JP2011021553A - Method and device for controlling engine - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To perform compression self-ignition combustion under a lean air-fuel ratio in a wider operational area while preventing an excessive increase in cylinder internal pressure. <P>SOLUTION: In this method for controlling an engine, the air-fuel ratio of an air-fuel mixture is made lean in comparison with a theoretical air-fuel ratio in the whole area in the load direction of an HCCI area A where the compression self-ignition combustion is performed, and also when an engine load is increased to a predetermined load X or more in the HCCI area A, timing θig of self-ignition of the air-fuel mixture is retarded with respect to MBT as ignition timing with torque maximized. <P>COPYRIGHT: (C)2011,JPO&INPIT

Description

本発明は、エンジンの少なくとも一部の運転領域に設定されたHCCI領域で、インジェクタからの燃料噴射とピストンの圧縮作用とにより混合気を自着火させる圧縮自己着火燃焼が行われるエンジンを制御する方法および装置に関する。   The present invention relates to a method for controlling an engine in which compression self-ignition combustion is performed in which an air-fuel mixture is self-ignited by fuel injection from an injector and compression action of a piston in an HCCI region set in at least a part of the engine operation region. And device.

従来、下記特許文献1に示されるように、複数の気筒を有する火花点火式ガソリンエンジンにおいて、エンジン回転数が所定回転数以下の部分負荷運転領域で、混合気を自着火させる圧縮自己着火燃焼を行う一方、これ以外の運転領域では、火花点火による強制燃焼で運転することが行われている。   Conventionally, as shown in Patent Document 1 below, in a spark ignition type gasoline engine having a plurality of cylinders, compression self-ignition combustion for self-igniting an air-fuel mixture is performed in a partial load operation region where the engine speed is equal to or lower than a predetermined speed. On the other hand, in other operation regions, the operation is performed by forced combustion by spark ignition.

上記のように圧縮自己着火燃焼と火花点火による強制燃焼とをエンジンの運転状態に応じて使い分けることは、従来から多く提案されている。すなわち、圧縮自己着火燃焼は、燃焼室の各所で同時多発的に自着火する燃焼であり、従来から行われてきた火花点火による燃焼に比べてより高い熱効率が得られると言われているが、高回転・高負荷域での燃焼制御性に問題があるため、このような運転領域では、火花点火によりコントロールされた強制燃焼を行う必要がある。そこで、圧縮自己着火による燃焼と火花点火による燃焼という2つの燃焼形式を運転状態に応じて使い分けるようにしている。   As described above, many proposals have been made to properly use compression self-ignition combustion and forced combustion by spark ignition according to the operating state of the engine. In other words, compression self-ignition combustion is combustion that is self-ignited simultaneously and frequently at various locations in the combustion chamber, and it is said that higher thermal efficiency can be obtained compared to combustion by spark ignition that has been conventionally performed, Since there is a problem in the combustion controllability in the high rotation / high load range, it is necessary to perform forced combustion controlled by spark ignition in such an operation range. Therefore, two types of combustion, combustion by compression self-ignition and combustion by spark ignition, are used properly according to the operating state.

特開2007−154859号公報JP 2007-154859 A

ところで、エンジンの分野では、近年の厳しいエネルギー事情等を背景にして、より熱効率が高く燃料消費量の少ないエンジンを開発することが求められている。熱効率をさらに高めるための対策としては、圧縮自己着火燃焼をより幅広い運転領域で行うとともに、混合気の空燃比をリーン化することが考えられるが、高負荷域でもリーンな空燃比を維持しようとすると、過給等により多量の空気を気筒内に送り込む必要がある。しかしながら、気筒内に多量の空気を送り込むと、筒内圧が過度に上昇し、エンジンの耐久性・信頼性が損なわれるという問題がある。   By the way, in the field of engines, it is required to develop an engine with higher thermal efficiency and lower fuel consumption against the background of severe energy conditions in recent years. As measures to further increase the thermal efficiency, it is conceivable to perform compression auto-ignition combustion in a wider operating range and to make the air-fuel ratio of the air-fuel mixture lean, but trying to maintain a lean air-fuel ratio even in a high load range Then, it is necessary to send a large amount of air into the cylinder by supercharging or the like. However, when a large amount of air is fed into the cylinder, the in-cylinder pressure rises excessively, and there is a problem that the durability and reliability of the engine are impaired.

本発明は、上記のような事情に鑑みてなされたものであり、筒内圧の過上昇を防止しつつ、リーンな空燃比下での圧縮自己着火燃焼をより幅広い運転領域で実施することが可能なエンジンの制御方法および制御装置を提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of the circumstances as described above, and can perform compression self-ignition combustion under a lean air-fuel ratio in a wider operating region while preventing an excessive increase in in-cylinder pressure. An object of the present invention is to provide a control method and a control device for an engine.

上記課題を解決するためのものとして、本発明は、エンジンの少なくとも一部の運転領域に設定されたHCCI領域で、インジェクタからの燃料噴射とピストンの圧縮作用とにより混合気を自着火させる圧縮自己着火燃焼が行われるエンジンを制御する方法であって、上記HCCI領域の負荷方向の全域で、混合気の空燃比を理論空燃比よりもリーンに設定するとともに、上記HCCI領域内でエンジン負荷が所定負荷以上に増大すると、混合気の自着火の時期を、トルクが最大になる着火時期であるMBTに対しリタードさせることを特徴とするものである(請求項1)。   In order to solve the above-mentioned problems, the present invention provides a compression self-ignition that self-ignites an air-fuel mixture by fuel injection from an injector and compression action of a piston in an HCCI region set in at least a part of an engine operation region. A method of controlling an engine in which ignition combustion is performed, wherein the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is set to be leaner than the stoichiometric air-fuel ratio in the entire load direction of the HCCI region, and the engine load is set within the HCCI region. When the load is increased beyond the load, the self-ignition timing of the air-fuel mixture is retarded with respect to MBT, which is the ignition timing at which the torque becomes maximum (claim 1).

本発明によれば、HCCI領域の負荷方向の全域で空燃比をリーン化することにより、熱効率を効果的に向上させて燃費性能をより改善することができる。ただし、空燃比のリーン化を高負荷側まで継続すると、負荷の増大に伴って吸入空気量を大幅に増大させる必要があり、それによる筒内圧の過上昇によりエンジンの耐久性・信頼性が損なわれるおそれがある。このような問題に対し、本発明では、所定負荷以上で混合気の着火時期をMBTに対しリタードさせるようにしたため、上記のように筒内圧が高負荷域で過上昇する事態を効果的に防止することができ、その結果、リーン空燃比下での圧縮自己着火燃焼をより高負荷側まで継続して熱効率を大幅に向上させることができるという利点がある。   According to the present invention, by making the air-fuel ratio lean throughout the load direction of the HCCI region, it is possible to effectively improve thermal efficiency and improve fuel efficiency. However, if the lean air-fuel ratio is continued up to the high load side, it is necessary to significantly increase the intake air amount as the load increases, resulting in an excessive increase in in-cylinder pressure that impairs engine durability and reliability. There is a risk of being. In order to deal with such a problem, in the present invention, since the ignition timing of the air-fuel mixture is retarded with respect to the MBT at a predetermined load or more, the situation where the in-cylinder pressure excessively rises in the high load region as described above is effectively prevented. As a result, there is an advantage that the compression self-ignition combustion under the lean air-fuel ratio can be continued to the higher load side and the thermal efficiency can be greatly improved.

本発明において、好ましくは、上記HCCI領域内でエンジン負荷が上記所定負荷以上に増大すると、上記インジェクタからの燃料の噴射時期を、上記MBTに対応する噴射時期よりもリタードさせる(請求項2)。   In the present invention, preferably, when the engine load increases to the predetermined load or more in the HCCI region, the fuel injection timing from the injector is retarded from the injection timing corresponding to the MBT (Claim 2).

このようにすれば、インジェクタからの燃料の噴射時期を変更するだけの比較的簡単な構成で、高負荷域での着火時期を適正にリタードさせて筒内圧の過上昇を効果的に防止できるという利点がある。   In this way, it is possible to effectively prevent an excessive increase in the in-cylinder pressure by appropriately retarding the ignition timing in the high load region with a relatively simple configuration that only changes the fuel injection timing from the injector. There are advantages.

本発明において、混合気の自着火をアシストするために点火プラグから火花を放電する着火アシストを上記HCCI領域で行う場合には、同領域内でエンジン負荷が上記所定負荷以上になると、上記点火プラグによる着火アシストの時期を、上記MBTに対応する着火アシスト時期よりもリタードさせることが好ましい(請求項3)。   In the present invention, when the ignition assist for discharging sparks from the spark plug to assist the self-ignition of the air-fuel mixture is performed in the HCCI region, when the engine load exceeds the predetermined load in the region, the spark plug It is preferable to retard the ignition assist timing by the ignition assist timing corresponding to the MBT (claim 3).

このようにすれば、所定負荷以上で着火時期をリタードさせる制御を、点火プラグによる着火アシスト時期を変更することで適正に実施できるという利点がある。   In this way, there is an advantage that the control for retarding the ignition timing at a predetermined load or more can be appropriately performed by changing the ignition assist timing by the spark plug.

本発明において、好ましくは、上記HCCI領域での圧縮自己着火燃焼の燃焼期間を、上記所定負荷以上か否かにかかわらず略一定とする(請求項4)。   In the present invention, preferably, the combustion period of the compression self-ignition combustion in the HCCI region is made substantially constant regardless of whether or not the predetermined load or more.

このようにすれば、着火時期以外のパラメータを熱効率の面から適切な値に維持することにより、熱効率の低下を最小限に留めながら筒内圧の過上昇を効果的に防止できるという利点がある。   In this way, by maintaining parameters other than the ignition timing at appropriate values from the viewpoint of thermal efficiency, there is an advantage that an excessive increase in in-cylinder pressure can be effectively prevented while minimizing a decrease in thermal efficiency.

本発明において、好ましくは、上記HCCI領域の負荷方向の全域で、理論空燃比に対する空気過剰率λをλ=2〜3に設定する(請求項5)。   In the present invention, preferably, the excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio is set to λ = 2 to 3 in the entire load direction of the HCCI region.

このようにすれば、エンジンの排気損失および冷却損失の両方をバランスよく低減することができ、実現可能な範囲で熱効率を十分なレベルに高めることができる。   In this way, both exhaust loss and cooling loss of the engine can be reduced in a balanced manner, and the thermal efficiency can be increased to a sufficient level within a feasible range.

本発明において、好ましくは、少なくとも上記所定負荷以上の負荷域では過給機を用いて過給を行う(請求項6)。   In the present invention, it is preferable to perform supercharging using a supercharger at least in a load range equal to or greater than the predetermined load (claim 6).

このようにすれば、高負荷域でのエンジン出力を過給により十分に確保しながら、空燃比のリーン化を高負荷域まで継続して熱効率をより向上させることができる。   In this way, it is possible to continue the lean air-fuel ratio to the high load region and further improve the thermal efficiency while sufficiently securing the engine output in the high load region by supercharging.

また、本発明は、エンジンの少なくとも一部の運転領域に設定されたHCCI領域で、インジェクタからの燃料噴射とピストンの圧縮作用とにより混合気を自着火させる圧縮自己着火燃焼が行われるエンジンを制御する装置であって、上記インジェクタからの燃料の噴射動作を制御するインジェクタ制御手段を備え、上記HCCI領域の負荷方向の全域で、混合気の空燃比が理論空燃比よりもリーンに設定されるとともに、上記HCCI領域内でエンジン負荷が所定負荷以上に増大すると、混合気の自着火の時期を、トルクが最大になる着火時期であるMBTに対しリタードさせる制御が上記インジェクタ制御手段により実行されることを特徴とするものである(請求項7)。   Further, the present invention controls an engine in which compression self-ignition combustion is performed in which an air-fuel mixture is self-ignited by fuel injection from an injector and compression action of a piston in an HCCI region set in at least a part of the engine operation region. An injector control means for controlling the fuel injection operation from the injector, wherein the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is set to be leaner than the stoichiometric air-fuel ratio in the entire load direction of the HCCI region. When the engine load increases above a predetermined load within the HCCI region, the injector control means executes a control for retarding the self-ignition timing of the air-fuel mixture with respect to MBT, which is the ignition timing at which the torque becomes maximum. (Claim 7).

本発明による場合でも、上述した制御方法による場合と同様の作用効果を得ることができる。   Even in the case of the present invention, it is possible to obtain the same operational effects as in the case of the control method described above.

以上説明したように、本発明のエンジンの制御方法および制御装置によれば、筒内圧の過上昇を防止しつつ、リーンな空燃比下での圧縮自己着火燃焼をより幅広い運転領域で実施できるという利点がある。   As described above, according to the engine control method and control apparatus of the present invention, it is possible to carry out compression self-ignition combustion under a lean air-fuel ratio in a wider operating region while preventing an excessive increase in in-cylinder pressure. There are advantages.

本発明の一実施例にかかる火花点火式エンジンの全体構成を示す図である。1 is a diagram illustrating an overall configuration of a spark ignition engine according to an embodiment of the present invention. エンジン本体の断面図である。It is sectional drawing of an engine main body. エンジンの制御系を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control system of an engine. エンジンの燃焼を制御するために参照される制御マップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the control map referred in order to control combustion of an engine. エンジンの圧縮比、空気過剰率、着火時期、燃焼期間、および過給量の制御例を示す図である。It is a figure which shows the example of control of an engine compression ratio, an air excess rate, an ignition timing, a combustion period, and a supercharging amount. エンジンの熱効率を左右する各種損失要因と、その損失要因に関連する各種制御パラメータを示す図である。It is a figure which shows the various loss factors which influence the thermal efficiency of an engine, and the various control parameters relevant to the loss factor. エンジンの運転領域とその代表点を示す図である。It is a figure which shows the driving | operation area | region of an engine, and its representative point. 代表点での図示熱効率の演算結果を圧縮比や空気過剰率等の各種パラメータとの関係で示す図である。It is a figure which shows the calculation result of the illustration thermal efficiency in a representative point in relation to various parameters, such as a compression ratio and an excess air ratio. 代表点での排気損失の演算結果を圧縮比や空気過剰率等の各種パラメータとの関係で示す図である。It is a figure which shows the calculation result of the exhaust loss in a representative point in relation to various parameters, such as a compression ratio and an excess air ratio. 代表点での冷却損失の演算結果を圧縮比や空気過剰率等の各種パラメータとの関係で示す図である。It is a figure which shows the calculation result of the cooling loss in a representative point in relation to various parameters, such as a compression ratio and an excess air ratio. 空気過剰率を複数の異なる値に設定した場合の熱伝達係数の特性を示す図である。It is a figure which shows the characteristic of the heat transfer coefficient at the time of setting an excess air ratio to several different value. 空気過剰率を複数の異なる値に設定した場合の冷却損失積算値の特性を示す図である。It is a figure which shows the characteristic of the cooling loss integrated value at the time of setting an excess air ratio to several different value. 代表点での筒内圧、圧力上昇率、および排気温度の各値をクランク角との関係で示す図である。It is a figure which shows each value of the in-cylinder pressure in a representative point, a pressure increase rate, and exhaust temperature with respect to a crank angle. エンジンを最高負荷まで運転した場合の最大筒内圧、最大圧力上昇率、および排気温度の変化を示す図である。It is a figure which shows the change of the largest in-cylinder pressure at the time of driving | running an engine to the maximum load, the largest pressure increase rate, and exhaust temperature. エンジンの高負荷域で圧縮比や空気過剰率等の各種パラメータを変化させた場合に、最大筒内圧、最大圧力上昇率、および排気温度がどのように変化するかを示す図である。It is a figure which shows how the maximum in-cylinder pressure, the maximum pressure increase rate, and exhaust temperature change when various parameters, such as a compression ratio and an excess air ratio, are changed in the high load area of an engine. 図15と同じ条件で各種パラメータを変化させた場合の図示熱効率の変化を示す図である。It is a figure which shows the change of the illustration thermal efficiency at the time of changing various parameters on the same conditions as FIG. 図15と図16の結果をまとめた表である。It is the table | surface which put together the result of FIG. 15 and FIG. 図15〜図17の結果から得られる望ましい制御例およびそれに基づく図示熱効率の変化を示す図である。It is a figure which shows the example of desirable control obtained from the result of FIGS. 15-17, and the change of the illustration thermal efficiency based on it.

A.実施例
(1)エンジンの基本構成
図1は、本発明の一実施例にかかるエンジンの全体構成を示す図であり、図2は、そのエンジン本体1の構成を示す断面図である。これらの図に示されるエンジンは多気筒ガソリンエンジンであり、そのエンジン本体1には複数の気筒(図示の例では4つの気筒1A〜1D)が設けられ、各気筒1A〜1Dにはそれぞれピストン2(図2)が嵌挿されている。ピストン2はコネクティングロッド4を介してクランク軸3と連結されており、上記ピストン2の往復運動に応じて上記クランク軸3が軸回りに回転するようになっている。
A. Embodiment (1) Basic Configuration of Engine FIG. 1 is a diagram showing the overall configuration of an engine according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a cross-sectional view showing the configuration of the engine body 1. The engine shown in these drawings is a multi-cylinder gasoline engine, and the engine body 1 is provided with a plurality of cylinders (four cylinders 1A to 1D in the illustrated example), and each cylinder 1A to 1D has a piston 2 respectively. (FIG. 2) is inserted. The piston 2 is connected to the crankshaft 3 via a connecting rod 4, and the crankshaft 3 rotates about the axis in accordance with the reciprocating motion of the piston 2.

上記ピストン2の上方には燃焼室5が形成され、燃焼室5に吸気ポート6および排気ポート7が開口し、各ポート6,7を開閉する吸気弁8および排気弁9がエンジン本体1の上部に設けられている。なお、図例のエンジンはいわゆるダブルオーバーヘッドカムシャフト式(DOHC)エンジンであり、各気筒につき上記吸気弁8および排気弁9がそれぞれ2つずつ設けられている。そして、これら吸気弁8および排気弁9の上方に、クランク軸3と連動して回転するカム軸40,41(図2)が設けられ、各カム軸40,41にそれぞれ取り付けられた複数のカム40a,41aにより、上記吸排気弁8,9が個別に開閉駆動されるようになっている。   A combustion chamber 5 is formed above the piston 2, an intake port 6 and an exhaust port 7 are opened in the combustion chamber 5, and an intake valve 8 and an exhaust valve 9 that open and close the ports 6 and 7 are the upper part of the engine body 1. Is provided. The engine shown in the figure is a so-called double overhead camshaft (DOHC) engine, and two intake valves 8 and two exhaust valves 9 are provided for each cylinder. Further, cam shafts 40 and 41 (FIG. 2) that rotate in conjunction with the crankshaft 3 are provided above the intake valve 8 and the exhaust valve 9, and a plurality of cams attached to the camshafts 40 and 41, respectively. The intake / exhaust valves 8 and 9 are individually opened and closed by 40a and 41a.

上記エンジン本体1には、吸気弁8の閉じ時期を変更可能にするバルブタイミング可変機構(Variable Valve Timing Mechanism)としてのVVT42が設けられている。   The engine body 1 is provided with a VVT 42 as a variable valve timing mechanism that makes it possible to change the closing timing of the intake valve 8.

上記VVT42は、例えば位相式の可変機構からなり、上記クランク軸3に対する吸気用のカム軸40の回転位相を、エンジンの運転状態に応じて変更し得るように構成されている。このVVT42の構造は従来から種々知られているためその詳細な説明は省略するが、例えばタイミングベルトを介してクランク軸の回転が伝動されるカムプーリとカム軸との間に、両者を相対回転可能とする位相変更用部材が組み込まれ、この部材が油圧もしくは電動で駆動される構造となっている。   The VVT 42 includes, for example, a phase-type variable mechanism, and is configured to be able to change the rotational phase of the intake camshaft 40 with respect to the crankshaft 3 in accordance with the operating state of the engine. Since the structure of the VVT 42 has been known in the past, a detailed description thereof will be omitted. For example, the camshaft can be rotated relatively between the cam pulley and the camshaft, which transmit the rotation of the crankshaft via a timing belt. The phase changing member is incorporated, and this member is driven hydraulically or electrically.

なお、バルブタイミング可変機構として、バルブリフト量を変更することで吸気弁8の閉じ時期を変更する可変機構を設けてもよい。また、このようなバルブリフト量の可変機構と、上述した位相式の可変機構とを組み合わせて用いることにより、有効圧縮比の変更制御と吸排気弁8,9のオーバーラップ量の制御とを同時に行い得るようにしてもよい。   As the variable valve timing mechanism, a variable mechanism that changes the closing timing of the intake valve 8 by changing the valve lift amount may be provided. In addition, by using such a variable valve lift amount mechanism in combination with the above-described phase-type variable mechanism, the effective compression ratio change control and the overlap amount control of the intake / exhaust valves 8 and 9 can be simultaneously performed. It may be possible to do this.

ここで、当実施例のエンジンは、一般的なガソリンエンジンと異なり、その圧縮比がかなり高めに設定されている。具体的には、一般的なガソリンエンジンの幾何学的圧縮比が約9〜11程度であるのに対し、当実施例のエンジンは、幾何学的圧縮比が約18に設定されている。   Here, unlike the general gasoline engine, the compression ratio of the engine of this embodiment is set to be considerably high. Specifically, the geometric compression ratio of a general gasoline engine is about 9 to 11, whereas the geometric compression ratio of the engine of this embodiment is set to about 18.

図1および図2に示すように、上記エンジン本体1には、燃焼室5に直接燃料(ガソリン)を噴射するインジェクタ10と、燃焼室5に点火用の火花を放電する点火プラグ11とが、各気筒につきそれぞれ1つずつ設けられている。なお、図示の例では、燃焼室5を吸気側の側方から臨むようにインジェクタ10が設けられるとともに、燃焼室5を上方から臨むように点火プラグ11が設けられている。   As shown in FIGS. 1 and 2, the engine body 1 includes an injector 10 that directly injects fuel (gasoline) into the combustion chamber 5, and a spark plug 11 that discharges a spark for ignition into the combustion chamber 5. One is provided for each cylinder. In the illustrated example, an injector 10 is provided so as to face the combustion chamber 5 from the side of the intake side, and an ignition plug 11 is provided so as to face the combustion chamber 5 from above.

上記点火プラグ11は、火花放電用の電力を生成する点火回路装置12と電気的に接続されており、この点火回路装置12からの給電に応じて、上記点火プラグ11から所定のタイミングで火花が放電されるようになっている。   The spark plug 11 is electrically connected to an ignition circuit device 12 that generates electric power for spark discharge, and a spark is generated from the spark plug 11 at a predetermined timing in response to power supply from the ignition circuit device 12. It is supposed to be discharged.

また、図2に示すように、上記エンジン本体1には、そのクランク軸3の回転速度を検出するエンジン回転速度センサ61と、エンジンの冷却水の温度を検出する水温センサ62とが設けられている。   As shown in FIG. 2, the engine body 1 is provided with an engine rotation speed sensor 61 that detects the rotation speed of the crankshaft 3 and a water temperature sensor 62 that detects the temperature of cooling water of the engine. Yes.

上記エンジン本体1の吸気ポート6および排気ポート7には、吸気通路13および排気通路19がそれぞれ接続されている。   An intake passage 13 and an exhaust passage 19 are connected to the intake port 6 and the exhaust port 7 of the engine body 1, respectively.

上記吸気通路13は、燃焼用の空気を燃焼室5に供給するための通路であり、図1に示すように、気筒別に分岐した複数の分岐通路部14と、その上流側に共通に設けられた共通通路部15とを有している。   The intake passage 13 is a passage for supplying combustion air to the combustion chamber 5. As shown in FIG. 1, the intake passage 13 is provided in common with a plurality of branch passage portions 14 branched for each cylinder and upstream thereof. And a common passage portion 15.

上記排気通路19は、上記燃焼室5で生成された既燃ガス(排気ガス)を排出するための通路であり、上記吸気通路13と同様、気筒別に分岐した複数の分岐通路部20と、その下流側に共通に設けられた共通通路部21とを備えている。   The exhaust passage 19 is a passage for discharging burned gas (exhaust gas) generated in the combustion chamber 5, and similarly to the intake passage 13, a plurality of branch passage portions 20 branched for each cylinder, And a common passage portion 21 provided in common on the downstream side.

上記吸気通路13の共通通路部15のうち、後述するコンプレッサ27よりも上流側には、上記共通通路部15を通過する吸入空気の流量を検出するエアフローセンサ60が設けられている。   An air flow sensor 60 for detecting the flow rate of intake air passing through the common passage portion 15 is provided in the common passage portion 15 of the intake passage 13 upstream of the compressor 27 described later.

また、上記共通通路部15には、吸入空気量を調節するスロットル弁16が設けられている。このスロットル弁16は、アクチュエータ17により開閉駆動される電子制御式のスロットル弁である。すなわち、運転者により踏み込み操作される図外のアクセルペダルの開度がアクセル開度センサ63(図3)により検出され、その検出開度やエンジンの運転状態等に応じて、後述するECU50(図3)が適切なスロットル弁16の開度を演算するとともに、その開度に応じた駆動信号が上記アクチュエータ17に入力されてスロットル弁16が開閉駆動されるようになっている。   The common passage portion 15 is provided with a throttle valve 16 for adjusting the intake air amount. The throttle valve 16 is an electronically controlled throttle valve that is opened and closed by an actuator 17. That is, the opening degree of an accelerator pedal (not shown) to be depressed by the driver is detected by an accelerator opening degree sensor 63 (FIG. 3), and an ECU 50 (described later) is detected according to the detected opening degree, the engine operating state, and the like. 3) calculates an appropriate opening degree of the throttle valve 16, and a drive signal corresponding to the opening degree is inputted to the actuator 17 so that the throttle valve 16 is driven to open and close.

上記排気通路19の共通通路部21には、三元触媒を内蔵した触媒コンバータ24が設けられており、上記排気通路19を通過する排気ガス中の有害成分が上記触媒コンバータ24の作用により浄化されるようになっている。   The common passage portion 21 of the exhaust passage 19 is provided with a catalytic converter 24 incorporating a three-way catalyst, and harmful components in the exhaust gas passing through the exhaust passage 19 are purified by the action of the catalytic converter 24. It has become so.

図1に示すように、当実施例のエンジンには、吸気を加圧するための過給機25が設けられている。   As shown in FIG. 1, the engine of this embodiment is provided with a supercharger 25 for pressurizing intake air.

上記過給機25は、排気通路19の共通通路部21に設けられたタービン26と、吸気通路13の共通通路部15に設けられたコンプレッサ27と、これらタービン26およびコンプレッサ27どうしを連結する連結軸28と、この連結軸28を回転駆動する電動モータ29とを有している。そして、上記タービン26が排気ガスのエネルギーに応じて回転すると、これと連動してコンプレッサ27が高速回転することにより、上記吸気通路13を通過する空気(吸入空気)が加圧されて燃焼室5へと圧送されるとともに、必要に応じて上記電動モータ29が駆動されてコンプレッサ27の回転がアシストされるようになっている。   The supercharger 25 includes a turbine 26 provided in the common passage portion 21 of the exhaust passage 19, a compressor 27 provided in the common passage portion 15 of the intake passage 13, and a connection for connecting the turbine 26 and the compressor 27. It has a shaft 28 and an electric motor 29 that rotationally drives the connecting shaft 28. When the turbine 26 rotates in accordance with the energy of the exhaust gas, the compressor 27 rotates at a high speed in conjunction with this, whereby the air (intake air) passing through the intake passage 13 is pressurized and the combustion chamber 5 is pressurized. The electric motor 29 is driven as necessary to assist the rotation of the compressor 27.

なお、上記コンプレッサ27は比較的大型のインペラからなり、このような大型のコンプレッサ27により吸気を加圧する上記過給機25は、特に排気ガスのエネルギーが大きい高回転または高負荷域で高い過給性能を発揮する。また、必要に応じて上記電動モータ29による回転アシストが行われることにより、優れた応答性で吸気が加圧されるようになっている。   The compressor 27 comprises a relatively large impeller, and the supercharger 25 that pressurizes the intake air by such a large compressor 27 is particularly high in a high rotation or high load range where the energy of exhaust gas is large. Demonstrate performance. Further, when necessary, rotation assist by the electric motor 29 is performed, so that intake air is pressurized with excellent responsiveness.

上記吸気通路13の共通通路部15におけるコンプレッサ27よりも下流側には、過給により温度上昇した空気を冷却するためのインタークーラ18が設けられている。   An intercooler 18 is provided on the downstream side of the compressor 27 in the common passage portion 15 of the intake passage 13 to cool the air whose temperature has increased due to supercharging.

図3は、エンジンの制御系を示すブロック図である。本図に示されるECU50は、エンジンの各部を統括的に制御するための制御装置であり、周知のCPU、ROM、RAM等から構成されている。   FIG. 3 is a block diagram showing an engine control system. The ECU 50 shown in the figure is a control device for comprehensively controlling each part of the engine, and includes a well-known CPU, ROM, RAM, and the like.

上記ECU50には、各種センサ類からの検出信号が入力される。すなわち、ECU50は、上記エアフローセンサ60、エンジン回転速度センサ61、水温センサ62、およびアクセル開度センサ63と電気的に接続されており、これら各種センサ類からの検出信号が上記ECU50に逐次入力されるようになっている。   The ECU 50 receives detection signals from various sensors. That is, the ECU 50 is electrically connected to the air flow sensor 60, the engine speed sensor 61, the water temperature sensor 62, and the accelerator opening sensor 63, and detection signals from these various sensors are sequentially input to the ECU 50. It has become so.

また、上記ECU50は、上記インジェクタ10、点火プラグ11用の点火回路装置12、スロットル弁16用のアクチュエータ17、過給機25用の電動モータ29、およびVVT42とも電気的に接続されており、これらの装置にそれぞれ駆動用の制御信号を出力するように構成されている。   The ECU 50 is also electrically connected to the injector 10, the ignition circuit device 12 for the spark plug 11, the actuator 17 for the throttle valve 16, the electric motor 29 for the supercharger 25, and the VVT 42. Each of the devices is configured to output a drive control signal.

図4は、上記ECU50がエンジンを制御する際に参照する制御マップを示す図である。本図において、低回転側の比較的広範な領域に設定されたHCCI領域Aは、圧縮自己着火による燃焼が実行される運転領域であり、これ以外の高回転領域に設定されたSI領域Bは、火花点火による燃焼が実行される運転領域である。すなわち、エンジンの低中速回転領域に設定された上記HCCI領域Aでは、主に吸気行程中に噴射された燃料に基づく混合気(予混合気)が圧縮上死点の前後で自着火するように燃焼が制御される一方、これよりも高回転側のSI領域Bでは、点火プラグ11からの火花点火により混合気が強制的に着火されるようになっている。   FIG. 4 is a diagram showing a control map that is referred to when the ECU 50 controls the engine. In this figure, the HCCI area A set in a relatively wide area on the low rotation side is an operation area where combustion by compression self-ignition is executed, and the SI area B set in the other high rotation area is This is an operating region where combustion by spark ignition is executed. That is, in the HCCI region A set in the low / medium speed rotation region of the engine, the air-fuel mixture (premixed gas) mainly based on the fuel injected during the intake stroke self-ignites before and after the compression top dead center. On the other hand, the air-fuel mixture is forcibly ignited by spark ignition from the spark plug 11 in the SI region B on the higher rotation side than this.

上記HCCI領域Aで行われる圧縮自己着火による燃焼は、燃焼室5の各所で同時多発的に自着火する燃焼であり、従来から行われてきた火花点火による燃焼に比べて燃焼期間が短く、より高い熱効率が得られると言われている。また、圧縮自己着火による燃焼は、火花点火による場合よりも燃焼温度が低く、生成されるNOxの量が大幅に低減されるという利点がある。   Combustion by compression self-ignition performed in the HCCI region A is combustion in which self-ignition occurs at various locations in the combustion chamber 5 at the same time and has a shorter combustion period than combustion by spark ignition that has been conventionally performed. It is said that high thermal efficiency can be obtained. Further, combustion by compression self-ignition has an advantage that the combustion temperature is lower than that by spark ignition and the amount of NOx produced is greatly reduced.

特に、当実施例では、図4に示すように、無負荷から最高負荷までの負荷方向の全域にわたって上記HCCI領域Aが設定されており、上記SI領域Bよりも低い回転速度域であれば、エンジン負荷(アクセル開度に基づく要求トルク)の値にかかわらず、一律に圧縮自己着火燃焼が行われるようになっている。通常、エンジンの高負荷域まで圧縮自己着火燃焼を継続することは、燃焼制御性等の面で困難と言われているが、後述するように、当実施例では、エンジン負荷の全域にわたってリーンな空燃比を維持するとともに、インジェクタ10からの燃料の噴射時期を高負荷域でリタードさせる等により、エンジンの最高負荷まで圧縮自己着火燃焼を継続し得るようにしている。   In particular, in this embodiment, as shown in FIG. 4, the HCCI region A is set over the entire load direction from no load to the maximum load, and if the rotational speed region is lower than the SI region B, Regardless of the value of the engine load (requested torque based on the accelerator opening), compression self-ignition combustion is performed uniformly. Normally, it is said that it is difficult to continue compression self-ignition combustion up to the high load range of the engine in terms of combustion controllability, but as will be described later, in this embodiment, the engine load is lean over the entire engine load range. While maintaining the air-fuel ratio, the compression self-ignition combustion can be continued up to the maximum load of the engine by, for example, retarding the fuel injection timing from the injector 10 in a high load region.

一方、上記HCCI領域Aよりも高回転側に設定されたSI領域Bで、火花点火により強制的に混合気を着火させるのは、エンジン回転速度が高いほど、圧縮行程から膨張行程にかけての時間が短くなり、混合気の自着火を引き起こすのに必要な時間を十分に確保できず、混合気を確実に自着火させることが困難になるためである。そこで、当実施例では、エンジン回転速度が比較的高い上記SI領域Bで、圧縮自己着火から火花点火による燃焼に切り替えるようにしている。   On the other hand, in the SI region B set higher than the HCCI region A, the air-fuel mixture is forcibly ignited by spark ignition because the time from the compression stroke to the expansion stroke increases as the engine speed increases. This is because the time required for the self-ignition of the air-fuel mixture cannot be sufficiently secured, and it becomes difficult to reliably make the air-fuel mixture self-ignite. Therefore, in this embodiment, the engine is switched from compression self-ignition to combustion by spark ignition in the SI region B where the engine speed is relatively high.

再び図3に戻って、上記ECU50が有する具体的な機能について説明する。上記ECU50は、その主な機能要素として、バルブタイミング制御手段51、インジェクタ制御手段52、点火制御手段53、および過給制御手段54を有している。   Returning to FIG. 3 again, specific functions of the ECU 50 will be described. The ECU 50 has valve timing control means 51, injector control means 52, ignition control means 53, and supercharging control means 54 as its main functional elements.

上記バルブタイミング制御手段51は、上記VVT42の動作を制御することにより、吸気弁8の閉じ時期をエンジンの運転状態に応じて適宜変更するものである。すなわち、吸気弁8は、通常、吸気下死点の遅角側の近傍(吸気下死点をわずかに過ぎたタイミング)で閉じられるが、エンジンの運転状態によっては、上記バルブタイミング制御手段51によりVVT42が駆動されて上記吸気弁8の閉じ時期が吸気下死点よりも大幅に遅く設定される。これにより、圧縮行程の実質的な開始時期が遅らされ、エンジンの圧縮比(有効圧縮比)がその分低下することになる。このことから、当実施例では、エンジンの圧縮比を可変的に設定するための手段(圧縮比調整手段)が、上記吸気弁8の閉じ時期を変更するVVT42と、その動作を制御するバルブタイミング制御手段51とにより構成されている。   The valve timing control means 51 controls the operation of the VVT 42 to appropriately change the closing timing of the intake valve 8 according to the operating state of the engine. That is, the intake valve 8 is normally closed near the retarded side of the intake bottom dead center (timing slightly past the intake bottom dead center), but depending on the operating state of the engine, the valve timing control means 51 When the VVT 42 is driven, the closing timing of the intake valve 8 is set much later than the intake bottom dead center. As a result, the substantial start timing of the compression stroke is delayed, and the compression ratio (effective compression ratio) of the engine is reduced accordingly. Therefore, in this embodiment, the means (variation ratio adjusting means) for variably setting the compression ratio of the engine includes the VVT 42 for changing the closing timing of the intake valve 8 and the valve timing for controlling the operation thereof. The control means 51 is comprised.

上記のような圧縮比調整手段による有効圧縮比の低下制御は、エンジンの運転状態がHCCI領域AからSI領域Bに移行したときに実行される。すなわち、当実施例では、圧縮自己着火燃焼が行われる上記HCCI領域Aで、有効圧縮比が一律に18(つまり幾何学的圧縮比とほぼ同じ値)に設定される一方、上記HCCI領域Aよりも高回転側のSI領域Bでは、ノッキング等の異常燃焼を回避しながら火花点火による強制燃焼を行わせるために、有効圧縮比を18から例えば15程度まで低下させる制御が実行される。   The reduction control of the effective compression ratio by the compression ratio adjusting unit as described above is executed when the engine operating state shifts from the HCCI region A to the SI region B. That is, in this embodiment, in the HCCI region A where compression self-ignition combustion is performed, the effective compression ratio is uniformly set to 18 (that is, approximately the same value as the geometric compression ratio), while from the HCCI region A. On the other hand, in the high rotation side SI region B, in order to perform forced combustion by spark ignition while avoiding abnormal combustion such as knocking, control for reducing the effective compression ratio from 18 to about 15 is executed.

上記インジェクタ制御手段52は、上記インジェクタ10による燃料の噴射動作を制御することにより、上記インジェクタ10から燃焼室5に噴射される燃料の噴射時期や噴射量(噴射時間)を制御するものである。そして、上記インジェクタ制御手段52の制御により運転状態に応じた規定量の燃料が上記インジェクタ10から噴射され、噴射された燃料が吸入空気と混合されることにより、燃焼室5に所望の空燃比の混合気が生成されるようになっている。   The injector control means 52 controls the injection timing and injection amount (injection time) of the fuel injected from the injector 10 into the combustion chamber 5 by controlling the fuel injection operation by the injector 10. Then, a predetermined amount of fuel corresponding to the operating state is injected from the injector 10 under the control of the injector control means 52, and the injected fuel is mixed with the intake air, so that the combustion chamber 5 has a desired air-fuel ratio. An air-fuel mixture is generated.

特に、当実施例において、エンジンの運転状態が、圧縮自己着火燃焼が行われるHCCI領域Aにある場合には、エンジン負荷に応じてインジェクタ10からの燃料の噴射時期を変更したり、燃料噴射の回数を複数回に分割したりする制御が上記インジェクタ制御手段52により実行されることで、混合気の自着火の時期や、混合気の燃焼期間(燃焼反応の始点から終点までのクランク角範囲)が適正に制御されるようになっている。例えば、HCCI領域Aの高負荷側で、インジェクタ10から多量の燃料を一括して噴射してしまうと、燃焼が急峻化して燃焼期間が過度に短くなり、燃焼騒音の増大等を招くおそれがある。そこで、上記インジェクタ制御手段52は、上記HCCI領域A内でエンジン負荷がある程度高まると、上記インジェクタ10からの燃料噴射を複数回に分割することにより(より具体的には燃料の一部を吸気行程中に噴射し、残りの一部を圧縮行程の後期に噴射したりする等により)、圧縮自己着火による燃焼を適度に緩慢化させ、燃焼期間を所望のクランク角範囲に収めるようにする。また、上記インジェクタ制御手段52は、上記HCCI領域Aの高負荷側で、燃料の噴射を開始する時期(噴射時期)をリタードさせることにより、混合気の自着火が始まる時期(着火時期)を意図的に遅らせ、これによって筒内圧の過上昇を防止する機能をも有している。   In particular, in this embodiment, when the operating state of the engine is in the HCCI region A where compression self-ignition combustion is performed, the fuel injection timing from the injector 10 is changed according to the engine load, or the fuel injection By performing the control to divide the number of times into a plurality of times, the injector control means 52 executes the self-ignition timing of the air-fuel mixture and the combustion period of the air-fuel mixture (the crank angle range from the start point to the end point of the combustion reaction). Is properly controlled. For example, if a large amount of fuel is injected all at once from the injector 10 on the high load side of the HCCI region A, the combustion becomes steep and the combustion period becomes excessively short, which may increase combustion noise. . Therefore, when the engine load increases to some extent in the HCCI region A, the injector control means 52 divides the fuel injection from the injector 10 into a plurality of times (more specifically, a part of the fuel is taken in the intake stroke). The combustion period due to compression self-ignition is moderately moderated so that the combustion period falls within a desired crank angle range. Further, the injector control means 52 intends the timing (ignition timing) at which self-ignition of the air-fuel mixture begins by retarding the timing (injection timing) at which fuel injection starts on the high load side of the HCCI region A. Therefore, it has a function of preventing the excessive increase in the in-cylinder pressure.

上記点火制御手段53は、上記点火回路装置12から点火プラグ11への給電を制御することにより、上記点火プラグ11が火花放電を行うタイミング(点火時期)等を制御するものである。   The ignition control means 53 controls the timing (ignition timing) at which the spark plug 11 performs spark discharge by controlling the power supply from the ignition circuit device 12 to the spark plug 11.

上記過給制御手段54は、上記過給機25用の電動モータ29を必要に応じて駆動することにより、運転状態に応じた適正な過給特性が得られるように過給機25を制御するものである。   The supercharging control means 54 drives the electric motor 29 for the supercharger 25 as necessary, thereby controlling the supercharger 25 so as to obtain an appropriate supercharging characteristic according to the operating state. Is.

(2)エンジンの燃焼制御の具体例
次に、圧縮自己着火燃焼が行われる上記HCCI領域Aでの燃焼制御について詳しく説明する。図5(a)〜(e)は、上記ECU50の制御により、上記HCCI領域Aでのエンジンの圧縮比(有効圧縮比)ε、理論空燃比に対する空気過剰率λ、混合気の着火時期θig、混合気の燃焼期間Δθ、および過給機25による過給量QCが、エンジン負荷(アクセル開度に基づく要求トルク)に応じてどのように変化するかを示す図である。これらの図において、横軸の負荷の値Xは、上記着火時期θigが変更される負荷の閾値を示しており、また、Xmはエンジンの最高負荷を示している。なお、以下では、エンジンの無負荷から上記負荷の閾値X(以下、所定負荷Xという)までの範囲を負荷域A1、所定負荷Xから最高負荷Xmまでの範囲を負荷域A2と称する。
(2) Specific Example of Engine Combustion Control Next, combustion control in the HCCI region A where compression self-ignition combustion is performed will be described in detail. FIGS. 5A to 5E show the engine compression ratio (effective compression ratio) ε, the excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio, the ignition timing θig of the air-fuel mixture under the control of the ECU 50, It is a figure which shows how the combustion period (DELTA) (theta) of air-fuel | gaseous mixture and the supercharging amount QC by the supercharger 25 change according to an engine load (requested torque based on an accelerator opening degree). In these drawings, the load value X on the horizontal axis indicates the load threshold at which the ignition timing θig is changed, and Xm indicates the maximum load of the engine. Hereinafter, a range from no engine load to the load threshold value X (hereinafter referred to as a predetermined load X) is referred to as a load region A1, and a range from the predetermined load X to the maximum load Xm is referred to as a load region A2.

まず、圧縮比εについては、図5(a)に示すように、エンジン負荷の全域(負荷域A1およびA2の両方)で、ε=18一定に維持される。   First, as shown in FIG. 5A, the compression ratio ε is kept constant at ε = 18 over the entire engine load (both load regions A1 and A2).

理論空燃比に対する空気過剰率λについては、図5(b)に示すように、エンジン負荷の全域で、λ=3を上限とした所定範囲内に収まるように設定される。例えば、空気過剰率λは、エンジン負荷が無負荷から増大方向に変化するにつれて、λ=3から徐々に低下している。これは、負荷に応じて燃料噴射量を徐々に増やす必要がある一方、これに完全に比例するように過給量QCを増やせないからである。ただし、後述するように、上記所定負荷X以上の負荷域A2になると過給量QCが大幅に増大されるため、空気過剰率λは、負荷域A2で上昇に転じ、λ=3まで復帰する。このように、空気過剰率λはある程度の範囲で変動するが、最低でもλ=2を下回ることはなく、特に図示の例では、エンジン負荷の全域でλ=3に比較的近い値に維持される。   As shown in FIG. 5B, the excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio is set to fall within a predetermined range with λ = 3 as the upper limit over the entire engine load. For example, the excess air ratio λ gradually decreases from λ = 3 as the engine load changes from no load to an increasing direction. This is because while it is necessary to gradually increase the fuel injection amount in accordance with the load, the supercharging amount QC cannot be increased so as to be completely proportional thereto. However, as will be described later, when the load region A2 is equal to or greater than the predetermined load X, the supercharging amount QC is greatly increased. Therefore, the excess air ratio λ starts to increase in the load region A2, and returns to λ = 3. . As described above, the excess air ratio λ fluctuates within a certain range, but does not fall below λ = 2 at least, and in the illustrated example, it is maintained at a value relatively close to λ = 3 over the entire engine load. The

混合気の着火時期θigについては、図5(c)に示すように、無負荷から所定負荷Xまでの負荷域A1で、最大のトルクが得られる着火時期としてのMBT(Minimum Advance for Best Torque)に維持される一方、上記所定負荷X以上の負荷域A2に移行すると、負荷の増大に応じて着火時期θigが徐々に遅角され、最高負荷XmでMBTに対し3°遅角される。このような着火時期θigのリタードは、インジェクタ10からの燃料の噴射時期を、上記MBTに対応する噴射時期に対しリタードさせることで行われる。   As for the ignition timing θig of the air-fuel mixture, as shown in FIG. 5C, MBT (Minimum Advance for Best Torque) as an ignition timing at which the maximum torque can be obtained in the load range A1 from no load to the predetermined load X. On the other hand, when shifting to the load region A2 that is equal to or greater than the predetermined load X, the ignition timing θig is gradually retarded as the load increases, and is retarded by 3 ° with respect to the MBT at the maximum load Xm. Such retard of the ignition timing θig is performed by retarding the fuel injection timing from the injector 10 with respect to the injection timing corresponding to the MBT.

すなわち、最大のトルクが得られる上記着火時期MBTで混合気を着火させ始めるには、燃料の少なくとも一部を吸気行程中に噴射して燃料と空気を十分な時間をかけてミキシングする必要があるが、上記のように着火時期θigをMBTに対しリタードさせたい場合には、主に圧縮行程中に燃料が噴射されるように噴射開始時期をリタードさせればよい。これにより、燃料が高温・高圧にさらされる時間が短くなり、混合気が着火し難くなって着火時期θigがMBTよりも遅れることになる。なお、最大のトルクが得られる上記着火時期MBTは、理論上ある1つのクランク角に特定されるが、本明細書でいうMBTとは、理論上求まるMBTの値に厳密に限定する趣旨ではなく、例えば±1°程度の誤差を許容する所定の幅をもった値であるものとする。   That is, in order to start igniting the air-fuel mixture at the ignition timing MBT at which the maximum torque can be obtained, it is necessary to inject at least part of the fuel during the intake stroke and mix the fuel and air over a sufficient period of time. However, when it is desired to retard the ignition timing θig with respect to the MBT as described above, the injection start timing may be retarded so that fuel is mainly injected during the compression stroke. As a result, the time during which the fuel is exposed to high temperature and high pressure is shortened, the mixture is difficult to ignite, and the ignition timing θig is delayed from the MBT. The ignition timing MBT at which the maximum torque is obtained is theoretically specified as one crank angle, but the MBT in this specification is not intended to be strictly limited to the theoretically obtained MBT value. For example, it is assumed that the value has a predetermined width that allows an error of about ± 1 °.

混合気の燃焼期間Δθについては、図5(d)に示すように、エンジン負荷の全域でΔθ=20°に維持される。   The combustion period Δθ of the air-fuel mixture is maintained at Δθ = 20 ° over the entire engine load, as shown in FIG.

最後に、過給機25による過給量QCについては、図5(e)に示すように負荷に応じて徐々に増大されるが、特に、着火時期θigがリタードされ始める所定負荷X以上(負荷域A2)になると、過給量QCがより大きく増大される。   Finally, the supercharging amount QC by the supercharger 25 is gradually increased in accordance with the load as shown in FIG. 5 (e). In particular, the ignition timing θig is more than a predetermined load X at which the ignition timing θig starts to be retarded (load In the area A2), the supercharging amount QC is further increased.

B.実施例の検証
(1)全体指針
本願発明者による研究によれば、圧縮自己着火燃焼が行われるHCCI領域Aで、図5(a)〜(e)に示したような制御特性に沿ってエンジンを制御すれば、エンジンの熱効率をできる限り高い値に維持しながら、高負荷域で筒内圧が過上昇するのを防止することが可能である。以下に、このような結論を得るに至った本願発明者による研究の内容について説明する。
B. Verification of Examples (1) Overall Guidelines According to the study by the present inventor, in the HCCI region A where compression self-ignition combustion is performed, the engine conforms to the control characteristics as shown in FIGS. 5 (a) to 5 (e). By controlling this, it is possible to prevent the in-cylinder pressure from rising excessively in a high load range while maintaining the thermal efficiency of the engine as high as possible. Below, the content of the research by this inventor who came to obtain such a conclusion is demonstrated.

図6に示すように、エンジンの熱効率を改善するには、排気損失、冷却損失、ポンプ損失、機械抵抗という4つの損失要因の少なくとも1つを低減する必要がある。本願発明者は、このうちの排気損失と冷却損失に着目し、これら両損失に関連する制御パラメータとして、圧縮比ε、着火時期θig、燃焼期間Δθ、および比熱比をいかに制御すれば熱効率をより効果的に改善できるかについて考察した。なお、上記比熱比については、混合気の空気過剰率λに密接に関連するものであるため、以下では、上記比熱比に代えて空気過剰率λを制御すべきパラメータとして取り上げる。   As shown in FIG. 6, in order to improve the thermal efficiency of the engine, it is necessary to reduce at least one of the four loss factors of exhaust loss, cooling loss, pump loss, and mechanical resistance. The inventor of the present application pays attention to the exhaust loss and the cooling loss, and as a control parameter related to these losses, the thermal efficiency can be further improved by controlling the compression ratio ε, the ignition timing θig, the combustion period Δθ, and the specific heat ratio. We considered whether it can be effectively improved. The specific heat ratio is closely related to the excess air ratio λ of the air-fuel mixture, and hence the excess air ratio λ will be taken as a parameter to be controlled instead of the specific heat ratio.

(2)部分負荷域での熱効率の検証
図8は、エンジンの部分負荷域に設定された代表点R(図7参照)において、圧縮比ε、理論空燃比に対する空気過剰率λ、および混合気の燃焼期間Δθをそれぞれ変化させた場合における熱効率(図示熱効率)の演算結果を示す図である。なお、ここでの演算結果は、図7に示すように、エンジン回転速度Ne=2000rpm、図示平均有効圧力Pi=300kPaという代表点Rでエンジンを運転した場合の熱効率を示すものであり、また、着火時期θigについては、MBT(トルクが最大となる着火時期)で一定とする。
(2) Verification of thermal efficiency in the partial load region FIG. 8 shows the compression ratio ε, the excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio, and the mixture at the representative point R (see FIG. 7) set in the partial load region of the engine. It is a figure which shows the calculation result of the thermal efficiency (illustration thermal efficiency) at the time of changing each combustion period (DELTA) (theta). The calculation result here indicates the thermal efficiency when the engine is operated at the representative point R of the engine rotational speed Ne = 2000 rpm and the indicated mean effective pressure Pi = 300 kPa, as shown in FIG. The ignition timing θig is constant at MBT (ignition timing at which the torque becomes maximum).

図8では、混合気の燃焼期間Δθを10°,20°,35°,60°に設定した場合の熱効率を左から順に示している。本図によれば、図示熱効率の最大値は、Δθ=60°の場合で約46%、Δθ=35°の場合で約47%であるのに対し、Δθ=10°,20°の場合で約48%である。このことから、熱効率をより高めるには、燃焼期間Δθを10°〜20°程度に設定すればよいことが分かる。   FIG. 8 shows the thermal efficiency in order from the left when the combustion period Δθ of the air-fuel mixture is set to 10 °, 20 °, 35 °, and 60 °. According to this figure, the maximum value of the indicated thermal efficiency is about 46% when Δθ = 60 ° and about 47% when Δθ = 35 °, whereas it is about Δθ = 10 ° and 20 °. About 48%. From this, it can be seen that the combustion period Δθ may be set to about 10 ° to 20 ° in order to further increase the thermal efficiency.

ただし、燃焼期間Δθ=10°,20°の場合の熱効率を詳細に比較すると、図示熱効率の最大値(48%)の範囲がΔθ=10°の方が少し広いだけで、全体的な分布はどちらも大差ないことが分かる。すなわち、燃焼期間Δθを20°から10°に短縮しても、熱効率の改善効果はほとんど得られない。これは、燃焼期間が短くなると筒内圧力・温度の上昇率が大きくなり、それによって冷却損失が増えるためと考えられる。しかも、燃焼期間Δθを10°程度まで短くするのは、実際の制御上困難な面も想定される。このようなことから、Δθ=20°が目標とすべき燃焼期間であると言える。   However, when the thermal efficiency in the combustion period Δθ = 10 °, 20 ° is compared in detail, the range of the maximum value (48%) of the indicated thermal efficiency is slightly wider when Δθ = 10 °, and the overall distribution is You can see that there is no big difference between them. That is, even if the combustion period Δθ is shortened from 20 ° to 10 °, the effect of improving the thermal efficiency is hardly obtained. This is presumably because when the combustion period is shortened, the rate of increase of the in-cylinder pressure / temperature increases, thereby increasing the cooling loss. Moreover, it is assumed that it is difficult to actually control the combustion period Δθ to about 10 °. Thus, it can be said that Δθ = 20 ° is the target combustion period.

上記のようにΔθ=20°とした場合、対応するグラフ(左から2番目のグラフ)によると、図示熱効率の最大値(48%)が得られる圧縮比εおよび空気過剰率λの値は、ε=18、λ=5である。   When Δθ = 20 ° as described above, according to the corresponding graph (second graph from the left), the values of the compression ratio ε and the excess air ratio λ that give the maximum value (48%) of the indicated thermal efficiency are ε = 18 and λ = 5.

しかしながら、上記グラフによると、圧縮比ε=18のときに、空気過剰率λを変化させることで熱効率が顕著に改善されるのは、λ=3程度までであり、λ=3を超えた範囲では、λを変化させても熱効率は緩やかにしか変化しないことが分かる。例えば、圧縮比ε=18において空気過剰率λをλ=2→3に増大させると、熱効率は45%から47%に上昇する(つまり2%改善する)が、さらにλ=3→5まで空気過剰率を大幅に増大させても、熱効率は48%までしか上昇しない(つまり約1%しか改善されない)。   However, according to the above graph, when the compression ratio ε = 18, the thermal efficiency is remarkably improved by changing the excess air ratio λ up to about λ = 3, and the range exceeding λ = 3. Thus, it can be seen that the thermal efficiency changes only slowly even when λ is changed. For example, when the excess air ratio λ is increased from λ = 2 → 3 at the compression ratio ε = 18, the thermal efficiency increases from 45% to 47% (that is, improves by 2%), but further air increases from λ = 3 → 5. Even if the excess rate is increased significantly, the thermal efficiency only rises to 48% (i.e. only improves by about 1%).

このように、空気過剰率がλ=3を超えると、熱効率の改善は大きく鈍ってしまう。次に、この理由について考察する。図9および図10は、図8と同じ条件でエンジンを運転した場合に生じる排気損失および冷却損失の演算結果を示す図である。   Thus, when the excess air ratio exceeds λ = 3, the improvement in thermal efficiency is greatly reduced. Next, the reason for this will be considered. 9 and 10 are diagrams showing calculation results of exhaust loss and cooling loss that occur when the engine is operated under the same conditions as in FIG.

まず、エンジンの排気損失については、図9に示すように、燃焼期間Δθが短く、圧縮比εが高く、空気過剰率λが大きい方が少ない損失で済むことが分かる。これは、燃焼期間Δθが短く圧縮比εが大きい方が、燃焼が終了した後の膨張期間が長くなり、より多くの仕事を取り出せるため、排気に捨てられるエネルギーが少なく済むからであり、また、空気過剰率λが大きい方が(つまり空燃比がリーンな方が)、排気ガスの温度が低くなり、やはり排気に捨てられるエネルギーが少なく済むからである。   First, as shown in FIG. 9, the engine exhaust loss is shorter when the combustion period Δθ is shorter, the compression ratio ε is higher, and the excess air ratio λ is larger. This is because when the combustion period Δθ is short and the compression ratio ε is large, the expansion period after the combustion is completed becomes longer and more work can be taken out, so that less energy is thrown away into the exhaust gas. This is because the larger the excess air ratio λ (that is, the leaner the air-fuel ratio), the lower the temperature of the exhaust gas, and the less energy is thrown away into the exhaust gas.

すなわち、図9によれば、同一の燃焼期間、同一の圧縮比であれば、空気過剰率λが大きいほど排気損失は少なくことが分かる。このことから、図8に見られた熱効率の頭打ち現象(λ=3を超えると熱効率の改善が鈍る減少)は、排気損失が原因で起きるものではないと考えられる。   That is, according to FIG. 9, it can be seen that the exhaust loss decreases as the excess air ratio λ increases for the same combustion period and the same compression ratio. From this, it can be considered that the thermal efficiency peaking phenomenon seen in FIG. 8 (decrease in the improvement of thermal efficiency when λ is over 3) is not caused by exhaust loss.

一方、エンジンの冷却損失については、図10に示すように、燃焼期間Δθが短く、圧縮比εが高い方が損失が増大している。また、空気過剰率λについては、λ=3以下の範囲では、λが大きくなるほど冷却損失は低減するものの、λ=3を超えると、冷却損失が増大に転じていることが分かる。このように、空気過剰率λは、λ=3よりも大きくなるとかえって冷却損失の増大を招くものであり、このことから、図8に見られた熱効率の頭打ち現象は、冷却損失が原因で起きているものと考えられる。   On the other hand, the engine cooling loss increases as the combustion period Δθ is shorter and the compression ratio ε is higher, as shown in FIG. As for the excess air ratio λ, in the range of λ = 3 or less, the cooling loss decreases as λ increases. However, when λ = 3 is exceeded, the cooling loss starts to increase. Thus, when the excess air ratio λ becomes larger than λ = 3, the cooling loss is increased. Therefore, the thermal efficiency peak phenomenon shown in FIG. 8 occurs due to the cooling loss. It is thought that.

次に、空気過剰率λ>3で冷却損失が増大する原因について考察する。冷却損失をFcとすると、Fcは下式(1)によって求めることができる。   Next, the reason why the cooling loss increases when the excess air ratio λ> 3 will be considered. Assuming that the cooling loss is Fc, Fc can be obtained by the following equation (1).

Fc=αS(T−Tw)・・・・(1)
ここに、α:熱伝達係数、S:燃焼室表面積、T:ガス温度、Tw:燃焼室壁温、である。
Fc = αS (T−Tw) (1)
Where α: heat transfer coefficient, S: combustion chamber surface area, T: gas temperature, Tw: combustion chamber wall temperature.

上記式(1)において、燃焼室表面積Sは、型式が同じエンジンであれば常に同一の値であり、また、燃焼室壁温Twは、エンジンの冷却水により常に100℃程度に維持されるため、基本的に大きく変わることはない。   In the above formula (1), the combustion chamber surface area S is always the same value if the model is the same engine, and the combustion chamber wall temperature Tw is always maintained at about 100 ° C. by the cooling water of the engine. Basically, there is no big change.

一方、熱伝達係数α、ガス温度Tについては、燃焼条件により変化する値である。このうち、ガス温度Tは、空気過剰率λが大きいほど低い値をとるため、これに比例して冷却損失Fcも低下するはずである。以上のことから、空気過剰率λ>3で冷却損失Fcが増大するのは、熱伝達係数αに起因するものと考えられる。   On the other hand, the heat transfer coefficient α and the gas temperature T are values that vary depending on the combustion conditions. Among these, since the gas temperature T takes a lower value as the excess air ratio λ is larger, the cooling loss Fc should also be reduced in proportion thereto. From the above, it is considered that the increase in the cooling loss Fc with the excess air ratio λ> 3 is caused by the heat transfer coefficient α.

ここで、上記熱伝達係数αは、下式(2)により求めることができる。   Here, the heat transfer coefficient α can be obtained by the following equation (2).

α=0.013D-0.20.8-0.53{2.28Up+c(P−Pm)}0.8・・・・(2)
ここに、D:シリンダボア、P:筒内圧力、Up:平均ピストン速度、c:燃焼初期条件係数、Pm:モータリング圧力、である。
α = 0.013D -0.2 P 0.8 T -0.53 {2.28Up + c (P-Pm)} 0.8 (2)
Here, D: cylinder bore, P: in-cylinder pressure, Up: average piston speed, c: combustion initial condition coefficient, Pm: motoring pressure.

上記式(2)を基にして、空気過剰率λ=1,3,6における熱伝達係数αをクランク角との関係で算出した結果を図11に示す。なお、この図11は、図8〜図10と同様に、回転速度Ne=2000rpm、図示平均有効圧力Pi=300kPa(図7の代表点R)で運転した場合の演算結果を示しており、上記空気過剰率λ以外のパラメータは、圧縮比ε=18、着火時期θig=MBT、燃焼期間Δθ=20°である。   FIG. 11 shows the result of calculating the heat transfer coefficient α in the excess air ratio λ = 1, 3, 6 in relation to the crank angle based on the above equation (2). In addition, this FIG. 11 has shown the calculation result at the time of driving | running by rotational speed Ne = 2000rpm and the illustrated average effective pressure Pi = 300kPa (representative point R of FIG. 7) similarly to FIGS. Parameters other than the excess air ratio λ are compression ratio ε = 18, ignition timing θig = MBT, and combustion period Δθ = 20 °.

図11に示すように、熱伝達係数αは、空気過剰率λが大きいほど増大していることが分かる。これは、空気過剰率λが増大して空燃比がリーン化すると、上記式(2)の右辺における筒内圧Pが上昇し、これに比例して熱伝達係数αが増大するためである。なお、筒内圧Pが高くなるほど熱伝達係数αが増大するのは、燃焼室壁面に沿って形成される温度境界層(温度が急変する流体の層のことであり、一種の断熱材の役割を果たす)の厚みが薄くなり、熱伝達が促進するためと考えられる。   As shown in FIG. 11, it can be seen that the heat transfer coefficient α increases as the excess air ratio λ increases. This is because when the excess air ratio λ increases and the air-fuel ratio becomes lean, the in-cylinder pressure P on the right side of the above equation (2) increases, and the heat transfer coefficient α increases in proportion thereto. Note that the heat transfer coefficient α increases as the in-cylinder pressure P increases. This is a temperature boundary layer (a layer of fluid whose temperature changes suddenly) formed along the wall surface of the combustion chamber. This is thought to be because heat transfer is promoted.

図12は、上記熱伝達係数αの演算結果(図11)と上記式(1)とに基づいて算出した冷却損失積算値ΣdFcの値を示す図である。なお、この図12では、冷却損失積算値ΣdFcの値がマイナス側に大きいほど冷却損失Fcが大きいことを表わしている。本図によれば、空気過剰率λ=1,3,6における各冷却損失Fcは、λ=1のときが最も大きく、λ=3のときが最も小さい。λ=1のときの冷却損失Fcが大きいのは、理論空燃比での燃焼であり、燃焼温度が高いからである。   FIG. 12 is a diagram showing the value of the integrated cooling loss value ΣdFc calculated based on the calculation result of the heat transfer coefficient α (FIG. 11) and the above equation (1). In FIG. 12, the larger the value of the integrated cooling loss value ΣdFc is on the negative side, the greater the cooling loss Fc is. According to this figure, the cooling loss Fc at the excess air ratio λ = 1, 3, 6 is the largest when λ = 1 and the smallest when λ = 3. The reason why the cooling loss Fc is large when λ = 1 is that combustion is performed at the stoichiometric air-fuel ratio and the combustion temperature is high.

一方、空気過剰率をλ=3からλ=6まで大きくすると、冷却損失Fcはかえって増大している。すなわち、空気過剰率λを大きくし過ぎると、上述したように、筒内圧が過大になって熱伝達係数αが大幅に増大するため、これが冷却損失Fcの増大を招いているものと考えられる。   On the other hand, when the excess air ratio is increased from λ = 3 to λ = 6, the cooling loss Fc is increased. That is, if the excess air ratio λ is excessively increased, as described above, the in-cylinder pressure is excessively increased and the heat transfer coefficient α is significantly increased. This is considered to cause an increase in the cooling loss Fc.

以上のことから、空気過剰率をλ=3を超えて大きくすることは、かえって冷却損失Fcの増大を招くという点で好ましくないと言える。もちろん、空気過剰率λが大きいほど、排ガスの温度が下がって排気損失が低減されるが(図9参照)、結局のところ上記冷却損失Fcの増大によって相殺されてしまう。図8に示したように、λ>3でエンジンの熱効率の改善が鈍ってしまうのはこのためである。   From the above, it can be said that it is not preferable to increase the excess air ratio beyond λ = 3 because the cooling loss Fc is increased. Of course, the larger the excess air ratio λ, the lower the exhaust gas temperature and the lower the exhaust loss (see FIG. 9), but after all, it is offset by the increase in the cooling loss Fc. As shown in FIG. 8, this is why the improvement of the thermal efficiency of the engine becomes sluggish when λ> 3.

加えて、空気過剰率λ>3という極めてリーンな空燃比を実現するのは、吸気充填性能等の点から考えても現実的に困難である。このことから、空気過剰率λについては、実用性と熱効率改善との両面から、λ=3を目標とすべきであると言える。   In addition, it is practically difficult to realize an extremely lean air-fuel ratio with an excess air ratio λ> 3 from the viewpoint of intake charge performance and the like. Therefore, it can be said that the excess air ratio λ should be set to λ = 3 in terms of practicality and thermal efficiency improvement.

なお、上記空気過剰率λ以外の他のパラメータについては、図8で説明したように、圧縮比ε=18、燃焼期間Δθ=20°、着火時期θig=MBTを目標とすべきである。   As for the parameters other than the excess air ratio λ, as described with reference to FIG. 8, the compression ratio ε = 18, the combustion period Δθ = 20 °, and the ignition timing θig = MBT should be targeted.

ここで、以上のような燃焼条件(ε=18、λ=3、θig=MBT、Δθ=20°)でエンジンを運転することによる実用上の問題の有無を図13に基づき考察する。図13は、図7の代表点Rにおいて、上記燃焼条件に基づきエンジンを運転したときの筒内圧P、筒内圧Pの上昇率(圧力上昇率)dP/dθ、および排気温度Texの値をクランク角との関係で示す図である。このうち、排気温度Texとは、エンジンの排気ポート7からの排出ガス温度のことであり、図示のT−V線図におけるE点の温度(つまり排気弁9が開くときの温度)がこれに相当する。   Here, the presence or absence of practical problems caused by operating the engine under the above combustion conditions (ε = 18, λ = 3, θig = MBT, Δθ = 20 °) will be considered based on FIG. FIG. 13 shows the values of the in-cylinder pressure P, the rate of increase of the cylinder pressure P (pressure increase rate) dP / dθ, and the exhaust temperature Tex at the representative point R in FIG. It is a figure shown by the relationship with a corner. Among these, the exhaust temperature Tex is the exhaust gas temperature from the exhaust port 7 of the engine, and the temperature at the point E (that is, the temperature when the exhaust valve 9 is opened) in the illustrated TV diagram is shown. Equivalent to.

図13では、上記筒内圧P、圧力上昇率dP/dθ、および排気温度Texの上限値を一点鎖線で示している。具体的に、図13では、筒内圧Pの上限値を12〜15MPaの範囲の所定値に、圧力上昇率dp/dθの上限値を0.4〜0.5MPa/°の範囲の所定値に、排気温度Texの上限値を1500K程度に設定している。これは、エンジンの耐久性・信頼性や燃焼騒音を考慮してのものである。   In FIG. 13, the upper limit values of the in-cylinder pressure P, the pressure increase rate dP / dθ, and the exhaust temperature Tex are indicated by alternate long and short dash lines. Specifically, in FIG. 13, the upper limit value of the in-cylinder pressure P is set to a predetermined value in the range of 12 to 15 MPa, and the upper limit value of the pressure increase rate dp / dθ is set to a predetermined value in the range of 0.4 to 0.5 MPa / °. The upper limit value of the exhaust temperature Tex is set to about 1500K. This is in consideration of engine durability / reliability and combustion noise.

図13によれば、筒内圧P、圧力上昇率dP/dθ、および排気温度Tex(E点の温度)のいずれの値についても、上限値以下に収まっており、このことから、上記燃焼条件(ε=18、λ=3、θig=MBT、Δθ=20°)での運転は、実用上十分耐え得るものであることが理解できる。   According to FIG. 13, all of the values of the in-cylinder pressure P, the pressure increase rate dP / dθ, and the exhaust temperature Tex (the temperature at the point E) are within the upper limit value. It can be understood that the operation at ε = 18, λ = 3, θig = MBT, Δθ = 20 ° is sufficiently practical.

以上、図8〜図13を用いて説明したように、エンジンの部分負荷域における代表点R(回転速度Ne=2000rpm、図示平均有効圧力Pi=300kPa)では、圧縮比ε=18、着火時期θig=MBT、燃焼期間Δθ=20°、空気過剰率λ=3という条件でエンジンを運転することが、実用性を考慮しつつ熱効率を効果的に改善できるという点で最も望ましいことが分かった。   As described above with reference to FIGS. 8 to 13, at the representative point R in the partial load region of the engine (rotational speed Ne = 2000 rpm, indicated mean effective pressure Pi = 300 kPa), the compression ratio ε = 18, the ignition timing θig. It was found that operating the engine under the conditions of = MBT, combustion period Δθ = 20 °, and excess air ratio λ = 3 is most desirable in terms of effectively improving thermal efficiency in consideration of practicality.

(3)負荷拡大に関する検証
次に、圧縮比ε=18、空気過剰率λ=3、着火時期θig=MBT、燃焼期間Δθ=20°という上記代表点Rでの燃焼条件を高負荷域まで継続することが可能かどうかについて考察する。図14は、エンジンの運転状態が図7のラインL(等回転速度線)に沿って変化した場合に、エンジンの最大筒内圧Pmax、最大圧力上昇率dP/dθmax、および排気温度Texが負荷(横軸の図示平均有効圧力Pi)に応じてどのように変化するかを示す図である。なお、以下では、これらPmax、dp/dθmax、Texを総称して燃焼指標値ということがある。これら燃焼指標値のうち、最大筒内圧Pmaxとは、図13に示した筒内圧Pの最大値のことであり、最大圧力上昇率dp/dθmaxとは、圧力上昇率dp/dθの最大値のことである。また、図14において、各グラフの最も右側のプロットにおける図示平均有効圧力Piの値(約1200kPa)は、エンジンの最高負荷(図7の最高負荷ラインM上の値)を表わしている。無負荷から最高負荷までの範囲で上記燃焼指標値(Pmax、dp/dθmax、Tex)が上限値を超えなければ、エンジンは問題なく運転可能と判断できる。
(3) Verification regarding load expansion Next, the combustion conditions at the representative point R, such as the compression ratio ε = 18, the excess air ratio λ = 3, the ignition timing θig = MBT, and the combustion period Δθ = 20 °, are continued to the high load range. Consider whether it is possible. FIG. 14 shows that when the engine operating state changes along the line L (constant rotation speed line) in FIG. 7, the maximum in-cylinder pressure Pmax, the maximum pressure increase rate dP / dθmax, and the exhaust gas temperature Tex are loaded ( It is a figure which shows how it changes according to the illustration average effective pressure Pi) of a horizontal axis. Hereinafter, these Pmax, dp / dθmax, and Tex may be collectively referred to as a combustion index value. Among these combustion index values, the maximum in-cylinder pressure Pmax is the maximum value of the in-cylinder pressure P shown in FIG. 13, and the maximum pressure increase rate dp / dθmax is the maximum value of the pressure increase rate dp / dθ. That is. In FIG. 14, the value of the indicated mean effective pressure Pi (about 1200 kPa) in the rightmost plot of each graph represents the maximum engine load (the value on the maximum load line M in FIG. 7). If the combustion index values (Pmax, dp / dθmax, Tex) do not exceed the upper limit in the range from no load to the maximum load, it can be determined that the engine can be operated without any problem.

図14によると、上記燃焼指標値のうち、最大圧力上昇率dp/dθmaxおよび排気温度Texについては、エンジン負荷の全域で上限値以下に収まっており、運転上特に問題とならないことが分かる。一方、最大筒内圧Pmaxについては、エンジンの高負荷域で上限値を超えている。これは、空気過剰率λ=3というリーンな空燃比を高負荷域まで継続すると、高負荷域で相当程度多くの空気を筒内に送り込む必要が生じ、筒内圧の過上昇が避けられなくなるためと考えられる。以上のことから、部分負荷域と同じ燃焼条件を高負荷域まで継続すると、最大筒内圧Pmaxが問題となり、これを回避するには燃焼条件を変更する必要があることが分かる。   According to FIG. 14, it can be seen that, among the combustion index values, the maximum pressure increase rate dp / dθmax and the exhaust gas temperature Tex are within the upper limit values over the entire engine load, and are not particularly problematic in operation. On the other hand, the maximum in-cylinder pressure Pmax exceeds the upper limit value in the high load region of the engine. This is because if a lean air-fuel ratio of the excess air ratio λ = 3 is continued to the high load range, a considerable amount of air needs to be sent into the cylinder in the high load range, and an excessive increase in the cylinder pressure is unavoidable. it is conceivable that. From the above, it can be seen that the maximum in-cylinder pressure Pmax becomes a problem when the same combustion conditions as in the partial load region are continued up to the high load region, and it is necessary to change the combustion conditions to avoid this.

次に、上記最大筒内圧Pmaxを上限値以下に収めるためにエンジンの燃焼条件をどのように変更すればよいかについて検討する。上述したように、図14の各グラフは、圧縮比ε=18、空気過剰率λ=3、着火時期θig=MBT、燃焼期間Δθ=20°という燃焼条件での計算結果である。そこで、これらε、λ、θig、Δθの各パラメータを変更したときの燃焼指標値(Pmax、dp/dθmax、Tex)を算出し、それぞれ上限値を超えない範囲に収めまるかどうかを検討する。   Next, it will be examined how to change the combustion condition of the engine in order to keep the maximum in-cylinder pressure Pmax below the upper limit value. As described above, each graph of FIG. 14 shows the calculation results under the combustion conditions of compression ratio ε = 18, excess air ratio λ = 3, ignition timing θig = MBT, and combustion period Δθ = 20 °. Therefore, the combustion index values (Pmax, dp / dθmax, Tex) when the parameters of ε, λ, θig, and Δθ are changed are calculated, and it is examined whether they are within the ranges that do not exceed the upper limit values.

図15は、最大筒内圧Pmaxが上限値に達する点(つまり図示平均有効圧力Pi≒1080kPaの点)よりも高負荷側で、上記各パラメータε、λ、θig、Δθを負荷に応じて一定の割合で変化させ、そのときのPmax、dp/dθmax、Texの変化を示す図である。図中、●印の破線は圧縮比εを低下させた場合を、▲印の破線は空気過剰率λを低下させて空燃比をリッチ化した場合を、▼印の破線は着火時期θigをリタード(遅角)させた場合を、■印の破線は燃焼期間Δθを延長した場合をそれぞれ示している。これらの線図によれば、図示平均有効圧力Piが約1080kPaから1200kPaまで上昇すると、各パラメータは、圧縮比εを低下させた場合はε=18→15に、空気過剰率λを低下させた場合はλ=3→2.5に、着火時期θigをリタードさせた場合はθig=MBT→MBT−3°に、燃焼期間Δθを延長した場合はΔθ=20°→40°に、それぞれ変化する。また、図中の実線は、上記ε、λ、θig、Δθを変更せずに一定に維持した場合を示している。   FIG. 15 shows that the parameters ε, λ, θig, and Δθ are constant according to the load on the higher load side than the point at which the maximum in-cylinder pressure Pmax reaches the upper limit (that is, the indicated average effective pressure Pi≈1080 kPa). It is a figure which shows the change of Pmax, dp / d (theta) max, and Tex at that time changed by the ratio. In the figure, the broken line marked with ● represents the case where the compression ratio ε was lowered, the broken line marked with ▲ represents the case where the excess air ratio λ was reduced to enrich the air-fuel ratio, and the broken line marked with ▼ represents the ignition timing θig as retarded. In the case of (retarding), the broken line marked with ■ indicates the case where the combustion period Δθ is extended. According to these diagrams, when the indicated mean effective pressure Pi increased from about 1080 kPa to 1200 kPa, each parameter decreased the excess air ratio λ to ε = 18 → 15 when the compression ratio ε was decreased. Λ = 3 → 2.5, when ignition timing θig is retarded, θig = MBT → MBT−3 °, and when the combustion period Δθ is extended, Δθ = 20 ° → 40 °. . Also, the solid lines in the figure show the case where the above ε, λ, θig, and Δθ are kept constant without being changed.

図15によると、最大筒内圧Pmaxについては、燃焼期間Δθを延長すると上限値を超えてしまうが、これ以外の場合は上限値以下に収まっている。最大圧力上昇率dp/dθmaxについては、圧縮比εを低下させた場合、および空燃比をリッチ化した場合(つまり空気過剰率λを低下させた場合)には上限値を超えてしまうが、これ以外の場合は上限値以下に収まっている。排気温度Texについては、ε、λ、θig、Δθのいずれを変更した場合でも上限値以下に収まっている。   According to FIG. 15, the maximum in-cylinder pressure Pmax exceeds the upper limit value when the combustion period Δθ is extended, but otherwise falls within the upper limit value. The maximum pressure increase rate dp / dθmax exceeds the upper limit when the compression ratio ε is decreased and when the air-fuel ratio is enriched (that is, when the excess air ratio λ is decreased). In other cases, the value is below the upper limit. The exhaust temperature Tex remains below the upper limit value when any of ε, λ, θig, and Δθ is changed.

図16は、図15と同様にε、λ、θig、Δθを変化させた場合の図示熱効率の変化を示す図である。本図によれば、エンジンの熱効率は、着火時期θigをリタードさせた場合が最も高く、以下、燃焼期間Δθの延長、圧縮比εの低下、空燃比のリッチ化(空気過剰率λの低下)の順に熱効率が悪化することが分かる。   FIG. 16 is a diagram showing changes in the indicated thermal efficiency when ε, λ, θig, and Δθ are changed as in FIG. 15. According to this figure, the thermal efficiency of the engine is highest when the ignition timing θig is retarded. Hereinafter, the combustion period Δθ is extended, the compression ratio ε is decreased, the air-fuel ratio is enriched (the excess air ratio λ is decreased). It can be seen that the thermal efficiency deteriorates in this order.

図17は、図15と図16の結果をまとめた表である。本図に示すように、圧縮比εの低下、空気過剰率λの低下(リッチ化)、燃焼期間Δθの延長、着火時期θigのリタードという4つの選択肢のうち、圧縮比εの低下、空気過剰率λの低下、および燃焼期間Δθの延長のいずれかを選択した場合には、最大筒内圧Pmaxまたは最大圧力上昇率dp/dθmaxの点で問題が生じる。一方、着火時期θigのリタードを選択した場合には、最大筒内圧Pmax、最大圧力上昇率dp/dθmax、および排気温度Texのいずれの点でも問題が生じず、しかも、熱効率の順位が1位と最も優れている。以上のことから、図示平均有効圧力Piが約1080kPaを超える領域では、着火時期θigをリタードさせることが最も得策であることが分かった。   FIG. 17 is a table summarizing the results of FIGS. 15 and 16. As shown in the figure, among the four options of reducing the compression ratio ε, reducing the excess air ratio λ (enriching), extending the combustion period Δθ, and retarding the ignition timing θig, reducing the compression ratio ε, excess air When either the reduction of the rate λ or the extension of the combustion period Δθ is selected, a problem arises in terms of the maximum in-cylinder pressure Pmax or the maximum pressure increase rate dp / dθmax. On the other hand, when the retard of the ignition timing θig is selected, no problem occurs in any of the maximum in-cylinder pressure Pmax, the maximum pressure increase rate dp / dθmax, and the exhaust temperature Tex, and the thermal efficiency ranks first. The best. From the above, it has been found that it is most advantageous to retard the ignition timing θig in the region where the indicated mean effective pressure Pi exceeds about 1080 kPa.

(4)検証結果のまとめ
以上、図6〜図17に基づく検証の内容から、以下のような結論を得ることができる。
(4) Summary of verification results As described above, the following conclusions can be obtained from the contents of verification based on FIGS.

(a)エンジン回転速度Ne=2000rpm、図示平均有効圧力Pi=300kPaという代表点R(図7)での熱効率の演算結果等によると、エンジンの部分負荷域では、圧縮比ε=18、空気過剰率λ=3、着火時期θig=MBT、燃焼期間Δθ=20°という燃焼条件で運転することが、実用性および熱効率の両面から最も有効的である。   (A) According to the calculation result of the thermal efficiency at the representative point R (FIG. 7) such as the engine rotational speed Ne = 2000 rpm and the indicated mean effective pressure Pi = 300 kPa, the compression ratio ε = 18, excess air in the partial load region of the engine It is most effective from the standpoint of practicality and thermal efficiency to operate under the combustion conditions of rate λ = 3, ignition timing θig = MBT, and combustion period Δθ = 20 °.

(b)ただし、上記のような燃焼条件(ε=18、λ=3、θig=MBT、Δθ=20°)をエンジンの高負荷域まで継続すると、最大筒内圧Pmaxが大きくなり過ぎ、エンジンの耐久性・信頼性の点で問題が生じる。これを回避するには、エンジンの高負荷域(Pi≒1080kPa以上)で、着火時期θigをリタードさせる必要がある。   (B) However, if the combustion conditions as described above (ε = 18, λ = 3, θig = MBT, Δθ = 20 °) are continued to the high load range of the engine, the maximum in-cylinder pressure Pmax becomes too large, and the engine Problems arise in terms of durability and reliability. In order to avoid this, it is necessary to retard the ignition timing θig in a high engine load range (Pi≈1080 kPa or more).

(c)着火時期θigをリタードさせることで、他のパラメータ(圧縮比ε、空気過剰率λ、燃焼期間Δθ)を変化させた場合と比較して、全ての燃焼指標値(最大筒内圧Pmax、最大圧力上昇率dp/dθmax、排気温度Tex)を上限値以下に抑えながら、熱効率を最も高い値に維持することが可能である。   (C) By retarding the ignition timing θig, all combustion index values (maximum in-cylinder pressure Pmax, the compression ratio ε, excess air ratio λ, combustion period Δθ) are compared with the case where the other parameters are changed. The thermal efficiency can be maintained at the highest value while suppressing the maximum pressure increase rate dp / dθmax and the exhaust temperature Tex) to the upper limit value or less.

(d)図18に、上記のような制御を行った場合の各パラメータε、λ、θig、Δθの値と、それに基づく図示熱効率の変化を示す。本図に示される条件でエンジンを運転することにより、熱効率をできるだけ高い値に維持しながら、高負荷域での筒内圧の過上昇を有効に回避することができる。   (D) FIG. 18 shows the values of the parameters ε, λ, θig, and Δθ when the above control is performed, and changes in the indicated thermal efficiency based on the values. By operating the engine under the conditions shown in this figure, it is possible to effectively avoid an excessive increase in the in-cylinder pressure in the high load region while maintaining the thermal efficiency as high as possible.

C.実施例のまとめと効果
以上の説明から理解できるように、上記A.の実施例における各パラメータε、λ、θig、Δθ等の制御(図5)は、上記B.の検証から得られた結果(図18)に基づき導き出されたものである。なお、両者の対応関係としては、図18において着火時期θigをリタードさせ始める図示平均有効圧力Pi=1080kPaが、図5における所定負荷Xに相当する。以下に、上記A.で述べた実施例の特徴とその効果についてまとめて説明する。
C. Summary and Effects of Examples As can be understood from the above description, the above-described A. The control of each parameter ε, λ, θig, Δθ, etc. in the embodiment of FIG. This is derived on the basis of the result obtained from the verification (FIG. 18). As a correspondence relationship between the two, the indicated mean effective pressure Pi = 1080 kPa at which the ignition timing θig starts to be retarded in FIG. 18 corresponds to the predetermined load X in FIG. In the following, A. above. The features and effects of the embodiment described in the above will be described together.

上記実施例では、図5に示したように、圧縮自己着火燃焼が行われるHCCI領域Aの負荷方向の全域で、混合気の空燃比を理論空燃比よりもリーン(空気過剰率λ>1)に設定するとともに、上記HCCI領域A内でエンジン負荷が所定負荷X以上に増大すると、混合気の自着火の時期θigを、トルクが最大になる着火時期であるMBTに対しリタードさせるようにした。このような構成によれば、筒内圧の過上昇を防止しつつ、リーンな空燃比下での圧縮自己着火燃焼をより幅広い運転領域で実施できるという利点がある。   In the above embodiment, as shown in FIG. 5, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio (excess air ratio λ> 1) over the entire load direction of the HCCI region A where compression self-ignition combustion is performed. When the engine load increases to a predetermined load X or more in the HCCI region A, the self-ignition timing θig of the air-fuel mixture is retarded with respect to MBT, which is the ignition timing at which the torque becomes maximum. According to such a configuration, there is an advantage that compression self-ignition combustion under a lean air-fuel ratio can be performed in a wider operating region while preventing an excessive increase in the in-cylinder pressure.

すなわち、上記実施例では、HCCI領域Aの負荷方向の全域で空燃比をリーン化することにより、熱効率を効果的に向上させて燃費性能をより改善することができる。ただし、空燃比のリーン化を高負荷側まで継続すると、負荷の増大に伴って吸入空気量を大幅に増大させる必要があり、それによる筒内圧Pの過上昇によりエンジンの耐久性・信頼性が損なわれるおそれがある(図15のPmaxのグラフ参照)。このような問題に対し、上記実施例では、所定負荷X以上の負荷域(負荷域A2)で混合気の着火時期θigをMBTに対しリタードさせるようにしたため、上記のように筒内圧Pが高負荷域で過上昇する事態を効果的に防止することができ、その結果、リーン空燃比下での圧縮自己着火燃焼をより高負荷側まで(上記実施例ではエンジンの最高負荷Xmまで)継続し、熱効率を大幅に向上させることができるという利点がある。   That is, in the above embodiment, by making the air-fuel ratio lean throughout the load direction of the HCCI region A, it is possible to effectively improve thermal efficiency and further improve fuel efficiency. However, if the lean air-fuel ratio is continued up to the high load side, it is necessary to increase the intake air amount significantly as the load increases. As a result, an excessive increase in the in-cylinder pressure P increases the durability and reliability of the engine. There is a risk of damage (see the graph of Pmax in FIG. 15). In order to deal with such a problem, in the above embodiment, the ignition timing θig of the air-fuel mixture is retarded with respect to the MBT in the load region (load region A2) equal to or higher than the predetermined load X, so that the in-cylinder pressure P is high as described above. It is possible to effectively prevent an excessive increase in the load range. As a result, the compression self-ignition combustion under the lean air-fuel ratio is continued to a higher load side (up to the maximum engine load Xm in the above embodiment). There is an advantage that the thermal efficiency can be greatly improved.

特に、上記実施例のように、HCCI領域Aの負荷方向の全域で、理論空燃比に対する空気過剰率λをλ≒3に設定した場合には、図8〜図10等に基づき説明したように、エンジンの排気損失および冷却損失の両方をバランスよく低減することができ、実現可能な範囲で熱効率を十分なレベルに高めることができる。また、負荷方向の全域でλ≒3というかなりリーンな空燃比を維持することにより、燃焼温度を十分に低下させて燃焼室5からのNOx排出量を大幅に削減することができ、高価なNOx触媒等を設けることなく排気ガスをクリーンに維持できるという利点がある。   In particular, when the excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio is set to λ≈3 in the entire load direction of the HCCI region A as in the above embodiment, as described with reference to FIGS. Both the engine exhaust loss and the cooling loss can be reduced in a balanced manner, and the thermal efficiency can be increased to a sufficient level within a feasible range. In addition, by maintaining a fairly lean air-fuel ratio of λ≈3 over the entire load direction, the combustion temperature can be sufficiently lowered to significantly reduce the amount of NOx discharged from the combustion chamber 5, and expensive NOx There is an advantage that the exhaust gas can be kept clean without providing a catalyst or the like.

また、上記実施例では、HCCI領域A内でエンジン負荷が所定負荷Xまで高まると、着火時期θigをMBTに対しリタードさせる一方、圧縮比εおよび燃焼期間Δθについては、上記所定負荷X以上か否かにかかわらず一定の値(上記実施例ではε=18、Δθ=20°)に維持するようにしたため、着火時期θig以外のパラメータを熱効率の面から適切な値に維持することにより、熱効率の低下を最小限に留めながら筒内圧Pの過上昇を効果的に防止できるという利点がある。   In the above embodiment, when the engine load increases to the predetermined load X in the HCCI region A, the ignition timing θig is retarded with respect to the MBT, while the compression ratio ε and the combustion period Δθ are equal to or greater than the predetermined load X. However, since the constant values (ε = 18, Δθ = 20 ° in the above embodiment) are maintained, parameters other than the ignition timing θig are maintained at appropriate values in terms of thermal efficiency. There is an advantage that an excessive increase in the in-cylinder pressure P can be effectively prevented while minimizing the decrease.

また、上記実施例では、図5に示したように、HCCI領域Aで過給機25による過給量QCを負荷に応じて増大させ、特に着火時期θigがリタードされる所定負荷X以上の負荷域(負荷域A2)で、過給量QCを大幅に増大させるようにしたため、高負荷域でのエンジン出力を多量の過給により十分に確保しながら、空燃比のリーン化を高負荷域まで継続して熱効率をより向上させることができるという利点がある。   Further, in the above embodiment, as shown in FIG. 5, in the HCCI region A, the supercharging amount QC by the supercharger 25 is increased according to the load, and in particular, a load equal to or higher than the predetermined load X at which the ignition timing θig is retarded. Range (load range A2), the supercharging amount QC is greatly increased, so that the engine output in the high load range is sufficiently secured by a large amount of supercharging, and the air-fuel ratio is made leaner to the high load range. There is an advantage that the thermal efficiency can be further improved continuously.

また、上記実施例では、所定負荷X以上で着火時期θigをMBTに対しリタードさせるために、インジェクタ10からの燃料の噴射時期を、上記MBTに対応する噴射時期に対しリタードさせるようにしたため、燃料噴射時期を変更するだけの比較的簡単な構成で、高負荷域での着火時期θigを適正にリタードさせて筒内圧Pの過上昇を効果的に防止できるという利点がある。   In the above embodiment, the fuel injection timing from the injector 10 is retarded with respect to the injection timing corresponding to the MBT in order to retard the ignition timing θig with respect to the MBT at a predetermined load X or more. There is an advantage that an excessive increase in the in-cylinder pressure P can be effectively prevented by appropriately retarding the ignition timing θig in the high load region with a relatively simple configuration by simply changing the injection timing.

なお、上記実施例では特に述べなかったが、空気過剰率λ≒3という大幅にリーンな空燃比下では、特にエンジンの低負荷域において、圧縮自己着火を確実に引き起こすことが困難な場合も想定される。そこで、このような場合には、点火プラグ11を用いて着火アシストを行うとよい。着火アシストとは、圧縮自己着火が始まる前に点火プラグ11から補助的に火花放電して圧縮自己着火を促進するというものである。このような着火アシストを行うことにより、上記HCCI領域Aにおける圧縮自己着火燃焼が安定的に行われ、失火が確実に防止される。   Although not specifically described in the above embodiment, it is assumed that it is difficult to reliably cause the compression self-ignition under a significantly lean air-fuel ratio of the excess air ratio λ≈3, particularly in the low load region of the engine. Is done. Therefore, in such a case, ignition assistance may be performed using the spark plug 11. The ignition assist is to promote compression self-ignition by auxiliary spark discharge from the spark plug 11 before compression self-ignition starts. By performing such ignition assist, compression self-ignition combustion in the HCCI region A is stably performed, and misfire is reliably prevented.

また、上記着火アシストをエンジンの高負荷域まで継続して行ってもよい。このような場合には、上記所定負荷X以上で混合気の着火時期θigをMBTに対しリタードさせる制御を、上記着火アシストの時期をリタードさせる(上記MBTに対応する着火アシスト時期よりも遅らせる)ことで実現させてもよい。このようにした場合でも、所定負荷X以上で着火時期θigをリタードさせる制御を、着火アシスト時期を変更することで適正に実施でき、エンジンの高負荷域で筒内圧Pが過上昇するのを効果的に防止できるという利点がある。   In addition, the ignition assist may be continuously performed up to a high load range of the engine. In such a case, the control for retarding the ignition timing θig of the air-fuel mixture with respect to the MBT above the predetermined load X is retarded with respect to the timing of the ignition assist (delayed from the ignition assist timing corresponding to the MBT). It may be realized with. Even in such a case, the control for retarding the ignition timing θig at a predetermined load X or more can be appropriately performed by changing the ignition assist timing, and it is effective that the in-cylinder pressure P is excessively increased in the high load region of the engine. There is an advantage that can be prevented.

また、上記実施例では、空気過剰率λ≒3という大幅にリーンな空燃比をエンジン負荷の全域で維持するために、特にエンジンの高負荷域でかなり多量の空気を筒内に送り込む必要があることから、大型のコンプレッサ27や回転アシスト用の電動モータ29等を備えた高性能な過給機を上記過給機25として用いるようにしたが、エンジンの運転状態に応じて過給量をより細やかに制御するために、過給特性の異なる複数の過給機をエンジンに設け、これらの過給機をエンジンの運転状態に応じて適宜使い分けるようにしてもよい。   Further, in the above embodiment, in order to maintain a significantly lean air-fuel ratio of the excess air ratio λ≈3 over the entire engine load, it is necessary to send a considerably large amount of air into the cylinder, particularly in a high engine load range. For this reason, a high-performance supercharger equipped with a large compressor 27, an electric motor 29 for assisting rotation, and the like is used as the supercharger 25. However, the supercharging amount can be increased according to the operating state of the engine. In order to perform fine control, a plurality of superchargers having different supercharging characteristics may be provided in the engine, and these superchargers may be appropriately used according to the operating state of the engine.

また、上記実施例では、エンジン負荷の全域で理論空燃比に対する空気過剰率λをλ≒3に維持するようにしたが、例えばコスト面等の問題から過給機25による過給量を十分に確保できないような場合には、負荷域の全部または一部において、空気過剰率λをλ=2程度に設定してもよい。図8の左から2番目のグラフ(Δθ=20°のときのグラフ)に示したように、空気過剰率λを3→2程度に低下させたとしても、例えば圧縮比18の場合で図示熱効率は2%ほどしか低下しないため、従来と比べれば熱効率を十分に向上させることが可能である。   In the above embodiment, the excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio is maintained at λ≈3 over the entire engine load. However, for example, the amount of supercharging by the supercharger 25 is sufficiently increased due to problems such as cost. If it cannot be secured, the excess air ratio λ may be set to about λ = 2 in all or part of the load region. As shown in the second graph from the left in FIG. 8 (graph when Δθ = 20 °), even if the excess air ratio λ is reduced from about 3 to 2, for example, the thermal efficiency shown in the case of a compression ratio of 18 , The thermal efficiency can be sufficiently improved as compared with the conventional case.

また、上記実施例では、図4に示したように、圧縮自己着火燃焼が行われるHCCI領域Aをエンジンの低中速回転領域に設定する一方、これよりも高回転側に設定されたSI領域Bでは、点火プラグ11を用いた火花点火による燃焼を行うようにしたが、例えば燃料として圧縮自己着火燃焼に最適な性状のものを使用する等により、SI領域Bのような高回転域でも十分に制御された圧縮自己着火燃焼を行うことが可能になれば、全ての回転速度域で圧縮自己着火燃焼による運転を行うようにしてもよい。   Moreover, in the said Example, as shown in FIG. 4, while setting HCCI area | region A in which compression self-ignition combustion is performed to the low / medium speed rotation area | region of an engine, SI area | region set to the high rotation side rather than this In B, combustion by spark ignition using the spark plug 11 is performed. However, for example, by using a fuel having an optimum property for compression self-ignition combustion, it is sufficient even in a high rotation region such as the SI region B. If it is possible to perform the compression self-ignition combustion controlled to the above, the operation by the compression self-ignition combustion may be performed in all the rotational speed ranges.

1A〜1D 気筒
2 ピストン
8 吸気弁
10 インジェクタ
11 点火プラグ
25 過給機
52 インジェクタ制御手段
X 所定負荷
ε 圧縮比
λ 空気過剰率
θig 着火時期
Δθ 燃焼期間
1A to 1D Cylinder 2 Piston 8 Intake valve 10 Injector 11 Spark plug 25 Supercharger 52 Injector control means X Predetermined load ε Compression ratio λ Air excess ratio θig Ignition timing Δθ Combustion period

Claims (7)

エンジンの少なくとも一部の運転領域に設定されたHCCI領域で、インジェクタからの燃料噴射とピストンの圧縮作用とにより混合気を自着火させる圧縮自己着火燃焼が行われるエンジンを制御する方法であって、
上記HCCI領域の負荷方向の全域で、混合気の空燃比を理論空燃比よりもリーンに設定するとともに、上記HCCI領域内でエンジン負荷が所定負荷以上に増大すると、混合気の自着火の時期を、トルクが最大になる着火時期であるMBTに対しリタードさせることを特徴とするエンジンの制御方法。
A method for controlling an engine in which compression self-ignition combustion is performed in which an air-fuel mixture is self-ignited by fuel injection from an injector and compression action of a piston in an HCCI region set in at least a part of an engine operation region,
When the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is set to be leaner than the stoichiometric air-fuel ratio in the entire load direction of the HCCI region, and the engine load increases to a predetermined load or more in the HCCI region, the timing of the self-ignition of the air-fuel mixture is set. An engine control method characterized by retarding the MBT that is the ignition timing at which the torque becomes maximum.
請求項1記載のエンジンの制御方法において、
上記HCCI領域内でエンジン負荷が上記所定負荷以上に増大すると、上記インジェクタからの燃料の噴射時期を、上記MBTに対応する噴射時期よりもリタードさせることを特徴とするエンジンの制御方法。
The engine control method according to claim 1,
An engine control method characterized by retarding the fuel injection timing from the injector more than the injection timing corresponding to the MBT when the engine load increases to the predetermined load or more in the HCCI region.
請求項1記載のエンジンの制御方法において、
混合気の自着火をアシストするために点火プラグから火花を放電する着火アシストを上記HCCI領域で行い、同領域内でエンジン負荷が上記所定負荷以上になると、上記点火プラグによる着火アシストの時期を、上記MBTに対応する着火アシスト時期よりもリタードさせることを特徴とするエンジンの制御方法。
The engine control method according to claim 1,
In order to assist the self-ignition of the air-fuel mixture, ignition assist for discharging a spark from the spark plug is performed in the HCCI region. An engine control method characterized by retarding the ignition assist timing corresponding to the MBT.
請求項1〜3のいずれか1項に記載のエンジンの制御方法において、
上記HCCI領域での圧縮自己着火燃焼の燃焼期間を、上記所定負荷以上か否かにかかわらず略一定とすることを特徴とするエンジンの制御方法。
The engine control method according to any one of claims 1 to 3,
A method for controlling an engine, characterized in that a combustion period of compression self-ignition combustion in the HCCI region is substantially constant regardless of whether or not the load is equal to or greater than the predetermined load.
請求項1〜4のいずれか1項に記載のエンジンの制御方法において、
上記HCCI領域の負荷方向の全域で、理論空燃比に対する空気過剰率λをλ=2〜3に設定することを特徴とするエンジンの制御方法。
The engine control method according to any one of claims 1 to 4,
An engine control method, wherein an excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio is set to λ = 2 to 3 in the entire load direction of the HCCI region.
請求項1〜5のいずれか1項に記載のエンジンの制御方法において、
少なくとも上記所定負荷以上の負荷域では過給機を用いて過給を行うことを特徴とするエンジンの制御方法。
In the engine control method according to any one of claims 1 to 5,
An engine control method, wherein supercharging is performed using a supercharger at least in a load range equal to or greater than the predetermined load.
エンジンの少なくとも一部の運転領域に設定されたHCCI領域で、インジェクタからの燃料噴射とピストンの圧縮作用とにより混合気を自着火させる圧縮自己着火燃焼が行われるエンジンを制御する装置であって、
上記インジェクタからの燃料の噴射動作を制御するインジェクタ制御手段を備え、
上記HCCI領域の負荷方向の全域で、混合気の空燃比が理論空燃比よりもリーンに設定されるとともに、
上記HCCI領域内でエンジン負荷が所定負荷以上に増大すると、混合気の自着火の時期を、トルクが最大になる着火時期であるMBTに対しリタードさせる制御が上記インジェクタ制御手段により実行されることを特徴とするエンジンの制御装置。
An apparatus for controlling an engine in which compression self-ignition combustion is performed in which an air-fuel mixture is self-ignited by fuel injection from an injector and compression action of a piston in an HCCI region set in at least a part of an engine operation region,
Injector control means for controlling the fuel injection operation from the injector,
In the entire load direction of the HCCI region, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is set to be leaner than the stoichiometric air-fuel ratio,
When the engine load increases above a predetermined load within the HCCI region, the injector control means executes control for retarding the self-ignition timing of the air-fuel mixture with respect to MBT, which is the ignition timing at which the torque becomes maximum. An engine control device.
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