えば負荷・回転数が安定している等の所定の条件が成立したときに限り、空燃比が理論空燃比よりも大幅にリーンとなるように（例えば空気過剰率λが２を超えるように）スロットル弁３２の開度が調整され得る。 That is, the opening of the throttle valve 32 is basically such that the amount of air corresponding to the theoretical air-fuel ratio is introduced into the combustion chamber 6 through the intake passage 30, that is, the air (fresh air) in the combustion chamber 6 The opening is set so that the air-fuel ratio (A/F), which is the weight ratio of the engine to the fuel, substantially coincides with the stoichiometric air-fuel ratio (14.7). However, in a part of the low-load side of the first operating region A1, the air-fuel ratio becomes significantly leaner than the stoichiometric air-fuel ratio only when a predetermined condition such as stable load/rpm is satisfied. (for example, the excess air ratio λ exceeds 2).

過給機３３は、図３に示される過給ラインＴの内側領域でＯＦＦ状態とされ、過給ラインＴの外側領域でＯＮ状態とされる。過給機３３がＯＦＦ状態とされる過給ラインＴの内側領域、つまり低速・低負荷の領域では、電磁クラッチ３４が解放されて過給機３３とエンジン本体１との連結が解除されるとともに、バイパス弁３９が全開とされることにより、過給機３３による過給が停止される。一方、過給機３３がＯＮ状態とされる過給ラインＴの外側領域、つまり第１運転領域Ａ１のうち低速・低負荷を除く領域では、電磁クラッチ３４が締結されて過給機３３とエンジン本体１とが連結されることにより、過給機３３による過給が行われる。このとき、吸気圧センサＳＮ４により検出されるサージタンク３６内の圧力（過給圧）が、エンジン負荷・回転数の条件ごとに予め定められた目標圧力に一致するように、バイパス弁３９の開度が制御される。 The supercharger 33 is turned off in the inner region of the supercharging line T shown in FIG. 3, and turned on in the outer region of the supercharging line T. In the region inside the supercharging line T where the supercharger 33 is in the OFF state, that is, in the low-speed/low-load region, the electromagnetic clutch 34 is released and the connection between the supercharger 33 and the engine body 1 is released. , the bypass valve 39 is fully opened to stop supercharging by the supercharger 33 . On the other hand, in the outer region of the supercharging line T where the supercharger 33 is ON, that is, in the first operating region A1 except for low speed and low load, the electromagnetic clutch 34 is engaged and the supercharger 33 and the engine Supercharging by the supercharger 33 is performed by being connected to the main body 1 . At this time, the bypass valve 39 is opened so that the pressure in the surge tank 36 (supercharging pressure) detected by the intake pressure sensor SN4 coincides with a predetermined target pressure for each engine load/rpm condition. degree is controlled.

（３－２）第２運転領域
第１運転領域Ａ１よりも回転数が高い第２運転領域Ａ２では、通常のＳＩ燃焼が実行される。例えば、少なくとも吸気行程の一部と重複する所定期間にわたりインジェクタ１５から燃料が噴射されるとともに、圧縮行程後期に点火プラグ１６による火花点火が実行される。そして、この火花点火をきっかけにＳＩ燃焼が開始され、燃焼室６内の混合気の全てが火炎伝播により燃焼する。 (3-2) Second Operating Region Normal SI combustion is performed in the second operating region A2 in which the rotational speed is higher than that of the first operating region A1. For example, fuel is injected from the injector 15 for a predetermined period overlapping at least part of the intake stroke, and spark ignition is performed by the spark plug 16 in the latter half of the compression stroke. This spark ignition initiates SI combustion, and all of the air-fuel mixture in the combustion chamber 6 is combusted by flame propagation.

（４）アップシフト変速時の制御
次に、自動変速機１１０のギヤ段を高くする（減速比を小さくする）アップシフト変速時の制御について説明する。図７は、アップシフト変速時にエンジンに対し行われる制御の手順を示すフローチャートである。このフローチャートに示す制御がスタートすると、ＰＣＭ１００の演算部１０１は、ステップＳ１において、エンジンの現運転ポイントが図３に示した第１運転領域Ａ１に含まれるか否かを判定する。具体的に、演算部１０１は、アクセルセンサＳＮ５により検出されるアクセルペダルの操作状態やエアフローセンサＳＮ２により検出される吸気流量等からエンジン負荷（要求トルク）を特定し、このエンジン負荷と、クランク角センサＳＮ１により検出されるエンジン回転数とに基づいて、現時点のエンジンの運転ポイントが図３の運転マップ中の第１運転領域Ａ１に含まれるか否かを判定する。 (4) Upshift Control Next, a description will be given of upshift control for increasing the gear stage of automatic transmission 110 (reducing the reduction ratio). FIG. 7 is a flow chart showing the control procedure performed on the engine during an upshift. When the control shown in this flowchart starts, the calculation unit 101 of the PCM 100 determines in step S1 whether or not the current operating point of the engine is included in the first operating region A1 shown in FIG. Specifically, the calculation unit 101 identifies the engine load (required torque) from the operation state of the accelerator pedal detected by the accelerator sensor SN5 and the intake air flow rate detected by the airflow sensor SN2. Based on the engine speed detected by the sensor SN1, it is determined whether or not the current operating point of the engine is included in the first operating region A1 in the operating map of FIG.

上記ステップＳ１でＹＥＳと判定されてエンジンの現運転ポイントが第１運転領域Ａ１に含まれていることが確認された場合、言い換えるとエンジンがＳＰＣＣＩ燃焼により運転されていることが確認された場合、演算部１０１は、ステップＳ２に移行して、自動変速機１１０のギヤ段を高くするアップシフト変速の要求があるか否かを判定する。例えば、演算部１０１は、ギヤ段として２速（または３速、４速‥等）が選択されている状態での車両走行中に、クランク角センサＳＮ１、アクセルセンサＳＮ５、および車速センサＳＮ６により検出されるエンジン回転数、アクセル開度、および車速の少なくともいずれかが変化して、これら各値の組合せにより定まる条件が３速（または４速、５速‥等）を選択すべき条件に適合した場合に、アップシフト変速の要求が発せられたと判定する。 When it is confirmed that the current operating point of the engine is included in the first operating region A1 by determining YES in step S1, in other words, when it is confirmed that the engine is operated by SPCCI combustion, Calculation unit 101 proceeds to step S2 and determines whether or not there is a request for an upshift to raise the gear stage of automatic transmission 110 . For example, the calculation unit 101 detects by the crank angle sensor SN1, the accelerator sensor SN5, and the vehicle speed sensor SN6 while the vehicle is running in a state in which 2nd gear (or 3rd gear, 4th gear, etc.) is selected as the gear stage. At least one of the engine speed, accelerator opening, and vehicle speed changes, and the condition determined by the combination of these values meets the condition for selecting 3rd gear (or 4th gear, 5th gear, etc.) If so, it is determined that a request for an upshift has been issued.

上記ステップＳ２でＹＥＳと判定されてアップシフト変速の要求があることが確認された場合、ＰＣＭ１００の変速制御部１０３は、ステップＳ３に移行して、自動変速機１１０の変速段が高くなるように変速機構の各部を駆動するアップシフト変速の制御を開始する。 If the determination in step S2 is YES and it is confirmed that there is a request for an upshift, the shift control unit 103 of the PCM 100 proceeds to step S3, and adjusts the shift stage of the automatic transmission 110 to a higher one. Start upshift control to drive each part of the transmission mechanism.

すなわち、変速制御部１０３は、上記アップシフト変速として、現ギヤ段を達成するために締結されている摩擦締結要素（以下、解放側要素という）を解放し、かつアップシフト後のギヤ段を達成するために締結が必要な別の摩擦締結要素（以下、締結側要素という）を締結する、いわゆる摩擦締結要素の掛け替えを行う。より詳しくは、変速制御部１０３は、上記解放側要素および締結側要素に供給される油圧に関連する特定の油圧制御弁を駆動して、解放側要素に供給される油圧を低下させ、かつ締結側要素に供給される油圧を上昇させる。これにより、解放側要素を締結状態から解放状態に変位させるとともに、締結側要素を解放状態から締結状態に変位させ、これによって自動変速機１１０のギヤ段を高くする。 That is, as the upshift, the shift control unit 103 releases the frictional engagement element (hereinafter referred to as the disengagement side element) that is engaged to achieve the current gear stage, and achieves the gear stage after the upshift. A so-called replacement of the frictional engagement element is performed by fastening another frictional engagement element (hereinafter referred to as an engagement-side element) that needs to be fastened in order to achieve this. More specifically, the shift control unit 103 drives a specific hydraulic control valve related to the hydraulic pressure supplied to the disengagement side element and the engagement side element to reduce the hydraulic pressure supplied to the disengagement side element and to engage the engagement side element. Increase the hydraulic pressure supplied to the side elements. As a result, the disengagement side element is displaced from the engaged state to the disengaged state, and the engagement side element is displaced from the disengaged state to the engaged state, thereby increasing the gear stage of automatic transmission 110 .

なお、上記のように摩擦締結要素の掛け替えにより実現されるアップシフト変速は、その開始から終了までの間にある程度の期間（変速期間）を要する。この変速期間には、例えば、締結側要素の締結油圧室やこれに通じる油路に作動油を充満させるのに必要な時間（プリチャージ時間）や、変速ショックの抑制のために締結側要素を準締結状態（スリップ状態）に保持する時間等が含まれる。一方、この変速期間中に、エンジン回転数は、アップシフト後の変速比に対応した回転数（同期回転数）まで低下するが、このエンジン回転数の低下（回転同期）に時間がかかると、変速期間が長期化し、車両の商品性が低下する。そこで、エンジン回転数を同期回転数まで速やかに低下させるために、ＰＣＭ１００は次のような制御を実行する。 It should be noted that the upshift, which is realized by replacing the frictional engagement elements as described above, requires a certain amount of time (shift period) from the start to the end of the shift. This shift period includes, for example, the time (precharge time) required to fill the engagement hydraulic chamber of the engagement side element and the oil passage leading to it with hydraulic oil, and the engagement side element to suppress shift shock. It includes the time to keep in the quasi-engaged state (slip state). On the other hand, during this shift period, the engine speed decreases to the speed corresponding to the gear ratio after the upshift (synchronous speed). The shift period becomes long, and the marketability of the vehicle decreases. Therefore, the PCM 100 executes the following control in order to quickly reduce the engine speed to the synchronous speed.

すなわち、ＰＣＭ１００の燃焼制御部１０２は、上記アップシフト変速（Ｓ３）の開始とほぼ同時に、ステップＳ４に移行して、吸・排気弁１１，１２のバルブオーバーラップ期間を短縮する制御を実行する。具体的に、燃焼制御部１０２は、吸気弁１１の開閉タイミングが遅角するように吸気ＶＶＴ１３の電動モータ１３ａを駆動するとともに、排気弁１２の開閉タイミングが進角するように排気ＶＶＴ１４の電動モータ１４ａを駆動する。これにより、図６において破線のリフトカーブで示すように、バルブオーバーラップ期間が短縮されて、内部ＥＧＲ量が減少する。 That is, almost simultaneously with the start of the upshift (S3), the combustion control unit 102 of the PCM 100 proceeds to step S4 and executes control for shortening the valve overlap period of the intake/exhaust valves 11,12. Specifically, the combustion control unit 102 drives the electric motor 13a of the intake VVT 13 so as to retard the opening/closing timing of the intake valve 11, and drives the electric motor 13a of the exhaust VVT 14 so as to advance the opening/closing timing of the exhaust valve 12. 14a. As a result, the valve overlap period is shortened and the internal EGR amount is reduced, as indicated by the dashed lift curve in FIG.

ここで、第１運転領域Ａ１でアップシフト変速が行われるのは、低負荷から中負荷の条件のときである。また、図５に示したように、この低負荷から中負荷の条件では、適正なＳＰＣＣＩ燃焼の実現のために内部ＥＧＲが行われており、上記バルブオーバーラップ期間が拡大されている。このため、上記ステップＳ４の制御によるバルブオーバーラップ期間の短縮は、内部ＥＧＲ量（率）を減少させることにつながる。 Here, the upshift is performed in the first operating region A1 under low to medium load conditions. Further, as shown in FIG. 5, under this low to medium load condition, internal EGR is performed to achieve proper SPCCI combustion, and the valve overlap period is extended. Therefore, the shortening of the valve overlap period by the control in step S4 leads to a decrease in the internal EGR amount (rate).

上記ステップＳ４でバルブオーバーラップ期間が短縮される際には、基本的に、吸気弁１１および排気弁１２の開閉タイミングがそれぞれ同程度ずつシフトされる。例えば、アップシフト変速の要求直前において、吸気弁１１の開弁時期および排気弁１２の閉弁時期が、それぞれ排気上死点を基準としてＢＴＤＣ約２０°ＣＡ／ＡＴＤＣ約２０°ＣＡにそれぞれ設定され、これによってバルブオーバーラップ期間が約４０°ＣＡに設定されていたとする。この場合、上記ステップＳ４で仮にバルブオーバーラップ期間をほぼ半減させる（つまりオーバーラップを約２０°ＣＡにする）とすれば、吸気弁１１の開弁時期および排気弁１２の閉弁時期は、それぞれＢＴＤＣ約１０°ＣＡ／ＡＴＤＣ約１０°ＣＡへと変更されることになる。なお、ここで例示される開弁時期および閉弁時期は、バルブリフトカーブの最初と最後の部分に設けられるランプ部（バルブリフト量の変化が緩やな緩衝区間）を除いた実質的な開弁期間をバルブの開弁期間と定義した場合における開弁／閉弁のタイミングであって、バルブリフト量が完全にゼロになる時期を指すわけではない。 When the valve overlap period is shortened in step S4, the opening/closing timings of the intake valve 11 and the exhaust valve 12 are basically shifted by the same amount. For example, just before an upshift is requested, the opening timing of the intake valve 11 and the closing timing of the exhaust valve 12 are set to approximately 20° CA BTDC/approximately 20° CA ATDC with reference to exhaust top dead center. , thereby setting the valve overlap period to about 40° CA. In this case, if the valve overlap period is reduced to approximately half (that is, the overlap is set to about 20° CA) in step S4, the opening timing of the intake valve 11 and the closing timing of the exhaust valve 12 are respectively BTDC about 10° CA/ATDC about 10° CA. It should be noted that the valve opening timing and valve closing timing exemplified here are the actual opening timings excluding the ramp portions provided at the beginning and end of the valve lift curve (buffer intervals where changes in the amount of valve lift are gradual). It is the valve opening/closing timing when the valve period is defined as the valve opening period, and does not mean the timing when the valve lift amount becomes completely zero.

上記のようにしてバルブオーバーラップ期間を短縮した後、燃焼制御部１０２は、ステップＳ５に移行して、点火プラグ１６による火花点火の時期（点火時期）をリタードさせる制御を開始する。なお、上記ステップＳ４によるバルブオーバーラップ期間の短縮は、ＶＶＴ１３，１４の電動モータ１３ａ，１４ａの作動によるものであるので、当該制御を開始してからバルブオーバーラップ期間が実際に目標値まで短縮されるまでの間には、わずかながら時間が必要である。この場合に、燃焼制御部１０２は、バルブオーバーラップ期間がほぼ目標値まで短縮されるのを待ってから、上記ステップＳ５による点火時期のリタード制御を開始する。 After shortening the valve overlap period as described above, the combustion control unit 102 proceeds to step S5 and starts control for retarding the spark ignition timing (ignition timing) of the spark plug 16 . Since the shortening of the valve overlap period in step S4 is due to the operation of the electric motors 13a and 14a of the VVTs 13 and 14, the valve overlap period is actually shortened to the target value after the control is started. A little bit of time is required in between. In this case, the combustion control unit 102 waits for the valve overlap period to be shortened substantially to the target value, and then starts retard control of the ignition timing in step S5.

上記ステップＳ５の制御により、点火時期は、圧縮上死点よりも遅角側の時期にまで変更される。ここで、第１運転領域Ａ１のうち少なくともアップシフト変速が行われるような領域（主に低負荷から中負荷域）では、変速時以外の通常時において、点火時期が圧縮上死点よりも進角側（例えばＢＴＤＣ２０～５°ＣＡ程度）に設定される。そこで、上記ステップＳ５において、燃焼制御部１０２は、当該点火時期が圧縮上死点よりも遅角側までシフトされるように、点火時期のリタード幅を１０～２５°ＣＡに設定する。 Through the control in step S5, the ignition timing is changed to a timing retarded from the top dead center of the compression stroke. Here, at least in a region (mainly a low load to medium load region) where an upshift is performed in the first operating region A1, the ignition timing is advanced beyond the top dead center of the compression compression during normal times other than during a shift. It is set on the corner side (for example, about BTDC 20 to 5°CA). Therefore, in step S5, the combustion control unit 102 sets the retard width of the ignition timing to 10 to 25°CA so that the ignition timing is shifted to the retard side of the compression top dead center.

上記のように点火時期が大幅にリタードされて圧縮上死点よりも遅角側に設定されると、燃焼室６で生じる燃焼の形態は、もはやＳＰＣＣＩ燃焼を維持できなくなり、ＳＩ燃焼へと切り替わる。すなわち、点火時期が圧縮上死点よりも遅角側にリタードされると、その点火からほどなくして火炎伝播を生じさせることはできるものの、当該火炎伝播（ＳＩ燃焼）の開始時点でピストン５は既にある程度下降している（燃焼室６が膨張を始めている）ため、ＳＩ燃焼の開始後であっても筒内温度・圧力はそれほど高くならない。これにより、混合気の自着火が生じなくなり、混合気は実質的にその全てがＳＩ燃焼によって燃焼するようになる。言い換えると、上記ステップＳ５による点火時期のリタード制御は、燃焼形態がＳＰＣＣＩ燃焼からＳＩ燃焼に切り替わるようなタイミングにまで点火時期をリタードさせる制御である。 As described above, when the ignition timing is significantly retarded and set to the retarded side of the compression top dead center, the form of combustion occurring in the combustion chamber 6 can no longer maintain SPCCI combustion, and switches to SI combustion. . That is, when the ignition timing is retarded to the retarded side from the top dead center of the compression stroke, flame propagation can be caused shortly after the ignition, but the piston 5 will not move at the start of the flame propagation (SI combustion). Since it has already fallen to some extent (combustion chamber 6 has begun to expand), the in-cylinder temperature and pressure do not rise so much even after the start of SI combustion. As a result, self-ignition of the air-fuel mixture does not occur, and substantially all of the air-fuel mixture is combusted by SI combustion. In other words, the ignition timing retard control in step S5 is a control that retards the ignition timing to the timing at which the combustion mode switches from SPCCI combustion to SI combustion.

次いで、演算部１０１は、ステップＳ６に移行して、アップシフト変速が実質的に終了したか否かを判定する。具体的に、演算部１０１は、クランク角センサＳＮ１により検出されるエンジン回転数がアップシフト後の変速比に対応した同期回転数まで低下した時点（つまり回転同期が完了した時点）で、アップシフト変速が終了したと判定する。 Next, the calculation unit 101 proceeds to step S6 and determines whether or not the upshift has substantially ended. Specifically, when the engine speed detected by the crank angle sensor SN1 drops to the synchronous speed corresponding to the gear ratio after the upshift (that is, when the rotation synchronization is completed), the calculation unit 101 performs the upshift. It is determined that the shift has ended.

上記ステップＳ６でＹＥＳと判定されてアップシフト変速が終了したことが確認された場合、燃焼制御部１０２は、ステップＳ７に移行して、吸・排気弁１１，１２のバルブオーバーラップ期間が拡張される方向に吸・排気ＶＶＴ１３，１４を駆動する制御、つまり、上記ステップＳ４の制御により短縮されていた吸・排気弁１１，１２のバルブオーバーラップ期間を本来の値（図５に示したＳＰＣＣＩ燃焼用の内部ＥＧＲ率を実現する値）に戻す制御を実行する。 If the determination in step S6 is YES and it is confirmed that the upshift has ended, the combustion control unit 102 proceeds to step S7 to extend the valve overlap period of the intake and exhaust valves 11 and 12. control to drive the intake/exhaust VVT 13, 14 in the direction of the SPCCI combustion shown in FIG. A value that realizes the internal EGR rate for use) is executed.

次いで、燃焼制御部１０２は、ステップＳ８に移行して、上記ステップＳ５から継続されていた点火時期のリタード制御を終了し、点火時期をアドバンス（進角）させて本来の値（ＳＰＣＣＩ燃焼の点火時期）に戻す制御を実行する。なお、このステップＳ８の制御は、上述したステップＳ５（点火リタード開始）のときとは異なり、ＶＶＴ１３，１４の駆動が開始されるのとほぼ同時に（バルブオーバーラップ期間が実際に拡大されるのを待つことなく）開始される。 Next, the combustion control unit 102 proceeds to step S8, ends the ignition timing retard control continued from step S5, and advances the ignition timing to the original value (ignition of SPCCI combustion). time) is executed. Note that the control in step S8 differs from step S5 (ignition retard start) described above, and is performed almost simultaneously with the start of driving of the VVTs 13 and 14 (before the valve overlap period is actually extended). without waiting).

図８は、以上のようなフローチャート（図７）による制御が実行された場合の各種状態量の時間変化の一例を示すタイムチャートである。この図８のタイムチャートでは、自動変速機１１０のギヤ段を２速から３速に切り替えるアップシフト変速を例示しており、アップシフト変速が要求された時点をｔ１とし、アップシフト変速が終了した時点をｔ３としている（チャート（ａ））。この場合、エンジン回転数、点火時期、およびバルブオーバーラップ期間は、それぞれ次のような態様で変化することになる。 FIG. 8 is a time chart showing an example of temporal changes in various state quantities when the control according to the flowchart (FIG. 7) as described above is executed. The time chart of FIG. 8 exemplifies an upshift shift in which the gear stage of the automatic transmission 110 is switched from the second speed to the third speed. The point in time is t3 (chart (a)). In this case, the engine speed, ignition timing, and valve overlap period change in the following manners.

時点ｔ１でアップシフト変速が要求されると、これとほぼ同時にバルブオーバーラップ期間の目標値が小さくされる（チャート（ｄ））。すると、バルブオーバーラップ期間が短縮される方向に吸・排気ＶＶＴ１３，１４が駆動されるとともに、当該駆動開始からやや遅れて、実際のバルブオーバーラップ期間が目標値に到達する（チャート（ｅ））。これにより、排気ポート１０から燃焼室６に逆流する既燃ガスの量が減少し、内部ＥＧＲ率が低下する。 When an upshift is requested at time t1, the target value of the valve overlap period is decreased substantially at the same time (chart (d)). Then, the intake/exhaust VVTs 13 and 14 are driven in the direction of shortening the valve overlap period, and the actual valve overlap period reaches the target value with a slight delay from the start of the drive (chart (e)). . As a result, the amount of burned gas flowing back from the exhaust port 10 to the combustion chamber 6 is reduced, and the internal EGR rate is lowered.

バルブオーバーラップ期間の短縮が終了する（実際のバルブオーバーラップ期間が目標値に到達する）と、それ以後の時点ｔ２において、点火時期がリタードされる（チャート（ｃ））。この点火時期のリタードにより、エンジンの燃焼形態は、リタード前に継続されていたＳＰＣＣＩ燃焼からＳＩ燃焼へと切り替わる。また、この点火リタードと燃焼形態の切り替わりとによる影響で、エンジンの出力トルクは大幅に低下することになる。 When the shortening of the valve overlap period ends (the actual valve overlap period reaches the target value), the ignition timing is retarded at time t2 after that (chart (c)). Due to this retardation of the ignition timing, the combustion mode of the engine is switched from the SPCCI combustion that was continued before the retardation to the SI combustion. In addition, due to the ignition retard and the switching of the combustion mode, the output torque of the engine is greatly reduced.

エンジン回転数は、上記点火リタードの開始時点ｔ２とほぼ同時に低下し始める（チャート（ｂ））。またこのとき、自動変速機１１０では、３速を達成するのに締結が必要な摩擦締結要素（締結側要素）の締結油圧室が既に作動油で充満されており、その後の油圧上昇によって、当該締結側要素が解放状態から準締結状態（スリップ状態）へと移行し始めている。エンジン回転数は、このように時点ｔ２で開始される点火リタードと、その近傍で開始される締結側要素の準締結（スリップ状態への移行）とにより、比較的大きい変化率で低下し始める。 The engine speed begins to decrease substantially at the same time as the ignition retard start time t2 (chart (b)). At this time, in the automatic transmission 110, the engagement hydraulic chamber of the frictional engagement element (engagement-side element) that needs to be engaged to achieve the 3rd gear is already filled with hydraulic oil, and the subsequent increase in hydraulic pressure causes The engagement-side element is beginning to transition from the disengaged state to the quasi-engaged state (slip state). The engine speed begins to decrease at a relatively large rate of change due to the ignition retard starting at time t2 and the semi-engagement of the engagement-side element (transition to the slip state) starting in the vicinity thereof.

そして、エンジン回転数は、時点ｔ３において同期回転数まで低下し、これによって３速へのアップシフト変速が終了する。すると、この時点ｔ３とほぼ同時に、バルブオーバーラップ期間の目標値が大きくされ（チャート（ｄ））、かつ点火時期がアドバンス（進角）される（チャート（ｃ））。例えば、バルブオーバーラップ期間の目標値は、アップシフト変速が要求される直前（時点ｔ１の直前）に設定されていた目標値とほぼ同一の値まで大きくされ、点火時期は、変速終了時（時点ｔ３）におけるエンジン回転数に適合したＳＰＣＣＩ燃焼用の点火時期までアドバンスされる。 Then, the engine speed drops to the synchronous speed at time t3, thereby completing the upshift to the 3rd speed. Then, substantially at the same time as time t3, the target value of the valve overlap period is increased (chart (d)) and the ignition timing is advanced (chart (c)). For example, the target value of the valve overlap period is increased to almost the same value as the target value set immediately before the upshift is requested (immediately before time t1), and the ignition timing is set at the end of the shift (time t1). The ignition timing for SPCCI combustion is advanced to match the engine speed at t3).

上記のように時点ｔ３（変速終了時点）とほぼ同時に点火時期がアドバンスされることにより、エンジンの燃焼形態はＳＩ燃焼からＳＰＣＣＩ燃焼に切り替わる。ただし、点火時期をアドバンスした直後は、実際にはバルブオーバーラップ期間が目標値まで拡大されておらず、内部ＥＧＲ率は上昇する過程にある（時点ｔ３から時点ｔ４まで）。この期間（ｔ３～ｔ４）を復帰遅れ期間とすると、この復帰遅れ期間中に限っては、内部ＥＧＲ率が図５に示した理想値（目標ＳＩ率および目標θｃｉを実現するのに必要な内部ＥＧＲ率）よりも低くなるので、ＳＰＣＣＩ燃焼は理想的な状態にならず、ＣＩ燃焼の割合が理想よりも低くなる（ＳＩ率が目標ＳＩ率よりも大きくなる）と考えられる。しかしながら、このような復帰遅れ期間の長さは非常に限られたものであり、また、当該期間中の（理想ではない）ＳＰＣＣＩ燃焼によっても、エンジンの出力トルクは、点火時期が大幅にリタードされた（ＳＩ燃焼が行われる）時点ｔ２～ｔ３のときの出力トルクに比べれば十分に増大する。このため、変速終了後のエンジンの運転に実質的な支障が生じることはない。 As described above, the ignition timing is advanced substantially at the same time as the time point t3 (shift end time point), so that the combustion mode of the engine is switched from SI combustion to SPCCI combustion. However, immediately after advancing the ignition timing, the valve overlap period is not actually extended to the target value, and the internal EGR rate is in the process of increasing (from time t3 to time t4). Assuming that this period (t3 to t4) is a return delay period, only during this return delay period, the internal EGR rate is the ideal value shown in FIG. EGR rate), the SPCCI combustion is not ideal, and the CI combustion rate is lower than ideal (the SI rate is greater than the target SI rate). However, the length of such a return delay period is very limited, and the (non-ideal) SPCCI combustion during this period causes the output torque of the engine to significantly retard the ignition timing. However, compared to the output torque at time t2-t3 (when SI combustion is performed), the output torque increases sufficiently. Therefore, there is no substantial hindrance to the operation of the engine after the shift is completed.

（５）作用効果
以上説明したように、当実施形態の車両用エンジンでは、自動変速機１１０のギヤ段を高めるアップシフト変速の要求があったときに、内部ＥＧＲの量が減少する方向（つまりバルブオーバーラップ期間が短縮される方向）に吸・排気ＶＶＴ１３，１４を駆動し、かつエンジンの出力トルクが低下するように点火プラグ１６よる火花点火の時期（点火時期）をリタードさせる制御が実行される。このような構成によれば、燃焼安定性を確保しつつ高応答に出力トルクを低下させることができ、アップシフト変速の変速期間を短縮できるという利点がある。 (5) Effects As described above, in the vehicle engine of the present embodiment, when there is a request for an upshift to increase the gear stage of the automatic transmission 110, the amount of internal EGR decreases (that is, Control is executed to drive the intake and exhaust VVTs 13 and 14 in the direction of shortening the valve overlap period, and to retard the spark ignition timing (ignition timing) by the spark plug 16 so that the output torque of the engine is reduced. be. According to such a configuration, it is possible to reduce the output torque with high response while ensuring combustion stability, and there is an advantage that the shift period of the upshift can be shortened.

すなわち、上記実施形態では、アップシフト変速の要求に伴い点火時期がリタードされるので、例えば当該制御に代えて吸入空気量を低減するなどの制御を採用した場合と異なり、優れた応答性でエンジンの出力トルクを低下させることができ、エンジン回転数をアップシフト後の変速比に対応した回転数（同期回転数）まで迅速に低下させることができる。このため、例えばアップシフト後のギヤ段を達成するのに締結が必要な摩擦締結要素（締結側要素）を変速ショック抑制のために準締結状態（スリップ状態）に保持する時間を短縮することができ、アップシフト変速に要する時間（変速期間）を短縮することができる。 That is, in the above embodiment, the ignition timing is retarded in response to a request for an upshift. Therefore, unlike the case where control such as reducing the intake air amount is adopted instead of the above control, for example, the engine can be operated with excellent responsiveness. can be reduced, and the engine speed can be quickly reduced to the speed (synchronous speed) corresponding to the gear ratio after the upshift. For this reason, for example, it is possible to shorten the time during which a friction engagement element (engagement-side element) that needs to be engaged to achieve a gear position after an upshift is held in a semi-engagement state (slip state) in order to suppress shift shock. It is possible to shorten the time (shift period) required for the upshift.

しかも、上記実施形態では、上記点火時期のリタード（出力トルクの低下）と併せて、内部ＥＧＲ量が減少する方向にバルブタイミングを変更する制御が実行されるので、燃焼室６に存在する不活性ガス（既燃ガス）を減らすことができ、点火リタード中の燃焼安定性を高めることができる。すなわち、点火時期がリタードされると、膨張行程がある程度進行するまで（言い換えると筒内圧力・温度がかなり低下するまで）燃焼が継続されることになるので、仮にこのような燃焼を不活性ガスの量が多い環境下で試みると、特に燃焼の後半における燃焼安定性が悪化し、最悪の場合は失火に至るおそれがある。これに対し、上記実施形態では、点火リタードと併せて内部ＥＧＲ量を減らす制御が実行されるので、膨張行程の途中で失火するといった上記のような事態を回避でき、燃焼安定性を効果的に高めることができる。 Moreover, in the above-described embodiment, in addition to retarding the ignition timing (reducing the output torque), control is executed to change the valve timing in the direction in which the internal EGR amount is decreased. Gas (burned gas) can be reduced, and combustion stability during ignition retard can be enhanced. That is, when the ignition timing is retarded, combustion continues until the expansion stroke progresses to some extent (in other words, until the pressure and temperature in the cylinder decrease considerably). If it is attempted in an environment where the amount of is large, the combustion stability deteriorates especially in the latter half of the combustion, and in the worst case, there is a risk of misfiring. On the other hand, in the above-described embodiment, since control to reduce the internal EGR amount is executed together with the ignition retard, it is possible to avoid the above-described situation of misfiring in the middle of the expansion stroke, and effectively improve the combustion stability. can be enhanced.

特に、上記実施形態では、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とを組み合わせたＳＰＣＣＩ燃焼が可能なエンジンにおいて上記の制御が採用されているので、燃焼安定性を確保しつつアップシフト変速中の出力トルクを十分に低下させることができる。 In particular, in the above embodiment, the above control is adopted in an engine capable of SPCCI combustion, which is a combination of SI combustion and CI combustion. can be lowered.

すなわち、上記実施形態では、ＳＰＣＣＩ燃焼が選択される第１運転領域Ａ１での運転中にアップシフト変速が要求されると、それ以前に設定されていたＳＰＣＣＩ燃焼に適した（圧縮上死点よりも進角側の）点火時期がリタードされて、ＳＩ燃焼しか起きないようなタイミング（圧縮上死点よりも遅角側のタイミング）にまで変更されるので、単に燃焼開始時期を遅くできるだけでなく、混合気の燃焼形態をＣＩ燃焼を含む形態（ＳＰＣＣＩ燃焼）からＣＩ燃焼を含まない形態（ＳＩ燃焼）へと切り替えることができ、エンジンの出力トルクを十分に低下させることができる。言い換えると、燃焼速度の速いＣＩ燃焼の有無によるトルク落差を生じさせることができるので、点火時期を圧縮上死点に対し大幅にリタードしなくても、出力トルクを十分に低下させることができる。このことと、上述した内部ＥＧＲ量の低下との相乗効果により、点火リタード中においても十分な燃焼安定性を確保することができる。 That is, in the above-described embodiment, when an upshift is requested during operation in the first operating region A1 in which SPCCI combustion is selected, the SPCCI combustion that had been set before is requested ( The ignition timing is retarded (advance side), and the timing is changed to such that only SI combustion occurs (timing on the retard side of compression top dead center), so not only can the combustion start timing be retarded , the combustion form of the air-fuel mixture can be switched from a form including CI combustion (SPCCI combustion) to a form not including CI combustion (SI combustion), and the output torque of the engine can be sufficiently reduced. In other words, since a torque drop can be generated depending on the presence or absence of CI combustion with a high combustion speed, the output torque can be sufficiently reduced without significantly retarding the ignition timing with respect to compression top dead center. Due to the synergistic effect of this and the decrease in the internal EGR amount described above, sufficient combustion stability can be ensured even during ignition retard.

また、上記実施形態では、吸・排気ＶＶＴ１３，１４として、電動モータ１３ａ，１４ａの駆動によりバルブの開閉位相を変更する電動式のＶＶＴが用いられているので、例えば油圧式のＶＶＴを採用した場合に比して、アップシフト変速時に迅速にバルブオーバーラップ期間を短縮することができ、高応答に内部ＥＧＲ量を低減することができる。 In the above-described embodiment, as the intake and exhaust VVTs 13 and 14, electric VVTs that change the valve opening/closing phase by driving the electric motors 13a and 14a are used. , the valve overlap period can be shortened quickly during an upshift, and the internal EGR amount can be reduced with high response.

（６）変形例
上記実施形態では、自動変速機１１０のギヤ段を高くするアップシフト変速が要求されたときに、内部ＥＧＲ量を減少させつつ点火時期（点火プラグ１６による火花点火の時期）をリタードさせる制御を実行するようにしたが、同様の制御は、エンジンの出力トルクを一時的に低下させるトルクダウンが要求される状況であれば、アップシフト変速時に限らず実行可能である。例えば、車輪が空回りするスリップ状態が検知された場合に、いわゆるトラクション・コントロールの一環として、エンジンの出力トルクを一時的に低下させる要求が発せられることがある。このような事情によるトルクダウン要求（車両の走行性確保のためのトルクダウン要求）の際にも、上記実施形態と同様の制御（内部ＥＧＲ量を減少させつつ点火時期をリタードさせる制御）を実行することが可能である。 (6) Modification In the above-described embodiment, when an upshift to raise the gear stage of the automatic transmission 110 is requested, the ignition timing (spark ignition timing by the spark plug 16) is adjusted while reducing the internal EGR amount. Although the control for retarding is executed, similar control can be executed not only during upshifts, but in situations where torque reduction is required to temporarily reduce the output torque of the engine. For example, when a wheel slip condition is detected, a request may be made to temporarily reduce the output torque of the engine as part of so-called traction control. Even when a torque down request (torque down request for ensuring the running performance of the vehicle) is made due to such circumstances, the same control as in the above embodiment (control for retarding the ignition timing while reducing the internal EGR amount) is executed. It is possible to

上記実施形態では、自動変速機１１０のアップシフト変速が要求されたとき、つまりエンジンのトルクダウンが要求されたときに、点火時期をリタードさせる制御と併せて、排気上死点を挟んで吸・排気弁１１，１２の双方が開弁するバルブオーバーラップ期間を短縮する（それによって内部ＥＧＲ量を減少させる）制御を実行するようにしたが、内部ＥＧＲ量が減少する方向にバルブタイミングを変更できればよく、その限りにおいて種々の制御を採用可能である。例えば、内部ＥＧＲを減少させる制御として、吸気弁１１の開閉時期を一定に維持しつつ排気弁１２の開閉時期を進角側に変更する制御を実行してもよい。この制御によっても、吸気行程中における排気弁１２の開弁期間が短くなるので、内部ＥＧＲ量を減少させることができる。 In the above-described embodiment, when an upshift of the automatic transmission 110 is requested, that is, when a torque reduction of the engine is requested, the ignition timing is retarded, and the exhaust top dead center is interposed. Control is executed to shorten the valve overlap period in which both the exhaust valves 11 and 12 are open (thereby reducing the internal EGR amount). Well, to that extent, various controls can be adopted. For example, as control for reducing the internal EGR, control may be executed to advance the opening/closing timing of the exhaust valve 12 while maintaining the opening/closing timing of the intake valve 11 constant. This control also shortens the open period of the exhaust valve 12 during the intake stroke, so that the internal EGR amount can be reduced.

また、内部ＥＧＲ量を減少させる制御は、バルブオーバーラップ期間（吸・排気弁の双方が開弁する期間）を短縮する上記のような制御に限られない。例えば、エンジンによっては、トルクダウンが要求されていない通常時に、内部ＥＧＲを実現するための制御として、排気上死点を挟んで吸・排気弁１１，１２の双方が閉弁するいわゆるネガティブオーバーラップ期間を形成し、それによって既燃ガスを燃焼室６に閉じ込めることが考えられる。このようなタイプのエンジンでは、トルクダウンの要求時に、内部ＥＧＲを減少させる上記制御として、上記ネガティブオーバーラップ期間が短縮される方向にバルブタイミングを変更する制御を実行すればよい。 Further, the control for reducing the internal EGR amount is not limited to the control described above for shortening the valve overlap period (the period during which both the intake and exhaust valves are open). For example, depending on the engine, during normal times when torque reduction is not required, as control for realizing internal EGR, both the intake and exhaust valves 11 and 12 are closed across exhaust top dead center, so-called negative overlap. It is conceivable to create a period by which the burnt gas is trapped in the combustion chamber 6 . In this type of engine, when torque reduction is requested, the control for reducing the internal EGR may be performed by changing the valve timing so as to shorten the negative overlap period.

さらに、本発明が適用され得るエンジンは、上述したバルブオーバーラップ期間またはネガティブオーバーラップ期間の変更によって内部ＥＧＲ量を調整することが可能なエンジンであればよく、必ずしも吸気弁および排気弁の双方の開閉時期を変更できるものである必要はなく、また、開弁時期および閉弁時期を同時にかつ同量だけ変更する位相式の可変機構（ＶＶＴ）を備える必要もない。言い換えると、本発明における可変バルブ機構は、少なくとも排気弁の閉弁時期および吸気弁の開弁時期の少なくとも一方を変更可能な可変機構であればよい。 Furthermore, the engine to which the present invention can be applied may be any engine that can adjust the internal EGR amount by changing the valve overlap period or the negative overlap period described above, and does not necessarily require both the intake valve and the exhaust valve. It is not necessary to be able to change the opening and closing timing, and it is not necessary to provide a phase type variable mechanism (VVT) that simultaneously changes the valve opening timing and the valve closing timing by the same amount. In other words, the variable valve mechanism in the present invention may be any variable mechanism that can change at least one of the closing timing of the exhaust valve and the opening timing of the intake valve.

上記実施形態では、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼を組み合わせたＳＰＣＣＩ燃焼（部分圧縮着火燃焼）が可能なエンジンに本発明を適用した例について説明したが、本発明を適用可能なエンジンは、点火プラグ等の点火装置による点火時期に応じて出力トルクを調整可能なエンジンであればよく、例えば混合気の全てをＳＩ燃焼（点火点からの火炎伝播による燃焼）させる従来型な火花点火式エンジンにも本発明を適用可能である。 In the above embodiment, an example in which the present invention is applied to an engine capable of SPCCI combustion (partial compression ignition combustion) combining SI combustion and CI combustion has been described. Any engine that can adjust the output torque according to the ignition timing of the ignition device may be used. is applicable.

２ 気筒
９ 吸気ポート
１０ 排気ポート
１１ 吸気弁
１２ 排気弁
１３ 吸気ＶＶＴ（可変バルブ機構）
１４ 排気ＶＶＴ（可変バルブ機構）
１３ａ 電動モータ
１４ａ 電動モータ
１６ 点火プラグ（点火装置）
１０１ 演算部（トルクダウン判定部）
１０２ 燃焼制御部
１１０ 自動変速機 2 cylinders 9 intake port 10 exhaust port 11 intake valve 12 exhaust valve 13 intake VVT (variable valve mechanism)
14 exhaust VVT (variable valve mechanism)
13a electric motor 14a electric motor 16 spark plug (ignition device)
101 calculation unit (torque down determination unit)
102 Combustion control unit 110 Automatic transmission

Claims (4)

気筒と、気筒内の混合気に点火する点火装置と、気筒に吸気を導入するための吸気ポートを開閉する吸気弁と、気筒から排気ガスを排出するための排気ポートを開閉する排気弁と、排気弁の閉弁時期および吸気弁の開弁時期の少なくとも一方を変更する可変バルブ機構とを備え、かつ車両に搭載された車両用エンジンを制御する装置であって、
前記エンジンの出力トルクを一時的に低下させるトルクダウンの要求の有無を判定するトルクダウン判定部と、
前記トルクダウン判定部により前記トルクダウンの要求が確認された場合に、前記気筒における内部ＥＧＲの量が減少する方向に前記可変バルブ機構を駆動し、かつ前記エンジンの出力トルクが低下するように前記点火装置による点火時期をリタードさせる燃焼制御部とを備え、
前記燃焼制御部は、前記混合気の一部を前記点火装置による点火点からの火炎伝播によりＳＩ燃焼させるとともにその他の混合気を自着火によりＣＩ燃焼させる部分圧縮着火燃焼を実行可能であり、
前記部分圧縮着火燃焼により前記エンジンが運転されている状態で前記トルクダウンの要求が確認された場合、前記燃焼制御部は、混合気がＳＩ燃焼のみによって燃焼するタイミングにまで前記点火時期をリタードさせる、ことを特徴とする車両用エンジンの制御装置。 A cylinder, an ignition device that ignites the air-fuel mixture in the cylinder, an intake valve that opens and closes an intake port for introducing intake air into the cylinder, an exhaust valve that opens and closes an exhaust port for discharging exhaust gas from the cylinder, A device for controlling a vehicle engine mounted on a vehicle, comprising a variable valve mechanism that changes at least one of the closing timing of an exhaust valve and the opening timing of an intake valve,
a torque-down determination unit that determines whether or not there is a torque-down request for temporarily reducing the output torque of the engine;
When the request for torque reduction is confirmed by the torque reduction determination unit, the variable valve mechanism is driven in the direction in which the amount of internal EGR in the cylinder is reduced, and the output torque of the engine is reduced. and a combustion control unit that retards the ignition timing of the ignition device ,
The combustion control unit can execute partial compression ignition combustion in which a part of the air-fuel mixture is SI-burned by flame propagation from the ignition point of the ignition device and the other air-fuel mixture is CI-burned by self-ignition,
When the request for torque reduction is confirmed while the engine is being operated by the partial compression ignition combustion, the combustion control unit retards the ignition timing to a timing at which the air-fuel mixture is combusted only by SI combustion. A vehicle engine control device characterized by: 請求項１に記載の車両用エンジンの制御装置において、
前記トルクダウン判定部は、前記エンジンに連結された変速機のギヤ段を高くするアップシフト変速の要求を受けたときに、前記トルクダウンが要求されたと判定する、ことを特徴とする車両用エンジンの制御装置。 In the vehicle engine control device according to claim 1 ,
The vehicle engine, wherein the torque-down determination unit determines that the torque-down is requested when receiving a request for an upshift to increase the gear stage of a transmission connected to the engine. controller. 請求項１または２に記載の車両用エンジンの制御装置において、
前記トルクダウン判定部は、車両の走行性確保のために車輪の駆動トルクを一時的に低下させる要求を受けたときに、前記トルクダウンが要求されたと判定する、ことを特徴とする車両用エンジンの制御装置。 The vehicle engine control device according to claim 1 or 2 ,
The vehicle engine, wherein the torque-down determination unit determines that the torque-down is requested when receiving a request to temporarily reduce the driving torque of the wheels in order to ensure the running performance of the vehicle. controller. 請求項１～３のいずれか１項に記載の車両用エンジンの制御装置において、
前記可変バルブ機構は、電動モータの駆動によりバルブの開閉位相を変更する電動式の可変機構である、ことを特徴とする車両用エンジンの制御装置。
In the vehicle engine control device according to any one of claims 1 to 3 ,
A control device for a vehicle engine, wherein the variable valve mechanism is an electric variable mechanism that changes a valve opening/closing phase by driving an electric motor.
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