JP2009085199A - Control device for gasoline engine - Google Patents

Control device for gasoline engine Download PDF

Info

Publication number
JP2009085199A
JP2009085199A JP2007259803A JP2007259803A JP2009085199A JP 2009085199 A JP2009085199 A JP 2009085199A JP 2007259803 A JP2007259803 A JP 2007259803A JP 2007259803 A JP2007259803 A JP 2007259803A JP 2009085199 A JP2009085199 A JP 2009085199A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
ignition
compression ratio
engine
fuel
dead center
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
JP2007259803A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP4803151B2 (en
Inventor
Hiroyuki Yamashita
洋幸 山下
Tatsuo Yamauchi
健生 山内
Suketoshi Seto
祐利 瀬戸
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mazda Motor Corp
Original Assignee
Mazda Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mazda Motor Corp filed Critical Mazda Motor Corp
Priority to JP2007259803A priority Critical patent/JP4803151B2/en
Publication of JP2009085199A publication Critical patent/JP2009085199A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP4803151B2 publication Critical patent/JP4803151B2/en
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To improve fuel economy and expand an HCCI region as much as possible while suppressing premature ignition. <P>SOLUTION: This control device for an gasoline engine 10 is provided with an operation state determination part 110 for determining the operation state of a vehicle, a combustion control part 120 for controlling combustion inside a cylinder and a geometric compression ratio control part 140 for controlling a compression ratio changing device 70. The combustion control part 120 controls combustion inside the cylinder in a normal mode of injecting fuel after passage through the exhaust top dead center and performing compression self-ignition after passage through the compression top dead center in a predetermined normal compression self-ignition region Rn set on the low speed and low load side in the partial load operation region HCCI; and controls combustion inside the cylinder in a multistage ignition mode of performing preliminary compression self-ignition of part of fuel F11 in a negative overlap period CA<SB>IN</SB>in a multistage ignition region Rm other than the normal compression self-ignition region Rn in the partial load operation region HCCI. The geometric compression ratio control part 140 sets a geometric compression ratio ε of the engine 10 in the multistage ignition mode to be higher than that in the normal mode. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明はガソリンエンジンの制御装置に関する。   The present invention relates to a gasoline engine control device.

一般に予混合圧縮自己着火燃焼（ＨＣＣＩ：Homogeneous-Charge Compression-Ignition combustion。）運転（以下、「圧縮自己着火運転」ともいう）を実行するに当たり、特許文献１に示すように、所定の運転領域において、排気弁の閉弁タイミングと吸気弁の開弁タイミングとを変更することにより、排気上死点の前後に吸気弁と排気弁の双方が閉じるネガティブオーバラップ期間を生じさせ、既燃ガスを内部ＥＧＲとして燃焼室に残留させる技術が知られている。このような圧縮自己着火運転は、排気性能の向上、燃費の向上、或いはポンピングロスの低減等を図る技術である。   In general, when performing premixed compression self-ignition combustion (HCCI) operation (hereinafter also referred to as “compression self-ignition operation”), as shown in Patent Document 1, in a predetermined operation region, By changing the closing timing of the exhaust valve and the opening timing of the intake valve, a negative overlap period in which both the intake valve and the exhaust valve close before and after the exhaust top dead center is generated, and the burned gas is A technique of remaining in the combustion chamber as EGR is known. Such compression self-ignition operation is a technique for improving exhaust performance, improving fuel consumption, or reducing pumping loss.

他方、特許文献２に開示された先行技術では、エンジンの幾何学的圧縮比を変更可能なエンジンを採用し、運転状態に応じて圧縮比を変更する構成を採用している。   On the other hand, in the prior art disclosed in Patent Document 2, an engine that can change the geometric compression ratio of the engine is adopted, and a configuration in which the compression ratio is changed according to the operating state is adopted.

図１２は、従来例の構成図である。   FIG. 12 is a configuration diagram of a conventional example.

同図を参照して、このエンジン２００のピストン２０１は、コネクティングロッド２０２と、このコネクティングロッド２０２に連結されたリンク２０３を介してクランクシャフト２０４のクランクピン２０５に連結されている。ピストン２０１とコネクティングロッド２０２は、ピストンピン２０６により当該ピストンピン２０６回りに相対変位可能に連結されているとともに、コネクティングロッド２０２とリンク２０３とは、リンクピン２０７により当該リンクピン２０７回りに相対変位可能に連結されている。リンク２０３は、圧縮比変更装置２１０に連結されている。圧縮比変更装置２１０は、リンク２０３を駆動する制御リンク２１１と、制御リンク２１１を駆動するモータ２１２とを有しており、モータ２１２をエンジン制御ユニットで制御することによって、運転状態応じてピストンピン２０６の中心からクランクピン２０５の中心との直線距離を変更し、エンジン２００の幾何学的圧縮比が変更されるようになっている。   Referring to FIG. 1, piston 201 of engine 200 is connected to crank pin 205 of crankshaft 204 through connecting rod 202 and link 203 connected to connecting rod 202. The piston 201 and the connecting rod 202 are connected by a piston pin 206 so as to be relatively displaceable around the piston pin 206, and the connecting rod 202 and the link 203 are relatively displaceable around the link pin 207 by a link pin 207. It is connected to. The link 203 is connected to the compression ratio changing device 210. The compression ratio changing device 210 has a control link 211 for driving the link 203 and a motor 212 for driving the control link 211. By controlling the motor 212 with the engine control unit, the piston pin is changed according to the operation state. The geometrical compression ratio of the engine 200 is changed by changing the linear distance from the center of 206 to the center of the crankpin 205.

そして、特許文献２においては、基本的に低負荷時には、圧縮比を高く設定して燃費向上を図り、高負荷時には、圧縮比を低く設定してノッキングの発生を回避するようにエンジン２００が制御されていた。   In Patent Document 2, the engine 200 is basically controlled so as to improve the fuel consumption by setting the compression ratio high at low loads and to avoid the occurrence of knocking by setting the compression ratio low at high loads. It had been.

なお、ネガティブオーバラップ期間を生成する技術としては、例えば、特許文献３や特許文献４に開示された動弁機構が一般的に知られている。
特開２００６−２２６６４号公報 特開２００６−２２６１３３号公報 特開２００６−３３６４９４号公報 特開２００６−３４８７７４号公報 As a technique for generating the negative overlap period, for example, valve operating mechanisms disclosed in Patent Document 3 and Patent Document 4 are generally known.
JP 2006-22664 A JP 2006-226133 A JP 2006-336494 A JP 2006-348774 A

ところで、圧縮自己着火運転によって、排気性能の向上、燃費の向上、或いはポンピングロスの低減等を図るためには、圧縮自己着火運転が実行される部分負荷運転領域を可能な限り高負荷側に拡張することが望ましい。   By the way, in order to improve exhaust performance, improve fuel efficiency, reduce pumping loss, etc. by compression self-ignition operation, the partial load operation region in which compression self-ignition operation is performed is expanded to the high load side as much as possible. It is desirable to do.

しかしながら、比較的高負荷側で圧縮自己着火運転のためのネガティブオーバラップ期間を設けて、特許文献１に開示されているように燃焼室に供給される酸素濃度を内部ＥＧＲ量に応じて増量した場合には、表面着火が生じやすくなる結果、過早着火が生じやすくなるという問題があった。また、特許文献２の構成では、低速／低負荷側で圧縮比を高く設定する構成であるから、上述のような過早着火に対しては、有効な対策とはなり得なかった。   However, a negative overlap period for compression self-ignition operation is provided on the relatively high load side, and the oxygen concentration supplied to the combustion chamber is increased according to the internal EGR amount as disclosed in Patent Document 1. In some cases, surface ignition is likely to occur, resulting in premature ignition. Further, in the configuration of Patent Document 2, since the compression ratio is set high on the low speed / low load side, it cannot be an effective measure against the above-mentioned pre-ignition.

本発明は上記不具合に鑑みてなされたものであり、過早着火を抑制しつつ、燃費の向上を図り、もって圧縮自己着火運転を可及的に拡張することのできるガソリンエンジンの制御装置を提供することを課題としている。   The present invention has been made in view of the above problems, and provides a control device for a gasoline engine capable of improving the fuel efficiency while suppressing premature ignition and extending the compression self-ignition operation as much as possible. The challenge is to do.

上記課題を解決するために本発明は、少なくともエンジンの部分負荷運転領域で、排気弁の閉タイミングを排気上死点前に進角し、吸気弁の開タイミングを排気上死点後に遅角して、排気上死点の前後に前記排気弁と前記吸気弁とが何れも閉じるネガティブオーバラップ期間を設けるガソリンエンジンの制御装置において、前記エンジンの幾何学的圧縮比を変更可能な圧縮比変更装置と、前記エンジンの要求負荷を推定する機能を少なくとも含み、前記エンジンを含む車両の運転状態を判定する運転状態判定部と、前記運転状態判定部の判定に基づいて筒内での燃焼を制御する燃焼制御部と、前記圧縮比変更装置を制御する幾何学的圧縮比制御部とを備え、前記燃焼制御部は、前記部分負荷運転領域において低速低負荷側に設定される所定の通常圧縮自己着火領域では、排気上死点経過後に燃料を噴射させて圧縮上死点経過後に圧縮自己着火させる通常モードで筒内での燃焼を制御し、前記部分負荷運転領域における前記通常圧縮自己着火領域以外の多段着火領域では、前記ネガティブオーバラップ期間で一部の燃料を圧縮自己着火させ、その後、前記排気弁が閉じられたままの状態で残余の燃料を噴射させて圧縮上死点経過後に圧縮自己着火させる多段着火モードで筒内での燃焼を制御するものであり、前記幾何学的圧縮比制御部は、前記エンジンの幾何学的圧縮比を、前記多段着火モードでは前記通常モードよりも高い高圧縮比に設定するものであることを特徴とするガソリンエンジンの制御装置である。この態様では、部分負荷運転領域では、排気弁の閉タイミングが排気上死点前に進角し、吸気弁の開タイミングが排気上死点後に遅角することにより、排気上死点の前後に排気上死点の前後に吸気弁と排気弁の双方が閉じるネガティブオーバラップ期間が形成され、既燃ガスが内部ＥＧＲとして筒内に残留する。ここで、部分負荷運転領域のうち、低速低負荷側に設定される所定の通常圧縮自己着火領域では、通常モードでの圧縮自己着火運転が実行される。この通常モードでは、燃焼制御部が排気上死点経過後に燃料を噴射させることにより、この燃料噴霧が圧縮上死点の経過直後に自己着火し、エンジンが運転される。他方、通常モードのままでは過早着火の懸念がある比較的高速または高負荷側の多段着火領域では、多段着火モードに基づいて燃料噴射が制御される。この多段着火モードでは、気筒のネガティブオーバラップ期間において一部の燃料が圧縮自己着火し、その後、排気弁が閉じられたままの状態で残余の燃料が再度噴射されて、圧縮上死点経過直後に圧縮自己着火することになる。この圧縮自己着火により、筒内の昇温や圧力上昇が二段階に分散されるので、排気上死点経過後に噴射された燃料の噴霧が過早着火を来すおそれが大幅に低減し、燃焼安定性が飛躍的に向上する。そして、エンジンの幾何学的圧縮比は、多段着火モードでの運転時の方が通常モードでの運転時よりも高圧縮比に設定されることから、排気上死点経過直後の圧縮自己着火による燃費が向上し、圧縮自己着火運転が可能な運転領域を拡張しつつ、高速高負荷側での燃費を高めることができる。   In order to solve the above problems, the present invention advances the closing timing of the exhaust valve before exhaust top dead center and retards the opening timing of the intake valve after exhaust top dead center at least in the partial load operation region of the engine. And a compression ratio changing device capable of changing a geometric compression ratio of the engine in a gasoline engine control device having a negative overlap period in which both the exhaust valve and the intake valve close before and after exhaust top dead center. And at least a function for estimating a required load of the engine, and an operation state determination unit that determines an operation state of a vehicle including the engine, and controls combustion in a cylinder based on the determination of the operation state determination unit A combustion control unit, and a geometric compression ratio control unit that controls the compression ratio changing device, wherein the combustion control unit is a predetermined low speed low load side in the partial load operation region. In the normal compression self-ignition region, fuel is injected after the exhaust top dead center elapses, and the combustion in the cylinder is controlled in a normal mode in which compression self-ignition is performed after the compression top dead center elapses. In a multi-stage ignition region other than the ignition region, a part of the fuel is compressed and self-ignited during the negative overlap period, and then the remaining fuel is injected while the exhaust valve is closed to elapse the compression top dead center. Combustion in a cylinder is controlled in a multistage ignition mode in which compression self-ignition is performed later, and the geometric compression ratio control unit sets the geometric compression ratio of the engine in the multistage ignition mode than in the normal mode. Is a control device for a gasoline engine, characterized in that it is set to a high compression ratio. In this aspect, in the partial load operation region, the exhaust valve closing timing is advanced before the exhaust top dead center, and the intake valve opening timing is delayed after the exhaust top dead center. A negative overlap period in which both the intake valve and the exhaust valve close before and after the exhaust top dead center is formed, and the burned gas remains in the cylinder as internal EGR. Here, the compression self-ignition operation in the normal mode is executed in a predetermined normal compression self-ignition region set on the low speed and low load side in the partial load operation region. In this normal mode, when the combustion control unit injects fuel after the exhaust top dead center has elapsed, the fuel spray self-ignites immediately after the compression top dead center has elapsed, and the engine is operated. On the other hand, fuel injection is controlled based on the multistage ignition mode in a relatively high speed or high load side multistage ignition region where there is a concern of premature ignition in the normal mode. In this multi-stage ignition mode, part of the fuel undergoes compression self-ignition during the negative overlap period of the cylinder, and then the remaining fuel is injected again with the exhaust valve closed, immediately after the compression top dead center has elapsed. Compression self-ignition. This compression self-ignition disperses the temperature rise and pressure rise in the cylinder in two stages, greatly reducing the risk of premature ignition of the fuel spray injected after the exhaust top dead center has elapsed. Stability is dramatically improved. Since the geometric compression ratio of the engine is set to a higher compression ratio when operating in the multistage ignition mode than when operating in the normal mode, it is due to compression self-ignition immediately after the exhaust top dead center has elapsed. The fuel consumption is improved, and the fuel consumption on the high speed and high load side can be increased while expanding the operation range in which the compression self-ignition operation is possible.

好ましい態様において、前記エンジンは、筒内の混合気を火花点火する点火プラグを備え、前記燃焼制御部は、さらに前記点火プラグによる火花点火により筒内の混合気を燃焼させる火花点火モードでの燃焼も制御するものであり、前記幾何学的圧縮比制御部は、前記通常モードでは前記火花点火モードと同等の幾何学的圧縮比に設定するものである。この態様では、通常モードにおいて圧縮上死点経過直後の圧縮自己着火を比較的高い圧縮比で実現し、通常モードが採用される運転領域での燃費が向上するとともに、多段着火モードでは、排気上死点経過直後の圧縮自己着火による燃費をより向上することができる。   In a preferred aspect, the engine includes an ignition plug that sparks and ignites an air-fuel mixture in a cylinder, and the combustion control unit further burns in the spark ignition mode in which the air-fuel mixture in the cylinder is burned by spark ignition by the spark plug. In the normal mode, the geometric compression ratio control unit sets a geometric compression ratio equivalent to that in the spark ignition mode. In this mode, compression self-ignition immediately after the elapse of compression top dead center in the normal mode is realized with a relatively high compression ratio, fuel efficiency is improved in the operation region where the normal mode is adopted, and in the multistage ignition mode, It is possible to further improve the fuel efficiency due to compression self-ignition immediately after the dead center has elapsed.

好ましい態様において、前記幾何学的圧縮比制御部は、所定の異常着火限界を超えない範囲内で幾何学的圧縮比を設定するものである。この態様では、燃焼制御部が設定する種々の運転モードにおいて、幾何学的圧縮比が高すぎることによる過早着火やノッキングを防止しつつ、所期の燃費向上を図ることができる。   In a preferred aspect, the geometric compression ratio control unit sets the geometric compression ratio within a range not exceeding a predetermined abnormal ignition limit. In this aspect, in various operation modes set by the combustion control unit, it is possible to improve the expected fuel efficiency while preventing premature ignition and knocking due to the geometric compression ratio being too high.

好ましい態様において、前記燃焼制御部は、前記多段着火モードにおいて、前記ネガティブオーバラップ期間に圧縮自己着火される燃料の噴射量と、圧縮上死点経過直後に圧縮自己着火される燃料の噴射量とを略同量に設定するものである。この態様では、多段着火モードでの幾何学的圧縮比を高圧縮比に設定することによって、排気上死点経過直後の圧縮自己着火によるエンジンの燃費をさらに高めることができる。また、排気上死点経過直後に圧縮自己着火される燃料の噴射量を後段の燃料と概ね等量に設定することによって、各圧縮自己着火をリーンバーンとすることができるので、出力を高めて燃費を向上させる一方で、ＮＯｘの発生量を抑制することができる。   In a preferred aspect, the combustion control unit, in the multistage ignition mode, includes an injection amount of fuel that is compressed and self-ignited during the negative overlap period, and an injection amount of fuel that is compressed and self-ignited immediately after the compression top dead center has elapsed. Are set to substantially the same amount. In this aspect, by setting the geometric compression ratio in the multistage ignition mode to a high compression ratio, the fuel efficiency of the engine due to compression self-ignition immediately after the exhaust top dead center has elapsed can be further increased. Also, by setting the injection amount of the fuel that is self-ignited after exhaust top dead center is approximately equal to the fuel in the subsequent stage, each compression self-ignition can be made lean burn, increasing the output While improving fuel consumption, the amount of NOx generated can be suppressed.

以上説明したように、本発明は、圧縮自己着火運転が実行される部分負荷運転領域において、要求負荷が比較的高負荷側ないしは高速側にあるときは、ネガティブオーバラップ期間で一部の燃料を圧縮自己着火させる多段着火モードで筒内での燃焼が制御されるので、筒内の昇温や圧力上昇が二段階に分散されることにより、排気上死点経過後に噴射された燃料の噴霧が過早着火を来すおそれが大幅に低減し、燃焼安定性が飛躍的に向上する。しかも、エンジンの幾何学的圧縮比は、多段着火モードでの運転時の方が通常モードでの運転時よりも高圧縮比に設定されることから、排気上死点経過直後の圧縮自己着火による燃費が向上する。従って、本発明によれば、過早着火を抑制しつつ、燃費の向上を図り、もって圧縮自己着火運転を可及的に拡張することができるという顕著な効果を奏する。   As described above, according to the present invention, in the partial load operation region where the compression self-ignition operation is performed, when the required load is on the relatively high load side or the high speed side, a part of fuel is discharged in the negative overlap period. In-cylinder combustion is controlled in the multistage ignition mode in which compression self-ignition is performed, so that the temperature rise and pressure rise in the cylinder are distributed in two stages, so that the spray of fuel injected after the exhaust top dead center has elapsed The risk of premature ignition is greatly reduced, and combustion stability is dramatically improved. In addition, the geometric compression ratio of the engine is set to a higher compression ratio when operating in the multistage ignition mode than when operating in the normal mode. Fuel consumption is improved. Therefore, according to the present invention, it is possible to improve the fuel efficiency while suppressing premature ignition, and to achieve the remarkable effect that the compression self-ignition operation can be extended as much as possible.

以下、添付図面を参照しながら、本発明の好ましい形態について説明する。   Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.

図１は、本発明の実施の一形態に係る火花点火式４サイクルガソリンエンジン１０の概略構成を示す構成図であり、図２は図１に係るエンジン１０の一つの気筒とそれに対して設けられた吸気弁４０および排気弁６０等の構造を示す断面略図である。また図３は図１に係るエンジン１０の動弁機構４１、６１の構造を示す概略図である。   FIG. 1 is a configuration diagram showing a schematic configuration of a spark ignition type four-cycle gasoline engine 10 according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is provided for one cylinder of the engine 10 shown in FIG. 2 is a schematic cross-sectional view showing the structure of the intake valve 40 and the exhaust valve 60. FIG. 3 is a schematic view showing the structure of the valve operating mechanisms 41 and 61 of the engine 10 according to FIG.

これらの図において、図示のエンジン１０は、クランクシャフト２１を回転自在に支持するシリンダブロック２２と、シリンダブロック２２の上部に配置されたシリンダヘッド２３とを一体的に有している。   In these drawings, the illustrated engine 10 integrally includes a cylinder block 22 that rotatably supports a crankshaft 21 and a cylinder head 23 that is disposed above the cylinder block 22.

シリンダブロック２２およびシリンダヘッド２３には、複数の気筒２４が設けられている。各気筒２４には、クランクシャフト２１に連結されたピストン２５と、ピストン２５が気筒２４内に形成する燃焼室２６とが公知の構成と同様に設けられている。なお、シリンダブロック２２には、クランクシャフト２１の回転角（クランク角）を検出するクランク角度センサＳＷ１と、エンジン１０の冷却水の温度Ｔｗを検出するエンジン水温センサＳＷ２とが設けられている。   The cylinder block 22 and the cylinder head 23 are provided with a plurality of cylinders 24. Each cylinder 24 is provided with a piston 25 connected to the crankshaft 21 and a combustion chamber 26 formed in the cylinder 24 by the piston 25 in the same manner as a known configuration. The cylinder block 22 is provided with a crank angle sensor SW1 that detects the rotation angle (crank angle) of the crankshaft 21 and an engine water temperature sensor SW2 that detects the temperature Tw of the cooling water of the engine 10.

シリンダヘッド２３には、燃焼室２６毎に燃料噴射弁２８が設けられている。燃料噴射弁２８は、各燃焼室２６の側部から当該燃焼室２６に直接燃料を噴射する直噴式のものである。また、シリンダヘッド２３には、そのプラグ先端が各燃焼室２６の頂部に臨む点火プラグ２９が装備されている。点火プラグ２９には、電子制御による点火タイミングのコントロールが可能な点火回路２９ａが接続されている。   The cylinder head 23 is provided with a fuel injection valve 28 for each combustion chamber 26. The fuel injection valve 28 is a direct injection type in which fuel is directly injected into the combustion chamber 26 from the side portion of each combustion chamber 26. Further, the cylinder head 23 is equipped with a spark plug 29 whose plug tip faces the top of each combustion chamber 26. An ignition circuit 29a capable of controlling the ignition timing by electronic control is connected to the ignition plug 29.

さらに、エンジン１０には、幾何学的圧縮比を変更可能な圧縮比変更装置７０が設けられている。この圧縮比変更装置７０は、原理的には、図１２で説明した先行例と同様に、モータ等のアクチュエータによってエンジン制御ユニット１００に制御されることにより、エンジン１０の幾何学的圧縮比を所定範囲（例えばε＝９〜１７）の範囲で変更することができるようになっている。   Further, the engine 10 is provided with a compression ratio changing device 70 capable of changing the geometric compression ratio. In principle, the compression ratio changing device 70 is controlled by the engine control unit 100 by an actuator such as a motor in the same manner as the previous example described with reference to FIG. It can be changed within a range (for example, ε = 9 to 17).

エンジン１０は、当該気筒２４内に対して新気を供給する吸気システム３０と、気筒２４の燃焼室２６で燃焼した既燃ガスを排気する排気システム５０とを有している。   The engine 10 includes an intake system 30 that supplies fresh air into the cylinder 24 and an exhaust system 50 that exhausts burned gas burned in the combustion chamber 26 of the cylinder 24.

吸気システム３０は、新気を気筒２４内に供給するための吸気管３１と、この吸気管３１の下流側に連通するインテークマニホールド３２を備え、このインテークマニホールド３２はサージタンクから分岐してそれぞれ対応する気筒２４に接続される分岐吸気管３３を備えている。図示の実施形態において、各気筒２４には、２つ一組の吸気ポート２４ａが形成されており（図１参照）、前記分岐吸気管３３の下流端は、各気筒２４の吸気ポート２４ａに対応して二股に形成されている。   The intake system 30 includes an intake pipe 31 for supplying fresh air into the cylinder 24, and an intake manifold 32 communicating with the downstream side of the intake pipe 31. The intake manifold 32 branches from the surge tank and corresponds to each. A branch intake pipe 33 connected to the cylinder 24 is provided. In the illustrated embodiment, each cylinder 24 is formed with a pair of intake ports 24a (see FIG. 1), and the downstream end of the branched intake pipe 33 corresponds to the intake port 24a of each cylinder 24. And it is formed in two forks.

吸気システム３０の吸気管３１には、エアフローセンサＳＷ３と、吸気温度Ｔａを検出する吸気温度センサＳＷ４とが設けられている。さらに吸気管３１には、吸気流量を調節するスロットル弁３５が設けられている。このスロットル弁３５は、アクチュエータ３６によって開閉駆動されるように構成されている。   The intake pipe 31 of the intake system 30 is provided with an air flow sensor SW3 and an intake air temperature sensor SW4 that detects the intake air temperature Ta. Further, the intake pipe 31 is provided with a throttle valve 35 for adjusting the intake flow rate. The throttle valve 35 is configured to be opened and closed by an actuator 36.

各気筒２４に設けられた各吸気ポート２４ａには吸気弁４０が設けられ、図示の実施形態では、吸気ポート２４ａに対応して気筒２４毎に２つずつの吸気弁４０が設けられている。   Each intake port 24a provided in each cylinder 24 is provided with an intake valve 40. In the illustrated embodiment, two intake valves 40 are provided for each cylinder 24 corresponding to the intake port 24a.

次に、排気システム５０は、各気筒２４に２つ一組で形成された排気ポート２４ｂに接続された二股状の分岐排気管５１を下流排出側で集合させたエキゾーストマニホールド５２と、このエキゾーストマニホールド５２の下流側集合部に接続されて、エキゾーストマニホールド５２から既燃ガスを排出する排気管５３とを有している。排気管５３には、三元触媒等を含む浄化装置５４が設けられている。この浄化装置５４の上流近傍には、排気ガスの酸素濃度を検出する酸素濃度センサＳＷ５が配置されている。   Next, the exhaust system 50 includes an exhaust manifold 52 in which bifurcated branch exhaust pipes 51 connected to an exhaust port 24b formed in pairs for each cylinder 24 are gathered on the downstream exhaust side, and the exhaust manifold. 52 and an exhaust pipe 53 for discharging burned gas from the exhaust manifold 52. The exhaust pipe 53 is provided with a purification device 54 including a three-way catalyst. An oxygen concentration sensor SW5 for detecting the oxygen concentration of the exhaust gas is disposed in the vicinity of the upstream of the purification device 54.

上記各排気ポート２４ｂには排気弁６０が設けられている。   Each exhaust port 24b is provided with an exhaust valve 60.

図３を参照して、各吸気弁４０並びに各排気弁６０は、動弁機構４１、６１によって駆動される構成になっている。各動弁機構４１、６１は、対応する吸気弁４０、排気弁６０のステム４０ａ、６０ａにそれぞれ固定されたＶＶＬ４２、６２と、各吸気弁４０並びに各排気弁６０の開閉タイミングを変更するＶＶＴ（Valuable Valve Timing Mechanism）４３、６３と、ＶＶＴ４３、６３を介しクランクシャフト２１の駆動力で駆動されるカムシャフト４４、６４と、カムシャフト４４、６４に一体化されて、所定の位相で吸気弁４０、排気弁６０を異なる位相で駆動する二組の吸気カム４５ａ、４５ｂ並びに排気カム６５ａ、６５ｂとを有している。   Referring to FIG. 3, each intake valve 40 and each exhaust valve 60 are configured to be driven by valve operating mechanisms 41 and 61. The valve mechanisms 41 and 61 are VVLs 42 and 62 fixed to the corresponding intake valves 40 and stems 40 a and 60 a of the exhaust valves 60, respectively, and VVT (which changes opening and closing timings of the intake valves 40 and the exhaust valves 60. Valuable Valve Timing Mechanism) 43, 63, camshafts 44, 64 driven by the driving force of crankshaft 21 via VVTs 43, 63, and camshafts 44, 64 are integrated into intake valve 40 at a predetermined phase. And two sets of intake cams 45a, 45b and exhaust cams 65a, 65b for driving the exhaust valve 60 in different phases.

ＶＶＬ４２、６２は、所定のタイミングで第２排気カム６５ｂが排気弁６０のステム６０ａを押し下げる機能をＯＮ／ＯＦＦするいわゆるロストモーションを実現するためのものであり、図示の例では、タペット型のもので具体化されている。なお、ＶＶＬ４２、６２の機構そのものは公知であるので、ここでは説明を省略する。   The VVLs 42 and 62 are for realizing a so-called lost motion in which the second exhaust cam 65b turns on / off the function of pushing down the stem 60a of the exhaust valve 60 at a predetermined timing. In the illustrated example, the VVL is a tappet type. It is embodied in. In addition, since the mechanism itself of VVL42 and 62 is well-known, description is abbreviate | omitted here.

各吸気カム４５ａ、４５ｂ並びに各排気カム６５ａ、６５ｂは、一方（図示の例では吸気カム４５ａ、排気カム６５ａ）が、いわゆる圧縮自己着火運転時において、１８０°未満の開弁角度ＣＡで、それぞれ吸気弁４０および排気弁６０を開閉するとともに、他方（図示の例では、吸気カム４５ｂ、排気カム６５ｂ）が、いわゆる火花点火運転時において、１８０°以上の開弁角度（図示の例では、吸気弁４０の開弁角度ＣＡが２００°〜２３０°、排気弁６０の開弁角度ＣＡが１８０°〜２００°）で、それぞれ吸気弁４０および排気弁６０を開閉するように構成されているものである。   One of the intake cams 45a and 45b and the exhaust cams 65a and 65b (in the illustrated example, the intake cam 45a and the exhaust cam 65a) are each at a valve opening angle CA of less than 180 ° during the so-called compression self-ignition operation. The intake valve 40 and the exhaust valve 60 are opened and closed, and the other (in the illustrated example, the intake cam 45b and the exhaust cam 65b) is opened at a valve opening angle of 180 ° or more (in the illustrated example, the intake cam 45b and the exhaust cam 65b). The valve opening angle CA of the valve 40 is 200 ° to 230 °, and the valve opening angle CA of the exhaust valve 60 is 180 ° to 200 °. The intake valve 40 and the exhaust valve 60 are opened and closed, respectively. is there.

吸気弁４０の各ＶＶＬ４２と排気弁６０の各ＶＶＬ６２には、それぞれ作動油回路４６、６６が接続されており、各作動油回路４６、６６は、電磁弁４７、６７によって制御されるようになっている。そして、後述するエンジン制御ユニット（本実施形態ではＰＣＭ：Powertrain Control Module）１００の制御によって、作動油回路４６、６６から作動油の供給が停止されると、吸気カム４５ｂ並びに各排気カム６５ｂがＶＶＬ４２、６２によってロストモーションを起こし、これらのカム４５ｂ、６５ｂからの駆動力が対応する吸気弁４０並びに排気弁６０のステム４０ａ、６０ａに伝達されなくなる結果、各吸気弁４０並びに排気弁６０は、専ら吸気カム４５ａ並びに各排気カム６５ａによって駆動されることとなり、吸気弁４０、排気弁６０は、１８０°未満の開弁角度ＣＡで開閉動作を行うようになっている。他方、作動油回路４６、６６から作動油が供給されると、各吸気カム４５ｂ並びに各排気カム６５ｂがＶＶＬ４２、６２のロストモーションが停止され、これら吸気カム４５ｂ並びに各排気カム６５ｂの駆動力が対応する吸気弁４０並びに排気弁６０のステム４０ａ、６０ａに伝達される結果、各吸気弁４０並びに排気弁６０は、上述のように１８０°以上の開弁角度ＣＡで開閉されるようになっている。   The hydraulic oil circuits 46 and 66 are connected to the VVL 42 of the intake valve 40 and the VVL 62 of the exhaust valve 60, respectively. The hydraulic oil circuits 46 and 66 are controlled by electromagnetic valves 47 and 67. ing. When the supply of hydraulic fluid from the hydraulic fluid circuits 46 and 66 is stopped by the control of an engine control unit (PCM: Powertrain Control Module in this embodiment) 100 described later, the intake cam 45b and each exhaust cam 65b are connected to the VVL 42. 62, the lost motion is caused and the driving force from these cams 45b, 65b is not transmitted to the corresponding intake valve 40 and the stem 40a, 60a of the exhaust valve 60. As a result, the intake valve 40 and the exhaust valve 60 are exclusively used. Driven by the intake cam 45a and the exhaust cams 65a, the intake valve 40 and the exhaust valve 60 are opened and closed at a valve opening angle CA of less than 180 °. On the other hand, when hydraulic fluid is supplied from the hydraulic fluid circuits 46 and 66, the lost motions of the VVLs 42 and 62 are stopped for the intake cams 45b and the exhaust cams 65b, and the driving forces of the intake cams 45b and the exhaust cams 65b are changed. As a result of transmission to the corresponding intake valves 40 and stems 40a, 60a of the exhaust valves 60, the intake valves 40 and the exhaust valves 60 are opened and closed at a valve opening angle CA of 180 ° or more as described above. Yes.

作動油回路４６、６６に設けられた電磁弁４７、６７は、エンジン制御ユニット１００によって制御されるようになっている。   The solenoid valves 47 and 67 provided in the hydraulic oil circuits 46 and 66 are controlled by the engine control unit 100.

ＶＶＴ４３、６３は、例えばベーンポンプ等を用いて各吸気カム４５ａ、４５ｂ並びに各排気カム６５ａ、６５ｂが対応する吸気弁４０並びに排気弁６０が駆動するタイミングを無段階的に変更するものであるが、その構成については、本件出願人が先に提案している特許文献３、特許文献４等に開示されているので、詳細な説明については、これを省略する。   The VVTs 43 and 63 are, for example, steplessly changing the timing of driving the intake valves 40 and the exhaust valves 60 corresponding to the intake cams 45a and 45b and the exhaust cams 65a and 65b using a vane pump or the like. The configuration is disclosed in Patent Document 3, Patent Document 4 and the like previously proposed by the applicant of the present application, and thus detailed description thereof is omitted.

次に、エンジン制御ユニット１００について説明する。   Next, the engine control unit 100 will be described.

図１に示すように、エンジン制御ユニット１００は、ＣＰＵ１０１、メモリ１０２、インターフェース１０３並びにこれらのユニット１０１〜１０３を接続するバス１０４を有している。そして、インターフェース１０３を介し、図２に示すように、入力要素として、クランク角度センサＳＷ１、エンジン水温センサＳＷ２、エアフローセンサＳＷ３、吸気温度センサＳＷ４、酸素濃度センサＳＷ５、アクセル開度センサＳＷ６、車速センサＳＷ７等の各種検出手段が接続されている。他方、制御要素として、燃料噴射弁２８、点火プラグ２９による点火をコントロールする点火回路２９ａ、スロットル弁３５のアクチュエータ３６（図１参照）、動弁機構４１、６１のＶＶＴ４３、６３に設けられた電磁弁（図示せず）、各ＶＶＬ４２、６２を駆動する作動油回路４６、６６の電磁弁４７、６７、圧縮比変更装置７０等が接続されている。   As shown in FIG. 1, the engine control unit 100 includes a CPU 101, a memory 102, an interface 103, and a bus 104 that connects these units 101 to 103. 2, the crank angle sensor SW1, engine water temperature sensor SW2, air flow sensor SW3, intake air temperature sensor SW4, oxygen concentration sensor SW5, accelerator opening sensor SW6, vehicle speed sensor are provided as input elements via the interface 103, as shown in FIG. Various detection means such as SW7 are connected. On the other hand, as control elements, the fuel injection valve 28, an ignition circuit 29a that controls ignition by the spark plug 29, the actuator 36 (see FIG. 1) of the throttle valve 35, and the electromagnetics provided in the VVTs 43 and 63 of the valve operating mechanisms 41 and 61 A valve (not shown), electromagnetic valves 47 and 67 of hydraulic oil circuits 46 and 66 that drive the VVLs 42 and 62, a compression ratio changing device 70, and the like are connected.

図２を参照して、エンジン制御ユニット１００のメモリ１０２には、制御マップやデータ並びにプログラムが記憶されており、ＣＰＵ１０１がこれら制御マップやデータに基づいてプログラムを実行することによって、図２に示すように、エンジン回転速度Ｎｅやエンジン負荷等の運転状態を判定する運転状態判定部１１０と、運転状態判定部１１０に判定された運転状態に応じて、エンジン１０の筒内での燃焼を制御する燃焼制御部１２０と、エンジン１０の幾何学的圧縮比を制御する幾何学的圧縮比制御部１４０とを論理的に構成している。   Referring to FIG. 2, a control map, data, and a program are stored in the memory 102 of the engine control unit 100, and the CPU 101 executes the program based on the control map and the data, so that FIG. As described above, the in-cylinder combustion of the engine 10 is controlled according to the operation state determined by the operation state determination unit 110 that determines the operation state such as the engine speed Ne and the engine load, and the operation state determination unit 110. A combustion control unit 120 and a geometric compression ratio control unit 140 that controls the geometric compression ratio of the engine 10 are logically configured.

運転状態判定部１１０は、各入力要素からのセンサ信号に基づき、エンジン回転速度Ｎｅ、要求負荷Ｒｔ、吸気温度Ｔａ、筒内温度Ｔｃ等、種々の運転状態を判定するモジュールである。なお本実施形態において、運転状態判定部１１０には、車両の運転状態も判定できるように、アクセル開度センサＳＷ６や車速センサＳＷ７等の検出信号が入力されるようになっている。また、運転状態判定部１１０は、各入力要素からの検出信号に基づき、エンジン１０の運転状態（エンジン回転速度及びエンジン負荷）が何れの運転領域にあるかを判別するようになっている。   The operation state determination unit 110 is a module that determines various operation states such as the engine rotation speed Ne, the required load Rt, the intake air temperature Ta, and the in-cylinder temperature Tc based on sensor signals from the respective input elements. In this embodiment, detection signals from the accelerator opening sensor SW6 and the vehicle speed sensor SW7 are input to the driving state determination unit 110 so that the driving state of the vehicle can also be determined. Further, the operating state determination unit 110 determines in which operating region the operating state (engine rotational speed and engine load) of the engine 10 is based on detection signals from each input element.

図４は本実施形態に係る運転状態に応じた制御を行うための運転領域の設定例を示す特性図である。   FIG. 4 is a characteristic diagram illustrating a setting example of an operation region for performing control according to the operation state according to the present embodiment.

図４を参照して、同図に示す運転特性では、エンジン回転速度Ｎｅが所定回転速度（図示の例では３５００ｒｐｍ）以下の運転領域において、圧縮自己着火運転を実行する部分負荷運転領域ＨＣＣＩが設定されているとともに、残余の領域では、火花点火による強制着火運転（火花点火モード）を実行する火花点火運転領域ＳＩが設定されている。なお、図示の例において、部分負荷運転領域のうち、比較的低回転速度（図示の例では１５００ｒｐｍ）では、燃焼安定性を確保するために負荷に応じて火花点火運転が実行されるように設定されている。さらに、本実施形態においては、部分負荷運転領域ＨＣＣＩのうち、破線から低負荷または低速側には通常圧縮自己着火領域Ｒｎが設定される。この通常圧縮自己着火領域Ｒｎでは、噴射した燃料を圧縮上死点経過直後でのみ燃焼させる通常モードが実行される。他方、この通常モードのままでは過早着火の懸念がある破線から高負荷または高速側には、多段着火領域Ｒｍが設定される。この多段着火領域Ｒｍでは、ネガティブオーバラップ期間中に排気上死点経過直後で圧縮自己着火させる多段着火モードが実行される。   Referring to FIG. 4, in the operation characteristics shown in FIG. 4, the partial load operation region HCCI for executing the compression self-ignition operation is set in the operation region where the engine rotation speed Ne is equal to or lower than a predetermined rotation speed (3500 rpm in the illustrated example). In addition, in the remaining region, a spark ignition operation region SI for executing a forced ignition operation (spark ignition mode) by spark ignition is set. In the illustrated example, at a relatively low rotational speed (1500 rpm in the illustrated example) in the partial load operation region, the spark ignition operation is set according to the load in order to ensure combustion stability. Has been. Further, in the present embodiment, the normal compression self-ignition region Rn is set on the low load or low speed side from the broken line in the partial load operation region HCCI. In this normal compression self-ignition region Rn, a normal mode in which the injected fuel is burned only immediately after the compression top dead center has elapsed. On the other hand, a multi-stage ignition region Rm is set on the high load or high speed side from the broken line, which may cause premature ignition in this normal mode. In this multistage ignition region Rm, a multistage ignition mode is executed in which compression self-ignition is performed immediately after the exhaust top dead center has elapsed during the negative overlap period.

図２に戻って、燃焼制御部１２０は、動弁機構４１、６１を制御するためのＶＶＬ制御部１２１およびＶＶＴ制御部１２２と、燃料噴射弁２８による燃料噴射量や燃料噴射タイミングを制御する燃料噴射制御部１２３と、点火プラグ２９による点火タイミングを制御する点火制御部１２４とを有し、吸気弁４０や排気弁６０の開閉制御、燃料噴射弁２８による燃料噴射、点火プラグ２９による点火タイミング等を制御するモジュールである。詳しくは後述するように、燃焼制御部１２０には、点火プラグ２９で混合気を点火して混合気を燃焼する火花点火運転モードと、ネガティブオーバラップ期間を排気上死点の前後に設けて、燃料を圧縮自己着火させるＨＣＣＩモードとが設定されている。さらに、ＨＣＣＩモードとしては、多段着火領域Ｒｍで実行される多段着火モードと通常圧縮自己着火領域Ｒｎで実行される通常モードとが設定されている。   Returning to FIG. 2, the combustion control unit 120 controls the fuel injection amount and the fuel injection timing by the VVL control unit 121 and the VVT control unit 122 for controlling the valve operating mechanisms 41 and 61, and the fuel injection valve 28. It has an injection control unit 123 and an ignition control unit 124 that controls the ignition timing by the ignition plug 29, and controls the opening and closing of the intake valve 40 and the exhaust valve 60, fuel injection by the fuel injection valve 28, ignition timing by the ignition plug 29, etc. It is a module that controls As will be described in detail later, the combustion control unit 120 is provided with a spark ignition operation mode in which an air-fuel mixture is ignited by an ignition plug 29 and the air-fuel mixture is combusted, and a negative overlap period before and after exhaust top dead center. An HCCI mode for compressing and self-igniting the fuel is set. Further, as the HCCI mode, a multi-stage ignition mode executed in the multi-stage ignition region Rm and a normal mode executed in the normal compression self-ignition region Rn are set.

ＶＶＬ制御部１２１およびＶＶＴ制御部１２２は、それぞれ各ＶＶＬ４２、６２、ＶＶＴ４３、６３の駆動制御を司るものである。   The VVL control unit 121 and the VVT control unit 122 are responsible for driving control of the VVLs 42 and 62 and VVTs 43 and 63, respectively.

ＶＶＬ制御部１２１は、運転状態判定部１１０が判定した運転状態が部分負荷運転領域ＨＣＣＩであるときには、作動油回路４６、６６への作動油の供給を停止し、吸気カム４５ｂ並びに各排気カム６５ｂをロストモーションさせることによって、各吸気弁４０、排気弁６０の開弁角度ＣＡが１８０°未満となるように開弁制御し、それ以外の火花点火運転領域ＳＩでは、作動油回路４６、６６に作動油を供給して吸気カム４５ｂ並びに各排気カム６５ｂの駆動力を対応する吸気弁４０および排気弁６０に伝達させ、各吸気弁４０並びに排気弁６０を１８０°以上の開弁角度ＣＡで開閉制御するように構成されている。   When the operation state determined by the operation state determination unit 110 is the partial load operation region HCCI, the VVL control unit 121 stops supplying hydraulic oil to the hydraulic oil circuits 46 and 66, and the intake cam 45b and each exhaust cam 65b. Are controlled so that the opening angle CA of each intake valve 40 and exhaust valve 60 is less than 180 °, and in other spark ignition operation regions SI, the hydraulic oil circuits 46 and 66 are controlled. The hydraulic oil is supplied to transmit the driving force of the intake cam 45b and each exhaust cam 65b to the corresponding intake valve 40 and exhaust valve 60, and each intake valve 40 and exhaust valve 60 is opened and closed at an opening angle CA of 180 ° or more. Configured to control.

ＶＶＴ制御部１２２は、吸気弁４０並びに排気弁６０の開閉タイミングを決定するものである。ＶＶＴ制御部１２２は、運転状態判定部１１０の判定に応じて、部分負荷運転領域ＨＣＣＩであるときには、ネガティブオーバラップ期間を生成するように排気弁６０の閉タイミングを進角し、吸気弁４０の開タイミングを遅角するとともに、火花点火運転領域ＳＩであるときには、１８０°以上の開弁角度で、それぞれ吸気弁４０および排気弁６０を開閉するように構成されている。   The VVT control unit 122 determines the opening / closing timing of the intake valve 40 and the exhaust valve 60. The VVT control unit 122 advances the closing timing of the exhaust valve 60 so as to generate a negative overlap period when it is in the partial load operation region HCCI according to the determination of the operation state determination unit 110, and the intake valve 40 In addition to retarding the opening timing and in the spark ignition operation region SI, the intake valve 40 and the exhaust valve 60 are each opened and closed at an opening angle of 180 ° or more.

燃料噴射制御部１２３は、燃料噴射タイミング、燃料噴射量、吸気流量（空燃比）を制御するものである。この燃料噴射制御部１２３は、火花点火運転時においては、周知の構成と同様に、吸気行程後半から圧縮行程前半にかけて燃料を噴射するとともに、圧縮自己着火運転時においては、後述するタイミングで燃料を噴射させるものである。   The fuel injection control unit 123 controls the fuel injection timing, the fuel injection amount, and the intake flow rate (air-fuel ratio). In the spark ignition operation, the fuel injection control unit 123 injects fuel from the latter half of the intake stroke to the first half of the compression stroke, and in the compression self-ignition operation, in the same manner as a known configuration, It is to be injected.

点火制御部１２４は、火花点火モードにおいては、混合気を圧縮上死点経過直後で燃焼させるように、点火プラグ２９の点火回路２９ａに制御信号を出力するとともに、ＨＣＣＩモードにおいては、点火プラグ２９を休止するように点火回路２９ａに制御信号を出力するものである。   In the spark ignition mode, the ignition control unit 124 outputs a control signal to the ignition circuit 29a of the ignition plug 29 so that the air-fuel mixture is burned immediately after the compression top dead center has elapsed, and in the HCCI mode, the ignition plug 29 A control signal is output to the ignition circuit 29a so as to stop the operation.

次に、燃焼制御部１２０における各部の設定例について説明する。   Next, a setting example of each part in the combustion control unit 120 will be described.

図５は、燃焼制御部１２０に設定されている制御例を示すタイミングチャートであり、（Ａ）は通常モード、（Ｂ）は多段着火モードの例を示している。   FIG. 5 is a timing chart showing an example of control set in the combustion control unit 120, where (A) shows an example of the normal mode and (B) shows an example of the multistage ignition mode.

図５（Ａ）を参照して、エンジン１０が通常圧縮自己着火領域Ｒｎで運転されている場合、ＶＶＴ制御部１２２は、通常モードで吸気弁４０と排気弁６０の開閉タイミングを制御する。この通常モードでは、ＶＶＴ制御部１２２は、排気弁６０の閉タイミングを例えば排気上死点前７０°（２９０°ＣＡ）に進角し、吸気弁４０の開タイミングを例えば排気上死点後７０°（７０°ＣＡ）に遅角する。これにより、排気上死点の前後にそれぞれＣＡEX（７０°ＣＡ）、ＣＡIN（７０°ＣＡ）のネガティブオーバラップ期間が形成され、既燃ガスが内部ＥＧＲとして燃焼室２６に封緘される。 Referring to FIG. 5A, when engine 10 is operated in normal compression self-ignition region Rn, VVT control unit 122 controls the opening / closing timing of intake valve 40 and exhaust valve 60 in the normal mode. In this normal mode, the VVT control unit 122 advances the closing timing of the exhaust valve 60 to, for example, 70 ° (290 ° CA) before exhaust top dead center, and sets the opening timing of the intake valve 40 to, for example, 70 after exhaust top dead center. The angle is retarded to ° (70 ° CA). Thereby, negative overlap periods of CA EX (70 ° CA) and CA IN (70 ° CA) are formed before and after the exhaust top dead center, respectively, and the burned gas is sealed in the combustion chamber 26 as internal EGR.

エンジン１０が通常モードで制御される場合、燃料噴射制御部１２３は、通常は、排気上死点経過後の所定タイミング（例えば吸気行程中期。図示の例では、吸気弁４０の開弁直前）で燃料Ｆ１を噴射し、圧縮上死点経過直後に圧縮自己着火するように燃料噴射量や吸気量を制御する。また、筒内にアルデヒド等の改質種を生成するために、必要に応じてネガティブオーバラップ期間ＣＡEX内に一部の燃料Ｆ２を噴射するように設定されている。 When the engine 10 is controlled in the normal mode, the fuel injection control unit 123 normally has a predetermined timing after the exhaust top dead center has elapsed (for example, in the middle of the intake stroke. In the illustrated example, immediately before the intake valve 40 is opened). The fuel injection amount and the intake air amount are controlled so that the fuel F1 is injected and the compression self-ignition is performed immediately after the compression top dead center. Further, in order to generate a modified Shichigusa of aldehydes in the cylinder, it is set as needed so as to inject part of the fuel F2 in the negative overlap the period CA EX.

図５（Ｂ）を参照して、エンジン１０が多段着火領域Ｒｍで運転されている場合、ＶＶＴ制御部１２２は、多段着火モードで吸気弁４０と排気弁６０の開閉タイミングを制御する。この多段着火モードでは、ＶＶＴ制御部１２２は、排気弁６０の閉タイミングを例えば排気上死点前９０°（２７０°ＣＡ）に進角し、吸気弁４０の開タイミングを例えば排気上死点後１２０°（１２０°ＣＡ）に遅角する。これにより、排気上死点の前後にそれぞれＣＡEX（９０°ＣＡ）、ＣＡIN（１２０°ＣＡ）のネガティブオーバラップ期間ＣＡEX、ＣＡINが形成される。ここで、通常モードと多段着火モードとでネガティブオーバラップ期間ＣＡEX、ＣＡINが異なるのは、次に説明する燃料噴射制御部１２３の制御により、通常モードでは、圧縮上死点の経過直後にのみ燃料を圧縮自己着火（図中の着火ＩＧ）させているのに対し、多段着火モードでは、圧縮上死点の経過直後のみならず、ネガティブオーバラップ期間ＣＡINにも圧縮自己着火（図中の着火ＩＧPRE）を実行するためである。 Referring to FIG. 5B, when engine 10 is operated in multistage ignition region Rm, VVT control unit 122 controls the opening / closing timing of intake valve 40 and exhaust valve 60 in the multistage ignition mode. In this multistage ignition mode, the VVT control unit 122 advances the closing timing of the exhaust valve 60 to, for example, 90 ° (270 ° CA) before exhaust top dead center, and sets the opening timing of the intake valve 40 to, for example, after exhaust top dead center. The angle is retarded to 120 ° (120 ° CA). Thereby, negative overlap periods CA EX and CA IN of CA EX (90 ° CA) and CA IN (120 ° CA) are formed before and after exhaust top dead center, respectively. Here, the negative overlap periods CA EX and CA IN are different between the normal mode and the multistage ignition mode in the normal mode immediately after elapse of the compression top dead center by the control of the fuel injection control unit 123 described below. only compress the fuel self-ignition contrast has been allowed (ignition IG in the drawing), the multi-ignition mode, not only immediately after the lapse of the compression top dead center, the compression self-ignition in the negative overlap period CA iN (figure Is to perform the ignition IG PRE ).

燃料噴射制御部１２３は、ネガティブオーバラップ期間ＣＡEX内に一部の燃料Ｆ１１を噴射して、排気上死点の経過直後に予備的な着火ＩＧPREを生じさせ、その後、吸気行程の後半でエンジン１０を駆動するための燃料Ｆ１２を噴射し、この燃料Ｆ１２の混合気がＩＧで示すように圧縮上死点経過直後に自己着火するように設定されている。 The fuel injection control unit 123, by injecting part of the fuel F11 negatively overlap the period CA EX, cause preliminary ignition IG PRE immediately course of the exhaust top dead center, then the second half of the intake stroke The fuel F12 for driving the engine 10 is injected, and the mixture of the fuel F12 is set to self-ignite immediately after the compression top dead center as indicated by IG.

ネガティブオーバラップ期間ＣＡINにおける圧縮自己着火ＩＧPREは、燃料噴射量を分割することにより、個々の燃料噴射後上死点までの間に過早着火が生じるのを防止しつつ、排気上死点経過後に噴射される燃料Ｆ１２の着火安定性を高めるために実行されるものである。 Compressed self-ignition IG PRE in the negative overlap period CA IN divides the fuel injection amount to prevent premature ignition between each fuel injection and top dead center, while exhaust top dead center This is executed to improve the ignition stability of the fuel F12 injected after the passage.

本実施形態では、ネガティブオーバラップ期間ＣＡINに圧縮自己着火ＩＧPREを実行することにより、筒内温度Ｔｃや筒内圧力Ｐの上昇分を分配し、高速側や高負荷側、或いは温間時においても過早着火を抑制することができる。 In the present embodiment, by performing the compression self-ignition IG PRE negatively overlap period CA IN, distributes rise in temperature Tc and the cylinder internal pressure P cylinder, high-speed side or the high load side, or warm state Even in this case, premature ignition can be suppressed.

図６は、燃焼制御部１２０の吸排気弁開閉タイミングの設定例を示すグラフであり、（Ａ）は排気弁６０の閉タイミング、（Ｂ）は吸気弁４０の開タイミングを示している。また、図７は、図６の設定例に基づく要求負荷とネガティブオーバラップ期間（内部ＥＧＲ量）との関係を示すグラフである。   FIG. 6 is a graph showing an example of setting the intake / exhaust valve opening / closing timing of the combustion control unit 120, (A) shows the closing timing of the exhaust valve 60, and (B) shows the opening timing of the intake valve 40. FIG. 7 is a graph showing the relationship between the required load and the negative overlap period (internal EGR amount) based on the setting example of FIG.

図６（Ａ）（Ｂ）を参照して、ネガティブオーバラップ期間ＣＡEX、ＣＡINを設定するに当たり、通常モードでの閉弁制御では、要求負荷Ｒｔが増加するに従い、排気弁６０の閉タイミングを排気上死点側に遅角し、吸気弁４０の開タイミングを進角するように設定されており、これによって図７に示すように、高負荷側に行くに連れてネガティブオーバラップ期間ＣＡEX、ＣＡINを低減するようにしている。この通常モードでは、既燃ガスの吸気系への吹き戻りやポンピングロスの低減の観点から、ネガティブオーバラップ期間ＣＡEX、ＣＡINが対称になるように設定される。 6A and 6B, in setting the negative overlap periods CA EX and CA IN , in the valve closing control in the normal mode, the closing timing of the exhaust valve 60 increases as the required load Rt increases. Is set so as to retard the exhaust top dead center side and advance the opening timing of the intake valve 40, and as shown in FIG. 7, the negative overlap period CA increases toward the high load side as shown in FIG. EX and CA IN are reduced. In this normal mode, the negative overlap periods CA EX and CA IN are set to be symmetric from the viewpoints of returning burned gas to the intake system and reducing pumping loss.

他方、多段着火モードで制御では、排気弁６０の閉タイミングは、要求負荷Ｒｔに拘わらず、一定に設定され、吸気弁４０の開タイミングは、負荷が増加するほど、遅角するように設定されている。また、通常モードから多段着火モードに切り替わった時点での排気弁６０の閉タイミングは、通常モードでの高負荷側の閉タイミングよりも進角した状態になっている。これによって、図７に示すように、高負荷側に行くに連れてネガティブオーバラップ期間ＣＡEX、ＣＡINが漸増するようにしている。これは、有効圧縮比を確保し、ネガティブオーバラップ期間ＣＡINでの圧縮自己着火ＩＧPREを確実なものとするためである。また、吸気弁４０の開弁タイミングを要求負荷Ｒｔの増加に伴って遅角させているのは、高負荷側になるほど、燃料噴射量が増加し、それに伴って、圧縮自己着火ＩＧPRE時の筒内圧力Ｐが高くなるので、既燃ガスの充分な膨張期間を確保し、吸気系への吹き戻りを防止するためである。 On the other hand, in the control in the multistage ignition mode, the closing timing of the exhaust valve 60 is set to be constant regardless of the required load Rt, and the opening timing of the intake valve 40 is set to be retarded as the load increases. ing. Further, the closing timing of the exhaust valve 60 at the time of switching from the normal mode to the multistage ignition mode is in a state advanced from the closing timing on the high load side in the normal mode. As a result, as shown in FIG. 7, the negative overlap periods CA EX and CA IN are gradually increased toward the high load side. This ensures the effective compression ratio is order to ensure the compressed self-ignition IG PRE of the negative overlap period CA IN. The reason for retarding the opening timing of the intake valve 40 with the increase in the required load Rt is that the fuel injection amount increases as the load increases, and accordingly, during the compression self-ignition IG PRE . This is because the in-cylinder pressure P is increased, so that a sufficient expansion period of the burned gas is secured, and the blow back to the intake system is prevented.

図８は、要求負荷Ｒｔに対する燃料噴射量Ｑの設定例を示すグラフである。   FIG. 8 is a graph showing a setting example of the fuel injection amount Q with respect to the required load Rt.

図６（Ａ）および図８を参照して、本実施形態における通常モードでは、ネガティブオーバラップ期間ＣＡEXに所定量の燃料Ｆ２を噴射することにより、筒内に反応性の高い活性種を生成し、着火性の向上を図るようにしている。圧縮自己着火のための燃料Ｆ１の噴射量Ｑ１は、要求負荷Ｒｔが増加するに連れて、曲線的に増加するのに対し、活性化のための燃料Ｆ２の噴射量Ｑ２は、低負荷のみで比較的少量に設定されている。 Referring to FIG. 6 (A) and FIG. 8, in the normal mode in this embodiment, by injecting fuel F2 predetermined amount to the negative overlap period CA EX, produce a highly reactive activated species into the cylinder Therefore, the ignitability is improved. The injection amount Q1 of the fuel F1 for compression self-ignition increases in a curve as the required load Rt increases, whereas the injection amount Q2 of the fuel F2 for activation is only at a low load. It is set to a relatively small amount.

他方、図６（Ｂ）および図８を参照して、多段着火モードでは、ネガティブオーバラップ期間ＣＡINでの圧縮自己着火ＩＧPREに供される燃料Ｆ１１の噴射量Ｑ１１と圧縮上死点経過直後での圧縮自己着火ＩＧに供される燃料Ｆ１２の噴射量Ｑ１２は、何れも要求負荷Ｒｔが大きくなるほど、多くなるように設定される。また、ネガティブオーバラップ期間ＣＡINにおける圧縮自己着火ＩＧPREは、燃費向上のために燃料噴射量を分割するためのものであり、後述するように幾何学的圧縮比εが高圧縮比に設定変更されることから、その燃料噴射量は、同じ要求負荷Ｒｔにおける排気上死点経過後に噴射される燃料Ｆ１２と等しく設定されている。 On the other hand, referring to FIG. 6 (B) and FIG. 8, the multi-ignition mode, the negative overlap period CA compression ignition IG PRE immediately compression top dead center and course injection amount Q11 fuel F11 to be supplied in IN The injection amount Q12 of the fuel F12 supplied to the compression self-ignition IG at 1 is set to increase as the required load Rt increases. The compression self-ignition IG PRE in the negative overlap period CA IN is for dividing the fuel injection amount for the fuel efficiency, changing settings on the geometric compression ratio ε is high compression ratio as described below Therefore, the fuel injection amount is set equal to the fuel F12 injected after the exhaust top dead center elapses at the same required load Rt.

さらに、多段着火モードにおけるネガティブオーバラップ期間ＣＡEXでの噴射量Ｑ１１は、通常モードにおけるネガティブオーバラップ期間ＣＡEXでの噴射量Ｑ２よりも多くなっている。この結果、通常モードから多段着火モードに切り替わった場合には、噴射量Ｑ２は、噴射量Ｑ１１よりも低減することになる。これは、燃料Ｆ２が圧縮自己着火を要しない噴射量Ｑ２であるのに対し、燃料Ｆ１１がネガティブオーバラップ期間での積極的な圧縮自己着火を要するものだからである。 Further, the injection amount Q11 of the negative overlap period CA EX in the multi-stage ignition mode is made greater than the injection amount Q2 of the negative overlap period CA EX in the normal mode. As a result, when the normal mode is switched to the multistage ignition mode, the injection amount Q2 is reduced from the injection amount Q11. This is because the fuel F2 has an injection amount Q2 that does not require compression self-ignition, whereas the fuel F11 requires positive compression self-ignition during the negative overlap period.

幾何学的圧縮比制御部１４０は、圧縮比変更装置７０を駆動制御することにより、エンジン１０の幾何学的圧縮比εを例えば９から１７の範囲で変更できるようになっている。図示の例では、幾何学的圧縮比εが１７を越える場合には、異常着火限界として設定が禁止されるように、圧縮比変更装置７０のハード上、或いは、エンジン制御ユニット１００におけるソフト上の設定がなされている。もっとも、異常着火限界は、ガソリンのオクタン価や、過給機の有無によっても随時変更される。   The geometric compression ratio control unit 140 can change the geometric compression ratio ε of the engine 10 within a range of, for example, 9 to 17 by driving and controlling the compression ratio changing device 70. In the illustrated example, when the geometric compression ratio ε exceeds 17, the setting of the abnormal ignition limit is prohibited, so that the setting is prohibited on the hardware of the compression ratio changing device 70 or on the software of the engine control unit 100. Settings are made. However, the abnormal ignition limit is changed as needed depending on the octane number of gasoline and the presence or absence of a supercharger.

一般に着火遅れτは、アレニウスの公式   In general, the ignition delay τ is the Arrhenius formula

Figure 2009085199
Figure 2009085199

に従うが、（１）式中、変数Ａは、オクタン価に依存する値であり、例えば、   In the formula (1), the variable A is a value that depends on the octane number. For example,

Figure 2009085199
Figure 2009085199

は、ノッキングの予見に広く用いられている（Douaud, A. M. and Eyzat, P. “Four-Octane-Number Method for Predicting the Anti-Knock Behavior of Fuels and Engines”, SAE 780080, 1978）。   Is widely used for predicting knocking (Douaud, A. M. and Eyzat, P. “Four-Octane-Number Method for Predicting the Anti-Knock Behavior of Fuels and Engines”, SAE 780080, 1978).

従って、本発明が適用されるエンジン１０に使用されるガソリンのオクタン価や過給機の有無等に基づいて、例えば、圧縮比毎に（２）式の着火遅れτの値をデータ化し、メモリ１０２に記憶しておくことによって、適切な幾何学的圧縮比εを運転状況に応じて設定することができる。   Therefore, based on the octane number of gasoline used in the engine 10 to which the present invention is applied, the presence or absence of a supercharger, etc., for example, the value of the ignition delay τ in the equation (2) is converted into data for each compression ratio, and the memory 102 In this case, an appropriate geometric compression ratio ε can be set according to the driving situation.

図９は本実施形態における幾何学的圧縮比の設定例を示すグラフであり、（Ａ）は通常モードまたは火花点火運転モードでの設定例、（Ｂ）は多段着火モードでの設定例を示している。   FIG. 9 is a graph showing a setting example of the geometric compression ratio in the present embodiment, where (A) shows a setting example in the normal mode or spark ignition operation mode, and (B) shows a setting example in the multistage ignition mode. ing.

図９（Ａ）を参照して、一般に、火花点火式ガソリンエンジンは、理論上はオットーサイクル（Otto Cycle）に従うものとされており、その理論熱効率をηthとすると
ηth＝１−（１／εκ-1） （３）
（但し、εは圧縮比、κは比熱比）になる、とされている。 Referring to FIG. 9A, generally, a spark ignition type gasoline engine is theoretically assumed to follow an Otto Cycle, and its theoretical thermal efficiency is η th.
η th = 1− (1 / ε κ−1 ) (3)
(Where ε is a compression ratio and κ is a specific heat ratio).

（３）式から明らかなように、火花点火式ガソリンエンジンの理論熱効率（従って、図示、正味熱効率）は、あるレベルまでは、圧縮比が高い方が向上する。他方、理論熱効率および平均有効圧力（MEP: Mean Effective Pressure）は、所定の圧縮比（図示の例ではε＝１４）までは比例的に上昇し、それ以降は横ばいになることが知られている（Heywood, J. B., “Internal Combustion Engine Fundamentals”, McGraw-Hill, inc 1988）。そこで、図９（Ａ）に示すように、通常モードや火花点火モードにおいては、有効圧縮比が約１３から約１５の範囲になるように、幾何学的圧縮比εが設定される。   As is apparent from the equation (3), the theoretical thermal efficiency of the spark-ignition gasoline engine (therefore, shown in the figure, net thermal efficiency) improves to a certain level when the compression ratio is high. On the other hand, the theoretical thermal efficiency and mean effective pressure (MEP) are known to rise proportionally up to a predetermined compression ratio (ε = 14 in the illustrated example) and remain flat thereafter. (Heywood, JB, “Internal Combustion Engine Fundamentals”, McGraw-Hill, inc 1988). Therefore, as shown in FIG. 9A, in the normal mode and the spark ignition mode, the geometric compression ratio ε is set so that the effective compression ratio is in the range of about 13 to about 15.

これに対して、多段モードで圧縮自己着火が２サイクルで実行される場合、排気上死点経過直後の燃焼ＩＧPREは、ネガティブオーバラップ期間を設けるために排気弁６０の閉タイミングを進角させることによって、有効圧縮比は低減する。このため、通常モードや火花点火モードと同じ幾何学的圧縮比εでは、図９（Ｂ）の三角形で示すように、熱効率はかなり低減する。そこで、本実施形態では、多段着火モードでの幾何学的圧縮比ε（例えばε＝１６）を通常モードの場合の幾何学的圧縮比ε（例えばε＝１４）よりも高く設定するようにしている。 On the other hand, when compression self-ignition is executed in two cycles in the multistage mode, the combustion IG PRE immediately after the exhaust top dead center elapses advances the closing timing of the exhaust valve 60 in order to provide a negative overlap period. As a result, the effective compression ratio is reduced. For this reason, at the same geometric compression ratio ε as in the normal mode and the spark ignition mode, the thermal efficiency is considerably reduced as shown by the triangle in FIG. 9B. Therefore, in this embodiment, the geometric compression ratio ε (for example, ε = 16) in the multistage ignition mode is set higher than the geometric compression ratio ε (for example, ε = 14) in the normal mode. Yes.

次に、本実施形態の制御例について説明する。   Next, a control example of this embodiment will be described.

図１０および図１１は、本発明の実施の一形態に係る制御例を示すフローチャートである。   10 and 11 are flowcharts showing a control example according to the embodiment of the present invention.

図１０を参照して、この制御例では、エンジン制御ユニット１００は、クランク角度センサＳＷ１が検出したクランク角度とエンジン回転速度、並びにアクセル開度センサＳＷ６が検出したアクセル開度を読み込み、エンジン１０の運転状態を検出する（ステップＳ２０）。次いで、エンジン制御ユニット１００は、要求負荷Ｒｔを演算し（ステップＳ２１）、演算された要求負荷Ｒｔに基づいて現在の運転領域を判定する（ステップＳ２２）。次いで、判定された現在の運転領域が部分負荷運転領域ＨＣＣＩであるか否かを判別する（ステップＳ２３）。   Referring to FIG. 10, in this control example, engine control unit 100 reads the crank angle and engine rotation speed detected by crank angle sensor SW1 and the accelerator opening detected by accelerator opening sensor SW6. An operating state is detected (step S20). Next, the engine control unit 100 calculates the required load Rt (step S21), and determines the current operating region based on the calculated required load Rt (step S22). Next, it is determined whether or not the determined current operation region is the partial load operation region HCCI (step S23).

運転領域が圧縮自己着火運転を実行する部分負荷運転領域ＨＣＣＩであった場合、さらに、演算された現在の運転領域が多段着火領域Ｒｍであるか否かが判定される（ステップＳ２４）。運転領域が多段着火領域Ｒｍである場合、エンジン制御ユニット１００は、多段着火モードでエンジン１０を運転する。   When the operation region is the partial load operation region HCCI for executing the compression self-ignition operation, it is further determined whether or not the calculated current operation region is the multistage ignition region Rm (step S24). When the operation region is the multistage ignition region Rm, the engine control unit 100 operates the engine 10 in the multistage ignition mode.

多段着火モードでエンジン１０が運転される場合、エンジン制御ユニット１００は、圧縮比変更装置７０を駆動して、幾何学的圧縮比εを図９（Ｂ）の設定例に基づく高圧縮比に変更する（ステップＳ２５）。その後、エンジン制御ユニット１００は、要求負荷／エンジン回転速度に応じた多段着火運転時のバルブタイミング、燃料噴射量、燃料噴射タイミングを燃焼制御部１２０に設定された制御マップから読み取り（ステップＳ２６）、読み取った値に基づいて、バルブリフト量、バルブタイミング、燃料噴射量となるように、動弁機構４１、６１、燃料噴射弁２８を制御する（ステップＳ２７）。   When the engine 10 is operated in the multistage ignition mode, the engine control unit 100 drives the compression ratio changing device 70 to change the geometric compression ratio ε to a high compression ratio based on the setting example of FIG. 9B. (Step S25). Thereafter, the engine control unit 100 reads the valve timing, the fuel injection amount, and the fuel injection timing during the multistage ignition operation according to the required load / engine rotation speed from the control map set in the combustion control unit 120 (step S26). Based on the read value, the valve operating mechanisms 41 and 61 and the fuel injection valve 28 are controlled so that the valve lift amount, the valve timing, and the fuel injection amount are obtained (step S27).

図５（Ｂ）を参照して、ステップＳ２６、Ｓ２７の制御が実行されると、各気筒２４では、排気弁６０が例えば排気上死点前９０°のところで閉じ、最初の燃料Ｆ１１がその直後に噴射される。ここで燃料噴射された気筒２４に着目して説明すると、ネガティブオーバラップ期間ＣＡEXでの燃料Ｆ１１の噴射によって、筒内では、燃料噴霧が高温の内部ＥＧＲにさらされ、ホルムアルデヒドが生成される。このホルムアルデヒドは、燃焼室２６の温度が比較的低温（９００Ｋ以下）では、ノッキングの原因となるＯＨラジカルを吸収する。このため、過早着火等を来すことなく、ピストン２５は、排気行程から吸気行程に移行することになる。この過程で燃料噴霧が熱炎反応を来たし、圧縮自己着火ＩＧPREが生じる。このときの熱炎反応によって、今度はＯＨラジカルが急増し、部分酸化反応が進行することによって、筒内は、自己着火しやすい活性混合気が生成されることになると考えられる。また、幾何学的圧縮比εがステップＳ２５において高圧縮比に変更されたことにより、比較的高い有効圧縮比が維持されている。この結果、図９（Ｂ）に示すように、圧縮自己着火ＩＧPREが生じたときの熱効率を高い値に維持することができ、燃費を大幅に向上させることが可能となる。 Referring to FIG. 5B, when the control in steps S26 and S27 is executed, in each cylinder 24, the exhaust valve 60 is closed at, for example, 90 ° before exhaust top dead center, and the first fuel F11 is immediately thereafter. Is injected into. To explain by focusing here on the cylinder 24 which is the fuel injection by the fuel injection F11 of the negative overlap period CA EX, in the cylinder, the fuel spray is exposed to an internal EGR of high temperature, formaldehyde is generated. This formaldehyde absorbs OH radicals that cause knocking when the temperature of the combustion chamber 26 is relatively low (900 K or less). For this reason, the piston 25 shifts from the exhaust stroke to the intake stroke without causing premature ignition or the like. In this process, the fuel spray undergoes a hot flame reaction, and compression self-ignition IG PRE occurs. It is considered that an active gas mixture that is easy to self-ignite is generated in the cylinder due to the rapid increase in OH radicals and the progress of the partial oxidation reaction. Further, since the geometric compression ratio ε is changed to the high compression ratio in step S25, a relatively high effective compression ratio is maintained. As a result, as shown in FIG. 9B, the thermal efficiency when the compression self-ignition IG PRE is generated can be maintained at a high value, and the fuel efficiency can be greatly improved.

その後、ピストン２５が吸気行程から圧縮行程に移行する過程で吸気弁４０から開くことにより、筒内に新気が導入される。上述したように、吸気行程でのネガティブオーバラップ期間ＣＡINは、吸気行程でのネガティブオーバラップ期間ＣＡEXに対して充分大きく設定されている（ＣＡIN＞ＣＡEX）ので、圧縮自己着火ＩＧPREによって圧力が上昇した筒内のガスが、この吸気行程でのネガティブオーバラップ期間ＣＡINで充分に膨張した後、新気が筒内に導入されることになる。この結果、既燃ガスが吸気系に逆流することなく、新気が少ないポンピングロスで筒内に導入されることになる。そして、この吸気行程の後期で燃料Ｆ１２が噴射され、その後、吸気弁４０が閉じることによって、新たに噴射された燃料噴霧も、高温の内部ＥＧＲにさらされ、活性化された雰囲気の中で多段発火現象を生じ、圧縮上死点経過直後に自己着火ＩＧを生じることになる。この圧縮自己着火ＩＧが生じたときの熱効率も、ステップＳ２５において高圧縮比に変更されたことにより、高い値に維持される。 Thereafter, fresh air is introduced into the cylinder by opening the piston 25 from the intake valve 40 in the process of shifting from the intake stroke to the compression stroke. As described above, the negative overlap period CA IN in the intake stroke is set sufficiently larger than the negative overlap period CA EX in the intake stroke (CA IN > CA EX ), so the compression self-ignition IG PRE gas in the cylinder in which the pressure was increased by the after sufficiently expanded in the negative overlap period CA iN in the intake stroke, fresh air is to be introduced into the cylinder. As a result, the burned gas does not flow back into the intake system and is introduced into the cylinder with a small pumping loss. The fuel F12 is injected later in the intake stroke, and then the intake valve 40 is closed, so that the newly injected fuel spray is also exposed to the high-temperature internal EGR and activated in a multistage manner in an activated atmosphere. An ignition phenomenon occurs, and self-ignition IG occurs immediately after the compression top dead center. The thermal efficiency when the compression self-ignition IG is generated is also maintained at a high value by being changed to the high compression ratio in step S25.

その後、エンジン制御ユニット１００は、エンジン１０の停止を判定する（ステップＳ２８）。エンジン１０が停止している場合には、処理を終了し、エンジンが停止していない場合には、ステップＳ２０に戻って処理を繰り返す。   Thereafter, the engine control unit 100 determines to stop the engine 10 (step S28). If the engine 10 is stopped, the process is terminated. If the engine is not stopped, the process returns to step S20 to repeat the process.

他方、ステップＳ２４において、現在の運転領域が多段着火領域Ｒｍ以外の通常圧縮自己着火領域Ｒｎであった場合、エンジン制御ユニット１００は、通常モードでエンジン１０を運転することになる。   On the other hand, when the current operation region is the normal compression self-ignition region Rn other than the multistage ignition region Rm in step S24, the engine control unit 100 operates the engine 10 in the normal mode.

通常モードでエンジン１０が運転される場合、エンジン制御ユニット１００は、圧縮比変更装置７０を駆動して、幾何学的圧縮比εを図９（Ａ）の設定例に基づく圧縮比に変更する（ステップＳ２９）。その後、エンジン制御ユニット１００は、要求負荷／エンジン回転速度に応じた多段着火運転時のバルブタイミング、燃料噴射量、燃料噴射タイミングを燃焼制御部１２０に設定された制御マップから読み取り（ステップＳ３０）、読み取った値に基づいて、バルブリフト量、バルブタイミング、燃料噴射量となるように、動弁機構４１、６１、燃料噴射弁２８を制御する（ステップＳ２７）。   When the engine 10 is operated in the normal mode, the engine control unit 100 drives the compression ratio changing device 70 to change the geometric compression ratio ε to a compression ratio based on the setting example of FIG. Step S29). Thereafter, the engine control unit 100 reads the valve timing, the fuel injection amount, and the fuel injection timing during the multi-stage ignition operation according to the required load / engine rotation speed from the control map set in the combustion control unit 120 (step S30), Based on the read value, the valve operating mechanisms 41 and 61 and the fuel injection valve 28 are controlled so that the valve lift amount, the valve timing, and the fuel injection amount are obtained (step S27).

このため、図５（Ａ）に示すように、各気筒２４では、排気弁６０が例えば排気上死点前７０°のところで閉じ、吸気行程前半で燃料Ｆ１が噴射される。また、必要に応じてネガティブオーバラップ期間ＣＡEX内に活性化のための燃料Ｆ２が噴射される。その後、吸気弁４０が吸気行程中期から圧縮行程前半にかけて開閉することにより、高温の内部ＥＧＲにさらされた燃料噴霧が新気と混合して、圧縮上死点経過直後で圧縮自己着火ＩＧを生じることになる。通常モードでは、多段着火モードに比べて相対的に有効圧縮比が高いため、圧縮自己着火ＩＧが生じたときの熱効率は、図９（Ａ）に示すように高い値となる。 For this reason, as shown in FIG. 5A, in each cylinder 24, the exhaust valve 60 is closed at, for example, 70 ° before exhaust top dead center, and the fuel F1 is injected in the first half of the intake stroke. The fuel F2 for activating the negative overlap the period CA EX is injected as needed. Thereafter, the intake valve 40 opens and closes from the middle of the intake stroke to the first half of the compression stroke, so that the fuel spray exposed to the high-temperature internal EGR mixes with fresh air, and compression self-ignition IG is generated immediately after the compression top dead center has elapsed. It will be. In the normal mode, since the effective compression ratio is relatively higher than that in the multistage ignition mode, the thermal efficiency when the compression self-ignition IG occurs is a high value as shown in FIG.

その後は、多段着火モードと同様に、ステップＳ２８以下の処理を実行する。   Thereafter, similarly to the multi-stage ignition mode, the processes in and after step S28 are executed.

図１０のステップＳ２３において、現在の運転領域が火花点火運転領域ＳＩである場合、エンジン制御ユニット１００は、火花点火運転を実行する。   In step S23 of FIG. 10, when the current operation region is the spark ignition operation region SI, the engine control unit 100 performs the spark ignition operation.

図１１を参照して、火花点火運転において、エンジン制御ユニット１００は、圧縮比変更装置７０を駆動して、幾何学的圧縮比εを図９（Ａ）の設定例に基づく圧縮比に変更する（ステップＳ３１）。その後、エンジン制御ユニット１００は、要求負荷／エンジン回転速度に応じた火花点火運転時のバルブタイミング、燃料噴射量、燃料噴射タイミング、点火タイミングを燃焼制御部１２０に設定された制御マップから読み取り（ステップＳ３２）、読み取った値に基づくバルブリフト量、バルブタイミング、燃料噴射量、点火タイミングとなるように、動弁機構４１、６１、燃料噴射弁２８、点火プラグ２９を制御する（ステップＳ３３）。この処理の後、エンジン制御ユニット１００は、図１０のステップＳ２８に戻って処理を繰り返す。   Referring to FIG. 11, in the spark ignition operation, engine control unit 100 drives compression ratio changing device 70 to change geometric compression ratio ε to a compression ratio based on the setting example of FIG. 9A. (Step S31). Thereafter, the engine control unit 100 reads the valve timing, fuel injection amount, fuel injection timing, and ignition timing during the spark ignition operation according to the required load / engine rotation speed from the control map set in the combustion control unit 120 (step). S32), the valve operating mechanisms 41 and 61, the fuel injection valve 28, and the spark plug 29 are controlled so that the valve lift amount, the valve timing, the fuel injection amount, and the ignition timing are based on the read values (step S33). After this process, the engine control unit 100 returns to step S28 in FIG. 10 and repeats the process.

以上説明したように、本実施形態によれば、部分負荷運転領域ＨＣＣＩでは、排気弁６０の閉タイミングが排気上死点前に進角し、吸気弁４０の開タイミングが排気上死点後に遅角することにより、排気上死点の前後に排気上死点の前後に吸気弁４０と排気弁６０の双方が閉じるネガティブオーバラップ期間ＣＡEX、ＣＡINが形成され、既燃ガスが内部ＥＧＲとして筒内に残留する。ここで、部分負荷運転領域ＨＣＣＩのうち、低速低負荷側に設定される所定の通常圧縮自己着火領域Ｒｎでは、通常モードでの圧縮自己着火運転が実行される。この通常モードでは、燃焼制御部１２０が排気上死点経過後に燃料を噴射させることにより、この燃料噴霧が圧縮上死点の経過直後に自己着火し、エンジン１０が運転される。他方、通常モードのままでは過早着火の懸念がある比較的高速または高負荷側の多段着火領域Ｒｍでは、多段着火モードに基づいて燃料噴射が制御される。この多段着火モードでは、気筒のネガティブオーバラップ期間ＣＡEX、ＣＡINにおいて一部の燃料Ｆ１１が圧縮自己着火し、その後、排気弁６０が閉じられたままの状態で残余の燃料Ｆ１２が再度噴射されて、圧縮上死点経過直後に圧縮自己着火することになる。この圧縮自己着火により、筒内の昇温や圧力上昇が二段階に分散されるので、排気上死点経過後に噴射された燃料の噴霧が過早着火を来すおそれが大幅に低減し、燃焼安定性が飛躍的に向上する。そして、エンジン１０の幾何学的圧縮比εは、多段着火モードでの運転時の方が通常モードでの運転時よりも高圧縮比に設定されることから、排気上死点経過直後の圧縮自己着火による燃費が向上し、圧縮自己着火運転が可能な運転領域を拡張しつつ、高速高負荷側での燃費を高めることができる。 As described above, according to the present embodiment, in the partial load operation region HCCI, the closing timing of the exhaust valve 60 is advanced before the exhaust top dead center, and the opening timing of the intake valve 40 is delayed after the exhaust top dead center. By angling, negative overlap periods CA EX and CA IN are formed before and after the exhaust top dead center, and both the intake valve 40 and the exhaust valve 60 are closed before and after the exhaust top dead center, and the burned gas becomes the internal EGR. It remains in the cylinder. Here, in the predetermined normal compression self-ignition region Rn set on the low speed and low load side in the partial load operation region HCCI, the compression self-ignition operation in the normal mode is executed. In this normal mode, the combustion controller 120 injects fuel after the exhaust top dead center has elapsed, so that this fuel spray self-ignites immediately after the compression top dead center has elapsed, and the engine 10 is operated. On the other hand, fuel injection is controlled based on the multistage ignition mode in the multistage ignition region Rm on the relatively high speed or high load side where there is a concern of premature ignition in the normal mode. In this multi-stage ignition mode, a part of the fuel F11 is subjected to compression self-ignition in the cylinder negative overlap periods CA EX and CA IN , and then the remaining fuel F12 is injected again with the exhaust valve 60 kept closed. Thus, compression self-ignition occurs immediately after the compression top dead center. This compression self-ignition disperses the temperature rise and pressure rise in the cylinder in two stages, greatly reducing the risk of premature ignition of the fuel spray injected after the exhaust top dead center has elapsed. Stability is dramatically improved. The geometric compression ratio ε of the engine 10 is set to a higher compression ratio when operating in the multistage ignition mode than when operating in the normal mode. The fuel efficiency by ignition can be improved, and the fuel consumption on the high speed and high load side can be increased while expanding the operation range in which the compression self-ignition operation is possible.

また本実施形態では、幾何学的圧縮比制御部１４０は、通常モードでは火花点火モードと同等の幾何学的圧縮比εに設定するものである。このため本実施形態では、通常モードにおいて圧縮上死点経過直後の圧縮自己着火を比較的高い圧縮比で実現し、通常モードが採用される運転領域での燃費が向上するとともに、多段着火モードでは、排気上死点経過直後の圧縮自己着火による燃費をより向上することができる。   In the present embodiment, the geometric compression ratio control unit 140 sets the geometric compression ratio ε equivalent to that in the spark ignition mode in the normal mode. For this reason, in the present embodiment, the compression self-ignition immediately after the compression top dead center elapses in the normal mode is realized with a relatively high compression ratio, the fuel efficiency in the operation region where the normal mode is adopted is improved, and in the multistage ignition mode. Further, it is possible to further improve the fuel efficiency due to the compression self-ignition immediately after the exhaust top dead center.

また本実施形態では、幾何学的圧縮比制御部１４０は、所定の異常着火限界を超えない範囲内で幾何学的圧縮比εを設定するものである。このため本実施形態では、燃焼制御部１２０が設定する種々の運転モードにおいて、幾何学的圧縮比εが高すぎることによる過早着火やノッキングを防止しつつ、所期の燃費向上を図ることができる。   In the present embodiment, the geometric compression ratio control unit 140 sets the geometric compression ratio ε within a range that does not exceed a predetermined abnormal ignition limit. For this reason, in the present embodiment, in various operation modes set by the combustion control unit 120, it is possible to improve the expected fuel efficiency while preventing premature ignition and knocking due to the geometric compression ratio ε being too high. it can.

また本実施形態では、燃焼制御部１２０は、多段着火モードにおいて、ネガティブオーバラップ期間ＣＡEX、ＣＡINに圧縮自己着火される燃料の噴射量と、圧縮上死点経過直後に圧縮自己着火される燃料の噴射量とを略同量に設定するものである。このため本実施形態では、多段着火モードでの幾何学的圧縮比εを高圧縮比に設定することによって、排気上死点経過直後の圧縮自己着火によるエンジン１０の燃費をさらに高めることができる。また、排気上死点経過直後に圧縮自己着火される燃料の噴射量を後段の燃料と概ね等量に設定することによって、各圧縮自己着火をリーンバーンとすることができるので、出力を高めて燃費を向上させる一方で、ＮＯｘの発生量を抑制することができる。 Further, in the present embodiment, the combustion control unit 120 performs compression self-ignition immediately after the compression top dead center elapses in the multi-stage ignition mode in the amount of fuel that is compressed and self-ignited in the negative overlap periods CA EX and CA IN. The fuel injection amount is set to substantially the same amount. For this reason, in this embodiment, by setting the geometric compression ratio ε in the multistage ignition mode to a high compression ratio, the fuel consumption of the engine 10 due to compression self-ignition immediately after the exhaust top dead center has elapsed can be further increased. Also, by setting the injection amount of the fuel that is self-ignited after exhaust top dead center is approximately equal to the fuel in the subsequent stage, each compression self-ignition can be made lean burn, increasing the output While improving fuel consumption, the amount of NOx generated can be suppressed.

上述した実施の形態は、本発明の好ましい具体例を例示したものに過ぎず、本発明は上述した実施形態に限定されない。本発明の特許請求の範囲内で種々の変更が可能であることはいうまでもない。   The above-described embodiment is merely a preferred specific example of the present invention, and the present invention is not limited to the above-described embodiment. It goes without saying that various modifications are possible within the scope of the claims of the present invention.

本発明の一実施形態に係る火花点火式４サイクルガソリンエンジンの概略構成を示す構成図である。1 is a configuration diagram showing a schematic configuration of a spark ignition type 4-cycle gasoline engine according to an embodiment of the present invention. 図１に係るエンジンの一つの気筒とそれに対して設けられた吸気弁および排気弁等の構造を示す断面略図である。FIG. 2 is a schematic cross-sectional view showing a structure of one cylinder of the engine according to FIG. 1 and an intake valve and an exhaust valve provided for the cylinder. 図１に係るエンジンの動弁機構の構造を示す概略図である。It is the schematic which shows the structure of the valve operating mechanism of the engine which concerns on FIG. 本実施形態に係る運転状態に応じた制御を行うための運転領域の設定例を示す特性図である。It is a characteristic view which shows the example of a setting of the driving | operation area | region for performing control according to the driving | running state which concerns on this embodiment. 燃焼制御部に設定されている制御例を示すタイミングチャートであり、（Ａ）は通常モード、（Ｂ）は多段着火モードの例を示している。It is a timing chart which shows the control example set to the combustion control part, (A) has shown the example in normal mode, (B) has shown the example in multistage ignition mode. 燃焼制御部による吸排気弁の開閉タイミングの設定例を示すグラフであり、（Ａ）は排気弁の閉タイミング、（Ｂ）は吸気弁の開タイミングを示している。It is a graph which shows the example of a setting of the opening / closing timing of the intake / exhaust valve by a combustion control part, (A) has shown the closing timing of an exhaust valve, (B) has shown the opening timing of the intake valve. 図６の設定例に基づく要求負荷とネガティブオーバラップ期間（内部ＥＧＲ量）との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the required load based on the example of a setting of FIG. 6, and a negative overlap period (internal EGR amount). 要求負荷に対する燃料噴射量の設定例の関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship of the example of a setting of the fuel injection amount with respect to request | requirement load. 本実施形態における幾何学的圧縮比の設定例を示すグラフであり、（Ａ）は通常モードまたは火花点火運転モードでの設定例、（Ｂ）は多段着火モードでの設定例を示している。It is a graph which shows the example of a setting of the geometric compression ratio in this embodiment, (A) shows the example of a setting in normal mode or spark ignition operation mode, (B) shows the example of a setting in multistage ignition mode. 本発明の実施の一形態に係る制御例を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the example of control which concerns on one Embodiment of this invention. 本発明の実施の一形態に係る制御例を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the example of control which concerns on one Embodiment of this invention. 従来例の構成図である。It is a block diagram of a prior art example.

符号の説明Explanation of symbols

１０ ４サイクル火花点火式ガソリンエンジン
２４ 気筒
２５ ピストン
２６ 燃焼室
２８ 燃料噴射弁
２９ 点火プラグ
３０ 吸気システム
４０ 吸気弁
５０ 排気システム
６０ 排気弁
１００ エンジン制御ユニット
１１０ 運転状態判定部
１２０ 燃焼制御部
１２１ ＶＶＬ制御部
１２２ ＶＶＴ制御部
１２３ 燃料噴射制御部
１２４ 点火制御部
ＳＷ１ クランク角度センサ
ＳＷ２ エンジン水温センサ
ＳＷ３ エアフローセンサ
ＳＷ４ 吸気温度センサ
ＳＷ５ 酸素濃度センサ
ＳＷ６ アクセル開度センサ
ＳＷ７ 車速センサ DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 4-cycle spark ignition type gasoline engine 24 cylinder 25 piston 26 combustion chamber 28 fuel injection valve 29 spark plug 30 intake system 40 intake valve 50 exhaust system 60 exhaust valve 100 engine control unit 110 operation state determination part 120 combustion control part 121 VVL control 122 VVT controller 123 Fuel injection controller 124 Ignition controller SW1 Crank angle sensor SW2 Engine water temperature sensor SW3 Airflow sensor SW4 Intake air temperature sensor SW5 Oxygen concentration sensor SW6 Accelerator opening sensor SW7 Vehicle speed sensor

Claims (4)

少なくともエンジンの部分負荷運転領域で、排気弁の閉タイミングを排気上死点前に進角し、吸気弁の開タイミングを排気上死点後に遅角して、排気上死点の前後に前記排気弁と前記吸気弁とが何れも閉じるネガティブオーバラップ期間を設けるガソリンエンジンの制御装置において、
前記エンジンの幾何学的圧縮比を変更可能な圧縮比変更装置と、
前記エンジンの要求負荷を推定する機能を少なくとも含み、前記エンジンを含む車両の運転状態を判定する運転状態判定部と、
前記運転状態判定部の判定に基づいて筒内での燃焼を制御する燃焼制御部と、
前記圧縮比変更装置を制御する幾何学的圧縮比制御部と
を備え、
前記燃焼制御部は、前記部分負荷運転領域において低速低負荷側に設定される所定の通常圧縮自己着火領域では、排気上死点経過後に燃料を噴射させて圧縮上死点経過後に圧縮自己着火させる通常モードで筒内での燃焼を制御し、前記部分負荷運転領域における前記通常圧縮自己着火領域以外の多段着火領域では、前記ネガティブオーバラップ期間で一部の燃料を圧縮自己着火させ、その後、前記排気弁が閉じられたままの状態で残余の燃料を噴射させて圧縮上死点経過後に圧縮自己着火させる多段着火モードで筒内での燃焼を制御するものであり、
前記幾何学的圧縮比制御部は、前記エンジンの幾何学的圧縮比を、前記多段着火モードでは前記通常モードよりも高い高圧縮比に設定するものである
ことを特徴とするガソリンエンジンの制御装置。 At least in the partial load operation region of the engine, the exhaust valve closing timing is advanced before exhaust top dead center, and the intake valve opening timing is retarded after exhaust top dead center, before and after exhaust top dead center. In a gasoline engine control device that provides a negative overlap period in which both the valve and the intake valve are closed,
A compression ratio changing device capable of changing a geometric compression ratio of the engine;
An operation state determination unit including at least a function of estimating a required load of the engine, and determining an operation state of a vehicle including the engine;
A combustion control unit that controls combustion in a cylinder based on the determination of the operating state determination unit;
A geometric compression ratio control unit for controlling the compression ratio changing device,
The combustion control unit injects fuel after exhaust top dead center elapses and causes compression self ignition after elapse of compression top dead center in a predetermined normal compression self-ignition region set on the low speed and low load side in the partial load operation region Combustion in a cylinder is controlled in a normal mode, and in a multistage ignition region other than the normal compression self-ignition region in the partial load operation region, a part of fuel is compressed and self-ignited in the negative overlap period, and then In-cylinder combustion is controlled in a multi-stage ignition mode in which the remaining fuel is injected while the exhaust valve remains closed, and compression self-ignition is performed after the compression top dead center has elapsed.
The geometric compression ratio control unit sets the geometric compression ratio of the engine to a higher compression ratio in the multistage ignition mode than in the normal mode. . 請求項１記載のガソリンエンジンの制御装置において、
前記エンジンは、筒内の混合気を火花点火する点火プラグを備え、
前記燃焼制御部は、さらに前記点火プラグによる火花点火により筒内の混合気を燃焼させる火花点火モードでの燃焼も制御するものであり、
前記幾何学的圧縮比制御部は、前記通常モードでは前記火花点火モードと同等の幾何学的圧縮比に設定するものである
ことを特徴とするガソリンエンジンの制御装置。 The control device for a gasoline engine according to claim 1,
The engine includes a spark plug for spark-igniting an air-fuel mixture in a cylinder,
The combustion control unit further controls combustion in a spark ignition mode in which an air-fuel mixture in a cylinder is burned by spark ignition by the spark plug,
The control device for a gasoline engine, wherein the geometric compression ratio control unit is set to a geometric compression ratio equivalent to the spark ignition mode in the normal mode. 請求項１または２記載のガソリンエンジンの制御装置において、
前記幾何学的圧縮比制御部は、所定の異常着火限界を超えない範囲内で幾何学的圧縮比を設定するものである
ことを特徴とするガソリンエンジンの制御装置。 The gasoline engine control device according to claim 1 or 2,
The control apparatus for a gasoline engine, wherein the geometric compression ratio control unit sets a geometric compression ratio within a range not exceeding a predetermined abnormal ignition limit. 請求項１から３の何れか１項に記載のガソリンエンジンの制御装置において、
前記燃焼制御部は、前記多段着火モードにおいて、前記ネガティブオーバラップ期間に圧縮自己着火される燃料の噴射量と、圧縮上死点経過直後に圧縮自己着火される燃料の噴射量とを略同量に設定するものである
ことを特徴とするガソリンエンジンの制御装置。 In the gasoline engine control device according to any one of claims 1 to 3,
In the multi-stage ignition mode, the combustion control unit has substantially the same amount of fuel that is compressed and self-ignited during the negative overlap period and that of fuel that is compressed and self-ignited immediately after the compression top dead center has elapsed. A control device for a gasoline engine, characterized in that it is set to
JP2007259803A 2007-10-03 2007-10-03 Control unit for gasoline engine Expired - Fee Related JP4803151B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2007259803A JP4803151B2 (en) 2007-10-03 2007-10-03 Control unit for gasoline engine

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2007259803A JP4803151B2 (en) 2007-10-03 2007-10-03 Control unit for gasoline engine

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2009085199A true JP2009085199A (en) 2009-04-23
JP4803151B2 JP4803151B2 (en) 2011-10-26

Family

ID=40658906

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2007259803A Expired - Fee Related JP4803151B2 (en) 2007-10-03 2007-10-03 Control unit for gasoline engine

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP4803151B2 (en)

Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2011241716A (en) * 2010-05-17 2011-12-01 Mazda Motor Corp Device for control of spark-ignition type engine
JP2013545011A (en) * 2010-10-26 2013-12-19 デルファイ・テクノロジーズ・インコーポレーテッド Method for operating at low emissions using a high efficiency internal combustion engine and full-time low temperature partial premixed compression ignition
JP2015227667A (en) * 2015-09-18 2015-12-17 トヨタ自動車株式会社 Control unit and control method of internal combustion engine with turbocharger
JP2016003589A (en) * 2014-06-16 2016-01-12 スズキ株式会社 Combustion timing estimation device and combustion timing estimation method for homogeneous charge compression self-ignition internal combustion engine
JP2016056766A (en) * 2014-09-11 2016-04-21 日立オートモティブシステムズ株式会社 Variable combustion system of internal combustion engine
JP2017082799A (en) * 2016-12-16 2017-05-18 スズキ株式会社 Control device for pre-mixing compression self-ignition type internal combustion engine
CN109983210A (en) * 2016-11-30 2019-07-05 三菱重工业株式会社 Marine diesel engine
US10458310B2 (en) 2012-02-06 2019-10-29 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Control device for internal combustion engine

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000320333A (en) * 1999-05-12 2000-11-21 Nissan Motor Co Ltd Compression self-ignition type gasoline engine
JP2006233839A (en) * 2005-02-24 2006-09-07 Toyota Motor Corp Internal combustion engine

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000320333A (en) * 1999-05-12 2000-11-21 Nissan Motor Co Ltd Compression self-ignition type gasoline engine
JP2006233839A (en) * 2005-02-24 2006-09-07 Toyota Motor Corp Internal combustion engine

Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2011241716A (en) * 2010-05-17 2011-12-01 Mazda Motor Corp Device for control of spark-ignition type engine
JP2013545011A (en) * 2010-10-26 2013-12-19 デルファイ・テクノロジーズ・インコーポレーテッド Method for operating at low emissions using a high efficiency internal combustion engine and full-time low temperature partial premixed compression ignition
US10458310B2 (en) 2012-02-06 2019-10-29 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Control device for internal combustion engine
JP2016003589A (en) * 2014-06-16 2016-01-12 スズキ株式会社 Combustion timing estimation device and combustion timing estimation method for homogeneous charge compression self-ignition internal combustion engine
JP2016056766A (en) * 2014-09-11 2016-04-21 日立オートモティブシステムズ株式会社 Variable combustion system of internal combustion engine
JP2015227667A (en) * 2015-09-18 2015-12-17 トヨタ自動車株式会社 Control unit and control method of internal combustion engine with turbocharger
CN109983210A (en) * 2016-11-30 2019-07-05 三菱重工业株式会社 Marine diesel engine
JP2017082799A (en) * 2016-12-16 2017-05-18 スズキ株式会社 Control device for pre-mixing compression self-ignition type internal combustion engine

Also Published As

Publication number Publication date
JP4803151B2 (en) 2011-10-26

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4893718B2 (en) Internal combustion engine control method and internal combustion engine control apparatus
JP5915472B2 (en) Spark ignition direct injection engine
JP5930050B2 (en) Spark ignition engine
JP5870951B2 (en) Control device for spark ignition engine
JP5392165B2 (en) Control unit for gasoline engine
JP4326044B2 (en) 4-cycle internal combustion engine
JP5994700B2 (en) Control device for spark ignition engine
JP4876557B2 (en) Control device for spark ignition gasoline engine
JP5644123B2 (en) ENGINE CONTROL METHOD AND CONTROL DEVICE
JP5540729B2 (en) Control method and control apparatus for supercharged engine
JP4124224B2 (en) Control device for four-cycle premixed compression self-ignition internal combustion engine
JP4748255B2 (en) ENGINE CONTROL METHOD AND CONTROL DEVICE
JP4803151B2 (en) Control unit for gasoline engine
US9470174B2 (en) Control system and control method of spark ignition gasoline engine
JP7167831B2 (en) Compression ignition engine controller
JP4831040B2 (en) Control unit for gasoline engine
JP5907013B2 (en) Spark ignition direct injection engine
JP5994701B2 (en) Control device for spark ignition engine
JP5429148B2 (en) Premixed compression self-ignition engine
JP5910423B2 (en) Spark ignition engine
JP7167830B2 (en) Homogeneous mixture compression ignition engine controller
JP7238571B2 (en) Engine control method and engine control device
JP4801744B2 (en) Method and apparatus for operating an internal combustion engine
JP2006070859A (en) Spark ignition type gasoline engine
JP5978871B2 (en) Spark ignition engine

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20100317

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20110712

A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20110714

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20110725

R150 Certificate of patent or registration of utility model

Ref document number: 4803151

Country of ref document: JP

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20140819

Year of fee payment: 3

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees