WO2015064066A1 - 圧縮着火式エンジンの制御装置 - Google Patents

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和弘 長津
井上　淳
浩太 松本
隆史 神長
亨 宮本
養祖　隆
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マツダ株式会社
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Definitions

  • the technology disclosed herein relates to a control device for a compression ignition engine.
  • Patent Document 1 describes an engine configured to perform compression ignition combustion of an air-fuel mixture in a cylinder when the operating state of the engine is in a predetermined operating range of low speed and partial load.
  • Patent Document 2 when the operating state of the engine is in an operating region below a predetermined switching load, the air-fuel mixture in the cylinder is subjected to compression ignition combustion, while in an operating region where the load is higher than the switching load.
  • an engine which is configured to perform combustion by forcibly igniting an air-fuel mixture in a cylinder with an ignition plug.
  • the exhaust valve when performing compression ignition combustion, the exhaust valve is opened again during the intake stroke, so that a part of the exhaust gas discharged to the exhaust side is introduced into the cylinder, so-called exhaust double opening is performed. .
  • the introduction of the internal EGR gas by the double opening of the exhaust gas is advantageous in improving the ignitability of compression ignition and the combustion stability by increasing the compression start temperature and, consequently, the compression end temperature.
  • Patent Document 3 describes an engine that switches between compression ignition combustion and spark ignition combustion according to the operating state of the engine. Patent Document 3 also discloses that when switching from compression ignition combustion to spark ignition combustion, a part of the exhaust gas is introduced into the cylinder via the EGR passage, and the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is made rich so as to knock. It is described to avoid.
  • the amount of fresh air and the amount of exhaust gas introduced into the cylinder are maximized while the amount of filling of the cylinder is maximized.
  • the ratio is changed according to the engine load. Specifically, as the engine load increases, the temperature state in the cylinder also increases, so the amount of internal EGR gas introduced into the cylinder is reduced and the amount of fresh air is increased. This is effective in preventing the temperature state in the cylinder from becoming too high and avoiding a sharp increase in pressure (ie, dP / dt) in the cylinder accompanying compression ignition combustion.
  • the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture in the cylinder is substantially 1 regardless of the engine load. This makes it possible to improve exhaust emission performance using a three-way catalyst.
  • the amount of heat generated per unit time is relatively low in the low speed region.
  • the temperature state inside is also relatively low compared to the region on the high speed side. Therefore, in the low speed region, it is conceivable to adopt a combustion mode different from that of the high speed region from the viewpoint of improving fuel efficiency.
  • the technology disclosed herein has been made in view of the above points, and the purpose of the technology is to reduce the load in the region where compression ignition combustion is performed in the compression ignition type engine which performs compression ignition combustion in a predetermined region.
  • the purpose is to improve the fuel consumption in the low speed region within the high region.
  • the technology disclosed herein relates to a control device for a compression ignition type engine
  • the compression ignition type engine control device includes an engine body having a cylinder and a fuel injection valve configured to inject fuel supplied into the cylinder.
  • a gas state adjusting system configured to adjust the gas state in the cylinder by adjusting the amount of fresh air introduced into the cylinder and the amount of exhaust gas, respectively, and operation of the engine body
  • a controller configured to operate the engine body by subjecting the air-fuel mixture in the cylinder to compression ignition combustion when the state is in a preset compression ignition region.
  • the controller maximizes the cylinder filling amount by the gas state adjustment system in the low speed region.
  • the EGR rate which is the ratio of the amount of the exhaust gas to the total gas amount in the cylinder, is lowered so that the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture in the cylinder becomes larger than 1.
  • the EGR rate is increased so that the excess amount ⁇ of the air-fuel mixture in the cylinder is 1 or less while maximizing the filling amount of the cylinder.
  • the “gas condition adjustment system” is a system that adjusts the amount of gas introduced into the cylinder (that is, the filling amount) and the ratio between the amount of fresh air introduced into the cylinder and the amount of exhaust gas.
  • the amount of fresh air introduced into the cylinder can be adjusted by the opening of the throttle valve, the closing timing of the intake valve, and / or the amount of exhaust gas introduced into the cylinder.
  • the amount of exhaust gas introduced into the cylinder is an internal EGR configured such that a part of the exhaust gas remains and / or is introduced into the cylinder by controlling the valve opening periods of the intake valve and the exhaust valve of the engine body.
  • Adjustment may be made through an external EGR system that introduces part of the exhaust gas into the cylinder via the system and / or an EGR passage that connects the exhaust passage and the intake passage of the engine body. It is preferable to introduce the internal EGR gas from the internal EGR system into the cylinder, particularly when the operating state of the engine body is in the compression ignition region. Since the internal EGR gas has a relatively high temperature, the compression end temperature is increased, which is advantageous for the ignitability of compression ignition and the combustion stability.
  • the “low speed region” is a region where the amount of heat generated per unit time is low, thereby lowering the temperature state in the cylinder, and the low temperature state causes compression ignition combustion. This is a region where it is possible to avoid a sudden increase in pressure in the cylinder.
  • the low speed side region may be set as appropriate on the low speed side, for example, than 1/2 of the rotation speed region of the engine body.
  • the controller when the operating state of the engine body is in a preset compression ignition region, the controller operates the engine body by subjecting the air-fuel mixture in the cylinder to compression ignition combustion. Then, when the operating state of the engine body is in a predetermined region where the load in the compression ignition region is high, the cylinder is divided into a low-speed region and a high-speed region that is faster than the low-speed region by the gas state adjustment system. Change the gas state inside.
  • the EGR rate is set low so that the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture becomes leaner than 1 while maximizing the filling amount in the cylinder. That is, the amount of exhaust gas introduced into the cylinder is reduced and the amount of fresh air is increased.
  • the rotational speed of the engine body is low, the amount of heat generated per unit time is reduced, so that the temperature state in the cylinder is relatively low. This suppresses the compression end temperature from becoming too high. Therefore, it is avoided that the pressure increase (dP / dt) in the cylinder becomes steep, and the generation of RawNOx is also suppressed.
  • the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture is made leaner than 1, and fuel efficiency is improved by improving thermal efficiency.
  • the excess air ratio ⁇ may be an arbitrary value larger than 1, for example, in a configuration including a NOx purification catalyst.
  • the excess air ratio ⁇ is preferably set to, for example, 2.4 or more.
  • the low-speed side region in which the excess air ratio ⁇ is set to 2.4 or more it is preferable to set to 2.4 or more to a predetermined load or less. This is because when the load on the engine body increases, the fuel injection amount increases, so that it becomes difficult to set the excess air ratio ⁇ to 2.4 or more.
  • the “predetermined region with a high load in the compression ignition region” in the above configuration means a region excluding a region where the load on the engine body is too low (for example, a light load region). That is, when the operating state of the engine body is in the light load region, unburned fuel tends to increase. Therefore, the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture is leaned to be larger than 1 and the fuel efficiency improvement effect by improving the thermal efficiency is increased in the cylinder. The fuel efficiency improvement effect by increasing the amount of exhaust gas to be introduced and reducing the unburned loss becomes more effective.
  • the “low speed region” is limited to the load region of the engine body where the fuel efficiency improvement effect by making the air-fuel mixture lean is relatively advantageous, and the lower load region, that is, the unburned region.
  • the EGR rate is preferable to make the EGR rate relatively high while setting the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture to 1 or less.
  • the EGR rate is increased so that the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture in the cylinder is 1 or less while maximizing the filling amount of the cylinder.
  • Increasing the amount of exhaust gas introduced into the cylinder lowers the combustion temperature, which is advantageous in suppressing the generation of RawNOx.
  • the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture in the cylinder is set to substantially 1 (that is, ⁇ is approximately 1), it is possible to maintain good exhaust emission performance using a three-way catalyst.
  • the temperature state in the cylinder is higher than that in the low speed side region, but the amount of exhaust gas is relatively large. Therefore, the slow compression combustion combustion is advantageous in reducing combustion noise.
  • the fuel injection valve is configured to directly inject fuel into the cylinder, and the controller compresses the fuel injection timing by the fuel injection valve in the low speed side region of the predetermined region. Before the first half, and in the high speed side region of the predetermined region, the fuel injection timing by the fuel injection valve is after the second half of the compression stroke.
  • the fuel injection timing into the cylinder by the fuel injection valve after the latter half of the compression stroke it is possible to perform compression ignition combustion in the expansion stroke period in which the pressure in the cylinder gradually decreases due to motoring.
  • the second half of the compression stroke corresponds to the second half when the compression stroke is divided into the first half and the second half with respect to the progress of the crank angle
  • the second half of the compression stroke is the latter half of the compression stroke and the expansion stroke. And are included.
  • fuel injection performed at such a relatively late time may be referred to as retard injection.
  • the compression ignition combustion is accompanied in the high speed side region of the predetermined region where the temperature state in the cylinder is relatively higher than in the low speed side region. It is avoided that the pressure rise in the cylinder becomes steep.
  • the fuel injection timing by the fuel injection valve is set before the first half of the compression stroke.
  • “the first half of the compression stroke” corresponds to the first half when the compression stroke is divided into the first half and the second half with respect to the progress of the crank angle
  • “the first half of the compression stroke” includes the first half of the compression stroke and the intake stroke. And are included.
  • the air excess ratio ⁇ of the air-fuel mixture can be made larger than 1 by not employing the retard injection.
  • the control device of the compression ignition engine further includes an ozone generator configured to add ozone to fresh air introduced into the cylinder, and the controller is configured to perform the control in the low speed side region of the predetermined region.
  • Ozone may be added to fresh air introduced into the cylinder by an ozone generator.
  • the “ozone generator” may be configured to add ozone to fresh air that is provided on the intake passage and is introduced into the cylinder.
  • a relatively large amount of fresh air is introduced into the cylinder in order to set the air-fuel mixture lean in the low speed side region of the predetermined region.
  • a large amount of ozone can be introduced into the cylinder by adding ozone to the fresh air introduced into the cylinder. This is advantageous in improving the ignition quality of compression ignition and the stability of compression ignition combustion.
  • the controller may add ozone to fresh air introduced into the cylinder by the ozone generator in the low speed side region of the predetermined region when the outside air temperature is equal to or lower than a predetermined temperature.
  • the control device for the compression ignition type engine controls the filling amount of the cylinder when the operating state of the engine body is in the predetermined region where the load in the compression ignition region is high and in the low speed region. While maximizing, the EGR rate is lowered so that the air excess ratio ⁇ of the air-fuel mixture becomes leaner than 1. As a result, it is possible to obtain a fuel efficiency improvement effect by improving the thermal efficiency while suppressing a steep increase in temperature (dP / dt) in the cylinder accompanying the compression ignition combustion.
  • the air excess ratio ⁇ of the air-fuel mixture is 1 while maximizing the filling amount of the cylinder.
  • Increase the EGR rate so that: This suppresses generation of NOx to ensure exhaust emission performance and is advantageous for reducing combustion noise.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing the configuration of a compression ignition engine.
  • FIG. 2 is a block diagram relating to control of the compression ignition engine.
  • FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view showing the combustion chamber.
  • FIG. 4 is a conceptual diagram illustrating the configuration of the ozone generator.
  • FIG. 5 shows an example of a lift curve of an intake valve configured to be switchable between a large lift and a small lift, and an exhaust configured to be switched between a normal valve opening operation and a special operation that is restarted during an intake stroke. It is an illustration with the lift curve of a valve.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating an engine operation control map.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing the configuration of a compression ignition engine.
  • FIG. 2 is a block diagram relating to control of the compression ignition engine.
  • FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view showing the combustion chamber.
  • FIG. 4 is a conceptual diagram illustrating the configuration of the ozone generator.
  • FIG. 7A is an example of the fuel injection timing when the intake stroke injection is performed in the CAI mode, and the heat generation rate of the CAI combustion associated therewith.
  • FIG. 7B is an example of the fuel injection timing when performing high pressure retarded injection in the CAI mode, and the heat generation rate of the CAI combustion associated therewith.
  • FIG. 7C is an example of the fuel injection timing in the case where the high pressure retarded injection is performed in the region of higher load in the CAI mode, and the heat generation rate of the CAI combustion associated therewith.
  • FIG. 7D shows an example of the fuel injection timing and ignition timing when high pressure retarded injection is performed in the SI mode, and the heat generation rate of SI combustion associated therewith. It is a figure which illustrates the relationship of the EGR rate with respect to the level of engine load.
  • the engine 1 is a spark ignition gasoline engine that is mounted on a vehicle and supplied with fuel containing at least gasoline.
  • the engine 1 includes a cylinder block 11 provided with a plurality of cylinders 18 (only one cylinder is shown in FIG. 1, but four cylinders are provided in series, for example), and the cylinder block 11 is arranged on the cylinder block 11.
  • the cylinder head 12 is provided, and an oil pan 13 is provided below the cylinder block 11 and stores lubricating oil.
  • a piston 14 connected to the crankshaft 15 via a connecting rod 142 is fitted in each cylinder 18 so as to be able to reciprocate.
  • a cavity 141 like a reentrant type in a diesel engine is formed on the top surface of the piston 14 as shown in an enlarged view in FIG.
  • the cavity 141 is opposed to an injector 67 described later when the piston 14 is positioned near the compression top dead center.
  • the cylinder head 12, the cylinder 18, and the piston 14 having the cavity 141 define a combustion chamber 19.
  • the shape of the combustion chamber 19 is not limited to the illustrated shape.
  • the shape of the cavity 141, the top surface shape of the piston 14, the shape of the ceiling portion of the combustion chamber 19, and the like can be changed as appropriate.
  • This engine 1 is set to a relatively high geometric compression ratio of 15 or more for the purpose of improving theoretical thermal efficiency, stabilizing compression ignition combustion, which will be described later, and the like. In addition, what is necessary is just to set a geometric compression ratio suitably in the range of about 15-20.
  • the cylinder head 12 is provided with an intake port 16 and an exhaust port 17 for each cylinder 18.
  • the intake port 16 and the exhaust port 17 have an intake valve 21 and an exhaust for opening and closing the opening on the combustion chamber 19 side.
  • Each valve 22 is disposed.
  • VVL Vehicle Valve Lift
  • VVT Vehicle Valve Timing
  • the exhaust valve 22 When the operating state of the first cam is transmitted to the exhaust valve 22, as illustrated by a solid line in FIG. 5, the exhaust valve 22 operates in the normal mode in which the valve is opened only once during the exhaust stroke.
  • the exhaust valve 22 When the operating state of the second cam is transmitted to the exhaust valve 22, as illustrated by a broken line in FIG. 5, the exhaust valve 22 opens during the exhaust stroke and also opens during the intake stroke. It operates in a special mode that opens the exhaust twice.
  • the normal mode and the special mode of the VVL 71 are switched according to the operating state of the engine.
  • the special mode is used in the control related to the internal EGR.
  • operating the VVL 71 in the normal mode and not opening the exhaust twice is referred to as “turning off the VVL 71”, and operating the VVL 71 in the special mode and opening the exhaust twice. , “Turn on VVL 71”.
  • an electromagnetically driven valve system that drives the exhaust valve 22 by an electromagnetic actuator may be employed.
  • internal EGR is not realized only by opening the exhaust twice.
  • the VVT 75 may employ a hydraulic, electromagnetic, or mechanical structure as appropriate, and illustration of the detailed structure is omitted.
  • the exhaust valve 22 can continuously change its valve opening timing and valve closing timing within a predetermined range by the VVT 75.
  • a VVL 74 and a VVT 72 are provided on the intake side in the same manner as the valve system on the exhaust side provided with the VVL 71 and the VVT 75.
  • the intake side VVL 74 is different from the exhaust side VVL 71.
  • the VVL 74 on the intake side includes two types of cams having different cam profiles: a large lift cam that relatively increases the lift amount of the intake valve 21, and a small lift cam that relatively decreases the lift amount of the intake valve 21;
  • the lost motion mechanism is configured to selectively transmit the operating state of one of the large lift cam and the small lift cam to the intake valve 21.
  • the intake valve 21 is opened with a relatively large lift amount, and the valve opening period is also long. Become. On the other hand, when the VVL 74 is transmitting the operating state of the small lift cam to the intake valve 21, the intake valve 21 is opened with a relatively small lift amount as shown by a broken line in FIG. The valve period is also shortened. The large lift cam and the small lift cam are set to be switched with the same valve opening timing or valve closing timing.
  • VVT 72 on the intake side similarly to the VVT 75 on the exhaust side, a well-known structure of a hydraulic type, an electromagnetic type, or a mechanical type may be adopted as appropriate, and illustration of the detailed structure is omitted.
  • the valve opening timing and the valve closing timing of the intake valve 21 can also be continuously changed within a predetermined range by the VVT 72.
  • the cylinder head 12 is also provided with an injector 67 for each cylinder 18 for directly injecting fuel into the cylinder 18 (direct injection).
  • the injector 67 is disposed so that its nozzle hole faces the inside of the combustion chamber 19 from the central portion of the ceiling surface of the combustion chamber 19.
  • the injector 67 directly injects an amount of fuel into the combustion chamber 19 at an injection timing set according to the operating state of the engine 1 and according to the operating state of the engine 1.
  • the injector 67 is a multi-hole injector having a plurality of nozzle holes, although detailed illustration is omitted. Thereby, the injector 67 injects the fuel so that the fuel spray spreads radially from the center position of the combustion chamber 19.
  • the fuel spray injected radially from the central portion of the combustion chamber 19 at the timing when the piston 14 is located near the compression top dead center is a cavity formed on the top surface of the piston. It flows along the wall surface of 141. It can be paraphrased that the cavity 141 is formed so that the fuel spray injected at the timing when the piston 14 is located near the compression top dead center is contained therein.
  • This combination of the multi-hole injector 67 and the cavity 141 is an advantageous configuration for shortening the mixture formation period and the combustion period after fuel injection.
  • the injector 67 is not limited to a multi-hole injector, and may be an outside-opening type injector.
  • the fuel tank (not shown) and the injector 67 are connected to each other by a fuel supply path.
  • a fuel supply system 62 including a fuel pump 63 and a common rail 64 and capable of supplying fuel to the injector 67 at a relatively high fuel pressure is interposed on the fuel supply path.
  • the fuel pump 63 pumps fuel from the fuel tank to the common rail 64, and the common rail 64 can store the pumped fuel at a relatively high fuel pressure.
  • the fuel pump 63 is a plunger type pump and is driven by the engine 1.
  • the fuel supply system 62 configured to include this engine-driven pump enables the fuel with a high fuel pressure of 30 MPa or more to be supplied to the injector 67.
  • the fuel pressure may be set to about 120 MPa at the maximum.
  • the pressure of the fuel supplied to the injector 67 is changed according to the operating state of the engine 1 as will be described later.
  • the fuel supply system 62 is not limited to this configuration.
  • a spark plug 25 for forcibly igniting the air-fuel mixture in the combustion chamber 19 is attached to the cylinder head 12.
  • the spark plug 25 is disposed through the cylinder head 12 so as to extend obliquely downward from the exhaust side of the engine 1.
  • the tip of the spark plug 25 is disposed facing the cavity 141 of the piston 14 located at the compression top dead center.
  • an intake passage 30 is connected to one side of the engine 1 so as to communicate with the intake port 16 of each cylinder 18.
  • an exhaust passage 40 for discharging burned gas (exhaust gas) from the combustion chamber 19 of each cylinder 18 is connected to the other side of the engine 1.
  • an air cleaner 31 for filtering the intake air is disposed at the upstream end of the intake passage 30, an air cleaner 31 for filtering the intake air is disposed.
  • a surge tank 33 is disposed near the downstream end of the intake passage 30.
  • the intake passage 30 on the downstream side of the surge tank 33 is an independent passage branched for each cylinder 18, and the downstream end of each independent passage is connected to the intake port 16 of each cylinder 18.
  • a water-cooled intercooler / warmer 34 that cools or heats the air and a throttle valve 36 that adjusts the amount of intake air to each cylinder 18 are arranged. It is installed.
  • An intercooler bypass passage 35 that bypasses the intercooler / warmer 34 is also connected to the intake passage 30.
  • the intercooler bypass passage 35 is connected to an intercooler for adjusting the flow rate of air passing through the passage 35.
  • a bypass valve 351 is provided. Adjusting the temperature of fresh air introduced into the cylinder 18 by adjusting the ratio between the passage flow rate of the intercooler bypass passage 35 and the passage flow rate of the intercooler / warmer 34 through the opening degree adjustment of the intercooler bypass valve 351. Is possible. It should be noted that the intercooler / warmer 34 and its associated members can be omitted.
  • the upstream portion of the exhaust passage 40 is constituted by an exhaust manifold having an independent passage branched for each cylinder 18 and connected to the outer end of the exhaust port 17 and a collecting portion where the independent passages gather.
  • a direct catalyst 41 and an underfoot catalyst 42 are connected downstream of the exhaust manifold in the exhaust passage 40 as exhaust purification devices for purifying harmful components in the exhaust gas.
  • Each of the direct catalyst 41 and the underfoot catalyst 42 includes a cylindrical case and, for example, a three-way catalyst disposed in a flow path in the case.
  • the engine 1 does not include a NOx purification catalyst.
  • the EGR passage 50 includes a main passage 51 in which an EGR cooler 52 for cooling the exhaust gas with engine coolant is disposed, and an EGR cooler bypass passage 53 for bypassing the EGR cooler 52. ing.
  • the main passage 51 is provided with an EGR valve 511 for adjusting the amount of exhaust gas recirculated to the intake passage 30, and the EGR cooler bypass passage 53 has a flow rate of exhaust gas flowing through the EGR cooler bypass passage 53.
  • An EGR cooler bypass valve 531 for adjustment is provided.
  • an ozone generator (O 3 generator) 76 for adding ozone to fresh air introduced into the cylinder 18 is interposed between the throttle valve 36 and the surge tank 33 in the intake passage 30.
  • the ozone generator 76 includes a plurality of electrodes arranged in parallel at predetermined intervals in the vertical and horizontal directions on the cross section of the intake pipe 301.
  • the ozone generator 76 generates ozone by silent discharge using oxygen contained in the intake air as a source gas. That is, when a high frequency alternating current high voltage is applied to the electrode from a power source (not shown), silent discharge is generated in the discharge gap, and the air (that is, intake air) passing therethrough is ozonized.
  • the intake air thus added with ozone is introduced into each cylinder 18 from the surge tank 33 via the intake manifold.
  • the ozone concentration in the intake air after passing through the ozone generator 76 is adjusted by changing the voltage application mode to the electrodes of the ozone generator 76 and / or changing the number of electrodes to which the voltage is applied. It is possible. As will be described later, the PCM 10 adjusts the ozone concentration in the intake air introduced into the cylinder 18 through the control of the ozone generator 76.
  • the engine 1 is controlled by a powertrain control module (hereinafter referred to as PCM) 10.
  • PCM 10 includes a microprocessor having a CPU, a memory, a counter timer group, an interface, and a path connecting these units. This PCM 10 constitutes a controller.
  • detection signals of various sensors SW1 to SW16 are input to the PCM 10.
  • the various sensors include the following sensors. That is, the air flow sensor SW1 that detects the flow rate of fresh air, the intake air temperature sensor SW2 that detects the temperature of fresh air, the downstream side of the intercooler / warmer 34, and the intercooler / warmer 34 downstream of the air cleaner 31.
  • a second intake air temperature sensor SW3 for detecting the temperature of fresh air after passing through the EGR gas temperature sensor SW4 which is disposed in the vicinity of the connection portion of the EGR passage 50 with the intake passage 30 and detects the temperature of the external EGR gas.
  • An intake port temperature sensor SW5 that is attached to the intake port 16 and detects the temperature of the intake air just before flowing into the cylinder 18, and an in-cylinder pressure sensor SW6 that is attached to the cylinder head 12 and detects the pressure in the cylinder 18.
  • the exhaust passage 40 is disposed in the vicinity of the connection portion of the EGR passage 50, and the exhaust temperature and the exhaust respectively.
  • Exhaust temperature sensor SW7 and exhaust pressure sensor SW8 for detecting a force is disposed on the upstream side of the direct catalyst 41, the linear O 2 sensor SW9, direct catalyst 41 and underfoot catalyst 42 for detecting the oxygen concentration in the exhaust gas
  • the lambda O 2 sensor SW10 that detects the oxygen concentration in the exhaust gas
  • the water temperature sensor SW11 that detects the temperature of the engine coolant
  • the crank angle sensor SW12 that detects the rotation angle of the crankshaft 15
  • An accelerator opening sensor SW13 for detecting an accelerator opening corresponding to an operation amount of an accelerator pedal (not shown), intake-side and exhaust-side cam angle sensors SW14, SW15, and a common rail 64 of the fuel supply system 62 are attached.
  • the fuel pressure sensor SW16 detects the fuel pressure supplied to the injector 67.
  • the PCM 10 determines the state of the engine 1 and the vehicle by performing various calculations based on these detection signals, and accordingly, the injector 67, the spark plug 25, the VVT 72 and VVL 74 on the intake valve side, and the exhaust valve side Control signals are output to the VVT 75 and VVL 71, the fuel supply system 62, actuators of various valves (throttle valve 36, intercooler bypass valve 351, EGR valve 511, EGR cooler bypass valve 531), and the ozone generator 76.
  • the PCM 10 operates the engine 1.
  • FIG. 6 shows an example of an operation control map of the engine 1.
  • This engine 1 is a compression ignition combustion in which combustion is performed by compression self-ignition without ignition by the spark plug 25 in a low load region where the engine load is relatively low for the purpose of improving fuel consumption and exhaust emission performance. (In other words, controlled auto-ignition combustion) is performed.
  • a region lower than the combustion switching load indicated by a solid line corresponds to a compression ignition region in which compression ignition combustion is performed.
  • the compression ignition combustion causes the combustion to become too steep and causes problems such as combustion noise. Therefore, in the engine 1, in a high load region where the engine load is relatively high, the compression ignition combustion is stopped and switched to forced ignition combustion (here, spark ignition combustion) using the spark plug 25.
  • a region equal to or higher than the combustion switching load indicated by a solid line corresponds to a spark ignition region in which spark ignition combustion is performed.
  • the engine 1 includes a CAI (Controlled Auto Ignition) mode in which compression ignition combustion is performed and an SI (Spark Ignition) mode in which spark ignition combustion is performed according to the operating state of the engine 1, particularly the load of the engine 1. Is configured to switch between.
  • CAI Controlled Auto Ignition
  • SI Spark Ignition
  • the CAI mode is further divided into four areas according to the engine load level and the engine speed. In the four regions, the combination of the gas state in the cylinder 18 and the fuel injection mode injected into the cylinder 18 are different from each other. Note that, in the entire CAI mode, the throttle valve 36 is fully open, and the filling amount of the cylinder 18 is maintained at the maximum. Thereby, the pump loss is reduced.
  • hot water having a relatively high temperature is used in order to improve the ignitability and stability of compression ignition combustion.
  • EGR gas is introduced into the cylinder 18. As will be described in detail later, this is because the VVL 71 on the exhaust side is turned on and the exhaust valve 22 is opened twice during the intake stroke.
  • the introduction of hot EGR gas is advantageous in increasing the compression end temperature in the cylinder 18 and improving the ignitionability and combustion stability of compression ignition in these regions.
  • the regions (1-1), (1-2), and (2-1) where hot EGR gas is introduced into the cylinder 18 are as shown in FIG. 7A.
  • the injector 67 injects fuel into the cylinder 18 at least during the period from the intake stroke to the first half of the compression stroke. This forms a homogeneous mixture in the cylinder.
  • the fuel injection timing is preferably matched with the timing when the exhaust valve 22 is restarted. By doing so, it is advantageous for vaporizing and atomizing the fuel.
  • the homogeneous air-fuel mixture undergoes compression self-ignition near the compression top dead center.
  • the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture is set to 1 or less.
  • the excess air ratio ⁇ is substantially 1 ( ⁇ 1).
  • the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture is made higher than 1 in the region (1-2), that is, in the region where the load is higher than the predetermined load on the low speed side.
  • the excess air ratio ⁇ is set to a lean value of 2.4 or more. This is advantageous in improving fuel efficiency by increasing thermal efficiency. Further, by setting the excess air ratio ⁇ to 2.4 or more, the generation of RawNOx is suppressed, and the exhaust emission performance can be ensured in the engine 1 that does not include the NOx purification catalyst.
  • the temperature state in the cylinder 18 is high. For this reason, if fuel is injected into the cylinder 18 during the period from the intake stroke to the middle of the compression stroke, abnormal combustion such as pre-ignition occurs or the pressure rise (dP / dt) in the cylinder 18 is steep. This may cause a problem of combustion noise. On the other hand, if the compression start temperature and the compression end temperature are lowered without introducing the hot EGR gas into the cylinder 18, this causes deterioration of the ignition quality of the compression ignition and the stability of the compression ignition combustion. I will.
  • This characteristic fuel injection mode is hereinafter referred to as “high pressure retarded injection” or simply “retarded injection”.
  • high-pressure retarded injection makes it possible to perform compression ignition combustion stably in the expansion stroke while avoiding abnormal combustion in the region (2-1). Details of the high-pressure retarded injection will be described later.
  • the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture is set to 1 or less (specifically, ⁇ 1) as in the region (1-1).
  • the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture is substantially set to 1, and the use of the three-way catalyst is enabled.
  • the temperature environment in the cylinder 18 is further increased. For this reason, the amount of hot EGR gas is reduced in order to suppress premature ignition, while cooled EGR gas cooled by passing through the EGR cooler 52 is introduced into the cylinder 18. This prevents the compression end temperature from becoming too high. It is also possible to introduce external EGR gas that bypasses the EGR cooler 52 into the cylinder 18. Further, as shown in FIG. 7C, in this region (2-2), retarded injection is performed in the same manner as in the region (2-1). Thereby, compression ignition combustion is stably performed in an expansion stroke, and abnormal combustion and combustion noise are avoided, respectively. Thus, the engine 1 expands the CAI mode region to the high load side as much as possible.
  • the SI mode is not clearly shown in FIG. 6, but the introduction of the hot EGR gas is continued while the VVL 71 on the exhaust side is turned off and the introduction of the hot EGR gas is stopped. .
  • the amount of fresh air introduced into the cylinder 18 and the amount of external EGR gas are adjusted by adjusting the opening of the EGR valve 511. adjust.
  • the ratio of gas introduced into the cylinder 18 in this way, pump loss is reduced, abnormal combustion is avoided by introducing a large amount of cooled EGR gas into the cylinder 18, and the combustion temperature of spark ignition combustion is kept low. This suppresses the generation of Raw NOx and reduces the cooling loss.
  • the external EGR is set to zero by closing the EGR valve 511.
  • the geometric compression ratio of the engine 1 is set to 15 or more (for example, 18) as described above. Since a high compression ratio increases the compression end temperature and the compression end pressure, it is advantageous in stabilizing the compression ignition combustion in the CAI mode, particularly in the low load region (for example, the region (1-1) (1-2)). become. On the other hand, the high compression ratio engine 1 has a problem that abnormal combustion such as pre-ignition and knocking is likely to occur in the SI mode which is a high load region.
  • the above-described high-pressure retarded injection is performed to avoid abnormal combustion. More specifically, with a high fuel pressure of 30 MPa or more, as shown in FIG. 7D, high-pressure retarded injection is performed to perform fuel injection into the cylinder 18 within the retard period from the latter half of the compression stroke to the early stage of the expansion stroke. The ignition is performed near the compression top dead center.
  • a part of the injected fuel is injected into the cylinder 18 in the intake stroke period in which the intake valve 21 is opened. (That is, split injection may be performed).
  • the high-pressure retarded injection in the SI mode will be briefly described.
  • the reaction possible time includes a period during which the injector 67 injects fuel ((1) injection period) and a period after the end of injection until a combustible mixture is formed around the spark plug 25 ((2) mixture) (The formation period) and the period until the combustion started by ignition is completed ((3) combustion period), that is, (1) + (2) + (3).
  • the turbulence in the cylinder becomes stronger and the turbulence energy in the cylinder 18 increases.
  • the fuel injection timing By setting the fuel injection timing to a relatively late timing, it becomes possible to start combustion by performing spark ignition while maintaining high turbulent energy. This shortens the combustion period.
  • the high pressure retarded injection shortens the injection period, the mixture formation period, and the combustion period, and as a result, the reaction time of the unburned mixture is compared with the case of the fuel injection in the conventional intake stroke. Can be significantly shortened. As a result of shortening the possible reaction time, it is possible to suppress the progress of the reaction of the unburned mixture at the end of combustion and to avoid abnormal combustion.
  • the fuel pressure is set to, for example, 30 MPa or more.
  • the fuel pressure of 30 MPa or more can effectively shorten the injection period and the mixture formation period, respectively.
  • the fuel pressure is preferably set as appropriate according to the properties of the fuel used, which contains at least gasoline.
  • the upper limit may be 120 MPa as an example.
  • High pressure retarded injection avoids the occurrence of abnormal combustion in the SI mode by devising the form of fuel injection into the cylinder 18. Unlike this, it is conventionally known that the ignition timing is retarded for the purpose of avoiding abnormal combustion. While retarding the ignition timing causes a decrease in thermal efficiency and torque, when performing high pressure retarded injection, it is possible to advance the ignition timing by avoiding abnormal combustion by devising the form of fuel injection. As a result, thermal efficiency and torque are improved. That is, the high pressure retarded injection not only avoids abnormal combustion, but also makes it possible to advance the ignition timing by the amount that can be avoided, which is advantageous in improving fuel consumption.
  • the high pressure retarded injection in the SI mode can shorten the injection period, the mixture formation period, and the combustion period, respectively, but the CAI mode regions (2-1) and (2-2)
  • the high-pressure retarded injection performed in (1) can shorten the injection period and the mixture formation period.
  • the turbulence in the cylinder 18 is increased by injecting the fuel into the cylinder 18 at a high fuel pressure, so that the mixing performance of the atomized fuel is increased and the fuel is injected at a late timing near the compression top dead center.
  • a relatively homogeneous air-fuel mixture can be quickly formed.
  • the high pressure retarded injection in the CAI mode makes it possible to control the reaction start timing of the unburned mixture.
  • the region (1-2) and the region (2-1) are compared.
  • the filling amount of the cylinder 18 is set to the maximum over the entire area.
  • the amount of fresh air introduced into the cylinder 18 is large and the amount of exhaust gas introduced into the cylinder 18 in order to make the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture leaner than 1.
  • the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture is set to 1 or less (specifically, ⁇ 1), so that the air is introduced into the cylinder 18 even with the same load.
  • the amount of fresh air is relatively small, and the amount of exhaust gas introduced into the cylinder 18 (internal EGR gas amount) is relatively large.
  • the load of the engine 1 is high, and the temperature state in the cylinder 18 is accordingly high. Therefore, in order to avoid abnormal combustion and combustion noise, retard injection is employed and the air excess ratio ⁇ of the air-fuel mixture is substantially set to 1.
  • the rotational speed of the engine 1 is relatively low in the region (1-2) compared to the region (2-1).
  • the amount of heat generated per unit time is reduced, so that the temperature state in the cylinder 18 is lower than that in the region (2-1). For this reason, it is possible to avoid abnormal combustion and combustion noise without adopting retard injection. Therefore, in the low speed side region (1-2) in the compression ignition region, the air excess ratio ⁇ of the air-fuel mixture is made lean larger than 1 as described above for the purpose of improving fuel consumption.
  • Such a region (1-2) may be provided on the lower speed side than 1/2 in the rotational speed region of the engine 1.
  • the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture may be made leaner than 1 for the purpose of improving the fuel efficiency even in the low load side light load region corresponding to the lower side of the region (1-2) in FIG. Conceivable.
  • the EGR gas amount is increased as much as possible to reduce the EGR gas amount as much as possible, rather than reducing the EGR gas amount by making the excess air ratio of the air-fuel mixture larger than 1.
  • the effect of improving fuel efficiency is higher when the loss is reduced. Therefore, it is preferable to set the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture to 1 or less in the lower region of the region (1-2). In other words, it is preferable that the area (1-2) is set to a predetermined load or more.
  • the region (1-2) is preferably a region lower than the predetermined load. In an engine equipped with a NOx purification catalyst, even if the region (1-2) in which the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture is made leaner than 1 is expanded to a higher load side than the illustrated example. Good.
  • the low-speed region (1-2) and the region (1-1) are compared with each other at the same engine load (that is, in the medium to high load in the CAI mode), the low-speed region (1-2) The excess ratio ⁇ is made leaner than 1, and the EGR rate is lowered by that amount, whereas the high-speed region (1-1) has an excess air ratio ⁇ of 1 or less and a high EGR rate. become.
  • the high speed region (1-1) by introducing a relatively large amount of EGR gas into the cylinder 18 and reducing the excess air ratio ⁇ to 1 or less, NOx emission is suppressed and combustion noise is avoided. And become possible.
  • the ozone generator 76 is turned on from the viewpoint of securing the ignition quality of compression ignition and the stability of compression ignition combustion.
  • Ozone may be added to the intake air that is operated and introduced into the cylinder 18. Introducing ozone into the cylinder 18 increases the ignitability of the air-fuel mixture and increases the stability of compression ignition combustion.
  • the maximum ozone concentration may be about 50 to 30 ppm, for example.
  • the amount of ozone introduced into the cylinder 18 increases even if the ozone concentration is low. Setting the ozone concentration to be low is advantageous in improving fuel consumption by minimizing the power consumption required for generating ozone.
  • Introducing ozone in the region (1-2) may be performed particularly when the outside air temperature is equal to or lower than a predetermined temperature.
  • the compression start temperature in the cylinder 18 is lowered, and the compression end temperature is also lowered accordingly.
  • the outside air temperature is equal to or lower than the predetermined temperature, in the region (1-2), ozone may be introduced into the cylinder 18 to improve compression ignition ignition stability and compression ignition combustion stability. .
  • the region (1-2) and the region (2-1) are the same in that hot EGR gas is introduced into the cylinder 18 and the EGR rate is set to a predetermined value or more.
  • hot EGR gas is introduced into the cylinder 18 and fuel is injected into the cylinder 18 before the first half of the compression stroke while the EGR rate is set to a predetermined value or more.
  • the rotational speed of the engine 1 is relatively low and the temperature state in the cylinder 18 is low. Therefore, even if the fuel injection timing is set to a relatively early timing, abnormal combustion or combustion noise Can be avoided.
  • the rotational speed of the engine 1 is relatively high and the temperature state in the cylinder 18 is high. Therefore, by setting the fuel injection timing within the retard period, it is possible to effectively avoid abnormal combustion and combustion noise as described above.
  • the region (2-2) where the load is higher than these regions is different in that the cooled EGR gas is introduced into the cylinder 18 in addition to the hot EGR gas.
  • the temperature state in the cylinder 18 increases regardless of the rotational speed of the engine 1, and as a result, the pressure increase (dP) in the cylinder 18 due to the compression ignition combustion. / Dt) may become steep.
  • the temperature in the cylinder at the start of compression is prevented from becoming too high, and the compression end temperature is suppressed to an appropriate temperature. .
  • This is advantageous in avoiding combustion noise in the high load region (2-2) of the CAI mode, and allows the CAI mode to be further expanded to the high load side.
  • each of the region (2-1) and the region (2-2) corresponds to a region in the load region higher than the load load line RL illustrated by a two-dot chain line in FIG. 6 on the high speed side in the compression ignition region. This is common in that both the fuel injection timings are set within the retard period.
  • the start timing of fuel injection is set to 30 to 40 ° CA before compression top dead center, for example.
  • the fuel injection timing in the relatively high load region (2-2) is the same as that in the relatively low load region (2-1). Be retarded than the season.
  • FIG. 8 shows the change in the EGR rate (that is, the change in the gas composition in the cylinder 18) with respect to the load of the engine 1 when the rotational speed is constant at N 1 (see FIG. 6), for example.
  • the change in the gas composition in the cylinder 18 will be described in order from the high load side to the low load side.
  • Region of a load higher than the switching load T 3 corresponds to SI mode.
  • the EGR rate is set to the maximum under the condition that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is set to the theoretical air-fuel ratio ( ⁇ 1). This is advantageous for reducing pump loss.
  • setting the air-fuel ratio of the air-fuel mixture to the stoichiometric air-fuel ratio makes it possible to use a three-way catalyst. Since the fuel injection amount decreases as the engine load decreases, the EGR rate increases continuously. This is advantageous in improving controllability because the gas composition in the cylinder 18 is continuously changed when the engine load changes continuously.
  • EGR rate that is, an EGR limit
  • the EGR rate becomes constant at EGR limit, thus, when the EGR rate is limited by the EGR limit air-fuel ratio the stoichiometric air-fuel ratio of the mixture (lambda In setting ⁇ 1), the amount of fresh air introduced into the cylinder 18 must be reduced.
  • the amount of fresh air introduced into the cylinder 18 is reduced by delaying the closing timing of the intake valve 21 after the intake bottom dead center.
  • fresh air introduced into the cylinder 18 can be reduced by controlling the opening degree of the throttle valve 36, for example, instead of controlling the closing timing of the intake valve 21.
  • controlling the closing timing of the intake valve 21 is advantageous in reducing pump loss.
  • Threshold engine load T 3 relates to switching between the CAI mode and SI-mode, as described above, the CAI mode in the switching load T 3 or lower load side.
  • the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is set to the stoichiometric air-fuel ratio ( ⁇ 1) on each of the low load side and the high load side across the switching load between the CAI mode and the SI mode.
  • the EGR rate is not limited as described above, so that the filling amount of the cylinder 18 is maximized without reducing the amount of fresh air introduced into the cylinder 18.
  • the VVL 71 on the exhaust side is turned on and the internal EGR gas (that is, hot EGR gas) is introduced into the cylinder 18. Therefore, by switching the load T 3 as a boundary switched VVL71 on and off of the exhaust side.
  • Region adjacent to the low-load side relative to the switching load T 3 i.e., region (2-2)
  • compression ignition combustion is performed by performing high-pressure retarded injection in which fuel is injected at a high fuel pressure of 30 MPa or more and near the compression top dead center.
  • the predetermined load T 2 following regions correspond to regions (1-2) in Fig.
  • the excess air ratio ⁇ of the air-fuel mixture is made larger than 1 in this region. Accordingly, the amount of fresh air introduced into the cylinder 18 is larger than the line of ⁇ 1 indicated by the one-dot chain line in FIG. 8, and the amount of exhaust gas (in this case, the amount of internal EGR gas) is larger than the line of ⁇ 1. decrease.
  • the switching load T 3 and the predetermined load T 2 it is provided with a section for gradually changing the excess air ratio ⁇ of the gas mixture.
  • the amount of the hot EGR gas increasing number becomes and, the fresh air amount becomes less and less.
  • Increasing the amount of hot EGR gas introduced increases the temperature in the cylinder at the start of compression and accordingly increases the compression end temperature. This is advantageous in improving the ignition quality of compression ignition in the region where the load of the engine 1 is low and improving the stability of compression ignition combustion.
  • the amount of hot EGR gas introduced is adjusted by adjusting the overlap of the valve opening period of the intake valve 21 with respect to the valve opening period of the exhaust valve 22 that opens within the intake stroke period.
  • the opening timing of the intake valve 21 and the closing timing of the exhaust valve 22 are adjusted by the VVT 72 on the intake side and the VVT 75 on the exhaust side, and the lift amount of the intake valve 21 is adjusted by the VVL 74 on the intake side.
  • the amount of hot EGR gas introduced is adjusted by combining switching between a large lift and a small lift.
  • the EGR rate that continuously increases as the load of the engine 1 decreases is set to the maximum EGR rate r max at the specific load T 1 .
  • the EGR rate is kept constant at the maximum EGR rate r max .
  • setting the EGR rate so as not to exceed the maximum EGR rate r max means that if a large amount of exhaust gas is introduced into the cylinder 18 by increasing the EGR rate, the specific heat of the gas in the cylinder 18 is increased. This is because, when the ratio is low, even if the gas temperature at the start of compression is high, the compression end temperature is low.
  • exhaust gas contains a large amount of triatomic molecules such as CO 2 and H 2 O, and has a lower specific heat ratio than air containing nitrogen (N 2 ) and oxygen (O 2 ). Therefore, when the EGR rate is increased and the exhaust gas introduced into the cylinder 18 increases, the specific heat ratio of the gas in the cylinder 18 decreases.
  • the compression end temperature becomes the highest at a predetermined EGR rate r max , and EGR Even if the rate is increased, the compression end temperature is lowered.
  • the compression end temperature is set to the highest becomes EGR rate to a maximum EGR rate r max. Then, when the load of the engine 1 is lower than the specific loads T 1 sets the EGR rate to a maximum EGR rate r max, by the compression end temperature is avoided lowered.
  • This maximum EGR rate r max may be set to 50 to 90%.
  • the maximum EGR rate r max may be set as high as possible as long as a high compression end temperature can be secured, and is preferably 70 to 90%.
  • the geometric compression ratio is set to a high compression ratio of 15 or more so that a high compression end temperature can be obtained. Further, in order to introduce exhaust gas having as high a temperature as possible into the cylinder 18, a double exhaust opening is adopted.
  • the exhaust gas introduced into the cylinder 18 is once discharged to the exhaust port, so that unlike the configuration in which a negative overlap period is provided, the exhaust gas is compressed during the exhaust stroke to increase the cooling loss.
  • the temperature of the exhaust gas can be suppressed, so that the gas temperature at the start of compression is the highest. Is possible.
  • the maximum EGR rate r max may be set to about 80%, for example. Setting the maximum EGR rate r max as high as possible is advantageous in reducing the unburned loss of the engine 1.
  • fuel may be injected into the intake port 16 through a port injector provided separately in the intake port 16 instead of the injector 67 provided in the cylinder 18 during the intake stroke period.
  • the engine 1 may be provided with a NOx purification catalyst.
  • the engine 1 is not limited to an in-line 4-cylinder engine, and may be applied to an in-line 3-cylinder, in-line 2-cylinder, in-line 6-cylinder engine, or the like. Further, the present invention can be applied to various engines such as a V type 6 cylinder, a V type 8 cylinder, and a horizontally opposed 4 cylinder.
  • the operation control map shown in FIG. 6 is an example, and various other maps can be provided.
  • the high pressure retarded injection may be divided as required, and similarly, the intake stroke injection may also be divided as required. In these divided injections, fuel may be injected in each of the intake stroke and the compression stroke.

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Abstract

　圧縮着火式エンジンの制御装置は、エンジン本体の運転状態が圧縮着火領域にあるときに圧縮着火燃焼させることにより、エンジン本体を運転するように構成された制御器を備える。制御器は、エンジン本体の運転状態が圧縮着火領域における負荷の高い所定領域内にあるときには、低速側領域においては、ガス状態調整システムによって、気筒の充填量を最大にしつつ、気筒内の混合気の空気過剰率λが１よりも大きいリーンとなるように、ＥＧＲ率を低くし、低速側領域よりも高速の高速側領域においては、気筒の充填量を最大にしつつ、気筒内の混合気の空気過剰率λが１以下となるように、ＥＧＲ率を高くする。

Description

圧縮着火式エンジンの制御装置
　ここに開示する技術は、圧縮着火式エンジンの制御装置に関する。
　例えば特許文献１には、エンジンの運転状態が低速かつ部分負荷の所定運転領域にあるときには、気筒内の混合気を圧縮着火燃焼させるよう構成されたエンジンが記載されている。
　また、特許文献２にも、エンジンの運転状態が所定の切替負荷以下の運転領域にあるときには、気筒内の混合気を圧縮着火燃焼させる一方で、当該切替負荷よりも負荷の高い運転領域にあるときには、気筒内の混合気に点火プラグによって強制点火を行って燃焼させるよう構成されたエンジンが記載されている。このエンジンでは、圧縮着火燃焼を行うときには、吸気行程中に排気弁を再度、開弁することによって、排気側に排出した排気ガスの一部を気筒内に導入する、いわゆる排気二度開きを行う。この排気二度開きによる内部ＥＧＲガスの導入は、圧縮開始温度、ひいては圧縮端温度を高めて、圧縮着火の着火性及び燃焼安定性の向上に有利になる。
　特許文献３には、エンジンの運転状態に応じて圧縮着火燃焼と、火花点火燃焼とを切り換えるエンジンが記載されている。特許文献３にはまた、圧縮着火燃焼から火花点火燃焼への切り換え時に、ＥＧＲ通路を介して排気ガスの一部を気筒内に導入すると共に、混合気の空燃比をリッチ化することにより、ノッキングを回避することが記載されている。
特開２００７－１５４８５９号公報 特開２０１２－１７２６６５号公報 特開２００９－９１９９４号公報
　ところで、特許文献２に記載されているエンジンでは、ポンプ損失を低減するために、圧縮着火燃焼を行う領域では、気筒の充填量を最大にしつつ、気筒内に導入する新気量と排気ガス量との割合を、エンジンの負荷に応じて変更している。具体的には、エンジンの負荷が高くなるに従い、気筒内の温度状態も高くなることから、気筒内に導入する内部ＥＧＲガス量を減らしかつ、新気量を増やす。このことは、気筒内の温度状態が高くなり過ぎることを抑制して、圧縮着火燃焼に伴う気筒内の圧力上昇（つまり、ｄＰ／ｄｔ）が急峻になることを回避する上で有効である。また、気筒内の混合気の空気過剰率λは、エンジンの負荷の高低に拘わらず、実質的に１である。このことにより、三元触媒を利用して排気エミッション性能を良好にすることが可能になる。
　ここで、圧縮着火燃焼を行う領域内で気筒内の温度状態が高くなる高負荷側の運転領域内においても、低速側の領域は、単位時間当たりに発生する熱量が相対的に低いため、気筒内の温度状態も、高速側の領域と比較して相対的に低くなる。従って、低速側の領域では、燃費改善の観点から、高速側の領域とは異なる燃焼態様を採用することが考えられる。
　ここに開示する技術は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、所定の領域において圧縮着火燃焼を行う圧縮着火式エンジンにおいて、その圧縮着火燃焼を行う領域における負荷の高い領域内の低速側領域での燃費改善を図ることにある。
　ここに開示する技術は、圧縮着火式エンジンの制御装置に係り、この圧縮着火式エンジン制御装置は、気筒を有するエンジン本体と、前記気筒内に供給する燃料を噴射するよう構成された燃料噴射弁と、前記気筒内に導入する新気の量と排気ガスの量とをそれぞれ調整することによって、前記気筒内のガス状態を調整するように構成されたガス状態調整システムと、前記エンジン本体の運転状態が、予め設定された圧縮着火領域にあるときには、前記気筒内の混合気を圧縮着火燃焼させることにより、前記エンジン本体を運転するように構成された制御器と、を備える。
　そして、前記制御器は、前記エンジン本体の運転状態が前記圧縮着火領域における負荷の高い所定領域内にあるときには、低速側領域においては、前記ガス状態調整システムによって、前記気筒の充填量を最大にしつつ、前記気筒内の混合気の空気過剰率λが１よりも大きいリーンとなるように、前記気筒内の全ガス量に対する前記排気ガスの量の割合であるＥＧＲ率を低くし、前記低速側領域よりも高速の高速側領域においては、前記気筒の充填量を最大にしつつ、前記気筒内の混合気の空気過剰率λが１以下となるように、前記ＥＧＲ率を高くする。
　ここで、「ガス状態調整システム」は、気筒内に導入するガス量（つまり、充填量）及び気筒内に導入する新気量と排気ガス量との割合を調整するシステムである。気筒内に導入する新気量は、スロットル弁の開度、吸気弁の閉弁時期、及び／又は、気筒内に導入する排気ガス量等によって調整可能である。気筒内に導入する排気ガス量は、エンジン本体の吸気弁及び排気弁それぞれの開弁期間を制御することによって、排気ガスの一部を気筒内に残留及び／又は導入するよう構成された内部ＥＧＲシステム、及び／又は、エンジン本体の排気通路と吸気通路とを連通するＥＧＲ通路を介して、排気ガスの一部を気筒内に導入する外部ＥＧＲシステムを通じて調整すればよい。エンジン本体の運転状態が圧縮着火領域にあるときには特に、内部ＥＧＲシステムによる内部ＥＧＲガスを気筒内に導入することが好ましい。内部ＥＧＲガスは比較的温度が高いため、圧縮端温度を高くして圧縮着火の着火性及び燃焼安定性に有利になる。
　また、「低速側領域」は、前述したように、単位時間当たりに発生する熱量が低く、それによって気筒内の温度状態が低くなるような領域であり、その低い温度状態によって、圧縮着火燃焼に伴う気筒内の圧力上昇が急峻になることが回避し得るような領域である。低速側領域は、例えばエンジン本体の回転数領域の１／２よりも低速側において適宜設定してもよい。
　前記の構成によると、制御器は、エンジン本体の運転状態が予め設定された圧縮着火領域にあるときには、気筒内の混合気を圧縮着火燃焼させることによりエンジン本体を運転する。そして、エンジン本体の運転状態が、その圧縮着火領域における負荷の高い所定領域にあるときには、ガス状態調整システムにより、低速側領域と、その低速側の領域よりも高速の高速側領域とで、気筒内のガス状態を変更する。
　具体的に低速側領域においては、気筒内の充填量を最大にしつつ、混合気の空気過剰率λが１よりも大きいリーンとなるように、ＥＧＲ率を低く設定する。つまり、気筒内に導入する排気ガス量を少なくしかつ、新気量を多くする。エンジン本体の回転数が低速であるときには、単位時間当たりに発生する熱量が少なくなるため、気筒内の温度状態が比較的低くなる。これは、圧縮端温度が高くなり過ぎることを抑制する。そのため、気筒内の圧力上昇（ｄＰ／ｄｔ）が急峻になってしまうことが回避されかつ、ＲａｗＮＯｘの生成も抑制される。
　そこで、エンジン本体の運転状態が低速側領域にあるときには、混合気の空気過剰率λを１よりも大きいリーンにし、熱効率の向上による燃費の向上を図る。尚、空気過剰率λは、例えばＮＯｘ浄化触媒を備えている構成においては、１よりも大きい任意の値にしてもよい。一方、例えばＮＯｘ浄化触媒を備えていない構成においては、空気過剰率λは、例えば２．４以上に設定することが好ましい。空気過剰率λを２．４以上に設定することによって、ＲａｗＮＯｘの生成が抑制され、ＮＯｘ浄化触媒を備えていない構成においても、ＮＯｘの排出が抑制される。尚、ＮＯｘ浄化触媒を備えていない構成においては特に、空気過剰率λを２．４以上に設定する前記の低速側領域は、所定負荷以下に設定することが好ましい。エンジン本体の負荷が高まると、燃料噴射量が増大することから、空気過剰率λを２．４以上に設定することが困難になるためである。
　また、前記の構成における「圧縮着火領域における負荷の高い所定領域」は、エンジン本体の負荷が低すぎる領域（例えば軽負荷領域）を除く意味である。つまり、エンジン本体の運転状態が軽負荷領域にあるときには、未燃燃料が増えやすいため、混合気の空気過剰率λを１よりも大きいリーンして熱効率向上による燃費向上効果よりも、気筒内に導入する排気ガス量を増やして未燃損失低減による燃費向上効果の方が有効になる。そこで、前記の「低速側領域」は、混合気をリーンにすることによる燃費向上効果が相対的に有利になるエンジン本体の負荷領域に制限し、それよりも負荷の低い領域、つまり、未燃損失低減による燃費向上効果が相対的に有利になるエンジン本体の負荷領域では、混合気の空気過剰率λを１以下にしつつ、ＥＧＲ率を比較的高くすることが好ましい。
　前述した低速側領域よりも高速の高速側領域では、気筒の充填量を最大にしつつ、気筒内の混合気の空気過剰率λが１以下となるように、ＥＧＲ率を高くする。気筒内に導入する排気ガス量を増やすことによって燃焼温度が低下し、ＲａｗＮＯｘの発生を抑制する上で有利になる。気筒内の混合気の空気過剰率λを実質的に１（つまり、λをほぼ１）に設定すれば、三元触媒を利用して排気エミッション性能を良好に維持することが可能になる。また、高速側領域では、低速側領域と比較して気筒内の温度状態が高くなるものの、排気ガス量も相対的に多いため、圧縮着火燃焼の緩慢化により燃焼騒音の低減に有利になる。
　好ましくは、前記燃料噴射弁は、前記気筒内に燃料を直接噴射するように構成され、前記制御器は、前記所定領域の前記低速側領域においては、前記燃料噴射弁による燃料噴射時期を圧縮行程前半以前にし、前記所定領域の前記高速側領域においては、前記燃料噴射弁による燃料噴射時期を圧縮行程後半以降にする、ことである。
　すなわち、エンジン本体の運転状態が高負荷側の領域にあるときには、気筒内の温度状態が高くなる。そのため、内部ＥＧＲガス量の調整を含む、気筒内の温度状態をコントロールすることだけでは、圧縮着火燃焼に伴う気筒内の圧力上昇（ｄＰ／ｄｔ）が急峻になってしまうことを回避することができなく虞がある。
　この点について、燃料噴射弁による気筒内への燃料噴射時期を、圧縮行程後半以降にすることにより、モータリングにより気筒内の圧力が次第に低下する膨張行程期間において圧縮着火燃焼を行うことが可能になる。ここで、「圧縮行程後半」とは、圧縮行程をクランク角の進行について前半と後半とに二等分したときの後半に相当し、「圧縮行程後半以降」には、圧縮行程後半と膨張行程とが含まれる。尚、以下において、このように比較的遅い時期に行う燃料噴射をリタード噴射と呼ぶ場合がある。このリタード噴射技術を、前記所定領域の高速側領域において適用することにより、低速側領域と比較して気筒内の温度状態が相対的に高くなる所定領域の高速側領域において、圧縮着火燃焼に伴う気筒内の圧力上昇が急峻になってしまうことが回避される。
　尚、リタード噴射は、混合気の形成期間が短くなるため、局所的にリッチな混合気が形成される場合があり、排気エミッション性能を確保する上では、混合気の空気過剰率λを実質的に１にして三元触媒の利用を可能にすることが望ましい。
　これに対し、低速側領域は、前述の通り、気筒内の温度状態が低くなることから、前述したリタード噴射を採用する必要はない。そこで、所定領域の低速側領域においては、燃料噴射弁による燃料噴射時期を圧縮行程前半以前にする。ここで、「圧縮行程前半」とは、圧縮行程をクランク角の進行について前半と後半とに二等分したときの前半に相当し、「圧縮行程前半以前」には、圧縮行程前半と吸気行程とが含まれる。また、リタード噴射を採用しないことによって、混合気の空気過剰率λを１よりも大きくすることが可能である。燃料噴射時期を比較的早い時期にすることにより、均質なリーン混合気を形成することが可能になる。
　前記圧縮着火式エンジンの制御装置は、前記気筒内に導入する新気にオゾンを添加するよう構成されたオゾン発生器をさらに備え、前記制御器は、前記所定領域の前記低速側領域において、前記オゾン発生器により、前記気筒内に導入する新気にオゾンを添加する、としてもよい。ここで、「オゾン発生器」は、吸気通路上に設けられかつ、気筒内に導入する新気に対してオゾンを添加するように構成してもよい。
　この構成によると、前述の通り、所定領域の低速側領域では、混合気をリーンに設定するため、気筒内には比較的大量の新気が導入される。この領域において、気筒内に導入する新気に対しオゾンを添加することにより、気筒内に大量のオゾンを導入することが可能になる。これは、圧縮着火の着火性及び圧縮着火燃焼の安定性を高める上で有利になる。
　前記制御器は、外気温度が所定温度以下のときに、前記所定領域の前記低速側領域において、前記オゾン発生器により、前記気筒内に導入する新気にオゾンを添加する、としてもよい。
　外気温度が所定温度以下の低温時には、気筒内に導入される新気の温度が低くなるため、気筒内の圧縮開始温度が低くなる。これは圧縮端温度を低くして、圧縮着火の着火性及び圧縮着火燃焼の安定性を低下させる。特に、前述した所定領域の低速側領域においては、気筒内に導入される新気量が比較的多いため、低い外気温度による圧縮開始温度及び圧縮端温度の低下が、顕著になる。
　このときに、気筒内に導入する新気にオゾンを添加することによって、前述の通り、比較的大量のオゾンを気筒内に導入することが可能になるから、圧縮端温度が低いときでも、圧縮着火の着火性が高まると共に、圧縮着火燃焼の安定性が高まる。
　以上説明したように、前記の圧縮着火式エンジンの制御装置は、エンジン本体の運転状態が、圧縮着火領域における負荷の高い所定領域内であって、低速側領域にあるときには、気筒の充填量を最大にしつつ、混合気の空気過剰率λが１よりも大きいリーンになるように、ＥＧＲ率を低くする。このことによって、圧縮着火燃焼に伴う気筒内の温度上昇（ｄＰ／ｄｔ）が急峻になることを抑制しつつ、熱効率向上による燃費向上効果が得られる。一方で、エンジン本体の運転状態が、圧縮着火燃焼領域における負荷の高い所定領域内であって、高速側領域にあるときには、気筒の充填量を最大にしつつ、混合気の空気過剰率λが１以下になるようにＥＧＲ率を高くする。このことによって、ＮＯｘの発生を抑制して排気エミッション性能が確保されると共に、燃焼騒音の低減に有利になる。
図１は、圧縮着火式エンジンの構成を示す概略図である。 図２は、圧縮着火式エンジンの制御に係るブロック図である。 図３は、燃焼室を拡大して示す断面図である。 図４は、オゾン発生器の構成を例示する概念図である。 図５は、大リフトと小リフトとに切り替え可能に構成された吸気弁のリフトカーブの例示と、通常の開弁動作と、吸気行程時に再開弁する特殊動作とに切り替え可能に構成された排気弁のリフトカーブとの例示である。 図６は、エンジンの運転制御マップを例示する図である。 図７Ａは、ＣＡＩモードにおいて吸気行程噴射を行う場合の燃料噴射時期の一例と、それに伴うＣＡＩ燃焼の熱発生率の例示である。 図７Ｂは、ＣＡＩモードにおいて高圧リタード噴射を行う場合の燃料噴射時期の一例と、それに伴うＣＡＩ燃焼の熱発生率の例示である。 図７Ｃは、ＣＡＩモードにおいて、さらに高負荷の領域において高圧リタード噴射を行う場合の燃料噴射時期の一例と、それに伴うＣＡＩ燃焼の熱発生率の例示である。 図７Ｄは、ＳＩモードにおいて高圧リタード噴射を行う場合の燃料噴射時期及び点火時期の一例と、それに伴うＳＩ燃焼の熱発生率の例示である。 エンジンの負荷の高低に対するＥＧＲ率の関係を例示する図である。
　以下、圧縮着火式エンジンの制御装置の実施形態を図面に基づいて説明する。以下の好ましい実施形態の説明は、例示である。図１，２は、エンジン（エンジン本体）１の概略構成を示す。このエンジン１は、車両に搭載されると共に、少なくともガソリンを含有する燃料が供給される火花点火式ガソリンエンジンである。エンジン１は、複数の気筒１８が設けられたシリンダブロック１１（尚、図１では、１つの気筒のみを図示するが、例えば４つの気筒が直列に設けられる）と、このシリンダブロック１１上に配設されたシリンダヘッド１２と、シリンダブロック１１の下側に配設され、潤滑油が貯留されたオイルパン１３とを有している。各気筒１８内には、コンロッド１４２を介してクランクシャフト１５と連結されているピストン１４が往復動可能に嵌挿されている。ピストン１４の頂面には、図３に拡大して示すように、ディーゼルエンジンでのリエントラント型のようなキャビティ１４１が形成されている。キャビティ１４１は、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置するときには、後述するインジェクタ６７に相対する。シリンダヘッド１２と、気筒１８と、キャビティ１４１を有するピストン１４とは、燃焼室１９を区画する。尚、燃焼室１９の形状は、図示する形状に限定されるものではない。例えばキャビティ１４１の形状、ピストン１４の頂面形状、及び、燃焼室１９の天井部の形状等は、適宜変更することが可能である。
　このエンジン１は、理論熱効率の向上や、後述する圧縮着火燃焼の安定化等を目的として、１５以上の比較的高い幾何学的圧縮比に設定されている。尚、幾何学的圧縮比は１５以上２０以下程度の範囲で、適宜設定すればよい。
　シリンダヘッド１２には、気筒１８毎に、吸気ポート１６及び排気ポート１７が形成されていると共に、これら吸気ポート１６及び排気ポート１７には、燃焼室１９側の開口を開閉する吸気弁２１及び排気弁２２がそれぞれ配設されている。
　吸気弁２１及び排気弁２２をそれぞれ駆動する動弁系の内、排気側には、排気弁２２の作動モードを通常モードと特殊モードとに切り替える、例えば油圧作動式の可変機構（図２参照。以下、ＶＶＬ（Variable Valve Lift）と称する）７１と、クランクシャフト１５に対する排気カムシャフトの回転位相を変更することが可能な位相可変機構（以下、ＶＶＴ（Variable Valve Timing）と称する）７５と、が設けられている。ＶＶＬ７１は、その構成の詳細な図示は省略するが、カム山を一つ有する第１カムとカム山を２つ有する第２カムとの、カムプロファイルの異なる２種類のカム、及び、その第１及び第２カムのいずれか一方のカムの作動状態を選択的に排気弁に伝達するロストモーション機構を含んで構成されている。第１カムの作動状態を排気弁２２に伝達しているときには、図５に実線で例示するように、排気弁２２は、排気行程中において一度だけ開弁される通常モードで作動するのに対し、第２カムの作動状態を排気弁２２に伝達しているときには、図５に破線で例示するように、排気弁２２が、排気行程中において開弁すると共に、吸気行程中においても開弁するような、いわゆる排気の二度開きを行う特殊モードで作動する。ＶＶＬ７１の通常モードと特殊モードとは、エンジンの運転状態に応じて切り替えられる。具体的に、特殊モードは、内部ＥＧＲに係る制御の際に利用される。以下の説明においては、ＶＶＬ７１を通常モードで作動させ、排気二度開きを行わないことを、「ＶＶＬ７１をオフにする」といい、ＶＶＬ７１を特殊モードで作動させ、排気二度開きを行うことを、「ＶＶＬ７１をオンにする」という場合がある。尚、こうした通常モードと特殊モードとの切り替えを可能にする上で、排気弁２２を電磁アクチュエータによって駆動する電磁駆動式の動弁系を採用してもよい。
　尚、内部ＥＧＲの実行は、排気二度開きのみによって実現されるのではない。例えば吸気弁２１を二回開く、吸気の二度開きによって内部ＥＧＲ制御を行うことも可能であるし、排気行程乃至吸気行程において吸気弁２１及び排気弁２２の双方を閉じるネガティブオーバーラップ期間を設けて既燃ガスを気筒１８内に残留させる内部ＥＧＲ制御を行うことも可能である。但し、後述の通り、圧縮端温度を高くする上では、排気二度開きが最も好ましい。
　ＶＶＴ７５は、液圧式、電磁式又は機械式の公知の構造を適宜採用すればよく、その詳細な構造についての図示は省略する。排気弁２２は、ＶＶＴ７５によって、その開弁時期及び閉弁時期を、所定の範囲内で連続的に変更可能である。
　ＶＶＬ７１及びＶＶＴ７５を備えた排気側の動弁系と同様に、吸気側には、図２に示すように、ＶＶＬ７４とＶＶＴ７２とが設けられている。吸気側のＶＶＬ７４は、排気側のＶＶＬ７１とは異なる。吸気側のＶＶＬ７４は、吸気弁２１のリフト量を相対的に大きくする大リフトカムと、吸気弁２１のリフト量を相対的に小さくする小リフトカムとの、カムプロファイルの異なる２種類のカム、及び、大リフトカム及び小リフトカムのいずれか一方のカムの作動状態を選択的に吸気弁２１に伝達するロストモーション機構を含んで構成されている。ＶＶＬ７４が大リフトカムの作動状態を吸気弁２１に伝達しているときには、図５に実線で示すように、吸気弁２１は、相対的に大きいリフト量で開弁すると共に、その開弁期間も長くなる。これに対し、ＶＶＬ７４が小リフトカムの作動状態を吸気弁２１に伝達しているときには、吸気弁２１は、図５に破線で示すように、相対的に小さいリフト量で開弁すると共に、その開弁期間も短くなる。大リフトカムと小リフトカムとは、その開弁時期又は閉弁時期を同じにして切り替わるように設定されている。
　吸気側のＶＶＴ７２は、排気側のＶＶＴ７５と同様に、液圧式、電磁式又は機械式の公知の構造を適宜採用すればよく、その詳細な構造についての図示は省略する。吸気弁２１もまた、ＶＶＴ７２によって、その開弁時期及び閉弁時期を、所定の範囲内で連続的に変更可能である。
　シリンダヘッド１２にはまた、気筒１８毎に、気筒１８内に燃料を直接噴射する（直噴）インジェクタ６７が取り付けられている。インジェクタ６７は、図３に拡大して示すように、その噴口が燃焼室１９の天井面の中央部分から、その燃焼室１９内に臨むように配設されている。インジェクタ６７は、エンジン１の運転状態に応じて設定された噴射タイミングでかつ、エンジン１の運転状態に応じた量の燃料を、燃焼室１９内に直接噴射する。この例において、インジェクタ６７は、詳細な図示は省略するが、複数の噴口を有する多噴口型のインジェクタである。これによって、インジェクタ６７は、燃料噴霧が、燃焼室１９の中心位置から放射状に広がるように、燃料を噴射する。図３に矢印で示すように、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置するタイミングで、燃焼室１９の中央部分から放射状に広がるように噴射された燃料噴霧は、ピストン頂面に形成されたキャビティ１４１の壁面に沿って流動する。キャビティ１４１は、ピストン１４が圧縮上死点付近に位置するタイミングで噴射された燃料噴霧を、その内部に収めるように形成されている、と言い換えることが可能である。この多噴口型のインジェクタ６７とキャビティ１４１との組み合わせは、燃料の噴射後、混合気形成期間を短くすると共に、燃焼期間を短くする上で有利な構成である。尚、インジェクタ６７は、多噴口型のインジェクタに限定されず、外開弁タイプのインジェクタを採用してもよい。
　図外の燃料タンクとインジェクタ６７との間は、燃料供給経路によって互いに連結されている。この燃料供給経路上には、燃料ポンプ６３とコモンレール６４とを含みかつ、インジェクタ６７に、比較的高い燃料圧力で燃料を供給することが可能な燃料供給システム６２が介設されている。燃料ポンプ６３は、燃料タンクからコモンレール６４に燃料を圧送し、コモンレール６４は圧送された燃料を、比較的高い燃料圧力で蓄えることが可能である。インジェクタ６７が開弁することによって、コモンレール６４に蓄えられている燃料がインジェクタ６７の噴口から噴射される。ここで、燃料ポンプ６３は、図示は省略するが、プランジャー式のポンプであり、エンジン１によって駆動される。このエンジン駆動のポンプを含む構成の燃料供給システム６２は、３０ＭＰａ以上の高い燃料圧力の燃料を、インジェクタ６７に供給することを可能にする。燃料圧力は、最高で１２０ＭＰａ程度に設定してもよい。インジェクタ６７に供給される燃料の圧力は、後述するように、エンジン１の運転状態に応じて変更される。尚、燃料供給システム６２は、この構成に限定されるものではない。
　シリンダヘッド１２にはまた、図３に示すように、燃焼室１９内の混合気に強制点火する点火プラグ２５が取り付けられている。点火プラグ２５は、この例では、エンジン１の排気側から斜め下向きに延びるように、シリンダヘッド１２内を貫通して配置されている。図３に示すように、点火プラグ２５の先端は、圧縮上死点に位置するピストン１４のキャビティ１４１内に臨んで配置される。
　エンジン１の一側面には、図１に示すように、各気筒１８の吸気ポート１６に連通するように吸気通路３０が接続されている。一方、エンジン１の他側面には、各気筒１８の燃焼室１９からの既燃ガス（排気ガス）を排出する排気通路４０が接続されている。
　吸気通路３０の上流端部には、吸入空気を濾過するエアクリーナ３１が配設されている。また、吸気通路３０における下流端近傍には、サージタンク３３が配設されている。このサージタンク３３よりも下流側の吸気通路３０は、気筒１８毎に分岐する独立通路とされ、これら各独立通路の下流端が各気筒１８の吸気ポート１６にそれぞれ接続されている。
　吸気通路３０におけるエアクリーナ３１とサージタンク３３との間には、空気を冷却又は加熱する、水冷式のインタークーラ／ウォーマ３４と、各気筒１８への吸入空気量を調節するスロットル弁３６とが配設されている。吸気通路３０にはまた、インタークーラ／ウォーマ３４をバイパスするインタークーラバイパス通路３５が接続されており、このインタークーラバイパス通路３５には、当該通路３５を通過する空気流量を調整するためのインタークーラバイパス弁３５１が配設されている。インタークーラバイパス弁３５１の開度調整を通じて、インタークーラバイパス通路３５の通過流量とインタークーラ／ウォーマ３４の通過流量との割合を調整することにより、気筒１８に導入する新気の温度を調整することが可能である。尚、インタークーラ／ウォーマ３４及びそれに付随する部材は、省略することも可能である。
　排気通路４０の上流側の部分は、気筒１８毎に分岐して排気ポート１７の外側端に接続された独立通路と該各独立通路が集合する集合部とを有する排気マニホールドによって構成されている。この排気通路４０における排気マニホールドよりも下流側には、排気ガス中の有害成分を浄化する排気浄化装置として、直キャタリスト４１とアンダーフットキャタリスト４２とがそれぞれ接続されている。直キャタリスト４１及びアンダーフットキャタリスト４２はそれぞれ、筒状ケースと、そのケース内の流路に配置した、例えば三元触媒とを備えて構成されている。尚、このエンジン１は、ＮＯｘ浄化触媒を備えていない。
　吸気通路３０におけるサージタンク３３とスロットル弁３６との間の部分と、排気通路４０における直キャタリスト４１よりも上流側の部分とは、排気ガスの一部を吸気通路３０に還流するためのＥＧＲ通路５０を介して接続されている。このＥＧＲ通路５０は、排気ガスをエンジン冷却水によって冷却するためのＥＧＲクーラ５２が配設された主通路５１と、ＥＧＲクーラ５２をバイパスするためのＥＧＲクーラバイパス通路５３と、を含んで構成されている。主通路５１には、排気ガスの吸気通路３０への還流量を調整するためのＥＧＲ弁５１１が配設され、ＥＧＲクーラバイパス通路５３には、ＥＧＲクーラバイパス通路５３を流通する排気ガスの流量を調整するためのＥＧＲクーラバイパス弁５３１が配設されている。
　また、吸気通路３０におけるスロットル弁３６とサージタンク３３との間には、気筒１８に導入する新気にオゾンを添加するオゾン発生器（Ｏ３発生器）７６が介設している。オゾン発生器７６は、例えば図４に示すように、吸気管３０１の横断面上で、上下又は左右方向に所定間隔を設けて並列された複数の電極を備えて構成されている。オゾン発生器７６は、吸気に含まれる酸素を原料ガスとして、無声放電によりオゾンを生成する。つまり、電極に対して、図外の電源から高周波交流高電圧を印加することにより、放電間隙において無声放電が発生し、そこを通過する空気（つまり、吸気）がオゾン化される。こうしてオゾンが添加された吸気は、サージタンク３３から吸気マニホールドを介して、各気筒１８内に導入される。オゾン発生器７６の電極に対する電圧の印加態様を変更する、及び／又は、電圧を印加する電極の数を変更することによって、オゾン発生器７６を通過した後の、吸気中のオゾン濃度を調整することが可能である。後述するように、ＰＣＭ１０は、こうしたオゾン発生器７６に対する制御を通じて、気筒１８内に導入する吸気中のオゾン濃度の調整を行う。
　エンジン１は、パワートレイン・コントロール・モジュール（以下、ＰＣＭという）１０によって制御される。ＰＣＭ１０は、ＣＰＵ、メモリ、カウンタタイマ群、インターフェース及びこれらのユニットを接続するパスを有するマイクロプロセッサで構成されている。このＰＣＭ１０が制御器を構成する。
　ＰＣＭ１０には、図１，２に示すように、各種のセンサＳＷ１～ＳＷ１６の検出信号が入力される。この各種のセンサには、次のセンサが含まれる。すなわち、エアクリーナ３１の下流側で、新気の流量を検出するエアフローセンサＳＷ１及び新気の温度を検出する吸気温度センサＳＷ２、インタークーラ／ウォーマ３４の下流側に配置されかつ、インタークーラ／ウォーマ３４を通過した後の新気の温度を検出する、第２吸気温度センサＳＷ３、ＥＧＲ通路５０における吸気通路３０との接続部近傍に配置されかつ、外部ＥＧＲガスの温度を検出するＥＧＲガス温センサＳＷ４、吸気ポート１６に取り付けられかつ、気筒１８内に流入する直前の吸気の温度を検出する吸気ポート温度センサＳＷ５、シリンダヘッド１２に取り付けられかつ、気筒１８内の圧力を検出する筒内圧センサＳＷ６、排気通路４０におけるＥＧＲ通路５０の接続部近傍に配置されかつ、それぞれ排気温度及び排気圧力を検出する排気温センサＳＷ７及び排気圧センサＳＷ８、直キャタリスト４１の上流側に配置されかつ、排気中の酸素濃度を検出するリニアＯ２センサＳＷ９、直キャタリスト４１とアンダーフットキャタリスト４２との間に配置されかつ、排気中の酸素濃度を検出するラムダＯ２センサＳＷ１０、エンジン冷却水の温度を検出する水温センサＳＷ１１、クランクシャフト１５の回転角を検出するクランク角センサＳＷ１２、車両のアクセルペダル（図示省略）の操作量に対応したアクセル開度を検出するアクセル開度センサＳＷ１３、吸気側及び排気側のカム角センサＳＷ１４，ＳＷ１５、及び、燃料供給システム６２のコモンレール６４に取り付けられかつ、インジェクタ６７に供給する燃料圧力を検出する燃圧センサＳＷ１６である。
　ＰＣＭ１０は、これらの検出信号に基づいて種々の演算を行うことによってエンジン１や車両の状態を判定し、これに応じてインジェクタ６７、点火プラグ２５、吸気弁側のＶＶＴ７２及びＶＶＬ７４、排気弁側のＶＶＴ７５及びＶＶＬ７１、燃料供給システム６２、並びに、各種の弁（スロットル弁３６、インタークーラバイパス弁３５１、ＥＧＲ弁５１１、ＥＧＲクーラバイパス弁５３１）のアクチュエータ、及びオゾン発生器７６へ制御信号を出力する。こうしてＰＣＭ１０は、エンジン１を運転する。
　図６は、エンジン１の運転制御マップの一例を示している。このエンジン１は、燃費の向上や排気エミッション性能の向上を目的として、エンジン負荷が相対的に低い低負荷域では、点火プラグ２５による点火を行わずに、圧縮自己着火によって燃焼を行う圧縮着火燃焼（つまり、制御自着火燃焼）を行う。図６の例では、実線で示す燃焼切替負荷よりも低い領域が、圧縮着火燃焼を行う圧縮着火領域に対応する。
　エンジン１の負荷が高くなるに従って、圧縮着火燃焼では、燃焼が急峻になりすぎてしまい、例えば燃焼騒音等の問題を引き起こすことになる。そのため、このエンジン１では、エンジン負荷が相対的に高い高負荷域では、圧縮着火燃焼を止めて、点火プラグ２５を利用した強制点火燃焼（ここでは火花点火燃焼）に切り替える。図６の例では、実線で示す燃焼切替負荷以上の領域が、火花点火燃焼を行う火花点火領域に対応する。このように、このエンジン１は、エンジン１の運転状態、特にエンジン１の負荷に応じて、圧縮着火燃焼を行うＣＡＩ（Controlled Auto Ignition）モードと、火花点火燃焼を行うＳＩ（Spark Ignition）モードとを切り替えるように構成されている。但し、モード切り替えの境界線は、図例に限定されるものではない。
　ＣＡＩモードはさらに、エンジン負荷の高低及びエンジン回転数の高低に応じて概ね４つの領域に分けられている。４つの領域は、気筒１８内のガス状態と、気筒１８内に噴射する燃料噴射態様との組み合わせが互いに異なる。尚、ＣＡＩモードの全域において、スロットル弁３６は全開であり、気筒１８の充填量は最大に維持されている。これにより、ポンプ損失を低減している。
　ＣＡＩモード内における低中負荷に相当する領域（１－１）（１－２）及び（２－１）では、圧縮着火燃焼の着火性及び安定性を高めるために、相対的に温度の高いホットＥＧＲガスを気筒１８内に導入する。これは、詳しくは後述するが、排気側のＶＶＬ７１をオンにして、排気弁２２を吸気行程中に開弁する排気の二度開きを行うことによる。ホットＥＧＲガスの導入は、気筒１８内の圧縮端温度を高め、これらの領域において、圧縮着火の着火性及び燃焼安定性を高める上で有利になる。
　ホットＥＧＲガスを気筒１８内に導入する領域（１－１）（１－２）及び（２－１）の内で、領域（１－１）及び（１－２）では、図７Ａに示すように、少なくとも吸気行程から圧縮行程前半までの期間内において、インジェクタ６７が気筒１８内に燃料を噴射する。このことにより、気筒内に均質な混合気を形成する。燃料噴射時期は、排気弁２２が再開弁している時期に一致させることが好ましい。こうすることで、燃料の気化霧化に有利になる。均質混合気は、図７Ａに示すように、圧縮上死点付近において圧縮自己着火する。
　また、領域（１－１）、つまり、低速側における軽負荷領域と高速側の領域を含む領域では、混合気の空気過剰率λを１以下にする。好ましくは、空気過剰率λを実質的に１にする（λ≒１）。こうすることで、三元触媒を利用して、排気エミッション性能を確保することが可能になる。
　これに対し、領域（１－２）、つまり、低速側における所定負荷以上の領域では、混合気の空気過剰率λを１よりも高くする。好ましくは、空気過剰率λを２．４以上のリーンにする。このことで、熱効率を高めて燃費の向上に有利になる。また、空気過剰率λを２．４以上にすることによって、ＲａｗＮＯｘの生成が抑制され、ＮＯｘ浄化触媒を備えていないエンジン１において、排気エミッション性能を確保することが可能になる。
　領域（１－１）よりも負荷が高くてかつ、高速側の領域である領域（２－１）は、気筒１８内の温度状態が高くなる。このため、吸気行程から圧縮行程中期までの期間内で気筒１８内に燃料を噴射してしまうと、過早着火等の異常燃焼が生じたり、気筒１８内の圧力上昇（ｄＰ／ｄｔ）が急峻になって燃焼騒音の問題が生じたりする虞がある。その一方で、ホットＥＧＲガスを気筒１８内に導入しないで、圧縮開始温度及び圧縮端温度を低くしたのでは、今度は、圧縮着火の着火性の悪化や圧縮着火燃焼の安定性の低下を招いてしまう。つまり、領域（２－１）は、気筒１８内の温度制御だけでは、圧縮着火燃焼を安定して行い得ない。そこで、この領域（２－１）では、気筒１８内の温度制御に加えて、燃料噴射態様を工夫することによって過早着火等の異常燃焼や燃焼騒音を回避しつつ、圧縮着火燃焼の安定化を図る。具体的に、この燃料噴射形態は、従来と比較して大幅に高圧化した燃料圧力でもって、図７Ｂに示すように、少なくとも圧縮行程後半から膨張行程初期までの期間（以下、この期間をリタード期間と呼ぶ）内で、気筒１８内に燃料噴射を実行する。この特徴的な燃料噴射形態を、以下においては「高圧リタード噴射」又は単に「リタード噴射」と呼ぶ。このような高圧リタード噴射により、領域（２－１）での異常燃焼を回避しつつ、膨張行程において安定的に圧縮着火燃焼を行うことが可能になる。この高圧リタード噴射の詳細については、後述する。尚、領域（２－１）において、混合気の空気過剰率λは、領域（１－１）と同様に１以下（具体的には、λ≒１）にする。リタード噴射は、燃料噴射時期が遅いため、局所的にリッチな混合気が生じる虞がある。そのため、排気エミッション性能を確保すべく、混合気の空気過剰率λを実質的に１にして、三元触媒の利用を可能にする。
　ＣＡＩモードとＳＩモードとの切り替え境界線（つまり、燃焼切替負荷）を含む、ＣＡＩモード内において高負荷の領域（２－２）では、気筒１８内の温度環境がさらに高くなる。そのため、過早着火を抑制するためにホットＥＧＲガス量を低下させる一方で、ＥＧＲクーラ５２を通過することによって冷却されたクールドＥＧＲガスを気筒１８内に導入する。このことにより、圧縮端温度が高くなり過ぎることを回避する。尚、ＥＧＲクーラ５２をバイパスした外部ＥＧＲガスを気筒１８内に導入することも可能である。また、図７Ｃに示すように、この領域（２－２）では、領域（２－１）と同様にリタード噴射を行う。これにより、膨張行程において圧縮着火燃焼を安定的に行って、異常燃焼及び燃焼騒音をそれぞれ回避する。こうしてこのエンジン１は、ＣＡＩモードの領域を、可能な限り高負荷側に拡大している。
　このようなＣＡＩモードに対し、ＳＩモードは、図６においては明示していないが、排気側のＶＶＬ７１をオフにして、ホットＥＧＲガスの導入を中止する一方で、クールドＥＧＲガスの導入は継続する。ＳＩモードではまた、詳細は後述するが、スロットル弁３６を、可能な限り、全開にする一方で、ＥＧＲ弁５１１の開度調整により、気筒１８内に導入する新気量及び外部ＥＧＲガス量を調整する。こうして気筒１８内に導入するガス割合を調整することによって、ポンプ損失の低減と共に、大量のクールドＥＧＲガスを気筒１８内に導入することによる異常燃焼の回避、火花点火燃焼の燃焼温度を低く抑えることによるＲａｗ ＮＯｘの生成抑制及び冷却損失の低減が図られる。尚、全開負荷域では、ＥＧＲ弁５１１を閉弁することにより、外部ＥＧＲをゼロにする。
　このエンジン１の幾何学的圧縮比は、前述の通り、１５以上（例えば１８）に設定されている。高い圧縮比は、圧縮端温度及び圧縮端圧力を高くするため、ＣＡＩモードの、特に低負荷の領域（例えば領域（１－１）（１－２））では、圧縮着火燃焼の安定化に有利になる。一方で、この高圧縮比エンジン１は、高負荷域であるＳＩモードにおいては、過早着火やノッキングといった異常燃焼が生じやすくなるという問題がある。
　そこでこのエンジン１では、ＳＩモードにおいては、前述した高圧リタード噴射を行うことにより、異常燃焼を回避するようにしている。より詳細には、３０ＭＰａ以上の高い燃料圧力でもって、図７Ｄに示すように、圧縮行程後半から膨張行程初期にかけてリタード期間内で、気筒１８内に燃料噴射を実行する高圧リタード噴射を行い、その後、圧縮上死点付近において点火を行う。尚、ＳＩモードにおいては、リタード期間内での高圧リタード噴射に加えて、噴射する燃料の一部を、吸気弁２１が開弁している吸気行程期間内で気筒１８内に噴射するようにしてもよい（つまり、分割噴射を行うとしてもよい）。
　ここで、ＳＩモードにおける高圧リタード噴射について簡単に説明すると、例えば本願出願人が先に出願をした前記特許文献２（特開２０１２－１７２６６５号公報）に、詳細に記載しているように、高圧リタード噴射は、燃料の噴射開始から燃焼の終了までの反応可能時間の短縮を図り、そのことによって異常燃焼を回避することを目的とする。すなわち、反応可能時間は、インジェクタ６７が燃料を噴射する期間（（１）噴射期間）と、噴射終了後、点火プラグ２５の周りに可燃混合気が形成されるまでの期間（（２）混合気形成期間）と、点火によって開始された燃焼が終了するまでの期間（（３）燃焼期間）と、を足し合わせた時間、つまり、（１）＋（２）＋（３）である。高圧リタード噴射は、高い圧力で、気筒１８内に燃料を噴射することにより、噴射期間及び混合気形成期間をそれぞれ短縮する。噴射期間及び混合気形成期間の短縮は、燃料の噴射タイミング、より正確には噴射開始タイミングを、比較的遅いタイミングにすることを可能にするから、高圧リタード噴射では、圧縮行程後期から膨張行程初期にかけてのリタード期間内に燃料噴射を行う。
　高い燃料圧力で気筒１８内に燃料を噴射することに伴い、その気筒内の乱れが強くなり、気筒１８内の乱れエネルギが高まる。このことと、燃料噴射のタイミングを比較的遅いタイミングに設定することとにより、高い乱れエネルギを維持したまま、火花点火を行って燃焼を開始することが可能になる。これは、燃焼期間を短くする。
　こうして高圧リタード噴射は、噴射期間、混合気形成期間、及び、燃焼期間をそれぞれ短縮し、その結果、未燃混合気の反応可能時間を、従来の吸気行程中での燃料噴射の場合と比較して大幅に短くすることを可能にする。反応可能時間が短くなる結果として、燃焼終了時における未燃混合気の反応の進行を抑制し、異常燃焼を回避することが可能になる。
　ここで、燃料圧力は、例えば３０ＭＰａ以上に設定することによって、燃焼期間を効果的に短縮化することが可能である。また、３０ＭＰａ以上の燃料圧力は、噴射期間及び混合気形成期間も、それぞれ有効に短縮化することが可能である。尚、燃料圧力は、少なくともガソリンを含有する、使用燃料の性状に応じて適宜設定するのが好ましい。その上限値は、一例として、１２０ＭＰａとしてもよい。
　高圧リタード噴射は、気筒１８内への燃料噴射の形態を工夫することによってＳＩモードにおける異常燃焼の発生を回避する。これとは異なり、異常燃焼の回避を目的として点火タイミングを遅角することが、従来から知られている。点火タイミングの遅角化は熱効率及びトルクの低下を招くのに対し、高圧リタード噴射を行う場合は、燃料噴射の形態の工夫によって異常燃焼を回避する分、点火タイミングを進角させることが可能であるから、熱効率及びトルクが向上する。つまり、高圧リタード噴射は、異常燃焼を回避するだけでなく、その回避可能な分だけ、点火タイミングを進角することを可能にして、燃費の向上に有利になる。
　以上説明したように、ＳＩモードでの高圧リタード噴射は、噴射期間、混合気形成期間及び燃焼期間をそれぞれ短縮することが可能であるが、ＣＡＩモードの領域（２－１）及び（２－２）で行う高圧リタード噴射は、噴射期間及び混合気形成期間をそれぞれ短縮することが可能である。つまり、気筒１８内に高い燃料圧力で燃料を噴射することにより気筒１８内の乱れが強くなることで、微粒化した燃料のミキシング性が高まり、圧縮上死点付近の遅いタイミングで燃料を噴射しても、比較的均質な混合気を速やかに形成することが可能になるのである。ＣＡＩモードにおける高圧リタード噴射は、未燃混合気の反応開始時期のコントロールを可能にする。
　ＣＡＩモードでの高圧リタード噴射は、比較的負荷の高い領域において、圧縮上死点付近の遅いタイミングで燃料を噴射することにより、そもそも気筒１８内に燃料が噴射されていない圧縮行程期間中の過早着火を防止しつつ、前述の通り、概ね均質な混合気が速やかに形成されるため、圧縮上死点以降において、確実に圧縮着火させることが可能になる。そうして、モータリングにより気筒１８内の圧力が次第に低下する膨張行程期間において、圧縮着火燃焼が行われることで、燃焼が緩慢になり、圧縮着火燃焼に伴う気筒１８内の圧力上昇（ｄＰ／ｄｔ）が急峻になってしまうことが回避される。これは、ＮＶＨの制約を解消するから、ＣＡＩモードの領域を高負荷側に拡大させる。ＣＡＩモードにおける高圧リタード噴射は、圧縮着火燃焼の時期をコントロール可能にするから、異常燃焼及び燃焼騒音の回避に有効である。
　ここで、図６に示す運転制御マップにおいて特徴的な点をさらに詳細に説明をする。先ず、領域（１－２）と領域（２－１）とを比較する。ＣＡＩモードにおいては、その全域に亘って、気筒１８の充填量を最大に設定している。領域（１－２）においては、混合気の空気過剰率λを１よりも大きいリーンにするため、気筒１８内に導入される新気量が多くかつ、気筒内１８に導入される排気ガス量（内部ＥＧＲガス量）が少なくなる。逆に、領域（２－１）においては、混合気の空気過剰率λを１以下（具体的には、λ≒１）にするため、同一負荷であっても、気筒１８内に導入される新気量は相対的に少なくかつ、気筒内１８に導入される排気ガス量（内部ＥＧＲガス量）は相対的に多くなる。
　前述の通り、領域（２－１）ではエンジン１の負荷が高く、それに伴い気筒１８内の温度状態が高い。そのため、異常燃焼及び燃焼騒音の回避のために、リタード噴射を採用していると共に、混合気の空気過剰率λを実質的に１にしている。
　これに対し、領域（１－２）は、領域（２－１）と比較して、エンジン１の回転数が相対的に低い。この低速側の領域（１－２）では、単位時間当たりに発生する熱量が少なくなるため、気筒１８内の温度状態が、領域（２－１）と比較して低くなる。そのため、リタード噴射を採用しなくても、異常燃焼及び燃焼騒音の回避が可能になる。そこで、圧縮着火領域における低速側の領域（１－２）では、燃費の改善を目的として、前述の通り、混合気の空気過剰率λを１よりも大きいリーンにしている。このような領域（１－２）は、エンジン１の回転数領域における１／２よりも低速側において設ければよい。
　尚、図６において領域（１－２）の下側に相当する、低速側の軽負荷領域においても、燃費の改善を目的として混合気の空気過剰率λを１よりも大きいリーンにすることが考えられる。しかしながら、エンジン１の負荷が低い領域は未燃燃料が増大するため、混合気の空気過剰率を１よりも大きいリーンにしてＥＧＲガス量を減らすよりも、ＥＧＲガス量をできるだけ増やして、未燃損失を低減した方が、燃費の改善効果が高い。従って、領域（１－２）の下側の領域は、混合気の空気過剰率λを１以下にすることが好ましい。言い換えると、領域（１－２）は、所定負荷以上にすることが好ましい。
　一方、エンジン１の負荷が高くなると燃料噴射量が増えるから、混合気の空気過剰率λを２．４以上にすることが困難になる。そこで、特にＮＯｘ浄化触媒を備えていないエンジン１においては、領域（１－２）は、所定負荷よりも低い領域にすることが好ましい。尚、ＮＯｘ浄化触媒を備えているエンジンにおいては、混合気の空気過剰率λが１よりも大きいリーンにする領域（１－２）を、図例よりもさらに高負荷側までに拡大してもよい。
　また、同一のエンジン負荷で（つまり、ＣＡＩモードにおける中高負荷において）、領域（１－２）と領域（１－１）とを比較したときも、低速側の領域（１－２）は、空気過剰率λを１よりも大きいリーンにし、その分、ＥＧＲ率を低くするのに対し、高速側の領域（１－１）は、空気過剰率λを１以下にしかつ、ＥＧＲ率を高くすることになる。高速側の領域（１－１）では、相対的に大量のＥＧＲガスを気筒１８内に導入することと、空気過剰率λを１以下にすることとによって、ＮＯｘ排出の抑制と燃焼騒音の回避とが可能になる。
　ここで、混合気の空気過剰率λを１よりも大きいリーンにする領域（１－２）においては、圧縮着火の着火性及び圧縮着火燃焼の安定性を確保する観点から、オゾン発生器７６を作動させ、気筒１８内に導入する吸気にオゾンを添加してもよい。気筒１８内にオゾンを導入することは、混合気の着火性を高め、圧縮着火燃焼の安定性を高める。尚、最大のオゾン濃度は、例えば５０～３０ｐｐｍ程度としてもよい。領域（１－２）においては、大量の新気が気筒１８内に導入されるため、オゾン濃度が低くしても気筒１８内に導入されるオゾン量は多くなる。オゾン濃度を低く設定することは、オゾンの発生に必要な電力消費を最低限にして、燃費の向上に有利になる。
　領域（１－２）においてオゾンを導入することは特に、外気温度が所定温度以下であるときに行ってもよい。外気温度が低いときには、気筒１８内における圧縮開始温度が低くなり、それに伴い圧縮端温度も低くなる。特に、領域（１－２）においては、前述の通り、気筒１８内に導入する新気量が多いため、低い外気温度による圧縮端温度の低下が、より一層顕著である。そこで、外気温度が所定温度以下であるときには、領域（１－２）において、気筒１８内にオゾンを導入することによって、圧縮着火の着火性及び圧縮着火燃焼の安定性を高めるようにしてもよい。
　また、図６に示す運転制御マップにおいて、領域（１－２）と領域（２－１）とは、ホットＥＧＲガスを気筒１８内に導入してＥＧＲ率を所定以上に設定する点は同じであるが、燃料噴射時期が互いに相違する。具体的に、低速側の領域（１－２）では、ホットＥＧＲガスを気筒１８内に導入して、ＥＧＲ率を所定以上に設定しつつ、圧縮行程前半以前に気筒１８内に燃料を噴射する。領域（１－２）では、エンジン１の回転数が相対的に低くて、気筒１８内の温度状態が低くなるため、燃料噴射時期を比較的早い時期に設定しても、異常燃焼や燃焼騒音を回避することが可能である。これに対し、高速側の領域（２－１）では、エンジン１の回転数が相対的に高くて、気筒１８内の温度状態が高くなる。そこで、燃料噴射時期をリタード期間内に設定することにより、前述の通り、異常燃焼や燃焼騒音を有効に回避することが可能になる。
　さらに、領域（１－２）及び（２－１）と領域（２－２）とを比較すると、領域（１－２）及び（２－１）では、ホットＥＧＲガスのみを気筒１８内に導入するのに対し、これらの領域よりも負荷の高い領域（２－２）では、ホットＥＧＲガスに加えて、クールドＥＧＲガスを気筒１８内に導入する点で相違する。圧縮着火領域における最高負荷を含む領域（２－２）では、エンジン１の回転数の高低に拘わらず気筒１８内の温度状態が高くなる結果、圧縮着火燃焼に伴う気筒１８内の圧力上昇（ｄＰ／ｄｔ）が急峻になってしまう虞がある。そこで、領域（２－１）においては、クールドＥＧＲガスを気筒１８内に導入することにより、圧縮開始時の気筒内温度が高くなりすぎることを抑制し、圧縮端温度を適度の温度に抑制する。このことは、ＣＡＩモードの高負荷側の領域（２－２）において燃焼騒音の回避に有利になり、ＣＡＩモードを、さらに高負荷側まで拡大することを可能にする。
　ここで、領域（２－１）と領域（２－２）とはそれぞれ、圧縮着火領域における高速側において、図６に二点鎖線で例示するロードロードラインＲＬ以上の負荷領域における領域に相当し、燃料噴射時期を共にリタード期間内に設定する点で共通する。燃料噴射の開始時期は、例えば圧縮上死点前３０～４０°ＣＡに設定される。尚、図７Ｂ、７Ｃに示すように、相対的に負荷の高い領域（２－２）の燃料噴射時期は、同じリタード期間内でも、相対的に負荷の低い領域（２－１）の燃料噴射時期よりも遅角側になる。
　一方、前述したように、領域（２－１）では、ホットＥＧＲガスのみを気筒１８内に導入するのに対し、領域（２－１）よりも負荷の高い領域（２－２）では、ホットＥＧＲガスとクールドＥＧＲガスとの双方を気筒１８内に導入する。こうして、領域（２－１）及び領域（２－２）のそれぞれにおいて、リタード噴射によって未燃混合気の反応開始時期をコントロールしつつ、エンジン１の負荷の高低に対応して気筒１８内の温度状態をコントロールすることによって、異常燃焼及び燃焼騒音を共に回避することが可能になる。
　図８は、例えば回転数がＮ１（図６参照）で一定のときの、エンジン１の負荷の高低に対するＥＧＲ率の変化（つまり、気筒１８内のガス組成の変化）を示している。以下、気筒１８内のガス組成の変化について、高負荷側から低負荷側に向かって順に説明する。
　（最大負荷Ｔｍａｘから切替負荷Ｔ３まで）
　切替負荷Ｔ３よりも負荷の高い領域はＳＩモードに相当する。このＳＩ領域では、前述したように、クールドＥＧＲガスのみを気筒１８内に導入する。すなわち、スロットル弁３６の開度は全開に維持されると共に、ＥＧＲ弁５１１は、全開負荷では閉弁している一方で、エンジン負荷の低下に従い次第に開く。こうして、ＳＩモードにおいては、混合気の空燃比を理論空燃比（λ≒１）に設定する条件下でＥＧＲ率を最大に設定している。これは、ポンプ損失の低減に有利である。また、混合気の空燃比を理論空燃比に設定することは、三元触媒の利用を可能にする。エンジン負荷の低下に従い燃料噴射量が低下するため、ＥＧＲ率は連続的に高くなる。このことは、エンジン負荷が連続的に変化するようなときには、気筒１８内のガス組成を連続的に変化させることになるから、制御性の向上に有利である。
　火花点火燃焼においては、気筒１８内に導入する排気ガスの量が多すぎると燃焼安定性が低下してしまう。そのため、火花点火燃焼において設定可能な最高のＥＧＲ率（つまり、ＥＧＲ限界）が存在する。前述の通り、エンジン負荷の低下に従いＥＧＲ率は連続的に高くなるものの、所定負荷Ｔ４において、ＥＧＲ率はＥＧＲ限界になる。そのため、所定負荷Ｔ４よりも低負荷側では、ＥＧＲ率をＥＧＲ限界に制限する。従って、所定負荷Ｔ４から切替負荷Ｔ３までの間は、ＥＧＲ率はＥＧＲ限界で一定になる、こうして、ＥＧＲ率がＥＧＲ限界によって制限されると、混合気の空燃比を理論空燃比（λ≒１）に設定する上で、気筒１８内に導入する新気量を減らさなければならない。ここでは、吸気弁２１の閉弁時期を吸気下死点以降に遅らせることによって、気筒１８内に導入する新気量を減らしている。尚、吸気弁２１の閉弁時期の制御の代わりに、例えばスロットル弁３６の開度制御を行っても、気筒１８内に導入する新気を減らすことが可能である。但し、吸気弁２１の閉弁時期を制御することは、ポンプ損失の低減に有利である。
　（切替負荷Ｔ３から所定負荷Ｔ２まで）
　切替負荷Ｔ３は、前述したようにＣＡＩモードとＳＩモードとの切り替えに係り、切替負荷Ｔ３以下の低負荷側においてはＣＡＩモードとなる。ＣＡＩモードとＳＩモードとの切替負荷を挟んだ低負荷側と高負荷側とのそれぞれにおいて、混合気の空燃比は理論空燃比（λ≒１）に設定している。ＣＡＩモードにおいては、前述したＥＧＲ率の制限が無くなることから、気筒１８内に導入する新気量を減らさずに、気筒１８の充填量を最大にする。
　ＣＡＩモードにおいては、排気側のＶＶＬ７１をオンにして、内部ＥＧＲガス（つまりホットＥＧＲガス）を気筒１８内に導入する。従って、切替負荷Ｔ３を境にして、排気側のＶＶＬ７１のオン・オフが切り替わる。
　切替負荷Ｔ３に対し低負荷側に隣接する領域（つまり、領域（２－２））では、切替負荷Ｔ３に対し高負荷側に隣接する領域から継続するように、比較的大量のＥＧＲガス（クールドＥＧＲガス）を気筒１８内に導入しながら、前述した３０ＭＰａ以上の高い燃料圧力でかつ、圧縮上死点付近において燃料を噴射する高圧リタード噴射を行って圧縮着火燃焼を行うことになる。
　（所定負荷Ｔ２から特定負荷Ｔ１まで）
　所定負荷Ｔ２以下の領域は、図６における領域（１－２）に対応する。前述の通り、この領域では、混合気の空気過剰率λを１よりも大きくする。従って、図８において一点鎖線で示すλ≒１のラインよりも気筒１８内に導入される新気量は増えかつ、排気ガス量（ここでは、内部ＥＧＲガス量）はλ≒１のラインよりも減る。尚、切替負荷Ｔ３と所定負荷Ｔ２との間には、混合気の空気過剰率λを徐変する区間を設けている。
　所定負荷Ｔ２以下の領域において、エンジン１の負荷が低下するに従い、ホットＥＧＲガス量は次第に多くなりかつ、新気量は次第に少なくなる。ホットＥＧＲガスの導入量を増やすことは、圧縮開始時の気筒内の温度を高め、それに伴い圧縮端温度を高くする。このことは、エンジン１の負荷が低い領域において圧縮着火の着火性を高めると共に、圧縮着火燃焼の安定性を高める上で有利である。ホットＥＧＲガスの導入量は、吸気行程期間内で開弁する排気弁２２の開弁期間に対する、吸気弁２１の開弁期間の重なり具合を調整することによって行われる。具体的には、吸気側のＶＶＴ７２及び排気側のＶＶＴ７５によって、吸気弁２１の開弁時期及び排気弁２２の閉弁時期を調整することと、吸気側のＶＶＬ７４により、吸気弁２１のリフト量を大リフトと小リフトとで切り替えることとを組み合わせることで、ホットＥＧＲガスの導入量は調整される。
　（特定負荷Ｔ１から最低負荷まで）
　エンジン１の負荷が低下するに従い連続的に高くなるＥＧＲ率は、特定負荷Ｔ１において、最高ＥＧＲ率ｒｍａｘに設定される。特定負荷Ｔ１までは、前述の通り、エンジン１の負荷が低下するに従い、ＥＧＲ率を連続的に高く設定しているが、特定負荷Ｔ１よりもエンジン１の負荷が低いときには、エンジン１の負荷の高低に拘わらず、ＥＧＲ率を最高ＥＧＲ率ｒｍａｘで一定にする。ここで、ＥＧＲ率を、最高ＥＧＲ率ｒｍａｘを超えないように設定することは、ＥＧＲ率を高くして気筒１８内に大量の排気ガスを導入してしまうと、気筒１８内のガスの比熱比が低くなることで、圧縮開始時のガス温度が高くても、圧縮端温度が逆に低くなってしまうためである。
　つまり、排気ガスは、三原子分子であるＣＯ２やＨ２Ｏを多く含んでおり、窒素（Ｎ２）や酸素（Ｏ２）を含む空気と比較して、比熱比が低い。そのため、ＥＧＲ率を高くして気筒１８内に導入する排気ガスが増えたときには、気筒１８内のガスの比熱比は低下する。
　排気ガスの温度は、新気と比較して高いため、ＥＧＲ率が高くなるほど、圧縮開始時の気筒内の温度は高くなる。しかしながら、ＥＧＲ率が高くなるほど、ガスの比熱比が低下することから、圧縮をしてもガスの温度がそれほど高まらず、結果として、圧縮端温度は、所定のＥＧＲ率ｒｍａｘで最高となり、ＥＧＲ率をそれより高めても、圧縮端温度は低くなる。
　そこで、このエンジン１においては、圧縮端温度が最も高くなるＥＧＲ率を最高ＥＧＲ率ｒｍａｘに設定している。そして、エンジン１の負荷が特定負荷Ｔ１よりも低いときには、ＥＧＲ率を最高ＥＧＲ率ｒｍａｘに設定し、そのことにより、圧縮端温度が低下してしまうことを回避している。この最高ＥＧＲ率ｒｍａｘは、５０～９０％に設定してもよい。最高ＥＧＲ率ｒｍａｘは、高い圧縮端温度を確保することができる限度において、できるだけ高く設定すればよく、好ましくは、７０～９０％である。このエンジン１は、高い圧縮端温度が得られるように、幾何学的圧縮比を１５以上の高い圧縮比に設定している。また、できるだけ温度の高い排気ガスを気筒１８内に導入するために、排気二度開きを採用している。つまり、排気二度開きは、気筒１８内に導入する排気ガスを排気ポートに一旦排出するため、ネガティブオーバーラップ期間を設ける構成とは異なり、排気行程中に排気ガスを圧縮して冷却損失を増大させることなく、しかも、相対的に温度の低い吸気ポートに排気ガスを排出する吸気二度開きとは異なり、排気ガスの温度低下を抑制することができるから、圧縮開始時のガス温度を最も高くすることが可能である。できる限り高い圧縮端温度を確保するように構成しているエンジン１においては、最高ＥＧＲ率ｒｍａｘは、例えば８０％程度に設定してもよい。最高ＥＧＲ率ｒｍａｘを、できるだけ高く設定することは、エンジン１の未燃損失の低減に有利になる。つまり、エンジン１の負荷が低いときには未燃損失が高くなり易いため、エンジン１の負荷が特定負荷Ｔ１よりも低いときにＥＧＲ率をできるだけ高く設定することは、未燃損失の低減による燃費の向上に極めて有効である。
　こうしてこのエンジン１においては、エンジン１の負荷が特定負荷Ｔ１よりも低いときにも、高い圧縮端温度を確保することにより、圧縮着火燃焼の着火性及び燃焼安定性を確保するようにしている。
　尚、ここに開示する技術は、前述したエンジン構成への適用に限定されるものではない。例えば、吸気行程期間内における燃料噴射は、気筒１８内に設けたインジェクタ６７ではなく、別途、吸気ポート１６に設けたポートインジェクタを通じて、吸気ポート１６内に燃料を噴射してもよい。
　また、エンジン１は、ＮＯｘ浄化触媒を備えるようにしてもよい。
　また、エンジン１は、直列４気筒エンジンに限らず、直列３気筒、直列２気筒、直列６気筒エンジン等に適用してもよい。また、Ｖ型６気筒、Ｖ型８気筒、水平対向４気筒等の各種のエンジンに適用可能である。
　図６に示す運転制御マップは例示であり、これ以外にも様々なマップを設けることが可能である。
　また、高圧リタード噴射は、必要に応じて分割噴射にしてもよく、同様に、吸気行程噴射もまた、必要に応じて分割噴射にしてもよい。これらの分割噴射では、吸気行程と圧縮行程とのそれぞれにおいて燃料を噴射してもよい。
１　　エンジン（エンジン本体）
１０　ＰＣＭ（制御器）
１８　気筒
２１　吸気弁
２２　排気弁
２５　点火プラグ
５０　ＥＧＲ通路（ガス状態調整システム）
５１　主通路（ガス状態調整システム）
５１１　ＥＧＲ弁（ガス状態調整システム）
５２　ＥＧＲクーラ（ガス状態調整システム）
６７　インジェクタ（燃料噴射弁）
７１　（排気側）ＶＶＬ（ガス状態調整システム）
７２　（吸気側）ＶＶＴ（ガス状態調整システム）
７４　（吸気側）ＶＶＬ（ガス状態調整システム）
７５　（排気側）ＶＶＴ（ガス状態調整システム）
７６　オゾン発生器

Claims (4)

  1. 　気筒を有するエンジン本体と、
    　前記気筒内に供給する燃料を噴射するよう構成された燃料噴射弁と、
    　前記気筒内に導入する新気の量と排気ガスの量とをそれぞれ調整することによって、前記気筒のガス状態を調整するように構成されたガス状態調整システムと、
    　前記エンジン本体の運転状態が、予め設定された圧縮着火領域にあるときには、前記気筒内の混合気を圧縮着火燃焼させることにより、前記エンジン本体を運転するように構成された制御器と、を備え、
    　前記制御器は、前記エンジン本体の運転状態が前記圧縮着火領域における負荷の高い所定領域内にあるときには、
    　低速側領域においては、前記ガス状態調整システムによって、前記気筒の充填量を最大にしつつ、前記気筒内の混合気の空気過剰率λが１よりも大きいリーンとなるように、前記気筒内の全ガス量に対する前記排気ガスの量の割合であるＥＧＲ率を低くし、
    　前記低速側領域よりも高速の高速側領域においては、前記気筒の充填量を最大にしつつ、前記気筒内の混合気の空気過剰率λが１以下となるように、前記ＥＧＲ率を高くする圧縮着火式エンジンの制御装置。
  2. 　請求項１に記載の圧縮着火式エンジンの制御装置において、
    　前記気筒内に導入する新気にオゾンを添加するよう構成されたオゾン発生器をさらに備え、
    　前記制御器は、前記所定領域の低速側領域において、前記オゾン発生器により、前記気筒内に導入する新気にオゾンを添加する圧縮着火式エンジンの制御装置。
  3. 　請求項２に記載の圧縮着火式エンジンの制御装置において、
    　前記制御器は、外気温度が所定温度以下のときに、前記所定領域の低速側領域において、前記オゾン発生器により、前記気筒内に導入する新気にオゾンを添加する圧縮着火式エンジンの制御装置。
  4. 　請求項１～３のいずれか１項に記載の圧縮着火式エンジンの制御装置において、
    　前記燃料噴射弁は、前記気筒内に燃料を直接噴射するように構成され、
    　前記制御器は、前記所定領域の低速側領域においては、前記燃料噴射弁による燃料噴射時期を圧縮行程前半以前にし、前記所定領域の高速側領域においては、前記燃料噴射弁による燃料噴射時期を圧縮行程後半以降にする圧縮着火式エンジンの制御装置。
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