JP7352137B2 - engine control device - Google Patents

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  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
  • Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)
  • Exhaust-Gas Circulating Devices (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)

Description

本発明は、エンジンの制御装置に関する。 The present invention relates to an engine control device.

車両等に設けられるエンジンでは、燃焼騒音が所定のレベル以下に抑えられることが求められている。これに対して、例えば、特許文献１には、点火プラグを備え、点火プラグによる点火をきっかけに混合気が自着火するように構成されたエンジンにおいて、燃焼騒音が増大すると点火時期を遅角させ、これにより燃焼騒音を低減することが行われている。具体的には、特許文献１のエンジンでは、気筒内の圧力を検出する圧力センサを設け、当該圧力センサにより検出された気筒内の圧力が所定値よりも高いか否かを判定する。そして、気筒内の圧力が所定値よりも高いときは、燃焼騒音が所望のレベルを超えたと推定して、気筒内の混合気に点火を行う時期を遅角させる。 BACKGROUND ART Engines installed in vehicles and the like are required to suppress combustion noise to a predetermined level or less. On the other hand, for example, Patent Document 1 discloses that in an engine equipped with a spark plug and configured so that the air-fuel mixture self-ignites when ignited by the spark plug, when combustion noise increases, the ignition timing is retarded. This is done to reduce combustion noise. Specifically, the engine of Patent Document 1 is provided with a pressure sensor that detects the pressure inside the cylinder, and it is determined whether the pressure inside the cylinder detected by the pressure sensor is higher than a predetermined value. When the pressure in the cylinder is higher than a predetermined value, it is estimated that the combustion noise has exceeded a desired level, and the timing of igniting the air-fuel mixture in the cylinder is retarded.

特開２０１９－３９３８３号公報JP 2019-39383 Publication

点火時期を遅角させれば、燃焼の開始時およびピーク時を膨張工程のより遅い時期にできる場合があり、この場合には燃焼騒音の増大を抑制できる。しかしながら、混合気の少なくとも一部が自着火するように構成されたエンジンでは、混合気の状態によっては点火時期を遅角させても気筒内の圧力の急上昇および燃焼騒音の増大を抑制できない場合がある。具体的には、混合気に点火が行われるよりも前、あるいは、混合気に点火が行われる時点で、混合気が既に自着火可能な状態になっているときは、点火時期に関わらず混合気は自着火を開始してしまう。そのため、この場合には、点火時期を遅角させても気筒内の圧力の急上昇および燃焼騒音の増大を抑制できない。また、点火プラグを用いずに混合気を自着火させるエンジンでは当然ながら点火時期の遅角によっては燃焼騒音の増大を抑制することができない。 If the ignition timing is retarded, the start and peak times of combustion can be made later in the expansion process, and in this case, an increase in combustion noise can be suppressed. However, in an engine configured so that at least a portion of the air-fuel mixture self-ignites, depending on the state of the air-fuel mixture, even if the ignition timing is retarded, it may not be possible to suppress the sudden rise in pressure within the cylinder and the increase in combustion noise. be. Specifically, if the air-fuel mixture is already in a state where it can self-ignite before the air-fuel mixture is ignited or at the time the air-fuel mixture is ignited, the air-fuel mixture will ignite regardless of the ignition timing. Qi starts to self-ignite. Therefore, in this case, even if the ignition timing is retarded, the sudden rise in pressure within the cylinder and the increase in combustion noise cannot be suppressed. Furthermore, in an engine that self-ignites the air-fuel mixture without using a spark plug, an increase in combustion noise cannot be suppressed by retarding the ignition timing.

本発明は、前記のような事情に鑑みてなされたものであり、燃焼騒音の増大を確実に防止できる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 an object of the present invention is to provide an engine control device that can reliably prevent an increase in combustion noise.

前記の課題を解決するために、本願発明は、気筒が形成されたエンジン本体と、気筒内に燃料を噴射する燃料噴射手段と、気筒に導入される空気が流通する吸気通路と、気筒から排出される排気ガスが流通する排気通路と、当該排気通路内の排気ガスの一部であるＥＧＲガスを前記吸気通路に還流させるＥＧＲ装置とを備え、気筒内の少なくとも一部の混合気を自着火により燃焼させることが可能な圧縮着火式エンジンを制御する装置であって、混合気の燃焼の進行度が過度に速い異常燃焼の有無を判定する第１判定手段と、気筒内の全ガス量に対する気筒内のＥＧＲガス量の割合であるＥＧＲ率と、エンジン回転数とエンジン負荷に応じて予め設定された目標ＥＧＲ率との差の絶対値である目実差が所定の判定値以下であるか否かを判定する第２判定手段と、気筒に導入される空気の量である空気充填量を変更可能な空気充填量変更手段と、前記空気充填量変更手段を制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、前記異常燃焼の発生が前記第１判定手段により判定され、且つ、前記ＥＧＲ率の目実差が前記判定値以下であることが前記第２判定手段により判定されたという第１判定条件の成立時、前記空気充填量が前記第１判定条件成立直前の量から低下するように前記空気充填量変更手段を制御し、前記異常燃焼の発生が前記第１判定手段により判定され、且つ、前記ＥＧＲ率の目実差が前記判定値より大きいことが前記第２判定手段により判定されたという第２判定条件の成立時、前記第１判定条件の成立時よりも前記空気充填量が多くなるように前記空気充填量変更手段を制御する、ことを特徴とする（請求項１）。 In order to solve the above-mentioned problems, the present invention provides an engine main body in which a cylinder is formed, a fuel injection means for injecting fuel into the cylinder, an intake passage through which air introduced into the cylinder flows, and an engine body in which air is discharged from the cylinder. an exhaust passage through which exhaust gas flows, and an EGR device that recirculates EGR gas, which is a part of the exhaust gas in the exhaust passage, to the intake passage; A device for controlling a compression ignition engine that can perform combustion according to Is the target difference, which is the absolute value of the difference between the EGR rate, which is the proportion of the EGR gas amount in the cylinder, and the target EGR rate, which is preset according to the engine speed and engine load, less than or equal to a predetermined judgment value? a second determining means for determining whether or not the cylinder is air filled; an air filling amount changing means that can change the air filling amount, which is the amount of air introduced into the cylinder; and a control means for controlling the air filling amount changing means; The control means includes a first determination means that the first determination means determines that the abnormal combustion has occurred, and that the second determination means determines that the actual difference in the EGR rate is less than or equal to the determination value. When the determination condition is satisfied, the air filling amount changing means is controlled such that the air filling amount is decreased from the amount immediately before the first determination condition was satisfied , and the occurrence of the abnormal combustion is determined by the first determining means; Further, when the second determination condition is satisfied that the second determination means determines that the actual difference in the EGR rate is larger than the determination value, the air filling amount is lower than when the first determination condition is satisfied. It is characterized in that the air filling amount changing means is controlled so that the amount of air filling increases.

この構成によれば、混合気の燃焼の進行度が過度に速い異常燃焼が生じた場合、つまり、燃焼が過度に早いタイミングで開始するあるいは燃焼速度が速い場合であって燃焼騒音が増大する場合に、ＥＧＲ率の目実差が判定値以下であることに伴って空気充填量が低減される。そのため、圧縮上死点付近での混合気の反応の進行を遅くでき、混合気が過度に速いタイミングで燃焼を開始するのを防止できるとともに燃焼を緩慢にできる。これより、点火時期の変更によって燃焼騒音を抑制できない場合にも、燃焼騒音の増大を抑制できる。 According to this configuration, if abnormal combustion occurs where the progress of combustion of the air-fuel mixture is excessively fast, that is, if combustion starts at an excessively early timing or the combustion speed is high, combustion noise increases. In addition, the air filling amount is reduced as the actual difference in EGR rate is less than or equal to the determination value. Therefore, the progress of the reaction of the air-fuel mixture near the compression top dead center can be slowed down, the air-fuel mixture can be prevented from starting combustion at an excessively fast timing, and the combustion can be slowed down. This makes it possible to suppress an increase in combustion noise even when combustion noise cannot be suppressed by changing the ignition timing.

ただし、空気充填量が低下するとエンジントルクも低下する。そして、ＥＧＲ率の目実差が大きいときは、これに起因して異常燃焼が生じており、目実差が小さくなることで異常燃焼の発生が回避される可能性が高い。従って、このときに空気充填量を大幅に低下させても、燃焼騒音の抑制効果は小さい一方エンジントルクが低下することによる影響の方が大きくなる。これに対して、本発明では、異常燃焼の発生時であってもＥＧＲ率の目実差が大きいときにはこれが小さいときよりも空気充填量が多くされる。つまり、ＥＧＲ率の目実差が大きいときには空気充填量の低下が制限される。 However, when the air filling amount decreases, engine torque also decreases. When the actual difference in EGR rate is large, abnormal combustion has occurred due to this, and as the actual difference becomes smaller, there is a high possibility that abnormal combustion will be avoided. Therefore, even if the air filling amount is significantly reduced at this time, the effect of suppressing combustion noise will be small, but the effect of the reduction in engine torque will be greater. In contrast, in the present invention, even when abnormal combustion occurs, when the actual difference in EGR rate is large, the air filling amount is increased more than when it is small. In other words, when the actual difference in EGR rate is large, the reduction in the air filling amount is limited.

これより、本発明によれば、燃焼騒音の増大を抑制しながらエンジントルクの低下機会を少なくできる。 As a result, according to the present invention, it is possible to reduce the chances of a decrease in engine torque while suppressing an increase in combustion noise.

前記構成において、好ましくは、前記制御手段は、前記第１判定条件の成立時、前記空気充填量が前記第１判定条件成立直前の量から低下するように前記空気充填量変更手段を制御し、且つ、前記異常燃焼が発生していないことが前記第１判定手段により判定されたときよりも気筒に燃料が噴射される時期が遅くなるように前記燃料噴射手段を制御する（請求項２）。 In the above configuration, preferably, the control means controls the air filling amount changing means so that when the first judgment condition is satisfied, the air filling amount is decreased from the amount immediately before the first judgment condition was satisfied ; Further, the fuel injection means is controlled so that the timing at which fuel is injected into the cylinder is later than when the first determination means determines that the abnormal combustion has not occurred.

この構成によれば、空気充填量の低下に加えて燃料が噴射される時期が遅くされることで、より確実に燃焼騒音の増大を抑制できる。具体的には、燃料が噴射される時期が遅くなると、圧縮上死点付近までに燃料と空気とが混合する時間が短くなるため、圧縮上死点付近において混合気が過度に早期に自着火すること、および、混合気が急激に燃焼することを防止できる。これより、燃焼騒音の増大をより確実に抑制できる。 According to this configuration, in addition to reducing the air filling amount, the timing at which fuel is injected is delayed, so that an increase in combustion noise can be suppressed more reliably. Specifically, when fuel is injected later, the time for the fuel and air to mix until near compression top dead center becomes shorter, which causes the air-fuel mixture to self-ignite excessively early near compression top dead center. It is possible to prevent the air-fuel mixture from burning rapidly. This makes it possible to more reliably suppress an increase in combustion noise.

前記構成において、好ましくは、前記エンジン本体は前記吸気通路とそれぞれ連通する複数の気筒を有し、前記空気充填量変更手段は、前記吸気通路を開閉するスロットル弁を有し、前記制御手段は、前記第１判定条件の成立時、前記スロットル弁の開度を閉じ側の開度に変更することで前記空気充填量を前記第１判定条件成立直前の量から低下させるとともに、当該スロットル弁の開度を変更してから全ての気筒で燃焼が終了するまでの期間は、前記スロットル弁のさらなる開度変更を禁止する（請求項３）。 In the above configuration, preferably, the engine main body has a plurality of cylinders each communicating with the intake passage, the air filling amount changing means has a throttle valve that opens and closes the intake passage, and the control means includes: When the first judgment condition is satisfied, the opening degree of the throttle valve is changed to the closing side opening degree to reduce the air filling amount from the amount immediately before the first judgment condition is satisfied, and the opening degree of the throttle valve is reduced from the amount immediately before the first judgment condition is satisfied. Further changes in the opening degree of the throttle valve are prohibited during a period from when the opening degree is changed until combustion ends in all cylinders (Claim 3).

この構成によれば、スロットル弁の開度変更によって全気筒の空気充填量を一度に低下させることができ、各気筒について燃焼騒音の増大を抑制できる。ただし、各気筒について第１判定条件が成立する毎にスロットル弁の開度を閉じ側に変更していくと、各気筒の空気充填量が過度に小さくなるおそれがある。これに対して、この構成では、スロットル弁の開度を変更してから全ての気筒で燃焼が終了するまでの期間中スロットル弁のさらなる開度変更を禁止しているので、各気筒の空気充填量が過剰に低減されるのを防止できる。 According to this configuration, the air filling amount of all cylinders can be reduced at once by changing the opening degree of the throttle valve, and an increase in combustion noise can be suppressed for each cylinder. However, if the opening degree of the throttle valve is changed to the closing side every time the first determination condition is satisfied for each cylinder, there is a risk that the air filling amount of each cylinder will become excessively small. On the other hand, with this configuration, further changes in the throttle valve opening are prohibited during the period from when the throttle valve opening is changed until combustion ends in all cylinders, so air filling in each cylinder is prohibited. This can prevent the amount from being excessively reduced.

ここで、混合気に含まれるＯＨラジカルが多い方が混合気の燃焼は促進される。また、ＮＯｘが浄化装置をすり抜けるとＯＨラジカルが生成されるということが分かっている。そのため、浄化装置の下流側の排気通路内の排気ガスが吸気通路に還流されて気筒に導入されるエンジンでは、気筒内のＯＨラジカルが多くなって混合気の燃焼の進行度が速くなりやすく燃焼騒音が増大しやすい。そのため、前記の構成が、前記排気通路に設けられて排気ガス中のＮＯｘを浄化可能な浄化装置を備え、前記ＥＧＲ装置は、前記浄化装置よりも下流側の前記排気通路内の排気ガスを前記吸気通路に還流させるように構成されたエンジンに適用されれば、効果的に燃焼騒音の増大を抑制できる。 Here, the more OH radicals contained in the air-fuel mixture, the more the combustion of the air-fuel mixture is promoted. It is also known that OH radicals are generated when NOx passes through a purification device. Therefore, in an engine in which exhaust gas in the exhaust passage downstream of the purification device is recirculated to the intake passage and introduced into the cylinder, the number of OH radicals in the cylinder increases and the combustion of the air-fuel mixture tends to accelerate. Noise tends to increase. Therefore, the above configuration includes a purification device that is provided in the exhaust passage and can purify NOx in the exhaust gas, and the EGR device cleans the exhaust gas in the exhaust passage downstream of the purification device. If applied to an engine configured to allow air to flow back into the intake passage, increase in combustion noise can be effectively suppressed.

前記構成において、好ましくは、前記燃料噴射手段は、第１の燃料噴射と、当該第１の燃料噴射よりも噴射時期の遅い第２の燃料噴射とを実施し、前記制御手段は、前記異常燃焼の発生していないことが前記第１判定手段により判定されたときは、少なくとも前記第１の燃料噴射が吸気行程中に実施されるように前記燃料噴射手段を制御し、前記異常燃焼の発生していることが前記第１判定手段により判定されたときは、前記第１の燃料噴射と前記第２の燃料噴射の双方が圧縮行程中に実施されるように前記燃料噴射手段を制御する（請求項５）。 In the above configuration, preferably, the fuel injection means performs the first fuel injection and the second fuel injection whose injection timing is later than the first fuel injection, and the control means preferably performs the abnormal combustion. When the first determining means determines that abnormal combustion has not occurred , the fuel injection means is controlled so that at least the first fuel injection is performed during the intake stroke, and the abnormal combustion is prevented from occurring. When the first determining means determines that the first fuel injection is performed during the compression stroke, the fuel injection means is controlled so that both the first fuel injection and the second fuel injection are performed during the compression stroke. Item 5).

この構成によれば、混合気が正常に燃焼しているときは、吸気行程中に少なくとも第１の燃料噴射が実施される。そのため、圧縮上死点付近までに燃料と空気とを十分に混合させて、燃料を適切に空気と反応させることができる。つまり、混合気を適切に燃焼させることができる。そして、異常燃焼の発生時は、第１の燃料噴射と第２の燃料噴射の双方が圧縮工程中に実施されることで、圧縮上死点付近までの燃料と空気の混合時間を短くしてこれらの反応を抑制することができる。従って、圧縮上死点付近において混合気が過度に早期に自着火すること、および、混合気が急激に燃焼することを防止でき、異常燃焼の発生および燃焼騒音の増大を抑制できる。 According to this configuration, when the air-fuel mixture is combusting normally, at least the first fuel injection is performed during the intake stroke. Therefore, the fuel and air can be sufficiently mixed until near the compression top dead center, and the fuel can be reacted with the air appropriately. In other words, the air-fuel mixture can be appropriately combusted. When abnormal combustion occurs, both the first fuel injection and the second fuel injection are performed during the compression process, thereby shortening the time for mixing fuel and air up to near compression top dead center. These reactions can be suppressed. Therefore, it is possible to prevent the air-fuel mixture from self-igniting excessively early near compression top dead center and to prevent the air-fuel mixture from combusting rapidly, and it is possible to suppress the occurrence of abnormal combustion and an increase in combustion noise.

以上説明したように、本発明のエンジンの制御装置によれば、燃焼騒音の増大を確実に低減できる。 As explained above, according to the engine control device of the present invention, increase in combustion noise can be reliably reduced.

本発明の一実施形態に係る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 an engine according to an embodiment of the present invention. 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 an engine. エンジンの運転領域を運転モードの相違により区分けしたマップ図である。FIG. 3 is a map diagram in which engine operating regions are divided according to differences in operating modes. ＳＰＣＣＩ燃焼時の熱発生率および熱発生量の波形を示すグラフである。It is a graph which shows the waveform of the heat release rate and the amount of heat release during SPCCI combustion. 第２運転領域での通常制御時の燃料の噴射パターンと熱発生率の波形を示した図である。FIG. 7 is a diagram showing a waveform of a fuel injection pattern and a heat release rate during normal control in a second operating region. （ａ）は音の周波数とスペクトルの関係示したグラフであり、（ｂ）は筒内圧の周波数とスペクトルの関係を示したグラフである。(a) is a graph showing the relationship between sound frequency and spectrum, and (b) is a graph showing the relationship between cylinder pressure frequency and spectrum. 空洞共鳴によって燃焼室に生成された７ｋＨｚの筒内圧のスペクトルの分布を模式的に示した図であり、（ａ）、（ｂ）はそれぞれ異なるタイミングでの燃焼室内の様子を示した図である。It is a diagram schematically showing the distribution of the spectrum of the 7kHz in-cylinder pressure generated in the combustion chamber by cavity resonance, and (a) and (b) are diagrams each showing the state inside the combustion chamber at different timings. . 異常燃焼判定の流れを示したブロック図である。FIG. 3 is a block diagram showing the flow of abnormal combustion determination. 減衰フィルタの例を示した図である。It is a figure showing an example of an attenuation filter. 熱発生率のクランク角に対する変化を示した図である。FIG. 3 is a diagram showing changes in heat generation rate with respect to crank angle. 異常燃焼判定の流れを説明するためのマップである。It is a map for explaining the flow of abnormal combustion determination. 異常燃焼判定の流れを示したフローチャートである。3 is a flowchart showing the flow of abnormal combustion determination. プリイグ判定時の燃料の噴射パターンと熱発生率の波形を示した図である。FIG. 3 is a diagram showing a fuel injection pattern and a waveform of a heat release rate at the time of pre-ignition determination. 前段噴射と後段噴射の開始時期とエンジン回転数との関係を、通常制御時とプリイグ判定時とで比較して示した図である。FIG. 3 is a diagram comparing the relationship between the start timing of front-stage injection and rear-stage injection and the engine rotation speed during normal control and during pre-ignition determination. 後段噴射の噴射量の割合とエンジン回転数との関係を、通常制御時とプリイグ判定時とで比較して示した図である。FIG. 4 is a diagram illustrating a comparison between the ratio of the injection amount of post-injection and the engine rotation speed during normal control and during pre-ignition determination. 混合気の温度および混合気の当量比と混合気の自着火のしやすさとの関係を示した図である。FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the temperature of the air-fuel mixture, the equivalence ratio of the air-fuel mixture, and the ease of self-ignition of the air-fuel mixture. プリイグ発生時の燃料噴霧の様子を示した図であり、（ａ）は前段噴射の実施直後の図、（ｂ）は圧縮上死点付近の図である。It is a figure which showed the state of fuel spray when pre-ignition occurs, (a) is a figure immediately after implementation of front-stage injection, (b) is a figure near compression top dead center. 燃焼室６内に存在する各温度と各空燃比の混合気の分布を示した図であり、（ａ）は後段噴射の割合が５％のときの図、（ｂ）は後段噴射の割合が３０％のときの図である。2 is a diagram showing the distribution of the air-fuel mixture at each temperature and each air-fuel ratio existing in the combustion chamber 6, (a) is a diagram when the ratio of post-injection is 5%, and (b) is a diagram when the ratio of post-injection is 5%. It is a figure when it is 30%. 吸気量低減制御実施時の最大筒内圧強度とスロットル開度の低減量との関係を示したグラフである。7 is a graph showing the relationship between the maximum in-cylinder pressure intensity and the amount of reduction in throttle opening when performing intake air amount reduction control. 異常燃焼回避制御の流れを示したフローチャートである。3 is a flowchart showing the flow of abnormal combustion avoidance control.

（１）エンジンの全体構成
図１は、本発明のエンジンの制御方法および制御装置が適用されたエンジンの全体構成を概略的に示したシステム図である。本図に示されるエンジンシステムは、車両に搭載されており、走行用の動力源となるエンジン本体１を備える。本実施形態では、エンジン本体１として、４サイクルのガソリン直噴エンジンが用いられている。エンジン本体１は、後述するように、燃料と空気とが混合した混合気の少なくとも一部を自着火により燃焼させることが可能な圧縮着火式エンジンである。エンジンシステムは、エンジン本体１に加えて、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が流通する排気通路４０と、排気通路４０を流通する排気の一部をＥＧＲガスとして吸気通路３０に還流するＥＧＲ装置５０を備えている。 (1) Overall configuration of engine FIG. 1 is a system diagram schematically showing the overall configuration of an engine to which the engine control method and control device of the present invention are applied. The engine system shown in this figure is mounted on a vehicle and includes an engine body 1 that serves as a power source for driving. In this embodiment, a four-stroke gasoline direct injection engine is used as the engine body 1. The engine main body 1 is a compression ignition engine capable of combusting at least a portion of a mixture of fuel and air by self-ignition, as will be described later. In addition to the engine body 1, the engine system includes an intake passage 30 through which intake air introduced into the engine body 1 flows, an exhaust passage 40 through which exhaust gas discharged from the engine body 1 flows, and exhaust gas flowing through the exhaust passage 40. The engine is equipped with an EGR device 50 that recirculates a portion of the gas to the intake passage 30 as EGR gas.

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にそれぞれ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、複数の気筒２（例えば、図１の紙面と直交する方向に並ぶ４つの気筒２）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 is capable of reciprocating sliding between a cylinder block 3 in which a cylinder 2 is formed, a cylinder head 4 attached to the top surface of the cylinder block 3 so as to close the cylinder 2 from above, and the cylinder 2. It has an inserted piston 5. The engine main body 1 is of a multi-cylinder type having a plurality of cylinders 2 (for example, four cylinders 2 lined up in a direction perpendicular to the paper surface of FIG. 1), but here, for the sake of simplicity, only one cylinder 2 is shown. The explanation will focus on.

ピストン５の上方には燃焼室６が画成されており、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で押し下げられたピストン５が上下方向に往復運動する。なお、燃焼室６に噴射される燃料には、主成分としてガソリンを含有したものが用いられる。この燃料には、ガソリンに加えてバイオエタノール等の副成分が含まれてもよい。インジェクタ１５は、１燃焼サイクル中に複数回にわけて燃料を噴射できるように構成されている。本実施形態では、インジェクタ１５が請求項の「燃料噴射手段」に相当する。 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 is mixed with air and combusted in the combustion chamber 6, and the piston 5, which is pushed down by the expansion force caused by the combustion, reciprocates in the vertical direction. Note that the fuel injected into the combustion chamber 6 contains gasoline as a main component. This fuel may contain subcomponents such as bioethanol in addition to gasoline. The injector 15 is configured to inject fuel multiple times during one combustion cycle. In this embodiment, the injector 15 corresponds to "fuel injection means" in the claims.

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, which 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 driven to rotate around a central axis in accordance with the reciprocating motion (up and down motion) of the piston 5.

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６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以下に設定される。 The geometric compression ratio of the cylinder 2, that is, the ratio of the volume of the combustion chamber 6 when the piston 5 is at the top dead center and the volume of the combustion chamber 6 when the piston 5 is at the bottom dead center, is determined by the SPCCI combustion described later. A value suitable for (partial compression ignition combustion) is set to 13 or more and 30 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。また、シリンダブロック３には、シリンダブロック３に形成されたウォータジャケットを流通してエンジン本体１を冷却するためのエンジン冷却水の温度つまりエンジン水温を検出するエンジン水温センサＳＮ２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 rotational speed (engine rotational speed) of the crankshaft 7. Further, the cylinder block 3 is provided with an engine water temperature sensor SN2 that detects the temperature of engine cooling water that flows through a water jacket formed in the cylinder block 3 to cool the engine body 1, that is, the engine water temperature.

シリンダヘッド４には、燃焼室６に開口する吸気ポート９および排気ポート１０と、吸気ポート９を開閉する吸気弁１１と、排気ポート１０を開閉する排気弁１２とが設けられている。なお、当実施形態のエンジンのバルブ形式は、吸気２バルブ×排気２バルブの４バルブ形式であり、吸気ポート９、排気ポート１０、吸気弁１１および排気弁１２は、１つの気筒２についてそれぞれ２つずつ設けられている。本実施形態では、１つの気筒２に接続された２つの吸気ポート９のうちの一方に、開閉可能なスワール弁１８が設けられており、気筒２内のスワール流（気筒軸線の回りを旋回する旋回流）の強さが変更されるようになっている。 The cylinder head 4 is provided with an intake port 9 and an exhaust port 10 that open into the combustion chamber 6, an intake valve 11 that opens and closes the intake port 9, and an exhaust valve 12 that opens and closes the exhaust port 10. The valve type of the engine of this embodiment is a 4-valve type with 2 intake valves x 2 exhaust valves, and each cylinder 2 has 2 intake ports 9, 10 exhaust ports 10, 2 intake valves 11, and 2 exhaust valves 12. They are provided one by one. In this embodiment, one of the two intake ports 9 connected to one cylinder 2 is provided with a swirl valve 18 that can be opened and closed. The strength of the swirling flow can be changed.

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１３、１４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 valve mechanisms 13 and 14 that include a pair of camshafts and the like disposed in the cylinder head 4.

吸気弁１１用の動弁機構１３には、吸気弁１１の少なくとも開時期を変更可能な吸気ＶＶＴ１３ａが内蔵されている。同様に、排気弁１２用の動弁機構１４には、排気弁１２の少なくとも閉時期を変更可能な排気ＶＶＴ１４ａが内蔵されている。 The valve operating mechanism 13 for the intake valve 11 includes an intake VVT 13a that can change at least the opening timing of the intake valve 11. Similarly, the valve operating mechanism 14 for the exhaust valve 12 includes an exhaust VVT 14a that can change at least the closing timing of the exhaust valve 12.

本実施形態では、吸気ＶＶＴ１３ａおよび排気ＶＶＴ１４ａの制御により、排気弁１２の閉弁時期が吸気弁１１の開弁時期よりも遅角側の時期となって吸気弁１１および排気弁１２がともに所定の期間開弁するバルブオーバーラップが実現されるようになっている。また、吸気ＶＶＴ１３ａおよび排気ＶＶＴ１４ａの制御により、吸気弁１１と排気弁１２の双方が開弁する期間であるバルブオーバーラップ期間が変更されるようになっている。吸気弁１１と排気弁１２とがバルブオーバーラップするように駆動されると、燃焼室６から吸気通路３０と排気通路４０の少なくとも一方に既燃ガスが排出された後、この既燃ガスが再び燃焼室６に導入される内部ＥＧＲが行われる。これにより、燃焼室６に既燃ガス（内部ＥＧＲガス）が残留することになる。燃焼室６に残留する既燃ガスである内部ＥＧＲガスの量は、バルブオーバーラップ期間によって変化し、前記のバルブオーバーラップ期間の調整によって内部ＥＧＲガスの量が調整される。なお、吸気ＶＶＴ１３ａ（排気ＶＶＴ１４ａ）は、吸気弁１１（排気弁１２）の開時期（閉時期）を固定したまま閉時期（開時期）のみを変更するタイプの可変機構であってもよいし、吸気弁１１（排気弁１２）の開時期および閉時期を同時に変更する位相式の可変機構であってもよい。 In this embodiment, by controlling the intake VVT 13a and the exhaust VVT 14a, the closing timing of the exhaust valve 12 is retarded than the opening timing of the intake valve 11, so that both the intake valve 11 and the exhaust valve 12 are kept at a predetermined timing. Valve overlap is realized which opens the valves for a period of time. Furthermore, the valve overlap period, which is a period during which both the intake valve 11 and the exhaust valve 12 are open, is changed by controlling the intake VVT 13a and the exhaust VVT 14a. When the intake valve 11 and the exhaust valve 12 are driven so as to overlap, the burned gas is discharged from the combustion chamber 6 into at least one of the intake passage 30 and the exhaust passage 40, and then the burned gas is discharged again. Internal EGR introduced into the combustion chamber 6 is performed. As a result, burned gas (internal EGR gas) remains in the combustion chamber 6. The amount of internal EGR gas, which is burnt gas remaining in the combustion chamber 6, changes depending on the valve overlap period, and the amount of internal EGR gas is adjusted by adjusting the valve overlap period. Note that the intake VVT 13a (exhaust VVT 14a) may be a variable mechanism of a type that changes only the closing timing (opening timing) while keeping the opening timing (closing timing) of the intake valve 11 (exhaust valve 12) fixed. A phase-type variable mechanism that simultaneously changes the opening timing and closing timing of the intake valve 11 (exhaust valve 12) may be used.

シリンダヘッド４には、燃焼室６に燃料（主にガソリン）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燃焼室６に導入された空気との混合気に点火する点火プラグ１６とが設けられている。シリンダヘッド４には、さらに、燃焼室６の圧力である筒内圧を検出する筒内圧センサＳＮ３が設けられている。 The cylinder head 4 includes an injector 15 that injects fuel (mainly gasoline) into the combustion chamber 6, and an injector 15 that ignites the mixture of the fuel injected into the combustion chamber 6 from the injector 15 and the air introduced into the combustion chamber 6. A spark plug 16 is provided. The cylinder head 4 is further provided with an in-cylinder pressure sensor SN3 that detects the in-cylinder pressure, which is the pressure in the combustion chamber 6.

インジェクタ１５は、その先端部に複数の噴孔を有した多噴孔型のインジェクタであり、当該複数の噴孔から放射状に燃料を噴射することが可能である。インジェクタ１５は、その先端部がピストン５の冠面の中心部と対向するように設けられている。なお、本実施形態では、ピストン５の冠面に、その中央部を含む領域をシリンダヘッド４とは反対側（下方）に凹陥させたキャビティが形成されている。 The injector 15 is a multi-hole injector having a plurality of injection holes at its tip, and can inject fuel radially from the plurality of injection holes. The injector 15 is provided so that its tip faces the center of the crown surface of the piston 5. In this embodiment, a cavity is formed in the crown surface of the piston 5, with a region including the center portion recessed on the opposite side (downward) from the cylinder head 4.

点火プラグ１６は、インジェクタ１５に対し吸気側に幾分ずれた位置に配置されている。 The spark plug 16 is arranged at a position slightly shifted toward the intake side with respect to the injector 15.

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（吸気、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 of the cylinder head 4 so as to communicate with the intake port 9. Air (intake air, fresh air) taken in 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、燃焼室６（気筒２）に導入される吸気（空気）に含まれる異物を除去するエアクリーナ３１と、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。スロットル弁３２は、スロットル弁３２は、吸気通路３０を開閉する開閉弁であり、スロットル弁３２の開度によって燃焼室６（気筒２）に導入される空気の量つまり空気充填量が変更される。前記のスロットル弁３２は、請求項の「空気充填量変更手段」に相当する。 The intake passage 30 includes, in order from the upstream side, an air cleaner 31 that removes foreign matter contained in the intake air (air) introduced into the combustion chamber 6 (cylinder 2), a throttle valve 32, and an overflow valve that compresses and sends out the intake air. A feeder 33, an intercooler 35 that cools intake air compressed by the supercharger 33, and a surge tank 36 are provided. The throttle valve 32 is an on-off valve that opens and closes the intake passage 30, and the amount of air introduced into the combustion chamber 6 (cylinder 2), that is, the air filling amount, is changed depending on the opening degree of the throttle valve 32. . The throttle valve 32 corresponds to the "air filling amount changing means" in the claims.

吸気通路３０の各部には、吸気の流量である吸気量を検出するエアフローセンサＳＮ４と、吸気の温度である吸気温を検出する吸気温センサＳＮ５とが設けられている。エアフローセンサＳＮ４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との間の部分に設けられ、当該部分を通過する吸気の流量を検出する。吸気温センサＳＮ５は、サージタンク３６に設けられ、当該サージタンク３６内の吸気の温度を検出する。 Each part of the intake passage 30 is provided with an air flow sensor SN4 that detects the amount of intake air that is the flow rate of intake air, and an intake temperature sensor SN5 that detects the intake air temperature that is the temperature of the intake air. The air flow sensor SN4 is provided in a portion of the intake passage 30 between the air cleaner 31 and the throttle valve 32, and detects the flow rate of intake air passing through the portion. The intake air temperature sensor SN5 is provided in the surge tank 36 and detects the temperature of the intake air in 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 that is mechanically linked to the engine main body 1 . Although the specific type of the supercharger 33 is not particularly limited, any known supercharger such as a Lysholm type, a Roots type, or a centrifugal type can be used as the supercharger 33, for example.

過給機３３とエンジン本体１との間には、締結と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、前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。 An electromagnetic clutch 34 is interposed between the supercharger 33 and the engine main body 1 and 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 the supercharger 33 performs supercharging. On the other hand, when the electromagnetic clutch 34 is released, the transmission of the driving force is cut off, and 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。バイパス弁３９は、サージタンク３６に導入される吸気の圧力つまり過給圧を調整するための弁である。例えば、バイパス弁３９の開度が大きくなるほど、バイパス通路３８を通過する吸気の流量が多くなる結果、過給圧は低くなる。 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, which will be described later. The bypass passage 38 is provided with a bypass valve 39 that can be opened and closed. The bypass valve 39 is a valve for adjusting the pressure of intake air introduced into the surge tank 36, that is, the supercharging pressure. For example, as the opening degree of the bypass valve 39 increases, the flow rate of intake air passing through the bypass passage 38 increases, and as a result, the supercharging pressure decreases.

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（排気）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 of the cylinder head 4 so as to communicate with the exhaust port 10. Burnt gas (exhaust gas) generated in the combustion chamber 6 is exhausted 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、この順で上流側から内蔵されている。なお、触媒コンバータ４１の下流側に、三元触媒やＮＯｘ触媒等の適宜の触媒を内蔵した別の触媒コンバータを追加してもよい。前記の三元触媒４１ａは、請求項の「浄化装置」に相当する。 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, and a GPF (gasoline filter) for collecting particulate matter (PM) contained in the exhaust gas.・Particulate filter) 41b are built in in this order from the upstream side. Note that another catalytic converter incorporating a suitable catalyst such as a three-way catalyst or a NOx catalyst may be added downstream of the catalytic converter 41. The three-way catalyst 41a corresponds to a "purification device" in the claims.

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よりも下流側の部分と、吸気通路３０におけるスロットル弁３２と過給機３３との間の部分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（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を流通する排気の流量を調整する。 The EGR device 50 includes an EGR passage 51 that connects 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) that is 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 of the EGR cooler 52 (closer to the intake passage 30) so as to be openable and closable, and adjusts the flow rate of exhaust gas flowing through the EGR passage 51.

ＥＧＲ通路５１には、ＥＧＲ弁５３の上流側の圧力と下流側の圧力との差を検出するための差圧センサＳＮ６が設けられている。 The EGR passage 51 is provided with a differential pressure sensor SN6 for detecting the difference between the pressure on the upstream side and the pressure on the downstream side of the EGR valve 53.

（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ＥＣＵ１００は、エンジン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ＣＰＵ１５０、メモリ１６０（ＲＯＭ、ＲＡＭ）等から構成されている。 ＥＣＵ１００には各種センサによる検出信号が入力される。例えば、ＥＣＵ１００は、前述したクランク角センサＳＮ１、エンジン水温センサＳＮ２、筒内圧センサＳＮ３、エアフローセンサＳＮ４、吸気温センサＳＮ５、差圧センサＳＮ６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、エンジン水温、筒内圧、吸気量、吸気温、ＥＧＲ弁５３の前後差圧）がＥＣＵ１００に逐次入力されるようになっている。 (2) Control System FIG. 2 is a block diagram showing the control system of the engine. The ECU 100 shown in this figure is a microprocessor for controlling the engine in an integrated manner, and is composed of a well-known CPU 150, a memory 160 (ROM, RAM), and the like. Detection signals from various sensors are input to the ECU 100. For example, the ECU 100 is electrically connected to the aforementioned crank angle sensor SN1, engine water temperature sensor SN2, cylinder pressure sensor SN3, air flow sensor SN4, intake temperature sensor SN5, and differential pressure sensor SN6, and the information detected by these sensors is The information (that is, crank angle, engine speed, engine water temperature, in-cylinder pressure, intake air amount, intake temperature, differential pressure across the EGR valve 53) is sequentially input to the ECU 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を検出するアクセルセンサＳＮ８が設けられており、このアクセルセンサＳＮ８による検出信号もＥＣＵ１００に入力される。 The vehicle is also provided with an accelerator sensor SN8 that detects the opening degree of an accelerator pedal operated by a driver driving the vehicle, and a detection signal from this accelerator sensor SN8 is also input to the ECU 100.

ＥＣＵ１００は、前記各センサからの入力信号に基づいて種々の判定や演算等を実行しつつエンジンの各部を制御する。すなわち、ＥＣＵ１００は、吸気ＶＶＴ１３ａ、排気ＶＶＴ１４ａ、インジェクタ１５、点火プラグ１６、スワール弁１８、スロットル弁３２、電磁クラッチ３４、バイパス弁３９、およびＥＧＲ弁５３等と電気的に接続されており、前記演算の結果等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 ECU 100 controls each part of the engine while executing various determinations, calculations, etc. based on input signals from each of the sensors. That is, the ECU 100 is electrically connected to the intake VVT 13a, the exhaust VVT 14a, the injector 15, the spark plug 16, the swirl valve 18, the throttle valve 32, the electromagnetic clutch 34, the bypass valve 39, the EGR valve 53, etc. Control signals are output to each of these devices based on the results.

このＥＣＵ１００は、請求項の「制御手段」に相当する。ＥＣＵ１００は、機能的に、異常燃焼判定部１１０と、ＥＧＲ率目実差判定部１２０とを備え、この異常燃焼判定部１１０は請求項の「第１判定手段」に相当し、ＥＧＲ率目実差判定部１２０は請求項の「第２判定手段」に相当する。 This ECU 100 corresponds to "control means" in the claims. The ECU 100 functionally includes an abnormal combustion determination section 110 and an EGR rate target actual difference determination section 120. The difference determining unit 120 corresponds to "second determining means" in the claims.

（３）基本制御
図３は、エンジン回転数とエンジン負荷とに応じた運転モードの相違を説明するためのマップ図である。本図に示すように、エンジンの運転領域は、３つの運転領域、第１運転領域Ａと第２運転領域Ｂと第３運転領域Ｃとに大別される。 (3) Basic Control FIG. 3 is a map diagram for explaining differences in operating modes depending on engine speed and engine load. As shown in this figure, the operating range of the engine is roughly divided into three operating ranges: a first operating range A, a second operating range B, and a third operating range C.

第３運転領域Ｃは、エンジン回転数が所定のＳＩ実施回転数Ｎ１以上の領域である。第１運転領域Ａは、エンジン回転数がＳＩ実施回転数Ｎ１未満の領域のうちエンジン負荷が所定の切替負荷Ｔ１未満の領域である。第２運転領域Ｂは、第１運転領域Ａと第２運転領域Ｂ以外の残余の領域であり、エンジン回転数がＳＩ実施回転数Ｎ１未満の領域のうちエンジン負荷が所定の切替負荷Ｔ１以上の領域である。 The third operating region C is a region where the engine speed is equal to or higher than the predetermined SI implementation speed N1. The first operating region A is a region in which the engine load is less than the predetermined switching load T1 among the regions in which the engine rotation speed is less than the SI implementation rotation speed N1. The second operating region B is the remaining region other than the first operating region A and the second operating region B, and is a region where the engine speed is less than the SI implementation speed N1, and the engine load is equal to or higher than the predetermined switching load T1. It is an area.

第１運転領域Ａおよび第２運転領域Ｂでは、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とをミックスした圧縮着火燃焼（以下、これをＳＰＣＣＩ燃焼という）が実行される。なお、ＳＰＣＣＩ燃焼における「ＳＰＣＣＩ」とは、「Ｓｐａｒｋ Ｃｏｎｔｒｏｌｌｅｄ Ｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎ Ｉｇｎｉｔｉｏｎ」の略である。 In the first operating region A and the second operating region B, compression ignition combustion (hereinafter referred to as SPCCI combustion), which is a mixture of SI combustion and CI combustion, is performed. Note that "SPCCI" in SPCCI combustion is an abbreviation for "Spark Controlled Compression Ignition."

ＳＩ燃焼とは、点火プラグ１６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形態のことである。ＣＩ燃焼とは、ピストン５の圧縮により高温・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形態のことである。そして、これらＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とをミックスした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内の残り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。 SI combustion is a form in which the air-fuel mixture is ignited by the spark plug 16, and the air-fuel mixture is forcibly combusted by flame propagation that spreads the combustion area from the ignition point to the surrounding area. CI combustion is a mode in which the air-fuel mixture is combusted by self-ignition in an environment where the temperature and pressure are increased due to the compression of the piston 5. SPCCI combustion, which is a mix of these SI combustion and CI combustion, involves SI combustion of a part of the air-fuel mixture in the combustion chamber 6 by spark ignition performed in an environment on the verge of self-ignition of the air-fuel mixture. This is a combustion form in which, after combustion, the remaining air-fuel mixture in the combustion chamber 6 is subjected to CI combustion by self-ignition (by further increasing the temperature and pressure associated with SI combustion).

図４は、ＳＰＣＣＩ燃焼が起きたときのクランク角に対する熱発生率（Ｊ／ｄｅｇ）の変化と熱発生量の変化とを示したグラフである。ＳＰＣＣＩ燃焼では、ＳＩ燃焼時の熱発生がＣＩ燃焼時の熱発生よりも穏やかになる。例えば、ＳＰＣＣＩ燃焼が行われたときの熱発生率の波形は、図４に示すように、立ち上がりの傾きが相対的に小さくなる。また、燃焼室６における圧力変動（つまりｄＰ／ｄθ：Ｐは筒内圧 θはクランク角度）も、ＳＩ燃焼時はＣＩ燃焼時よりも穏やかになる。言い換えると、ＳＰＣＣＩ燃焼時の熱発生率の波形は、ＳＩ燃焼によって形成された相対的に立ち上がりの傾きが小さい第１熱発生率部（Ｍ１で示した部分）と、ＣＩ燃焼によって形成された相対的に立ち上がりの傾きが大きい第２熱発生部（Ｍ２で示した部分）とが、この順に連続するように形成される。 FIG. 4 is a graph showing changes in heat release rate (J/deg) and changes in heat release amount with respect to crank angle when SPCCI combustion occurs. In SPCCI combustion, heat generation during SI combustion is gentler than heat generation during CI combustion. For example, the waveform of the heat release rate when SPCCI combustion is performed has a relatively small rising slope, as shown in FIG. Further, the pressure fluctuation in the combustion chamber 6 (that is, dP/dθ: P is the cylinder pressure and θ is the crank angle) is also gentler during SI combustion than during CI combustion. In other words, the waveform of the heat release rate during SPCCI combustion has a first heat release rate part (the part indicated by M1) formed by SI combustion with a relatively small rising slope, and a waveform of the heat release rate formed by CI combustion. The second heat generating portion (the portion indicated by M2) having a large rising slope is formed successively in this order.

ＳＩ燃焼によって、燃焼室６内の温度および圧力が高まると、これに伴い未燃混合気が自着火し、ＣＩ燃焼が開始される。図４に例示するように、この自着火のタイミング（つまりＣＩ燃焼が開始するタイミング）で、熱発生率の波形の傾きが小から大へと変化する。すなわち、ＳＰＣＣＩ燃焼における熱発生率の波形は、ＣＩ燃焼が開始するタイミングで現れる変曲点（図４のＸ）を有している。 When the temperature and pressure within the combustion chamber 6 increase due to SI combustion, the unburnt air-fuel mixture self-ignites, and CI combustion is started. As illustrated in FIG. 4, the slope of the waveform of the heat release rate changes from small to large at the timing of self-ignition (that is, the timing at which CI combustion starts). That is, the waveform of the heat release rate in SPCCI combustion has an inflection point (X in FIG. 4) that appears 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。ただし、ＣＩ燃焼は、圧縮上死点の後に行われるため、熱発生率の波形の傾きが過大になることはない。すなわち、圧縮上死点を過ぎるとピストン５の下降によりモータリング圧力が低下するので、このことが熱発生率の上昇を抑制する結果、ＣＩ燃焼時のｄＰ／ｄθが過大になることが回避される。このように、ＳＰＣＣＩ燃焼では、ＳＩ燃焼の後にＣＩ燃焼が行われるという性質上、燃焼騒音の指標となるｄＰ／ｄθが過大になり難く、単純なＣＩ燃焼（全ての燃料をＣＩ燃焼させた場合）に比べて燃焼騒音を抑制することができる。 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 becomes relatively large. However, since CI combustion is performed after compression top dead center, the slope of the waveform of the heat release rate does not become excessive. In other words, since the motoring pressure decreases due to the downward movement of the piston 5 after the compression top dead center, this suppresses the increase in the rate of heat release, thereby preventing dP/dθ from becoming excessive during CI combustion. Ru. In this way, in SPCCI combustion, due to the nature that CI combustion is performed after SI combustion, dP/dθ, which is an index of combustion noise, is unlikely to become excessive, and simple CI combustion (when all fuel is combusted with CI) ) can suppress combustion noise.

ＣＩ燃焼の終了に伴いＳＰＣＣＩ燃焼も終了する。ＣＩ燃焼はＳＩ燃焼に比べて燃焼速度が速いので、単純なＳＩ燃焼（全ての燃料をＳＩ燃焼させた場合）に比べて燃焼終了時期を早めることができる。言い換えると、ＳＰＣＣＩ燃焼では、燃焼終了時期を膨張行程内において圧縮上死点に近づけることができる。これにより、ＳＰＣＣＩ燃焼では、単純なＳＩ燃焼に比べて燃費性能を向上させることができる。 As CI combustion ends, SPCCI combustion also ends. Since the combustion speed of CI combustion is faster than that of SI combustion, the combustion end timing can be earlier than that of simple SI combustion (when all fuel is SI-combusted). In other words, in SPCCI combustion, the combustion end timing can be brought closer to compression top dead center within the expansion stroke. As a result, SPCCI combustion can improve fuel efficiency compared to simple SI combustion.

（ａ）第１運転領域Ａ
第１運転領域Ａでは、燃費性能を高めるために、燃焼室６内の空燃比（Ａ／Ｆ）が理論空燃比よりも高く（リーンに）されつつＳＰＣＣＩ燃焼が実施される。第１運転領域Ａでは、燃焼室６内で生成されるＮＯｘであるｒａｗＮＯｘの量が十分に小さくなる程度にまで燃焼室６内の空燃比が高くされる。例えば、第１運転領域Ａにおいて燃焼室６内の空燃比は３０程度とされる。 (a) First operating area A
In the first operating region A, SPCCI combustion is performed while the air-fuel ratio (A/F) in the combustion chamber 6 is made higher (leaner) than the stoichiometric air-fuel ratio in order to improve fuel efficiency. In the first operating region A, the air-fuel ratio within the combustion chamber 6 is increased to such an extent that the amount of raw NOx, which is NOx generated within the combustion chamber 6, is sufficiently small. For example, in the first operating region A, the air-fuel ratio in the combustion chamber 6 is about 30.

第１運転領域Ａでは、前記の燃焼が実現されるようにエンジンの各部が次のように駆動される。 In the first operating region A, each part of the engine is driven as follows so that the above-mentioned combustion is achieved.

第１運転領域Ａでは、インジェクタ１５は、燃焼室６内の空燃比（Ａ／Ｆ）が前記のように理論空燃比よりも高くなるような量の燃料を燃焼室６に噴射する。本実施形態では、１燃焼サイクル中に燃焼室６に供給すべき燃料のほぼ全量が吸気行程中に燃焼室６に噴射されるように、インジェクタ１５が駆動される。例えば、第１運転領域Ａでは、吸気行程中に大半の燃料が噴射され、圧縮行程中に２回に分けて残りの燃料が噴射される。 In the first operating region A, the injector 15 injects fuel into the combustion chamber 6 in such an amount that the air-fuel ratio (A/F) in the combustion chamber 6 becomes higher than the stoichiometric air-fuel ratio as described above. In this embodiment, the injector 15 is driven so that almost the entire amount of fuel to be supplied to the combustion chamber 6 during one combustion cycle is injected into the combustion chamber 6 during the intake stroke. For example, in the first operating region A, most of the fuel is injected during the intake stroke, and the remaining fuel is injected twice during the compression stroke.

第１運転領域Ａでは、点火プラグ１６は、圧縮上死点付近で混合気に点火する。この点火をきっかけにＳＰＣＣＩ燃焼が開始され、燃焼室６内の一部の混合気が火炎伝播により燃焼（ＳＩ燃焼）し、その後に残りの混合気が自着火により燃焼（ＣＩ燃焼）する。なお、混合気を活性化させるために、圧縮上死点付近で実施する点火よりも前に追加で点火を行ってもよい。 In the first operating region A, the spark plug 16 ignites the air-fuel mixture near compression top dead center. SPCCI combustion is started in response to this ignition, and part of the air-fuel mixture in the combustion chamber 6 is combusted by flame propagation (SI combustion), and then the remaining air-fuel mixture is combusted by self-ignition (CI combustion). Note that, in order to activate the air-fuel mixture, additional ignition may be performed before the ignition performed near compression top dead center.

第１運転領域Ａでは、スロットル弁３２の開度は全開または全開に近い開度とされる。 In the first operating region A, the opening degree of the throttle valve 32 is fully open or close to fully open.

第１運転領域Ａでは、ＥＧＲ弁５３は全閉とされて、燃焼室６に導入される外部ＥＧＲガスの量がゼロとされる。 In the first operating region A, the EGR valve 53 is fully closed, and the amount of external EGR gas introduced into the combustion chamber 6 is zero.

内部ＥＧＲが実行されて燃焼室６に高温の既燃ガスが残留すれば、混合気の温度が高められることで混合気を適切にＣＩ燃焼させることができる。これより、第１運転領域Ａでは、吸気ＶＶＴ１３ａおよび排気ＶＶＴ１４ａは、吸気弁１１と排気弁１２をこれらがバルブオーバーラップするように駆動する。本実施形態では、吸気弁１１と排気弁１２とが、排気上死点を跨いで所定期間開弁するように駆動される。 If internal EGR is executed and high-temperature burnt gas remains in the combustion chamber 6, the temperature of the air-fuel mixture is increased, so that the air-fuel mixture can be appropriately CI-combusted. Thus, in the first operating region A, the intake VVT 13a and the exhaust VVT 14a drive the intake valve 11 and the exhaust valve 12 so that the valves overlap. In this embodiment, the intake valve 11 and the exhaust valve 12 are driven to open for a predetermined period of time across exhaust top dead center.

第１運転領域Ａでは、スワール弁１８は全閉もしくは全閉に近い低開度まで閉じられる。 In the first operating region A, the swirl valve 18 is closed to a fully closed position or to a low opening degree close to fully closed.

第１運転領域Ａでは、過給機３３の駆動は停止される。すなわち、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。 In the first operating region A, the driving of the supercharger 33 is stopped. That is, the electromagnetic clutch 34 is released, the connection between the supercharger 33 and the engine main body 1 is released, and the bypass valve 39 is fully opened, so that supercharging by the supercharger 33 is stopped.

（ｂ）第２運転領域
エンジン負荷が高い領域では、燃焼室６内に供給される燃料の量が多いことで混合気の空燃比を高く（リーンにする）のが困難になる。これより、第１運転領域Ａよりもエンジン負荷が高い第２運転領域Ｂでは、燃焼室６内の空燃比を理論空燃比以下としつつ混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させる。本実施形態では、第２運転領域Ｂにおいて、混合気の空燃比はほぼ理論空燃比とされる。 (b) Second operating region In a region where the engine load is high, the amount of fuel supplied into the combustion chamber 6 is large, making it difficult to increase the air-fuel ratio of the air-fuel mixture (make it lean). Therefore, in the second operating region B where the engine load is higher than the first operating region A, the air-fuel mixture is subjected to SPCCI combustion while keeping the air-fuel ratio in the combustion chamber 6 below the stoichiometric air-fuel ratio. In the present embodiment, in the second operating region B, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is approximately the stoichiometric air-fuel ratio.

第２運転領域Ｂでは、スロットル弁３２の開度は、後述する異常燃焼回避制御の実施時を除き、基本的に、エンジン負荷に対応した空気量が燃焼室６に導入されるように設定される。 In the second operating region B, the opening degree of the throttle valve 32 is basically set so that an amount of air corresponding to the engine load is introduced into the combustion chamber 6, except when performing abnormal combustion avoidance control, which will be described later. Ru.

第２運転領域Ｂでは、インジェクタ１５は、前記のように空燃比が理論空燃比となるような量の燃料を燃焼室６に噴射する。本実施形態では、後述する異常燃焼回避制御の実施時を除き、基本的に、第１運転領域Ａと同様に、インジェクタ１５は、１燃焼サイクル中に燃焼室６内に噴射すべき燃料の大半を吸気行程中に噴射し、残りの燃料を吸気行程の後半から圧縮行程の前半にかけて噴射する。例えば、第２運転領域Ｂでは、図５に示すように、圧縮行程の中央付近（圧縮上死点前３００°ＣＡ等）で１回目の燃料噴射（Ｑ１）が開始され、吸気下死点ＢＤＣ（圧縮上死点前１８０°ＣＡ）で２回目の燃料噴射（Ｑ２）が開始される。２回目の燃料噴射の噴射量（２回目にインジェクタ１５から噴射される燃料の質量）は、１回目の燃料噴射の噴射量（１回目にインジェクタ１５から噴射される燃料の質量）よりも少ない。例えば、１燃焼サイクル中に燃焼室６に噴射される燃料の総量に対する２回目の燃料噴射の噴射量の割合は、１０％程度とされる。以下では、前記のようにインジェクタ１５が２回に分けて燃料を噴射する場合において、１回目の燃料噴射を前段噴射といい、２回目の燃料噴射を後段噴射という。また、前段噴射は請求項の「第１の燃料噴射」に相当し、後段噴射は請求項の「第２の燃料噴射」に相当する。 In the second operating region B, the injector 15 injects fuel into the combustion chamber 6 in such an amount that the air-fuel ratio becomes the stoichiometric air-fuel ratio, as described above. In this embodiment, the injector 15 basically injects most of the fuel to be injected into the combustion chamber 6 during one combustion cycle, as in the first operating region A, except when performing abnormal combustion avoidance control to be described later. is injected during the intake stroke, and the remaining fuel is injected from the latter half of the intake stroke to the first half of the compression stroke. For example, in the second operating region B, as shown in FIG. The second fuel injection (Q2) is started at (180° CA before compression top dead center). The injection amount of the second fuel injection (the mass of the fuel injected from the injector 15 the second time) is smaller than the injection amount of the first fuel injection (the mass of the fuel injected from the injector 15 the first time). For example, the ratio of the injection amount of the second fuel injection to the total amount of fuel injected into the combustion chamber 6 during one combustion cycle is about 10%. In the following, when the injector 15 injects fuel in two steps as described above, the first fuel injection will be referred to as a pre-stage injection, and the second fuel injection will be referred to as a post-stage injection. Further, the pre-stage injection corresponds to the "first fuel injection" in the claims, and the post-stage injection corresponds to the "second fuel injection" in the claims.

第２運転領域Ｂでも、点火プラグ１６は、圧縮上死点付近で混合気に点火する。第２運転領域Ｂにおいても、この点火をきっかけにＳＰＣＣＩ燃焼が開始され、燃焼室６内の一部の混合気が火炎伝播により燃焼（ＳＩ燃焼）し、その後に残りの混合気が自着火により燃焼（ＣＩ燃焼）する。 Also in the second operating region B, the spark plug 16 ignites the air-fuel mixture near compression top dead center. In the second operating region B, SPCCI combustion is also started with this ignition, and part of the air-fuel mixture in the combustion chamber 6 is combusted by flame propagation (SI combustion), and then the remaining air-fuel mixture is caused by self-ignition. Burn (CI combustion).

第２運転領域Ｂでは、燃焼室６で生成されるＮＯｘを低減するべく、ＥＧＲ弁５３が開かれて外部ＥＧＲガスが燃焼室６に導入される。ただし、エンジン負荷が高いときは多量の空気を燃焼室６に導入せねばならないため、外部ＥＧＲガスの燃焼室６への導入量を低減する必要がある。これより、第２運転領域Ｂでは、燃焼室６に導入される外部ＥＧＲガスの量が高負荷側ほど少なくなるようにＥＧＲ弁５３の開度が制御され、エンジン負荷が最大となる領域ではＥＧＲ弁５３は全閉にされる。 In the second operating region B, the EGR valve 53 is opened and external EGR gas is introduced into the combustion chamber 6 in order to reduce NOx generated in the combustion chamber 6. However, when the engine load is high, a large amount of air must be introduced into the combustion chamber 6, so it is necessary to reduce the amount of external EGR gas introduced into the combustion chamber 6. Therefore, in the second operating region B, the opening degree of the EGR valve 53 is controlled so that the amount of external EGR gas introduced into the combustion chamber 6 decreases as the load increases, and in the region where the engine load is maximum, the EGR Valve 53 is fully closed.

第２運転領域Ｂでも、吸気ＶＶＴ１３ａおよび排気ＶＶＴ１４ａは、吸気弁１１と排気弁１２を、これら吸気弁１１と排気弁１２とがバルブオーバーラップするように駆動する。 Also in the second operating region B, the intake VVT 13a and the exhaust VVT 14a drive the intake valve 11 and the exhaust valve 12 such that the intake valve 11 and the exhaust valve 12 overlap.

第２運転領域Ｂでは、スワール弁１８は、全閉／全開を除いた適宜の中間開度まで開かれ、その開度は、エンジン負荷が高いほど大きくされる。 In the second operating region B, the swirl valve 18 is opened to an appropriate intermediate opening degree other than fully closed/fully open, and the opening degree is increased as the engine load becomes higher.

過給機３３は、第２運転領域Ｂのうちエンジン回転数およびエンジン負荷がともに低い側では、停止される。一方、第２運転領域Ｂのその他の領域では、過給機３３は稼働される。すなわち、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。このとき、サージタンク３６内の圧力（過給圧）が、運転条件（回転数／負荷）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 stopped in the second operating region B where both the engine speed and the engine load are low. On the other hand, in other areas of the second operating area B, the supercharger 33 is operated. That is, the electromagnetic clutch 34 is engaged, and the supercharger 33 and the engine main body 1 are connected. At this time, the opening degree of the bypass valve 39 is controlled so that the pressure in the surge tank 36 (supercharging pressure) matches a target pressure predetermined for each operating condition (rotation speed/load).

（ｃ）第３運転領域
第３運転領域Ｃでは、比較的オーソドックスなＳＩ燃焼が実行される。このＳＩ燃焼の実現のために、第３運転領域Ｃでは、インジェクタ１５は、少なくとも吸気行程と重複する所定の期間にわたって燃料を噴射する。点火プラグ１６は、圧縮上死点付近で混合気に点火する。第３運転領域Ｃでは、この点火をきっかけに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。 (c) Third operating region In the third operating region C, relatively orthodox SI combustion is performed. In order to achieve this SI combustion, in the third operating region C, the injector 15 injects fuel over a predetermined period that overlaps at least the intake stroke. The spark plug 16 ignites the air-fuel mixture near compression top dead center. In the third operating region C, SI combustion is started in response to this ignition, and all of the air-fuel mixture in the combustion chamber 6 is combusted by flame propagation.

第３運転領域Ｃでは、過給機３３は稼働される。スロットル弁３２は全開とされる。ＥＧＲ弁５３は、燃焼室６内の空燃比が理論空燃比以下となるようにその開度が制御される。例えば、第３運転領域Ｃでは、燃焼室６内の空燃比が理論空燃比もしくはこれよりやや小さくなるようにＥＧＲ弁５３の開度が制御される。第３運転領域Ｃでは、スワール弁１８は全開とされる。 In the third operating region C, the supercharger 33 is operated. The throttle valve 32 is fully opened. The opening degree of the EGR valve 53 is controlled so that the air-fuel ratio within the combustion chamber 6 is equal to or lower than the stoichiometric air-fuel ratio. For example, in the third operating region C, the opening degree of the EGR valve 53 is controlled so that the air-fuel ratio in the combustion chamber 6 is at or slightly lower than the stoichiometric air-fuel ratio. In the third operating region C, the swirl valve 18 is fully opened.

（４）異常燃焼対策
第２運転領域Ｂでは、ＳＰＣＣＩ燃焼が実施され、且つ、エンジン負荷が高いために、燃焼室６内の温度等が所望のレベルからずれたときに、筒内圧が所定の範囲を超えて急上昇するおそれがある。筒内圧が急上昇すると燃焼騒音が増大してしまう。そこで、本実施形態では、第２運転領域Ｂにおいて、燃焼騒音が所望のレベルを超えるような燃焼が生じたか否かを判定する。そして、このような燃焼が生じた場合には、これが連続して生じるのを回避するための制御を実施する。 (4) Countermeasures against abnormal combustion In the second operating region B, SPCCI combustion is carried out and the engine load is high, so when the temperature in the combustion chamber 6 deviates from the desired level, the in-cylinder pressure is reduced to a predetermined level. There is a risk that the value will rise rapidly beyond the range. If the cylinder pressure rises rapidly, combustion noise will increase. Therefore, in the present embodiment, it is determined whether combustion occurs in the second operating region B such that combustion noise exceeds a desired level. If such combustion occurs, control is performed to prevent it from occurring continuously.

（４－１）異常燃焼判定
筒内圧の大小は筒内圧センサＳＮ３により検出することができる。しかしながら、本願発明者らは、単に筒内圧センサＳＮ３で検出された値の最大値が所定値よりも高い場合に異常燃焼が生じたと判定する構成では、混合気の燃焼時に気筒内で生じる空洞共鳴に起因して判定精度が十分に確保されないことを突き止めた。 (4-1) Abnormal combustion determination The magnitude of the cylinder pressure can be detected by the cylinder pressure sensor SN3. However, the inventors of the present application have found that in a configuration in which it is determined that abnormal combustion has occurred simply when the maximum value detected by the cylinder pressure sensor SN3 is higher than a predetermined value, the cavity resonance that occurs in the cylinder when the air-fuel mixture is combusted It was found that sufficient judgment accuracy was not ensured due to the following.

図６（ａ）は、エンジンの運転条件が互いに異なる第１条件と第２条件とにおいてエンジン本体１を稼働させたときに、エンジン本体１の周囲でマイクによって集音した音を周波数分析した結果である。図６（ｂ）は、図６（ａ）と同じときに筒内圧センサで検出された筒内圧を周波数分析した結果である。図６（ａ）、図６（ｂ）において、横軸は周波数、縦軸はスペクトルであり、実線は第１条件での結果、破線は第２条件での結果である。 FIG. 6(a) shows the result of frequency analysis of the sound collected by the microphone around the engine body 1 when the engine body 1 is operated under the first and second conditions in which the engine operating conditions are different from each other. It is. FIG. 6(b) is the result of frequency analysis of the cylinder pressure detected by the cylinder pressure sensor at the same time as FIG. 6(a). In FIGS. 6(a) and 6(b), the horizontal axis is the frequency, the vertical axis is the spectrum, the solid line is the result under the first condition, and the broken line is the result under the second condition.

図６（ａ）に示すように、第１条件での音のスペクトルは第２条件での音のスペクトルよりも大きく、第１条件の方が騒音は大きい。これに対して、図６（ｂ）に示すように、周波数が４ｋＨｚよりも低い領域では第１条件の方が第２条件よりも明確に筒内圧のスペクトルが大きくなるものの、周波数が４ｋＨｚ以上の領域では、一部の周波数を除き第１条件と第２条件とで筒内圧のスペクトルに差が見られなくなる。このように、低周波数成分の筒内圧のスペクトルつまり筒内圧の強度・大きさと騒音との相関は高いが、高周波数成分の筒内圧のスペクトルつまり筒内圧の強度・大きさと騒音との相関は小さい。 As shown in FIG. 6(a), the sound spectrum under the first condition is larger than the sound spectrum under the second condition, and the noise is louder under the first condition. On the other hand, as shown in Fig. 6(b), the spectrum of cylinder pressure is clearly larger under the first condition than under the second condition when the frequency is lower than 4kHz, but when the frequency is higher than 4kHz, In this region, there is no difference in the spectrum of the cylinder pressure between the first condition and the second condition except for some frequencies. In this way, there is a high correlation between the low-frequency component of the in-cylinder pressure spectrum, that is, the intensity and magnitude of the in-cylinder pressure, and noise, but a small correlation between the high-frequency component of the in-cylinder pressure spectrum, that is, the intensity and magnitude of the in-cylinder pressure, and noise. .

筒内圧の波形のうち高周波の成分は、燃焼室６内での空洞共鳴によって生成される波である。そのため、高周波数成分の筒内圧の圧力波については、燃焼室６内に節となる領域と腹となる領域が形成されることになる。 The high frequency component of the waveform of the cylinder pressure is a wave generated by cavity resonance within the combustion chamber 6 . Therefore, regarding the pressure wave of the high frequency component of the cylinder pressure, a nodal region and an antinode region are formed in the combustion chamber 6.

図７（ａ）、（ｂ）は、燃焼室６の概略断面図であって、空洞共鳴によって生成された７ｋＨｚの筒内圧のスペクトルの分布を模式的に示した図である。図７（ａ）と図７（ｂ）とには、燃焼中の所定のタイミングであって互いに異なるタイミングでの分布が示されている。図７（ａ）、（ｂ）の例では、これら図の左右中央の部分Ｇ１が７ｋＨｚの圧力波の節となり、燃焼室６のうち図７（ａ）、（ｂ）の右端部Ｇ３および左端部Ｇ２がそれぞれ７ｋＨｚの圧力波の腹となる。これより、図７（ａ）に示すように所定のタイミングでは、燃焼室６の左端部Ｇ２のスペクトルは最大になり、右端部Ｇ３のスペクトルは最小になるが、図７（ｂ）に示すようにこの所定のタイミングからずれたタイミングでは、燃焼室６の左端部Ｇ２のスペクトルが最小になり、燃焼室６の右端部Ｇ３のスペクトルが最大になる。このように、燃焼室６の位置によって、得られる高周波数成分の筒内圧のスペクトルは大きく変化し、高周波数成分の筒内圧のスペクトルは、これを算出するのに用いた筒内圧を検出した位置であって筒内圧センサの設置位置によって大きく変化することになる。しかも、同じ周波数成分であっても、エンジンの回転数等によって圧力波の節および腹となる位置は変化する。 FIGS. 7A and 7B are schematic cross-sectional views of the combustion chamber 6, and are diagrams schematically showing the distribution of the spectrum of the 7 kHz in-cylinder pressure generated by cavity resonance. FIGS. 7(a) and 7(b) show distributions at predetermined timings during combustion, which are different from each other. In the examples shown in FIGS. 7(a) and (b), the left and right central portion G1 of these figures becomes a node of the 7kHz pressure wave, and the right end G3 and left end of the combustion chamber 6 in FIGS. 7(a) and (b) The portion G2 becomes the antinode of each 7 kHz pressure wave. From this, as shown in FIG. 7(a), at a predetermined timing, the spectrum at the left end G2 of the combustion chamber 6 becomes the maximum, and the spectrum at the right end G3 becomes the minimum, but as shown in FIG. 7(b), At a timing shifted from this predetermined timing, the spectrum at the left end G2 of the combustion chamber 6 becomes the minimum, and the spectrum at the right end G3 of the combustion chamber 6 becomes the maximum. In this way, the spectrum of high-frequency component in-cylinder pressure obtained varies greatly depending on the position of the combustion chamber 6, and the spectrum of high-frequency component in-cylinder pressure varies depending on the position where the in-cylinder pressure used to calculate it is detected. This varies greatly depending on the installation position of the cylinder pressure sensor. Moreover, even if the frequency components are the same, the positions of the nodes and antinodes of the pressure waves change depending on the engine rotation speed and the like.

このようにして、前記のように、高周波数成分の筒内圧のスペクトルつまり筒内圧の強度・大きさと騒音との相関が確保されないという現象が起こり、騒音が過大になるような異常燃焼が生じたか否かを単に筒内圧の最大値で判定する構成では、判定精度が低くなる。 In this way, as mentioned above, a phenomenon occurs in which the correlation between the high frequency component of the in-cylinder pressure spectrum, that is, the intensity/magnitude of the in-cylinder pressure and noise, occurs, resulting in abnormal combustion with excessive noise. In a configuration where it is determined simply based on the maximum value of the cylinder pressure, the determination accuracy becomes low.

これに対して、低周波数成分の筒内圧の圧力波は空洞共鳴の影響をほとんど受けないので、筒内圧センサの設置位置によらず筒内圧の平均的な大きさを検出できる。これより、前記のように低周波数成分の筒内圧のスペクトルと騒音との相関は高くなる。 On the other hand, the pressure waves of the cylinder pressure of low frequency components are hardly affected by cavity resonance, so the average magnitude of the cylinder pressure can be detected regardless of the installation position of the cylinder pressure sensor. As a result, as described above, the correlation between the spectrum of the in-cylinder pressure of low frequency components and the noise becomes high.

前記の知見に基づき、本実施形態では、筒内圧センサＳＮ３で検出された筒内圧のうち低周波数成分のみを用いて異常燃焼が生じたか否かを判定する。 Based on the above knowledge, in this embodiment, only the low frequency component of the cylinder pressure detected by the cylinder pressure sensor SN3 is used to determine whether abnormal combustion has occurred.

異常燃焼が生じたか否かの判定は異常燃焼判定部１１０にて実施される。図８は、異常燃焼判定部１１０で実施される異常燃焼判定の流れを示したブロック図である。異常燃焼判定部１１０は、機能的に、バンドパスフィルタ部１１１と、スペクトル算出部１１２と、減衰フィルタ部１１３と、最大筒内圧強度算出部１１４と、比較判定部１１５と、燃焼重心時期算出部１１６と、指標期間算出部１１７とを備える。 The abnormal combustion determination unit 110 determines whether or not abnormal combustion has occurred. FIG. 8 is a block diagram showing the flow of abnormal combustion determination performed by the abnormal combustion determination section 110. The abnormal combustion determination section 110 functionally includes a bandpass filter section 111, a spectrum calculation section 112, an attenuation filter section 113, a maximum in-cylinder pressure intensity calculation section 114, a comparison determination section 115, and a combustion center of gravity timing calculation section. 116, and an index period calculation unit 117.

バンドパスフィルタ部１１１は、筒内圧センサＳＮ３で検出された筒内圧のうち低周波数成分のみを抽出する。本実施形態では、筒内圧センサＳＮ３で検出された筒内圧のうち第１周波数以下且つ第２周波数以上の周波数成分のみを抽出する。第１周波数は、空洞共鳴の影響を受けない筒内圧の周波数の最大値付近に設定されている。第２周波数は、燃焼に起因しない筒内圧つまりピストンの往復動に伴って生じる筒内圧の波形の周波数の最大値付近の値に設定されている。例えば、第１周波数は４ｋＨｚに設定され、第２周波数は１ｋＨｚに設定される。なお、４ｋＨｚよりも高い周波数の音は比較的人の耳に感知されにくい。そのため、第１周波数を４ｋＨｚに設定した場合には、人が感知する騒音と筒内圧のレベルとの相関を確保できる。 Bandpass filter section 111 extracts only low frequency components of the cylinder pressure detected by cylinder pressure sensor SN3. In this embodiment, only frequency components below the first frequency and above the second frequency are extracted from the in-cylinder pressure detected by the in-cylinder pressure sensor SN3. The first frequency is set near the maximum frequency of the cylinder pressure that is not affected by cavity resonance. The second frequency is set to a value near the maximum value of the frequency of the waveform of the cylinder pressure that is not caused by combustion, that is, the cylinder pressure that occurs with the reciprocating movement of the piston. For example, the first frequency is set to 4kHz and the second frequency is set to 1kHz. Note that sounds with frequencies higher than 4 kHz are relatively difficult to be detected by human ears. Therefore, when the first frequency is set to 4 kHz, a correlation between the noise perceived by humans and the level of the cylinder pressure can be ensured.

スペクトル算出部１１２は、バンドパスフィルタ部１１１で抽出された筒内圧の低周波数成分をフーリエ解析して各周波数（第２周波数から第１周波数までの範囲で）のスペクトルを算出する。なお、スペクトル算出部１１２でフーリエ解析する前に、バンドパスフィルタ部１１１で抽出された筒内圧の低周波数成分から点火プラグ１６の駆動に伴って生じた圧力変化つまり点火ノイズを除去する処理を行うようにしてもよい。 The spectrum calculation unit 112 performs Fourier analysis on the low frequency component of the in-cylinder pressure extracted by the bandpass filter unit 111 to calculate a spectrum at each frequency (in the range from the second frequency to the first frequency). Note that before the spectrum calculation unit 112 performs the Fourier analysis, a process is performed to remove pressure changes caused by driving the spark plug 16, that is, ignition noise, from the low frequency components of the cylinder pressure extracted by the bandpass filter unit 111. You can do it like this.

減衰フィルタ部１１３は、スペクトル算出部１１２で算出されたスペクトルに減衰フィルタをかける。つまり、燃焼室６内で生じた圧力波の一部はシリンダブロック３等で減衰され、エンジン本体１の外部に騒音として伝えられる音のレベルは低減する。減衰フィルタ部１１３は、スペクトル算出部１１２で算出されたスペクトルに対して、このような減衰を模擬した減衰フィルタをかける。本実施形態では、減衰フィルタ部１１３は、スペクトル算出部１１２で算出された各周波数のスペクトルから、図９のように各周波数についてそれぞれ設定された減衰量を差し引く。具体的には、図９の減衰フィルタは、第１周波数に向かって周波数が高くなるほど減衰量が小さくなるように設定されており、スペクトル算出部１１２で算出された各周波数のスペクトルは、周波数が高いほど小さい値が差し引かれることになる。 The attenuation filter section 113 applies an attenuation filter to the spectrum calculated by the spectrum calculation section 112. That is, a portion of the pressure waves generated within the combustion chamber 6 are attenuated by the cylinder block 3 and the like, and the level of sound transmitted as noise to the outside of the engine body 1 is reduced. The attenuation filter section 113 applies an attenuation filter that simulates such attenuation to the spectrum calculated by the spectrum calculation section 112. In this embodiment, the attenuation filter section 113 subtracts the attenuation amount set for each frequency as shown in FIG. 9 from the spectrum of each frequency calculated by the spectrum calculation section 112. Specifically, the attenuation filter in FIG. 9 is set so that the attenuation amount decreases as the frequency increases toward the first frequency, and the spectrum of each frequency calculated by the spectrum calculation unit 112 is The higher the value, the smaller the value will be subtracted.

最大筒内圧強度算出部１１４は、減衰フィルタ部１１３で処理された後の第１周波数から第１周波数まで（第２周波数以上且つ第１周波数以下）の筒内圧波形のスペクトルの最大値を、最大筒内圧強度ＣＰＬＦとして算出する。本実施形態では、減衰フィルタ部１１３で処理された後の筒内圧のスペクトルを１／３オクターブバンド化処理し、各帯域のスペクトルを算出した後、全帯域のスペクトルのうちの最大値を抽出する。１／３オクターブバンド化処理とは、周波数スペクトルの各オクターブ領域（ある周波数からその２倍の周波数までの領域）をそれぞれ３分割し、各分割帯域の筒内圧レベルを算出する処理のことである。例えば、１／３オクターブバンド化処理によって、１ｋＨｚ、１．２５ｋＨｚ、１．６ｋＨｚ、２ｋＨｚ、２．５ｋＨｚ、３．１５ｋＨｚ、４ｋＨｚをそれぞれ中心周波数とする各帯域のスペクトルが特定される。このようにして、本実施形態では、シリンダブロック３等によって減衰された後の低周波数成分の筒内圧のスペクトルの最大値が算出される。 The maximum cylinder pressure intensity calculation unit 114 calculates the maximum value of the spectrum of the cylinder pressure waveform from the first frequency to the first frequency (above the second frequency and below the first frequency) after being processed by the attenuation filter unit 113. Calculate as cylinder pressure intensity CPLF. In this embodiment, the in-cylinder pressure spectrum processed by the attenuation filter unit 113 is processed into 1/3 octave bands, and after calculating the spectrum of each band, the maximum value of the spectrum of all bands is extracted. . 1/3 octave banding processing is a process in which each octave region of the frequency spectrum (region from a certain frequency to twice that frequency) is divided into three, and the in-cylinder pressure level of each divided band is calculated. . For example, the spectrum of each band whose center frequency is 1 kHz, 1.25 kHz, 1.6 kHz, 2 kHz, 2.5 kHz, 3.15 kHz, and 4 kHz is specified by 1/3 octave banding processing. In this manner, in this embodiment, the maximum value of the spectrum of the in-cylinder pressure of the low frequency component after being attenuated by the cylinder block 3 and the like is calculated.

比較判定部１１５は、最大筒内圧強度算出部１１４で算出された最大筒内圧強度ＣＰＬＦと予め設定された判定強度とを比較する。そして、比較判定部１１５は、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが判定強度を超えると、燃焼騒音が所望のレベルを超える燃焼が生じたと判定する。このような、燃焼騒音が所望のレベルを超える燃焼が生じるときの最大筒内圧強度ＣＰＬＦは、８０ｄＢ以上であることが分かっている。これより、判定強度は８０ｄＢに設定される。換言すると、本実施形態では、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが８０ｄＢ未満の燃焼は正常な燃焼であると定義され、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが８０ｄＢ以上となる燃焼が燃焼騒音が所望のレベルを超える燃焼であると定義される。 The comparison determination unit 115 compares the maximum cylinder pressure strength CPLF calculated by the maximum cylinder pressure strength calculation unit 114 with a preset determination strength. Then, when the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF exceeds the determination intensity, the comparison determination unit 115 determines that combustion has occurred in which the combustion noise exceeds the desired level. It is known that the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF when such combustion occurs where the combustion noise exceeds a desired level is 80 dB or more. From this, the determination strength is set to 80 dB. In other words, in this embodiment, combustion in which the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is less than 80 dB is defined as normal combustion, and combustion in which the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is 80 dB or more is defined as combustion in which the combustion noise exceeds the desired level. It is defined that there is.

図１０は、正常な燃焼が実現されたときの熱発生率（実線）と、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが８０ｄＢ以上となる燃焼が生じたときの熱発生率（破線、鎖線）とを比較して示している。図１０に示されるように、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが８０ｄＢ以上となる燃焼が生じたときは正常な燃焼に比べて燃焼が早くに開始するとともに速くに進行する。ただし、同じように最大筒内圧強度ＣＰＬＦが８０ｄＢ以上となる場合であっても、図１０の破線と鎖線のように、熱発生率が急激に立ち上がる時期つまりＣＩ燃焼が開始する時期は一定ではない。 Figure 10 compares the heat release rate when normal combustion is achieved (solid line) and the heat release rate when combustion occurs where the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is 80 dB or more (dashed line, chain line). It shows. As shown in FIG. 10, when combustion occurs where the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is 80 dB or more, combustion starts earlier and progresses faster than normal combustion. However, even if the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is 80 dB or more, the timing at which the heat release rate rises rapidly, that is, the timing at which CI combustion starts, is not constant, as shown by the broken and chain lines in Figure 10. .

破線で示したようなＣＩ燃焼が開始する時期が比較的遅い燃焼では、点火時期の変更によって混合気の燃焼の進行度を遅くすることができる。具体的には、点火時期を遅角させて膨張行程のより遅い時期に主たる燃焼を生じさせることで、燃焼速度を遅くすることができる。一方、鎖線で示したようなＣＩ燃焼が開始する時期が比較的早く燃焼の進行度が過度に速い燃焼では、点火時期を変更しても混合気の燃焼の進行度を変更することができない。つまり、鎖線で示したような燃焼では、点火時期に至るまでに燃料と空気との反応が十分に進んでいるため、点火時期を変更しても混合気の燃焼の進行度を変更できず、点火時期に関わらず混合気が早期に自着火してしまう。 In combustion where CI combustion starts relatively late as shown by the broken line, the progress of combustion of the air-fuel mixture can be slowed down by changing the ignition timing. Specifically, by retarding the ignition timing and causing the main combustion to occur later in the expansion stroke, the combustion speed can be lowered. On the other hand, in combustion as shown by the chain line, in which CI combustion starts relatively early and the degree of combustion progresses too quickly, it is not possible to change the degree of combustion of the air-fuel mixture even if the ignition timing is changed. In other words, in the combustion shown by the chain line, the reaction between the fuel and air has progressed sufficiently by the time the ignition timing is reached, so even if the ignition timing is changed, the degree of combustion of the mixture cannot be changed. The air-fuel mixture self-ignites early regardless of the ignition timing.

これに対応して、異常燃焼判定部１１０は、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが判定強度以上となる燃焼が生じたと判定した場合に、さらに、この燃焼が前記のいずれのパターンの燃焼であるかを判定する。すなわち、比較判定部１１５は、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが判定強度以上のときの燃焼が、点火時期の変更によって混合気の燃焼の進行度を変更可能な第１の異常燃焼であるか、点火時期の変更によって混合気の燃焼の進行度を変更不能な第２の異常燃焼であるかを判定する。以下では、適宜、第１の異常燃焼をノックといい、第２の異常燃焼をプリイグという。本実施形態では、この第２の異常燃焼つまりプリイグが、請求項の「異常燃焼」に相当する。 Correspondingly, when determining that combustion has occurred in which the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is equal to or higher than the determination intensity, the abnormal combustion determination unit 110 further determines which of the above-mentioned patterns of combustion is associated with this combustion. do. In other words, the comparison/determination unit 115 determines whether the combustion when the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is equal to or greater than the determination intensity is the first abnormal combustion in which the degree of progress of combustion of the air-fuel mixture can be changed by changing the ignition timing; It is determined whether this is a second abnormal combustion in which the progress of combustion of the air-fuel mixture cannot be changed by changing. Hereinafter, the first abnormal combustion will be referred to as a knock, and the second abnormal combustion will be referred to as a pre-ignition. In this embodiment, this second abnormal combustion, that is, pre-ignition, corresponds to "abnormal combustion" in the claims.

本実施形態では、図１１に示すように、異常燃焼判定部１１０は、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが判定強度以上となる燃焼が生じたと判定した場合において、点火時期から燃焼重心時期までの指標期間が所定の判定期間よりも短い場合にプリイグと判定し、点火時期から燃焼重心時期までの指標期間が判定期間以上の場合にノックと判定する。燃焼重心時期は、１燃焼サイクル中に燃焼室６に供給される燃料の総量（質量）のうち５０％の質量の燃料が燃焼を終了する時期である。 In this embodiment, as shown in FIG. 11, when the abnormal combustion determining unit 110 determines that combustion has occurred in which the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is equal to or higher than the determination intensity, the abnormal combustion determination unit 110 determines that the index period from the ignition timing to the combustion center of gravity timing is If it is shorter than a predetermined determination period, it is determined that there is a pre-ignition, and if the index period from the ignition timing to the combustion center of gravity timing is longer than the determination period, it is determined that there is a knock. The combustion center of gravity timing is the timing when 50% of the mass of fuel out of the total amount (mass) of fuel supplied to the combustion chamber 6 during one combustion cycle ends combustion.

燃焼重心時期算出部１１６は、筒内圧センサＳＮ３で検出された筒内圧と、クランク角センサＳＮ１で検出されたクランク角と、ＥＣＵ１００に記憶されている各クランク角における燃焼室６の容積とに基づいて、各クランク角における熱発生率を算出するとともに、これを積分して熱発生量を算出する。そして、図４に示すように、所定のクランク角における熱発生量を１００％として、その５０％の熱発生量が生じたクランク角を燃焼重心時期として算出する。 The combustion center of gravity timing calculation unit 116 calculates the combustion chamber 6 based on the cylinder pressure detected by the cylinder pressure sensor SN3, the crank angle detected by the crank angle sensor SN1, and the volume of the combustion chamber 6 at each crank angle stored in the ECU 100. Then, the heat release rate at each crank angle is calculated, and this is integrated to calculate the amount of heat release. Then, as shown in FIG. 4, assuming that the heat generation amount at a predetermined crank angle is 100%, the crank angle at which 50% of the heat generation amount occurs is calculated as the combustion center of gravity timing.

指標期間算出部１１７は、点火時期（ＥＣＵ１００から点火プラグ１６に対して出された点火時期の指令値）から燃焼重心時期算出部１１６で算出された燃焼重心時期までの期間を指標期間として算出する。 The index period calculation unit 117 calculates the period from the ignition timing (the ignition timing command value issued from the ECU 100 to the spark plug 16) to the combustion center of gravity timing calculated by the combustion center of gravity timing calculation unit 116 as an index period. .

比較判定部１１５は、指標期間算出部１１７で算出された指標期間と判定期間とを比較する。比較判定部１１５は、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが判定強度以上となる燃焼が生じたと判定した場合において、指標期間が判定期間未満のときはノックが発生したと判定する。 The comparison and determination section 115 compares the index period calculated by the index period calculation section 117 and the determination period. When determining that combustion has occurred in which the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is equal to or greater than the determination intensity, the comparison determination unit 115 determines that knock has occurred when the index period is less than the determination period.

また、比較判定部１１５は、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが判定強度以上且つ指標期間が判定期間未満となる燃焼サイクルが、１つの気筒２で予め設定された判定回数以上連続して生じると、プリイグが発生したと判定する。つまり、本実施形態では、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが判定強度以上且つ指標期間が判定期間未満となる燃焼サイクルが単に１回生じただけではプリイグが発生したと判定せず、このような燃焼サイクルが同じ気筒２で判定回数以上連続してはじめてプリイグが発生したと判定する。判定期間および判定回数は予め設定されて比較判定部１１５に記憶されている。例えば、判定回数は２回に設定される。プリイグが発生するのは、指標期間が１０°ＣＡ未満のときであることが分かっている。これより、判定期間は１０°ＣＡに設定されている。 In addition, the comparison/determination unit 115 determines that if a combustion cycle in which the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is equal to or greater than the determination strength and the index period is less than the determination period occurs consecutively for more than a preset number of determinations in one cylinder 2, the pre-ignition is performed. It is determined that this has occurred. In other words, in this embodiment, if a combustion cycle in which the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is equal to or greater than the determination strength and the index period is less than the determination period occurs only once, it is not determined that pre-ignition has occurred; It is determined that pre-ignition has occurred in the same cylinder 2 for the first time consecutively for a number of times equal to or more than the determination number. The determination period and the number of times of determination are set in advance and stored in the comparison determination unit 115. For example, the number of times of determination is set to two. It has been found that preignition occurs when the index period is less than 10° CA. From this, the determination period is set to 10° CA.

図１２のフローチャートを用いて、異常の異常燃焼判定の手順をまとめると次のようになる。図１２に示したステップＳ１～Ｓ１３の各ステップは、各気筒２について各気筒２での燃焼が終了する毎に実施される。 Using the flowchart of FIG. 12, the procedure for determining abnormal combustion is summarized as follows. Steps S1 to S13 shown in FIG. 12 are performed for each cylinder 2 each time combustion in each cylinder 2 is completed.

ステップＳ１にて、異常燃焼判定部１１０は、筒内圧センサＳＮ３で検出された筒内圧等を読み込む。 In step S1, the abnormal combustion determination unit 110 reads the cylinder pressure etc. detected by the cylinder pressure sensor SN3.

次に、ステップＳ２にて、異常燃焼判定部１１０は、現在のエンジンの運転ポイントが第２運転領域Ｂ内の運転ポイントであるか否かを判定する。 Next, in step S2, the abnormal combustion determining unit 110 determines whether the current engine operating point is within the second operating region B.

ステップＳ２の判定がＮＯであって現在の運転ポイントが第２運転領域Ｂ内の運転ポイントでない場合は、ステップＳ１９に進む。ステップＳ１９にて、異常燃焼判定部１１０は、カウンタ（ｉ）を０にする。カウンタについては後述する。 If the determination in step S2 is NO and the current driving point is not in the second driving range B, the process advances to step S19. In step S19, the abnormal combustion determination unit 110 sets the counter (i) to 0. The counter will be described later.

一方、ステップＳ２の判定がＹＥＳであって現在の運転ポイントが第２運転領域Ｂ内の運転ポイントである場合、つまり、第２運転領域Ｂでエンジンが運転されている場合は、ステップＳ３に進む。 On the other hand, if the determination in step S2 is YES and the current operating point is within the second operating region B, that is, if the engine is being operated in the second operating region B, the process advances to step S3. .

ステップＳ３にて、異常燃焼判定部１１０は、筒内圧センサＳＮ３で検出された筒内圧に基づいて前記のように最大筒内圧強度ＣＰＬＦを算出する。ステップＳ３の後はステップＳ４に進む。 In step S3, the abnormal combustion determination unit 110 calculates the maximum cylinder pressure intensity CPLF as described above based on the cylinder pressure detected by the cylinder pressure sensor SN3. After step S3, the process advances to step S4.

ステップＳ４にて、異常燃焼判定部１１０は、筒内圧およびクランク角に基づいて前記のように指標期間すなわち点火時期から燃焼重心時期までの期間を算出する。ステップＳ４の後はステップＳ５に進む。 In step S4, the abnormal combustion determination unit 110 calculates the index period, that is, the period from the ignition timing to the combustion center of gravity timing, as described above, based on the in-cylinder pressure and the crank angle. After step S4, the process advances to step S5.

ステップＳ５にて、異常燃焼判定部１１０は、ステップＳ３で算出した最大筒内圧強度ＣＰＬＦが判定強度未満であるか否かを判定する。 In step S5, the abnormal combustion determination unit 110 determines whether the maximum cylinder pressure intensity CPLF calculated in step S3 is less than the determination intensity.

ステップＳ５の判定がＹＥＳであって最大筒内圧強度ＣＰＬＦが判定強度未満のときはステップＳ６に進む。ステップＳ６にて、異常燃焼判定部１１０は、カウンタ（ｉ）を０にするとともに、ステップＳ７に進んで、正常燃焼が行われていると判定して処理を終了する（ステップＳ１に戻る）。 If the determination in step S5 is YES and the maximum cylinder pressure intensity CPLF is less than the determination intensity, the process proceeds to step S6. In step S6, the abnormal combustion determination unit 110 sets the counter (i) to 0, proceeds to step S7, determines that normal combustion is occurring, and ends the process (returns to step S1).

一方、ステップＳ５の判定がＮＯであって最大筒内圧強度が判定強度以上のときはステップＳ８に進む。ステップＳ８にて、異常燃焼判定部１１０は、ステップＳ４で算出した指標期間が判定期間未満であるか否かを判定する。 On the other hand, if the determination in step S5 is NO and the maximum in-cylinder pressure intensity is greater than or equal to the determination intensity, the process proceeds to step S8. In step S8, the abnormal combustion determination unit 110 determines whether the index period calculated in step S4 is less than the determination period.

ステップＳ８の判定がＹＥＳであって指標期間が判定期間未満のときはステップＳ９に進む。ステップＳ９にて、異常燃焼判定部１１０は、カウンタ（ｉ）を先の演算サイクルで算出されたカウンタ（ｉ－１）に１を足した値にする。ステップＳ９の後は、ステップＳ１０に進む。 If the determination in step S8 is YES and the index period is less than the determination period, the process advances to step S9. In step S9, the abnormal combustion determination unit 110 sets the counter (i) to a value obtained by adding 1 to the counter (i-1) calculated in the previous calculation cycle. After step S9, the process advances to step S10.

ステップＳ１０にて、異常燃焼判定部１１０は、カウンタ（ｉ）が判定回数以上であるか否かを判定する。ステップＳ１０の判定がＮＯであってカウンタ（ｉ）が判定回数未満の場合は、異常燃焼判定部１１０はそのまま処理を終了する（ステップＳ１に戻る）。 In step S10, the abnormal combustion determination unit 110 determines whether the counter (i) is equal to or greater than the number of determinations. If the determination in step S10 is NO and the counter (i) is less than the number of determinations, the abnormal combustion determination unit 110 ends the process (returns to step S1).

一方、ステップＳ１０の判定がＹＥＳであってカウンタ（ｉ）が判定回数以上の場合は、ステップＳ１１に進み、異常燃焼判定部１１０はプリイグが発生したと判定する。 On the other hand, if the determination in step S10 is YES and the counter (i) is equal to or greater than the number of determinations, the process proceeds to step S11, and the abnormal combustion determination unit 110 determines that pre-ignition has occurred.

このようにカウンタは、１つの気筒で最大筒内圧強度ＣＰＬＦが判定強度以上で且つ指標期間が判定期間未満という条件が成立した燃焼サイクルの連続回数を表したパラメータである。これより、前記のように、このカウンタは、第２運転領域Ｂでエンジンが運転されていない場合、あるいは、第２運転領域Ｂでエンジンが運転されている状態であっても前記条件が成立しない場合には、０になる。そして、前記のように、本実施形態では、この条件が１つの気筒２で判定回数以上連続すると、プリイグが発生したと判定される。 In this manner, the counter is a parameter representing the number of consecutive combustion cycles in which the conditions that the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is equal to or greater than the determination strength and the index period is less than the determination period are satisfied in one cylinder. Therefore, as described above, this counter indicates that the above condition does not hold when the engine is not operating in the second operating region B, or even if the engine is operating in the second operating region B. In this case, it becomes 0. As described above, in this embodiment, if this condition continues for a determination number of times or more in one cylinder 2, it is determined that pre-ignition has occurred.

ステップＳ８に戻り、ステップＳ８の判定がＮＯであって指標期間が判定期間以上のときはステップＳ１２に進む。ステップＳ１２にて、異常燃焼判定部１１０は、カウンタ（ｉ）を０にする。ステップＳ１２の後はステップＳ１３に進む。ステップＳ１３にて、異常燃焼判定部１１０は、ノックが発生したと判定し、処理を終了する（ステップＳ１に戻る）。 Returning to step S8, if the determination in step S8 is NO and the index period is equal to or longer than the determination period, the process advances to step S12. In step S12, the abnormal combustion determination unit 110 sets the counter (i) to 0. After step S12, the process advances to step S13. In step S13, the abnormal combustion determination unit 110 determines that knocking has occurred, and ends the process (returns to step S1).

（４－２）異常燃焼回避制御
次に、ノックおよびプリイグが発生した場合に、これらが連続して生じるのを回避するための制御である異常燃焼回避制御について説明する。 (4-2) Abnormal Combustion Avoidance Control Next, abnormal combustion avoidance control, which is control to avoid knocking and pre-ignition from occurring consecutively when knocking and pre-ignition occur, will be described.

（ａ）ノック回避制御
異常燃焼判定部１１０によりノックが発生したと判定された場合、ＥＣＵ１００は、点火時期を遅角させる。つまり、ＥＣＵ１００は、ノックが発生したと判定されないときよりも遅角側に時期で点火を行うように点火プラグ１６を制御する。具体的には、ノックが発生したと判定されると、ＥＣＵ１００は、次の燃焼サイクルの点火時期を１燃焼サイクル前の点火時期よりも所定時期だけ遅角させる。なお、ノック判定時は、燃料噴射の噴射パターンは、通常制御時であって最大筒内圧強度ＣＰＬＦが判定強度未満の時と同様に制御される。 (a) Knock Avoidance Control If the abnormal combustion determination unit 110 determines that knock has occurred, the ECU 100 retards the ignition timing. That is, the ECU 100 controls the spark plug 16 to ignite at a later timing than when it is determined that no knock has occurred. Specifically, when it is determined that a knock has occurred, the ECU 100 retards the ignition timing of the next combustion cycle by a predetermined timing compared to the ignition timing of one combustion cycle before. Note that when a knock determination is made, the injection pattern of fuel injection is controlled in the same manner as during normal control when the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is less than the determination intensity.

（ｂ）プリイグ回避制御
プリイグ判定時、つまり、異常燃焼判定部１１０によってプリイグが発生したと判定されたとき、ＥＣＵ１００は、燃料噴射の実施時期つまり燃料の噴射時期を遅角させて、燃料の噴射パターンを通常制御時（プリイグが発生したと判定されないとき）とは異なるパターンに切り替える。 (b) Pre-ignition avoidance control At the time of pre-ignition determination, that is, when the abnormal combustion determination unit 110 determines that pre-ignition has occurred, the ECU 100 retards the fuel injection implementation timing, that is, the fuel injection timing, and injects the fuel. Switch the pattern to a pattern different from that during normal control (when it is not determined that pre-ignition has occurred).

前記のように、通常制御時は、インジェクタ１５は、吸気行程に前段噴射を行い（Ｑ１）、吸気行程の後半から圧縮行程の前半にかけて後段噴射（Ｑ２）を行う。これに対して、プリイグ判定時、ＥＣＵ１００は、通常制御時と同様に２回に分けてインジェクタ１５から燃料を噴射させる一方、前段噴射と後段噴射の実施時期（前段噴射の噴射時期と後段噴射の噴射時期）がそれぞれ通常制御時よりも遅角側の時期になるようにインジェクタ１５を駆動する。 As described above, during normal control, the injector 15 performs front stage injection during the intake stroke (Q1), and performs rear stage injection from the second half of the intake stroke to the first half of the compression stroke (Q2). On the other hand, at the time of pre-ignition determination, the ECU 100 injects the fuel from the injector 15 in two parts as in the normal control, and at the same time determines the implementation timing of the pre-injection and the post-injection (the injection timing of the pre-injection and the injection timing of the post-injection). The injectors 15 are driven so that the injection timings (injection timings) are on the retarded side than during normal control.

図１３の破線で示すように、また、前記のように、通常制御時は、第２運転領域Ｂにおいて前段噴射（Ｑ１）が吸気行程中に開始されて、後段噴射（Ｑ２）が吸気行程の後半から圧縮行程の前半にかけて開始される。これに対して、図１３の実線で示すように、プリイグ判定時は、圧縮行程の前半（圧縮上死点前１８０°ＣＡ～圧縮上死点前９０°ＣＡ）に前段噴射（Ｑ１１）が開始され、圧縮行程の後半（圧縮上死点前９０°ＣＡ～圧縮上死点）に後段噴射（Ｑ１２）が開始される。また、前段噴射（Ｑ１１）の開始時期は、吸気弁１１の閉弁時期ＩＶＣよりも遅角側とされる。例えば、プリイグ判定時は、前段噴射（Ｑ１１）が圧縮上死点前１８０°ＣＡで開始され、後段噴射（Ｑ１２）が圧縮上死点前１０～２０°ＣＡ程度に開始される。また、エンジン回転数に対して、通常制御時の前段噴射（Ｑ１）と後段噴射（Ｑ２）の開始時期が図１４の破線のように設定されるのに対して、プリイグ判定時のこれら噴射（Ｑ１１、Ｑ１２）の開始時期は図１４の実線のように設定される。 As shown by the broken line in FIG. 13, and as described above, during normal control, in the second operating region B, the front stage injection (Q1) is started during the intake stroke, and the rear stage injection (Q2) is started during the intake stroke. It starts from the second half to the first half of the compression stroke. On the other hand, as shown by the solid line in Fig. 13, when pre-ignition is determined, pre-injection (Q11) starts in the first half of the compression stroke (180° CA before compression top dead center to 90° CA before compression top dead center). Then, the second stage injection (Q12) is started in the latter half of the compression stroke (90° CA before compression top dead center to compression top dead center). Further, the start timing of the pre-injection (Q11) is set to be retarded than the closing timing IVC of the intake valve 11. For example, at the time of pre-ignition determination, first-stage injection (Q11) is started at 180° CA before compression top dead center, and second-stage injection (Q12) is started about 10 to 20° CA before compression top dead center. Furthermore, while the start timings of front-stage injection (Q1) and rear-stage injection (Q2) during normal control are set as shown by the broken lines in Fig. 14 with respect to the engine speed, these injections ( The start times of Q11 and Q12) are set as shown by the solid line in FIG.

また、プリイグ判定時、ＥＣＵ１００は、後段噴射の噴射量の割合を増大させる。 Further, at the time of pre-ignition determination, the ECU 100 increases the ratio of the injection amount of the post-injection.

具体的には、１燃焼サイクル中に燃焼室６に噴射される燃料の総量に対する後段噴射の噴射量の割合が、通常制御時よりもプリイグ判定時の方が大きくされる。例えば、通常制御時の後段噴射の噴射量の割合が１０％程度とされるのに対して、プリイグ判定時は２０～３０％程度とされる。また、図１５の破線に示すように、通常制御時の後段噴射（Ｑ２）の噴射量の割合はエンジン回転数によらず一定に維持されるのに対して、図１５の実線に示すように、エンジン回転数が高くなるほどプリイグ判定時の後段噴射（Ｑ１２）の噴射量の割合は小さくされる。以下では、プリイグ判定時の燃料噴射パターンをプリイグ回避パターンという。 Specifically, the ratio of the injection amount of the post-injection to the total amount of fuel injected into the combustion chamber 6 during one combustion cycle is made larger during pre-ignition determination than during normal control. For example, while the ratio of the injection amount of post-stage injection during normal control is about 10%, it is about 20 to 30% during pre-ignition determination. Furthermore, as shown by the broken line in FIG. 15, the ratio of the injection amount of post-stage injection (Q2) during normal control is maintained constant regardless of the engine speed, whereas as shown by the solid line in FIG. As the engine speed increases, the ratio of the injection amount of the post-stage injection (Q12) at the time of pre-ignition determination is made smaller. Hereinafter, the fuel injection pattern at the time of pre-ignition determination will be referred to as a pre-ignition avoidance pattern.

燃料噴射の実施時期が遅角されると、圧縮上死点付近に至るまでの燃料と空気の混合時間およびこれらの反応時間は短くなり、圧縮上死点付近における混合気の反応の進み具合が遅くなる。これより、燃料噴射パターンがプリイグ回避パターンとされて前段噴射および後段噴射の実施時期がそれぞれ遅角されれば、点火の開始前に反応が進んで自着火直前の状態となった混合気が燃焼室６に多量に存在するという事態が回避されて、プリイグの発生が抑制される。 When the timing of fuel injection is retarded, the time for mixing fuel and air to reach near compression top dead center and the reaction time between them become shorter, and the progress of the mixture reaction near compression top dead center becomes shorter. Become slow. From this, if the fuel injection pattern is set to a pre-ignition avoidance pattern and the implementation timings of front-stage injection and rear-stage injection are delayed, the reaction progresses before the start of ignition, and the air-fuel mixture that is just before self-ignition is combusted. This prevents the presence of a large amount in the chamber 6, thereby suppressing the occurrence of pre-ignition.

また、プリイグ回避パターンでは、前段噴射が圧縮行程の前半且つ吸気弁１１の閉弁後というタイミングに行われることによって、混合気が早期に自着火するのがより確実に防止される。図１６等を用いて具体的に説明する。 Furthermore, in the pre-ignition avoidance pattern, the pre-injection is performed in the first half of the compression stroke and after the intake valve 11 is closed, thereby more reliably preventing the air-fuel mixture from igniting early. This will be explained in detail using FIG. 16 and the like.

図１６は、混合気の温度および混合気の当量比（理論空燃比を空燃比で割った値）と混合気の自着火のしやすさとの関係を調べた結果である。図１６のグラフの横軸は混合気の温度、縦軸は自着火のしやすさを表している。具体的には、縦軸は、混合気を自着火させるのに必要なＯＨラジカルの量であり、この量が多く混合気を自着火させるのに多量のＯＨラジカルが必要なときは、混合気は自着火しにくいといえる。図１６のグラフの３つのラインは混合気の当量比（空燃比）が互いに異なるラインであり、下側のラインほど当量比が大きく空燃比は小さく（リッチに）なっている。 FIG. 16 shows the results of investigating the relationship between the temperature of the air-fuel mixture, the equivalence ratio of the air-fuel mixture (the value obtained by dividing the stoichiometric air-fuel ratio by the air-fuel ratio), and the ease of self-ignition of the air-fuel mixture. The horizontal axis of the graph in FIG. 16 represents the temperature of the air-fuel mixture, and the vertical axis represents the ease of self-ignition. Specifically, the vertical axis is the amount of OH radicals required to auto-ignite the air-fuel mixture, and when this amount is large and a large amount of OH radicals are required to auto-ignite the air-fuel mixture, the air-fuel mixture It can be said that it is difficult to self-ignite. The three lines in the graph of FIG. 16 are lines in which the equivalence ratio (air-fuel ratio) of the air-fuel mixture differs from each other, and the lower the line, the higher the equivalence ratio and the smaller (richer) the air-fuel ratio.

図１６に示されるように、混合気は、筒内温度つまり混合気温度が高いほど自着火しやすい。ここで、燃焼室６の中央部分は外周部分に比べて高温になる。これより、混合気の自着火は燃焼室６の中央部分でまず開始する。これに対して、本実施形態では、前段噴射（Ｑ１１）と後段噴射（Ｑ１２）とが前記のような時期に実施されることで燃焼室６の中央部分での混合気の燃焼が過度に促進されるのが防止される。 As shown in FIG. 16, the air-fuel mixture is more likely to self-ignite as the in-cylinder temperature, that is, the air-fuel mixture temperature, is higher. Here, the central portion of the combustion chamber 6 becomes hotter than the outer peripheral portion. As a result, auto-ignition of the air-fuel mixture begins in the central portion of the combustion chamber 6. On the other hand, in the present embodiment, the front stage injection (Q11) and the rear stage injection (Q12) are performed at the above-mentioned timings, so that the combustion of the air-fuel mixture in the central part of the combustion chamber 6 is excessively promoted. be prevented from being

具体的には、前段噴射（Ｑ１１）は、圧縮行程の前半且つ吸気弁１１の閉弁後は、ピストン５の上昇中および吸気弁１１の閉弁後であることに伴い燃焼室６内の吸気流動が弱い。そのため、前段噴射（Ｑ１１）が圧縮行程の前半且つ吸気弁１１の閉弁後に実施されることで、図１７（ａ）に示すように、前段噴射（Ｑ１１）によって噴射された燃料Ｆ１の拡散は抑制され、この燃料Ｆ１の大部分は燃焼室６の外周付近に留まることになる。そして、図１７（ｂ）に示すように、この燃料分布は圧縮上死点付近まで概ね維持される。そのため、前段噴射（Ｑ１１）に係る燃料と空気の混合および反応は主として燃焼室６の外周付近で生じ、この反応に伴う燃焼室６の中央付近の昇温量は小さく抑えられる。また、圧縮上死点付近において燃焼室６の中央に分布する自着火直前の状態の混合気の量が少なく抑えられる。従って、燃焼室６の中央付近で開始する混合気の自着火のタイミングが遅くなり、燃焼の進行度が遅くなってプリイグの発生が抑制される。なお、通常制御時は、前段噴射（Ｑ１）が吸気行程中に実施されることで前段噴射の燃料は燃焼室６の全体に拡散する。 Specifically, the pre-injection (Q11) is performed during the first half of the compression stroke and after the intake valve 11 is closed, while the piston 5 is rising and after the intake valve 11 is closed. Flow is weak. Therefore, by performing the pre-injection (Q11) in the first half of the compression stroke and after the intake valve 11 is closed, the diffusion of the fuel F1 injected by the pre-injection (Q11) is reduced, as shown in FIG. 17(a). Most of the fuel F1 remains near the outer periphery of the combustion chamber 6. As shown in FIG. 17(b), this fuel distribution is generally maintained until near compression top dead center. Therefore, the mixing and reaction of fuel and air related to the pre-injection (Q11) mainly occurs near the outer periphery of the combustion chamber 6, and the amount of temperature rise near the center of the combustion chamber 6 due to this reaction is kept small. Further, the amount of the air-fuel mixture in the state immediately before self-ignition distributed in the center of the combustion chamber 6 near the compression top dead center can be suppressed to a small amount. Therefore, the timing of self-ignition of the air-fuel mixture that starts near the center of the combustion chamber 6 is delayed, the progress of combustion is slowed, and the occurrence of pre-ignition is suppressed. Note that during normal control, the pre-injection (Q1) is performed during the intake stroke, so that the fuel in the pre-injection is diffused throughout the combustion chamber 6.

ここで、プリイグ回避パターンでは圧縮行程の後半に後段噴射が実施される。圧縮行程の後半であってピストン５が圧縮上死点に近いタイミングで燃料が噴射されると、燃料は燃焼室６の中央付近に供給されることになる。また、プリイグ回避パターンでは、後段噴射の噴射量の割合が増大される。これより、プリイグ回避パターンでは、圧縮上死点付近において燃焼室６の中央付近の混合気の空燃比は小さく（リッチに）なり、空燃比の点からは燃焼室６の中央付近において混合気は自着火しやすくなるといえる。しかしながら、前記のように、プリイグ回避パターンでは、前段噴射による燃焼室６の中央付近の昇温量は小さく抑えられる。また、前記のように、後段噴射から圧縮上死点までの時間が短いことで、圧縮上死点付近に至るまでの後段噴射に係る燃料と空気の反応は十分に進んでおらず、これによっても燃焼室６の中央付近の温度上昇は抑制される。従って、燃焼室６の中央付近にて混合気の自着火が過度に促進されることはなく、混合気の燃焼の進行度は遅くなる。 Here, in the pre-ignition avoidance pattern, post-injection is performed in the latter half of the compression stroke. When fuel is injected at a timing when the piston 5 is close to compression top dead center in the latter half of the compression stroke, the fuel is supplied to the vicinity of the center of the combustion chamber 6. Furthermore, in the pre-ignition avoidance pattern, the ratio of the injection amount of post-injection is increased. From this, in the pre-ignition avoidance pattern, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture near the center of the combustion chamber 6 becomes small (rich) near compression top dead center, and from the point of view of the air-fuel ratio, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture near the center of the combustion chamber 6 becomes small (rich). It can be said that it becomes easier to self-ignite. However, as described above, in the pre-ignition avoidance pattern, the amount of temperature rise near the center of the combustion chamber 6 due to the pre-injection is suppressed to a small value. In addition, as mentioned above, due to the short time from post-stage injection to compression top dead center, the reaction between fuel and air related to post-stage injection does not proceed sufficiently until near compression top dead center, and this causes Also, the temperature rise near the center of the combustion chamber 6 is suppressed. Therefore, self-ignition of the air-fuel mixture is not excessively promoted near the center of the combustion chamber 6, and the progress of combustion of the air-fuel mixture is slowed down.

このことは、図１８（ａ）と（ｂ）との比較からも明らかである。図１８（ａ）、（ｂ）は、圧縮上死点において、燃焼室６内に存在する各温度と各空燃比の混合気の分布を示した図である。図１８（ａ）、（ｂ）では、色の濃い方が混合気の分布割合が多いことを表している。また、図１８（ａ）は、後段噴射の割合を５％としたとき（前段噴射の割合を９５％としたとき）の図であり、図１８（ｂ）は後段噴射の割合を３０％としたとき（前段噴射の割合を７０％としたとき）の図である。これら図１８（ａ）、（ｂ）に示した破線は、自着火のしやすさが同じになる温度と空燃比とをつないだラインである。図１８（ａ）に示すように、前段噴射の割合が大きく後段噴射の割合が小さい場合は、空燃比は比較的大きい（リーンである）が高温である混合気、の割合が大きくなる。これに対して、図１８（ｂ）に示すように、前段噴射の割合が小さく後段噴射の割合が大きい場合は、空燃比は比較的小さい（リッチである）が低温である混合気、の割合が大きくなる。そして、図１８（ａ）の場合に比べて図１８（ｂ）の場合の方が、自着火しにくい領域に多くの混合気が分布することになる。従って、プリイグ回避パターンでは、後段噴射の割合が大きくされて燃焼室６の中央付近に空燃比の高い混合気が形成されるものの、混合気は自着火しにくい状態とされて混合気の燃焼の進行度が遅くされる。 This is also clear from a comparison between FIGS. 18(a) and 18(b). FIGS. 18A and 18B are diagrams showing the distribution of the air-fuel mixture at each temperature and air-fuel ratio existing in the combustion chamber 6 at compression top dead center. In FIGS. 18(a) and 18(b), the darker the color, the higher the distribution ratio of the air-fuel mixture. Furthermore, Fig. 18(a) is a diagram when the ratio of post-stage injection is 5% (when the ratio of pre-stage injection is 95%), and Fig. 18(b) is a diagram when the ratio of post-stage injection is 30%. (When the ratio of pre-stage injection is set to 70%). The broken lines shown in FIGS. 18(a) and 18(b) are lines connecting temperatures and air-fuel ratios at which the ease of self-ignition is the same. As shown in FIG. 18(a), when the ratio of front-stage injection is large and the ratio of rear-stage injection is small, the ratio of air-fuel mixture that has a relatively high air-fuel ratio (lean) but is high temperature increases. On the other hand, as shown in FIG. 18(b), when the proportion of front-stage injection is small and the proportion of late-stage injection is large, the proportion of air-fuel mixture that has a relatively small (rich) air-fuel ratio but is low temperature. becomes larger. In the case of FIG. 18(b), more air-fuel mixture is distributed in the region where self-ignition is difficult to occur than in the case of FIG. 18(a). Therefore, in the pre-ignition avoidance pattern, although the ratio of post-injection is increased and an air-fuel mixture with a high air-fuel ratio is formed near the center of the combustion chamber 6, the air-fuel mixture is in a state where it is difficult to self-ignite and combustion of the air-fuel mixture is suppressed. Progress is slowed down.

また、本実施形態では、プリイグ判定時且つ後述する所定の条件の成立時において、ＥＣＵ１００は、燃焼室６に導入される吸気量を低減する。具体的には、スロットル弁３２の開度を小さく（閉じ側に）する。本実施形態では、所定の条件が成立している状態でプリイグが発生したと判定されると、この判定がなされる直前の開度よりもスロットル弁３２の開度を小さくする。また、ＥＣＵ１００は、図１９に示すように最大筒内圧強度ＣＰＬＦが大きいほどスロットル弁３２の開度の低減量を大きい値とし、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが大きいほどスロットル弁３２の開度を小さくして吸気量の低減量を大きくする。プリイグ判定時且つ所定の条件の成立時も燃焼室６内の混合気の空燃比は通常制御時と同様に理論空燃比近傍に維持され、吸気量とともに燃焼室６に供給される燃料の総量も低減される。これにより、燃焼室６で生成される熱発生量が低減されてプリイグの発生が抑制される。 Furthermore, in the present embodiment, the ECU 100 reduces the amount of intake air introduced into the combustion chamber 6 when determining the pre-ignition and when a predetermined condition described below is satisfied. Specifically, the opening degree of the throttle valve 32 is decreased (towards the closed side). In this embodiment, when it is determined that pre-ignition has occurred while a predetermined condition is satisfied, the opening degree of the throttle valve 32 is made smaller than the opening degree immediately before this determination was made. Further, as shown in FIG. 19, the ECU 100 sets the amount of reduction in the opening of the throttle valve 32 to a larger value as the maximum cylinder pressure intensity CPLF increases, and the larger the maximum cylinder pressure intensity CPLF, the smaller the opening of the throttle valve 32. to increase the amount of intake air volume reduction. At the time of pre-ignition judgment and when predetermined conditions are met, the air-fuel ratio of the mixture in the combustion chamber 6 is maintained near the stoichiometric air-fuel ratio as in normal control, and the total amount of fuel supplied to the combustion chamber 6 as well as the amount of intake air is maintained. Reduced. This reduces the amount of heat generated in the combustion chamber 6 and suppresses the occurrence of pre-ignition.

ここで、スロットル弁３２は全気筒２と連通する吸気通路３０に設けられており、スロットル弁３２の開度が変更されると全気筒２の吸気量が変更される。また、スロットル弁３２の駆動遅れやガスの輸送遅れにより、スロットル弁３２の開度変更を開始しても、吸気通路３０を流通する空気の量は徐々にしか低減しない。これより、所定の気筒２でプリイグが発生したと判定されてスロットル弁３２の開度を低減した後に他の気筒２でプリイグが発生したと判定されてスロットル弁３２の開度をさらに低減すると、吸気量が過度に少なくなるおそれがある。そこで、本実施形態では、スロットル弁３２の開度を低減してから全気筒２で燃焼が１回ずつ終了するまでの間は、スロットル弁３２のさらなる開度変更を停止する。例えば、４気筒エンジンでは、スロットル弁３２の開度を低減してから７２０°ＣＡ間はスロットル弁３２の開度変更を禁止する。 Here, the throttle valve 32 is provided in an intake passage 30 that communicates with all the cylinders 2, and when the opening degree of the throttle valve 32 is changed, the intake air amount of all the cylinders 2 is changed. Further, due to a drive delay of the throttle valve 32 or a delay in gas transport, even if the opening degree of the throttle valve 32 is started to be changed, the amount of air flowing through the intake passage 30 only gradually decreases. From this, if it is determined that pre-ignition has occurred in a predetermined cylinder 2 and the opening degree of the throttle valve 32 is reduced, then it is determined that pre-ignition has occurred in another cylinder 2 and the opening degree of the throttle valve 32 is further reduced. There is a risk that the amount of intake air will decrease excessively. Therefore, in this embodiment, further changes in the opening degree of the throttle valve 32 are stopped from the time when the opening degree of the throttle valve 32 is reduced until the combustion is completed once in all the cylinders 2. For example, in a four-cylinder engine, changing the opening degree of the throttle valve 32 is prohibited for 720° CA after the opening degree of the throttle valve 32 is reduced.

吸気量および燃料の総量を低減するとエンジントルクが低下する。そのため、吸気量を低減する制御は、燃料噴射パターンの変更のみではプリイグの発生を抑制するのが困難な状態が連続する場合にのみ実施する。 Reducing the amount of intake air and the total amount of fuel reduces engine torque. Therefore, control to reduce the intake air amount is performed only when a state continues in which it is difficult to suppress the occurrence of pre-ignition only by changing the fuel injection pattern.

具体的には、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが特に大きいときには、燃料噴射パターンの変更のみではプリイグの発生を抑制するのが困難になる。 Specifically, when the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is particularly large, it becomes difficult to suppress the occurrence of pre-ignition only by changing the fuel injection pattern.

ここで、エンジンの運転ポイントが変化して予め設定された目標のＥＧＲ率が変化したときには、ＥＧＲ弁５３の応答遅れやガスの輸送遅れによって、燃焼室６に導入されるＥＧＲガスの量が目標値からずれる場合がある。ＥＧＲ率は、気筒２内の全ガス量に対する気筒２内のＥＧＲガス量の割合である。つまり、ＥＧＲ率は、燃焼室６内のガスの総量（総質量）に対する燃焼室６内のＥＧＲガスの量（質量）である。前記のずれが生じると、ＥＧＲガスの代わりに燃焼室６に導入される吸気の量が増大して混合気の空燃比が大きくなり（リーンになり）、プリイグが発生するおそれがある。あるいは、燃焼室６に導入されるＥＧＲガスの量が過大になって燃焼室６内の温度が高くなり、プリイグが発生するおそれがある。ただし、このようにして発生したプリイグは、前記のＥＧＲ弁５３の応答遅れやガスの輸送遅れが解消することで解消されるため、吸気量を低減する必要性は小さい。 Here, when the engine operating point changes and the preset target EGR rate changes, the amount of EGR gas introduced into the combustion chamber 6 changes to the target due to a response delay of the EGR valve 53 or a gas transport delay. It may deviate from the value. The EGR rate is the ratio of the amount of EGR gas in the cylinder 2 to the total amount of gas in the cylinder 2. That is, the EGR rate is the amount (mass) of EGR gas in the combustion chamber 6 relative to the total amount (total mass) of gas in the combustion chamber 6. When the above deviation occurs, the amount of intake air introduced into the combustion chamber 6 instead of EGR gas increases, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture increases (becomes lean), and there is a risk that pre-ignition may occur. Alternatively, the amount of EGR gas introduced into the combustion chamber 6 becomes excessive, and the temperature inside the combustion chamber 6 becomes high, which may cause pre-ignition. However, since the pre-ignition that occurs in this manner is resolved by eliminating the response delay of the EGR valve 53 and the gas transport delay, there is little need to reduce the intake air amount.

これより、本実施形態では、プリイグが発生したと判定された場合で、ＥＧＲ率の目標値との偏差の絶対値が予め設定された判定値以下で、且つ、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが前記判定強度よりも大きい基準強度以上のときに、燃焼室６に導入される吸気量を低減する。つまり、前記の所定の条件は、ＥＧＲ率の目標値との偏差の絶対値が判定値以下で、且つ、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが基準強度以上であるという条件に設定されている。 Therefore, in this embodiment, when it is determined that pre-ignition has occurred, the absolute value of the deviation from the target value of the EGR rate is less than or equal to the preset determination value, and the maximum cylinder pressure intensity CPLF is within the determined range. The amount of intake air introduced into the combustion chamber 6 is reduced when the intensity is equal to or greater than a reference intensity that is greater than the intensity. That is, the predetermined conditions are set such that the absolute value of the deviation from the target value of the EGR rate is less than or equal to the determination value, and the maximum cylinder pressure intensity CPLF is greater than or equal to the reference intensity.

以上の異常燃焼回避制御をまとめると図２０のフローチャートのようになる。 The above abnormal combustion avoidance control can be summarized as shown in the flowchart of FIG. 20.

ステップＳ２１にて、ＥＣＵ１００は、異常燃焼判定部１１０によってノックが発生したと判定されたか否かを判定する。この判定がＹＥＳであってノックが発生したと判定されたときは、ステップＳ２２に進む。ステップＳ２２において、ＥＣＵ１００は、点火時期を遅角させて、処理を終了する（ステップＳ１に戻る）。 In step S21, ECU 100 determines whether abnormal combustion determining section 110 determines that knocking has occurred. If this determination is YES and it is determined that a knock has occurred, the process advances to step S22. In step S22, the ECU 100 retards the ignition timing and ends the process (returns to step S1).

一方、ステップＳ２１の判定がＮＯであってノックが発生したと判定されなかったときはステップＳ２３に進む。ステップＳ２３にて、ＥＣＵ１００は、異常燃焼判定部１１０によってプリイグが発生したと判定されたか否かを判定する。この判定がＮＯであってプリイグが発生したと判定されなかったときは、ステップＳ３０に進む。ステップＳ３０では、異常燃焼回避制御は実施されず、ＥＣＵ１００は、通常の制御を実施する。 On the other hand, if the determination in step S21 is NO and it is not determined that knocking has occurred, the process advances to step S23. In step S23, ECU 100 determines whether abnormal combustion determining section 110 determines that pre-ignition has occurred. If this determination is NO and it is not determined that pre-ignition has occurred, the process advances to step S30. In step S30, abnormal combustion avoidance control is not performed, and ECU 100 performs normal control.

一方、ステップＳ２３の判定がＹＥＳであってプリイグが発生したと判定された場合は、ステップＳ２４に進み、ＥＣＵ１００は、後段噴射の噴射量の割合を増大させるとともに、ステップＳ２５において、前段噴射と後段噴射の実施時期（開始時期）をともに通常制御時よりも遅角させる。 On the other hand, if the determination in step S23 is YES and it is determined that pre-ignition has occurred, the process proceeds to step S24, where the ECU 100 increases the ratio of the injection amount of the post-stage injection, and in step S25, the ECU 100 increases the ratio of the injection amount of the post-stage injection and the post-stage injection. Both injection timings (start timings) are delayed compared to normal control.

また、ステップＳ２３の判定がＹＥＳの場合、ＥＣＵ１００は、ステップＳ２６にてＥＧＲ率の目標値との偏差を算出する。 Furthermore, if the determination in step S23 is YES, the ECU 100 calculates the deviation of the EGR rate from the target value in step S26.

具体的には、ＥＧＲ率の目標値である目標ＥＧＲ率は予め設定されてＥＣＵ１００に記憶されている。例えば、目標ＥＧＲ率は、エンジン回転数とエンジン負荷等に応じて予め設定されてＥＣＵ１００にマップで記憶されており、ＥＣＵ１００は現在のエンジン回転数とエンジン負荷とに対応する値をこのマップから抽出する。また、ＥＣＵ１００は、エアフローセンサＳＮ４により検出された吸気量および差圧センサＳＮ６により検出されたＥＧＲ弁５３の前後差圧に基づいて、混合気のＥＧＲ率を推定する。ステップＳ２６では、ＥＣＵ１００は、推定したＥＧＲ率と目標ＥＧＲ率との差つまりＥＧＲ率の偏差を算出する。 Specifically, a target EGR rate, which is a target value of the EGR rate, is set in advance and stored in the ECU 100. For example, the target EGR rate is set in advance according to engine speed, engine load, etc. and stored in the ECU 100 as a map, and the ECU 100 extracts a value corresponding to the current engine speed and engine load from this map. do. Further, the ECU 100 estimates the EGR rate of the air-fuel mixture based on the intake air amount detected by the air flow sensor SN4 and the differential pressure across the EGR valve 53 detected by the differential pressure sensor SN6. In step S26, the ECU 100 calculates the difference between the estimated EGR rate and the target EGR rate, that is, the deviation of the EGR rate.

ステップＳ２６の次は、ステップＳ２７に進む。ステップＳ２７にて、ＥＣＵ１００は、ステップＳ２６で算出されたＥＧＲ率の偏差の絶対値であるＥＧＲ率の目実差が判定値未満であり、且つ、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが基準強度以上であるという条件が成立するか否かを判定する。前記の判定値および基準強度は予め設定されてＥＣＵ１００に記憶されている。 After step S26, the process advances to step S27. In step S27, the ECU 100 determines that the actual difference in the EGR rate, which is the absolute value of the EGR rate deviation calculated in step S26, is less than the determination value, and that the maximum cylinder pressure intensity CPLF is greater than or equal to the reference intensity. Determine whether the condition is met. The above-described determination value and reference strength are set in advance and stored in the ECU 100.

ここで、前記のステップＳ２６およびステップＳ２７のうちＥＧＲ率の目実差が判定値未満であるか否かの判定ステップは、機能的に、ＥＣＵ１００のＥＧＲ率目実差判定部１２０で実施される。 Here, among the steps S26 and S27, the step of determining whether or not the actual EGR rate difference is less than the determination value is functionally performed by the EGR rate actual difference determination unit 120 of the ECU 100. .

ステップＳ２７の判定がＮＯであって、ＥＧＲ率の目実差が判定値以上である、あるいは、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが第２判定強未満のときは、そのまま処理を終了する（ステップＳ１に戻る）。一方、ステップＳ２７の判定がＹＥＳであって未満であり、ＥＧＲ率の目実差が判定値未満であり、且つ、最大筒内圧強度ＣＰＬＦが基準強度以上のときは、ステップＳ２８に進む。 If the determination in step S27 is NO, and the actual difference in EGR rate is greater than or equal to the determination value, or if the maximum cylinder pressure intensity CPLF is less than the second determination, the process ends (returns to step S1). ). On the other hand, if the determination in step S27 is YES, the actual difference in EGR rate is less than the determination value, and the maximum cylinder pressure intensity CPLF is greater than or equal to the reference intensity, the process advances to step S28.

ステップＳ２８にて、ＥＣＵ１００は、後述するステップＳ２９の吸気量低減制御がまだ実施されていない、あるいは、吸気量低減制御が開始されてから全気筒２での燃焼が終了した、という条件が成立するか否かを判定する。ステップＳ２８の判定がＮＯであって、吸気量低減制御が既に実施されており、且つ、吸気量低減制御を開始してから全気筒２での燃焼が終了していないときは、そのまま処理を終了する（ステップＳ１に戻る）。一方、ステップＳ２８の判定がＹＥＳであって、吸気量低減制御がまだ実施されていない、あるいは、吸気量低減制御を開始してから全気筒２での燃焼が終了している場合には、ステップＳ２９に進む。ステップＳ２９にて、ＥＣＵ１００は、吸気量を低減する吸気量低減制御を実施して処理を終了する（ステップＳ１に戻る）。具体的には、ＥＣＵ１００は、前記のように、スロットル弁３２の開度を小さく（閉じ側）にして各燃焼室６に導入される吸気の量を低減する。 In step S28, the ECU 100 determines that a condition is satisfied that the intake air amount reduction control in step S29, which will be described later, has not been performed yet, or that combustion in all cylinders 2 has been completed after the intake air amount reduction control was started. Determine whether or not. If the determination in step S28 is NO, the intake air amount reduction control has already been carried out, and combustion in all cylinders 2 has not been completed since the start of the intake air amount reduction control, the process is immediately terminated. (Return to step S1). On the other hand, if the determination in step S28 is YES and the intake air amount reduction control has not been implemented yet, or if combustion in all cylinders 2 has been completed since the intake air amount reduction control was started, step Proceed to S29. In step S29, the ECU 100 performs intake air amount reduction control to reduce the intake air amount, and ends the process (returns to step S1). Specifically, the ECU 100 reduces the opening degree of the throttle valve 32 (closed side) to reduce the amount of intake air introduced into each combustion chamber 6, as described above.

（５）作用等
以上のように、本実施形態では、プリイグが発生したと判定されたとき、つまり、混合気の燃焼の進行度が過度に速い異常燃焼が発生したと判定されたときで、且つ、ＥＧＲ率の目標値との偏差の絶対値であるＥＧＲ率の目実差が判定値以下であるという条件（第１判定条件）の成立時に、吸気量低減制御を実施して、空気充填量が低下するようにスロットル弁３２の開度を低下（閉じ側に）する。 (5) Effects, etc. As described above, in this embodiment, when it is determined that pre-ignition has occurred, that is, when it is determined that abnormal combustion has occurred in which the combustion progress of the air-fuel mixture is excessively fast, In addition, when the condition (first judgment condition) that the actual difference in the EGR rate, which is the absolute value of the deviation from the target value of the EGR rate, is equal to or less than the judgment value is satisfied, the intake air amount reduction control is performed to reduce the air filling. The opening degree of the throttle valve 32 is decreased (toward the closing side) so that the amount decreases.

これより、圧縮上死点付近での混合気の反応の進行を遅くすることができ、混合気が過度に速いタイミングで燃焼を開始するのを防止できるとともに、燃焼を緩慢にすることができる。従って、点火時期の変更によって燃焼騒音を抑制できないような異常燃焼であるプリイグの発生時にも、燃焼騒音の増大を抑制できる。 This makes it possible to slow down the reaction of the air-fuel mixture near compression top dead center, prevent the air-fuel mixture from starting combustion at an excessively rapid timing, and slow down the combustion. Therefore, even when pre-ignition occurs, which is abnormal combustion in which combustion noise cannot be suppressed by changing the ignition timing, an increase in combustion noise can be suppressed.

そして、プリイグが発生したと判定されたとき、つまり、混合気の燃焼の進行度が過度に速い状態にあるときで、且つ、ＥＧＲ率の目標値との偏差の絶対値が判定値よりも大きいという条件（第２判定条件）の成立時には、前記の吸気量低減制御を実施せず、空気充填量の低下が制限されるようにスロットル弁３２を制御する。つまり、このときは、スロットル弁３２の開度の低下を停止し、吸気量低減制御の実施時よりも空気充填量を多くする。 Then, when it is determined that pre-ignition has occurred, that is, when the combustion progress of the air-fuel mixture is excessively fast, and the absolute value of the deviation from the target value of the EGR rate is greater than the determined value. When this condition (second determination condition) is satisfied, the intake air amount reduction control described above is not performed, and the throttle valve 32 is controlled so that the decrease in the air filling amount is limited. That is, at this time, the reduction in the opening degree of the throttle valve 32 is stopped, and the air filling amount is increased compared to when the intake air amount reduction control is performed.

これより、本実施形態では、ＥＧＲ率の目標値との偏差に起因してプリイグが発生した場合であってＥＧＲ率が目標ＥＧＲ率に到達することでプリイグが回避されて燃焼の進行度が通常レベルに戻る場合、つまり、一時的にプリイグが発生しただけでありプリイグがその後解消される可能性の高い場合において、空気充填量が低減されるのを回避できる。そのため、燃焼騒音の増大を回避しながら、空気充填量の低減によるエンジントルクの低下を防止できる。 From this, in this embodiment, when pre-ignition occurs due to a deviation from the target value of the EGR rate, pre-ignition is avoided when the EGR rate reaches the target EGR rate, and the progress of combustion is normal. In the case of returning to the level, that is, in the case where the pre-ignition has only temporarily occurred and there is a high possibility that the pre-ignition will be resolved later, it is possible to avoid reducing the air filling amount. Therefore, it is possible to prevent a decrease in engine torque due to a decrease in air filling amount while avoiding an increase in combustion noise.

また、本実施形態では、プリイグが発生したと判定されたときに、吸気量低減制御に加えて燃料噴射の実施時期を遅くしている。そのため、燃料噴射の実施時期の遅角によって圧縮上死点付近までの燃料と空気の混合時間および反応時間を短くすることによっても、圧縮上死点付近において混合気が過度に早期に自着火すること、および、混合気が急激に燃焼することを防止でき、燃焼騒音の増大をより確実に抑制できる。 Furthermore, in this embodiment, when it is determined that pre-ignition has occurred, in addition to the intake air amount reduction control, the timing of fuel injection is delayed. Therefore, even if the mixing time and reaction time of fuel and air to near compression top dead center are shortened by retarding the timing of fuel injection, the air-fuel mixture may self-ignite excessively early near compression top dead center. Moreover, it is possible to prevent the air-fuel mixture from combusting rapidly, and it is possible to more reliably suppress an increase in combustion noise.

特に、本実施形態では、プリイグが発生したと判定されたときに、前段噴射（Ｑ１１）と後段噴射（Ｑ１２）の双方が圧縮行程中に実施される。そのため、圧縮上死点付近までの燃料と空気の混合時間および反応時間を確実に短くできる。また、前段噴射（Ｑ１１）に係る燃料が燃焼室６全体に拡散するのを抑制して、当該燃料を燃焼室６の外周に滞留させることができる。そのため、圧縮上死点付近において燃焼室６の中央付近に反応の進んだ混合気が多量に存在するという事態を回避でき、プリイグの発生をより確実に防止できる。 In particular, in this embodiment, when it is determined that pre-ignition has occurred, both the pre-stage injection (Q11) and the post-stage injection (Q12) are performed during the compression stroke. Therefore, the mixing time and reaction time of fuel and air up to the vicinity of compression top dead center can be reliably shortened. Furthermore, it is possible to suppress the fuel related to the pre-injection (Q11) from diffusing throughout the combustion chamber 6, and to allow the fuel to remain on the outer periphery of the combustion chamber 6. Therefore, it is possible to avoid a situation where a large amount of highly reacted air-fuel mixture exists near the center of the combustion chamber 6 near the compression top dead center, and the occurrence of pre-ignition can be more reliably prevented.

また、本実施形態では、吸気量低減制御の実施時において、スロットル弁３２の開度を変更してから全ての気筒２で燃焼が終了するまでの期間は、スロットル弁３２のさらなる開度変更を停止している。そのため、各気筒２の空気充填量が過度に小さくなってエンジントルクが過度に低下するのを防止できる。 Furthermore, in the present embodiment, when the intake air amount reduction control is performed, further changes in the opening of the throttle valve 32 are not allowed during the period from when the opening of the throttle valve 32 is changed until combustion ends in all the cylinders 2. It's stopped. Therefore, it is possible to prevent the engine torque from decreasing excessively due to the air filling amount in each cylinder 2 becoming excessively small.

ここで、混合気に含まれるＯＨラジカルが多い方が混合気の燃焼は促進される。また、ＮＯｘが浄化装置をすり抜けるとＯＨラジカルが生成されるということが分かっている。これより、三元触媒４１ａの下流側の排気通路４０内の排気ガスが吸気通路に還流されて気筒に導入されるように構成された本実施形態のエンジンでは、気筒２内のＯＨラジカルが多くなって混合気の燃焼の進行度が速くなり、燃焼騒音が増大しやすい。これに対して、本実施形態では、前記のように、燃焼騒音の増大が抑制されるようにスロットル弁３２およびインジェクタ１５が制御される。そのため、効果的に燃焼騒音の増大を抑制できる。 Here, the more OH radicals contained in the air-fuel mixture, the more the combustion of the air-fuel mixture is promoted. It is also known that OH radicals are generated when NOx passes through a purification device. From this, in the engine of this embodiment configured such that the exhaust gas in the exhaust passage 40 on the downstream side of the three-way catalyst 41a is recirculated to the intake passage and introduced into the cylinder, OH radicals in the cylinder 2 are large. As a result, the rate of combustion of the air-fuel mixture becomes faster, and combustion noise tends to increase. In contrast, in this embodiment, the throttle valve 32 and the injector 15 are controlled so as to suppress the increase in combustion noise, as described above. Therefore, increase in combustion noise can be effectively suppressed.

（６）変形例
前記の実施形態では、１の気筒において最大筒内圧強度ＣＰＬＦが判定強度以上となり且つ指標期間が判定期間以上となる燃焼サイクルが、複数回（判定回数以上）連続したときに、プリイグが生じたと判定した場合について説明したが、前記の燃焼サイクルが１回生じただけでプリイグが生じたと判定するようにしてもよい。ただし、前記実施形態の構成にすれば、最大筒内圧強度ＣＰＬＦや指標期間の誤算出によってプリイグが生じたと判定されるのを回避できる。また、一時的に最大筒内圧強度ＣＰＬＦが判定強度以上となり且つ指標期間が判定期間以上となった際に、プリイグが生じたと判定されて、その後に燃料噴射のパターンの変更等がなされてしまうのを回避でき、燃料噴射パターンの変更等の機会を少なく抑えることができる。 (6) Modification In the above embodiment, when the combustion cycle in which the maximum in-cylinder pressure intensity CPLF is equal to or greater than the determination strength in one cylinder and the index period is equal to or longer than the determination period occurs multiple times (at least the number of determinations), Although the case where it is determined that pre-ignition has occurred has been described, it may be determined that pre-ignition has occurred even if the combustion cycle described above has occurred only once. However, with the configuration of the embodiment described above, it is possible to avoid determining that pre-ignition has occurred due to incorrect calculation of the maximum cylinder pressure intensity CPLF or the index period. Additionally, when the maximum cylinder pressure strength CPLF temporarily exceeds the determination strength and the index period exceeds the determination period, it is determined that pre-ignition has occurred, and the fuel injection pattern is subsequently changed. It is possible to avoid this and reduce the chances of changing the fuel injection pattern.

前記の実施形態では、通常制御時およびノック制御時において、後段噴射（Ｑ２）を吸気行程の後半から圧縮行程の前半にかけての期間に実施する場合について説明したが、後段噴射（Ｑ２）も前段噴射（Ｑ１）と同様に吸気行程中に実施してもよい。 In the above embodiment, during normal control and knock control, a case has been described in which the latter injection (Q2) is performed from the second half of the intake stroke to the first half of the compression stroke. Similarly to (Q1), it may be performed during the intake stroke.

前記の実施形態では、エンジンが、ＳＰＣＣＩ燃焼が実施されるものである場合を説明したが、エンジンで実施される燃焼形態はこれに限らない。また、前記の異常燃焼判定および異常燃焼回避制御は、第２運転領域Ｂ以外で実施されてもよい。 In the embodiment described above, a case has been described in which the engine performs SPCCI combustion, but the combustion form performed in the engine is not limited to this. Further, the abnormal combustion determination and the abnormal combustion avoidance control described above may be performed in a region other than the second operating region B.

また、前記の実施形態では、前記の判定強度と比較して燃焼騒音が所望のレベルを超える燃焼が生じたか否かの判定に用いるパラメータを、第２周波数から第１周波数までの筒内圧のスペクトルの最大値（最大筒内圧強度ＣＰＬＦ）とした場合について説明した。これに代えて、前記のパラメータとして、第２周波数から第１周波数までの筒内圧のスペクトルの値の平均値を用いてもよい。また、第１周波数以下の周波数成分であって第２周波数未満の周波数成分も含む筒内圧のスペクトルに基づいて燃焼騒音が所望のレベルを超える燃焼が生じたか否かの判定を行ってもよい。 Furthermore, in the embodiment described above, the parameter used to determine whether or not combustion has occurred in which the combustion noise exceeds a desired level in comparison with the determination intensity is set to the spectrum of the cylinder pressure from the second frequency to the first frequency. The case where the maximum value of (maximum in-cylinder pressure intensity CPLF) is set has been explained. Instead, the average value of the spectrum of the cylinder pressure from the second frequency to the first frequency may be used as the parameter. Alternatively, it may be determined whether or not combustion has occurred in which the combustion noise exceeds a desired level based on the spectrum of the in-cylinder pressure that is a frequency component that is lower than the first frequency and also includes a frequency component that is lower than the second frequency.

１ エンジン本体
２ 気筒
６ 燃焼室
１５ インジェクタ（燃料供給手段）
１６ 点火プラグ（点火手段）
１００ ＥＣＵ（制御手段）
１１０ 異常燃焼判定部（判定部）
ＳＮ６ 筒内圧センサ 1 Engine body 2 Cylinder 6 Combustion chamber 15 Injector (fuel supply means)
16 Spark plug (ignition means)
100 ECU (control means)
110 Abnormal combustion determination section (determination section)
SN6 cylinder pressure sensor

Claims (5)

気筒が形成されたエンジン本体と、気筒内に燃料を噴射する燃料噴射手段と、気筒に導入される空気が流通する吸気通路と、気筒から排出される排気ガスが流通する排気通路と、当該排気通路内の排気ガスの一部であるＥＧＲガスを前記吸気通路に還流させるＥＧＲ装置とを備え、気筒内の少なくとも一部の混合気を自着火により燃焼させることが可能な圧縮着火式エンジンを制御する装置であって、
混合気の燃焼の進行度が過度に速い異常燃焼の有無を判定する第１判定手段と、
気筒内の全ガス量に対する気筒内のＥＧＲガス量の割合であるＥＧＲ率と、エンジン回転数とエンジン負荷に応じて予め設定された目標ＥＧＲ率との差の絶対値である目実差が所定の判定値以下であるか否かを判定する第２判定手段と、
気筒に導入される空気の量である空気充填量を変更可能な空気充填量変更手段と、
前記空気充填量変更手段を制御する制御手段とを備え、
前記制御手段は、
前記異常燃焼の発生が前記第１判定手段により判定され、且つ、前記ＥＧＲ率の目実差が前記判定値以下であることが前記第２判定手段により判定されたという第１判定条件の成立時、前記空気充填量が前記第１判定条件成立直前の量から低下するように前記空気充填量変更手段を制御し、
前記異常燃焼の発生が前記第１判定手段により判定され、且つ、前記ＥＧＲ率の目実差が前記判定値より大きいことが前記第２判定手段により判定されたという第２判定条件の成立時、前記第１判定条件の成立時よりも前記空気充填量が多くなるように前記空気充填量変更手段を制御する、ことを特徴とするエンジンの制御装置。 An engine body in which a cylinder is formed, a fuel injection means for injecting fuel into the cylinder, an intake passage through which air introduced into the cylinder flows, an exhaust passage through which exhaust gas discharged from the cylinder flows, and the exhaust gas. Controls a compression ignition engine that is equipped with an EGR device that recirculates EGR gas, which is part of the exhaust gas in the passage, to the intake passage, and is capable of combusting at least a part of the air-fuel mixture in the cylinder by self-ignition. A device for
a first determination means for determining the presence or absence of abnormal combustion in which the combustion progress of the air-fuel mixture is excessively fast;
The target difference, which is the absolute value of the difference between the EGR rate, which is the ratio of the EGR gas amount in the cylinder to the total gas amount in the cylinder, and the target EGR rate, which is preset according to the engine rotation speed and engine load, is predetermined. a second determination means for determining whether or not the determination value is less than or equal to the determination value;
an air filling amount changing means capable of changing an air filling amount, which is the amount of air introduced into the cylinder;
and a control means for controlling the air filling amount changing means,
The control means includes:
When a first determination condition is satisfied that the first determination means determines that the abnormal combustion has occurred, and the second determination means determines that the actual difference in the EGR rate is less than or equal to the determination value. , controlling the air filling amount changing means so that the air filling amount decreases from the amount immediately before the first determination condition was satisfied ;
When a second determination condition is established that the occurrence of the abnormal combustion has been determined by the first determination means, and the second determination means has determined that the actual difference in the EGR rate is larger than the determination value, An engine control device characterized in that the air filling amount changing means is controlled so that the air filling amount is larger than when the first determination condition is met. 請求項１に記載のエンジンの制御装置において、
前記制御手段は、前記第１判定条件の成立時、前記空気充填量が前記第１判定条件成立直前の量から低下するように前記空気充填量変更手段を制御し、且つ、前記異常燃焼が発生していないことが前記第１判定手段により判定されたときよりも気筒に燃料が噴射される時期が遅くなるように前記燃料噴射手段を制御する、ことを特徴とするエンジンの制御装置。 The engine control device according to claim 1,
The control means controls the air filling amount changing means so that when the first judgment condition is satisfied, the air filling amount is decreased from the amount immediately before the first judgment condition was satisfied , and the abnormal combustion occurs. A control device for an engine , characterized in that the fuel injection means is controlled so that the timing at which fuel is injected into the cylinder is later than when the first determination means determines that the fuel is not injected into the cylinder . 請求項１または２に記載のエンジンの制御装置において、
前記エンジン本体は前記吸気通路とそれぞれ連通する複数の気筒を有し、
前記空気充填量変更手段は、前記吸気通路を開閉するスロットル弁を有し、
前記制御手段は、
前記第１判定条件の成立時、前記スロットル弁の開度を閉じ側の開度に変更することで前記空気充填量を前記第１判定条件成立直前の量から低下させるとともに、当該スロットル弁の開度を変更してから全ての気筒で燃焼が終了するまでの期間は、前記スロットル弁のさらなる開度変更を禁止する、ことを特徴とするエンジンの制御装置。 The engine control device according to claim 1 or 2,
The engine main body has a plurality of cylinders each communicating with the intake passage,
The air filling amount changing means has a throttle valve that opens and closes the intake passage,
The control means includes:
When the first judgment condition is satisfied, the opening degree of the throttle valve is changed to the closing side opening degree to reduce the air filling amount from the amount immediately before the first judgment condition is satisfied, and the opening degree of the throttle valve is reduced from the amount immediately before the first judgment condition is satisfied. 1. A control device for an engine, wherein further changes in the opening degree of the throttle valve are prohibited during a period from when the opening degree is changed until combustion is completed in all cylinders. 請求項１～３のいずれか１項に記載のエンジンの制御装置において、
前記排気通路に設けられて排気ガス中のＮＯｘを浄化可能な浄化装置を備え、
前記ＥＧＲ装置は、前記浄化装置よりも下流側の前記排気通路内の排気ガスを前記吸気通路に還流させる、ことを特徴とするエンジンの制御装置。 The engine control device according to any one of claims 1 to 3,
a purification device installed in the exhaust passage and capable of purifying NOx in exhaust gas;
The engine control device is characterized in that the EGR device recirculates exhaust gas in the exhaust passage downstream of the purification device to the intake passage. 請求項１～４のいずれか１項に記載のエンジンの制御装置において、
前記燃料噴射手段は、第１の燃料噴射と、当該第１の燃料噴射よりも噴射時期の遅い第２の燃料噴射とを実施し、
前記制御手段は、
前記異常燃焼の発生していないことが前記第１判定手段により判定されたときは、少なくとも前記第１の燃料噴射が吸気行程中に実施されるように前記燃料噴射手段を制御し、
前記異常燃焼の発生していることが前記第１判定手段により判定されたときは、前記第１の燃料噴射と前記第２の燃料噴射の双方が圧縮行程中に実施されるように前記燃料噴射手段を制御する、ことを特徴とするエンジンの制御装置。 The engine control device according to any one of claims 1 to 4,
The fuel injection means performs a first fuel injection and a second fuel injection whose injection timing is later than the first fuel injection,
The control means includes:
When the first determining means determines that the abnormal combustion has not occurred , controlling the fuel injection means so that at least the first fuel injection is performed during the intake stroke;
When the first determining means determines that the abnormal combustion has occurred , the fuel injection is performed so that both the first fuel injection and the second fuel injection are performed during the compression stroke. A control device for an engine, characterized in that it controls a means for controlling an engine.
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