JP3921732B2

JP3921732B2 - In-cylinder injection type spark ignition engine

Info

Publication number: JP3921732B2
Application number: JP11161097A
Authority: JP
Inventors: 謙二樫山; 明栗原; 康村上
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1997-04-28
Filing date: 1997-04-28
Publication date: 2007-05-30
Anticipated expiration: 2017-04-28
Also published as: JPH10299539A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、燃焼室の周縁部にインジェクタを配置するとともに上記ピストンの頂部にキャビティを設けた筒内噴射型火花点火式エンジンに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、例えば、特開平７−２８６５２０号公報に示されるように、燃焼室中央部に点火プラグを配置するとともに、燃焼室の周縁部にインジェクタを配置し、上記インジェクタから燃焼室に直接燃料を噴射するようにした筒内噴射型火花点火式エンジンは知られている。
【０００３】
この種のエンジンでは、上記インジェクタが燃焼室の周縁部から斜め下方（ピストン側）に向けて燃料を噴射するように配置されていて、このインジェクタから圧縮行程で燃料が噴射されると、ピストン頂部で反射された燃料が点火プラグ周りに送られることで成層燃焼が行なわれ、また、吸気行程で燃料が噴射されると、混合気が燃焼室全体に拡散されて均一燃焼が行なわれる。
【０００４】
そこで、運転状態に応じて燃料噴射形態を変更し、例えば低負荷低回転領域では圧縮行程噴射により成層燃焼状態とする一方、高負荷領域や高回転領域では吸気行程噴射により均一燃焼状態とするというような制御が行なわれている。また、上記公報にも示されるように吸気行程と圧縮行程とにそれぞれ燃料を噴射する分割噴射が行なわれる場合もある。
【０００５】
なお、このようなエンジンにおいて、成層化を促進するため、ピストンの頂部に部分的にキャビティを設け、圧縮行程噴射時にインジェクタから噴射された燃料が上記キャビティを経て点火プラグ付近に送られるようにした構造も考えられている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上記のような筒内噴射型火花点火式エンジンでは、燃焼室の周縁部においてインジェクタが設置される箇所の近傍には吸気ポート等が配設されていて、インジェクタの設置場所が制約されているので、水平方向（シリンダ軸芯と直交する方向）に対するインジェクタの設置角度を大きく取ることは困難である。
【０００７】
また、上記公報の図面に示されているものでは、インジェクタの設置方向に対して燃料噴射方向が下向きに折れ曲がることにより、ピストンが比較的下方にあるときにも噴霧がピストン頂面に向かうようにしているが、このように設置方向に対して燃料噴射方向を曲げようとすると、噴射口等の形状が複雑になるとともに、噴霧形状が悪化したり微粒化が阻害されたりする。従って、良好な噴霧を得るためにはインジェクタの設置方向と同方向に燃料を噴射させる必要があるので、インジェクタの設置角度に対応してインジェクタの噴射角度が制約され、通常、水平方向に対して下方４５°以内に設定せざるを得ない。
【０００８】
このような制約のもとで、特に冷間時に上記インジェクタから吸気行程で燃料が噴射される場合、噴射中にピストンが上死点から比較的大きく遠ざかると、インジェクタからの噴霧の方向がピストンの頂面から外れてしまって、噴射された燃料の多くがシリンダ壁に付着する。そして、冷間時にはシリンダ壁に付着した燃料が蒸発せずにピストンで掻き落されて潤滑用のオイルに混入することにより、オイルが希釈されるといった問題がある。
【０００９】
一方、このような事態を避けるためピストンが上死点に極めて近い位置にある時期から噴射を開始すると、燃料が充分に微粒化される前にピストン頂部に付着するとともにピストンから跳ね返った燃料が燃焼室の天井部分に多く付着して、これらの燃料が充分燃焼されずに排出されるため排気中のＨＣ、ＣＯが増加し、エミッションや燃費の悪化を招くという問題を生じる。
【００１０】
本発明は、上記の事情に鑑み、冷間時にインジェクタから吸気行程で燃料が噴射される場合にも、シリンダ壁への燃料付着を抑制してオイルの希釈を防止するとともに、ピストン頂面や燃焼室天井部分への燃料付着も抑制し、エミッションや燃費を改善することができる筒内噴射型火花点火式エンジンを提供することを目的とする。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明は、シリンダボア内のピストンの上方に形成された燃焼室の略中央部に点火プラグを設け、上記燃焼室の周縁部にインジェクタを、斜め下方に向けて燃料を噴射するように配置するとともに、上記ピストンの頂部にキャビティをインジェクタ側にオフセットした配置で設け、上記インジェクタから圧縮行程で燃料を噴射して上記キャビティを介して点火プラグ周りに混合気を偏在させる成層化状態と、上記インジェクタから少なくとも燃料の一部を吸気行程で噴射して混合気を燃焼室全体に拡散させる均一化状態とに変更可能とした筒内噴射型火花点火式エンジンにおいて、上記インジェクタをシリンダ軸線と直交する方向に対して斜め下方４５°以内に指向させ、少なくともエンジンの冷間時に上記均一化状態とするように上記インジェクタからの燃料噴射を制御する制御手段を設けるとともに、少なくともエンジンの冷間時において吸気行程での燃料噴射の開始時期をクランク角で上死点後３０°から４０°までの範囲内とし、かつ燃料噴射の終了時期をインジェクタからの噴霧の中心線が上記キャビティ内に位置する範囲内のクランク角に設定したものである。
【００１２】
この構成によると、レイアウト上の制約等から、上記インジェクタの噴射方向がシリンダ軸線と直交する方向に対して斜め下方４５°以内となっているという条件下において、吸気行程での燃料噴射の開始時期をクランク角で上死点後３０°以降としていることによりピストン頂面や燃焼室天井部分への燃料付着が抑制されてＨＣ排出量が低減されるとともに、上記燃料噴射の開始時期を上死点後４０°までの範囲内とし、燃料噴射の終了時期をインジェクタからの噴霧の中心線が上記キャビティ内に位置する範囲内のクランク角に設定していることにより、シリンダ壁への燃料付着が抑制され、潤滑用のオイル希釈が抑制される。
【００１３】
この発明において、インジェクタとしては吸気行程での噴射時の噴霧角が４０°以上となる広角インジェクタを用いたことが好ましく、このようにすることで燃料の微粒化等に有利となる。
【００１４】
また、所定の冷間時に、燃焼室全体の空燃比を略理論空燃比としつつ上記インジェクタから吸気行程と圧縮行程とにそれぞれ燃料を噴射する分割噴射を行なわせるようにしておけば、暖機促進作用が高められるとともに、吸気行程噴射の期間が短縮されて、シリンダ壁への燃料付着の防止等に有利となる。
【００１５】
圧縮行程で燃料を噴射する場合、筒内圧力が高くて噴霧がコンパクトになることにより吸気行程噴射と比べてシリンダ壁への燃料付着が生じ難いことから、所定の冷間時において、圧縮行程での燃料噴射の開始時期と圧縮上死点との間のクランク角を、吸気上死点と吸気行程での燃料噴射の開始時期との間のクランク角よりも大きく設定しておいてもよい。
【００１６】
さらに、所定の冷間時において、圧縮行程での燃料噴射期間の中心と圧縮上死点との間のクランク角を、吸気上死点と吸気行程での燃料噴射期間の中心との間のクランク角よりも大きく設定しておいてもよい。
【００１７】
また、燃焼室内にスワール成分とタンブル成分とを含む斜めスワールを生成することが可能となるように吸気系を構成するとともに、少なくとも吸気行程での燃料噴射が行なわれる冷間時に上記斜めスワールを生成させるようにしておくことが好ましい。このようにすると、吸気行程噴射時に上記斜めスワールによって噴霧を下方に向ける作用が得られるとともに燃料の微粒化が促進されるため、シリンダ壁への燃料付着が抑制される。
【００１８】
本発明のエンジンにおいて、一対の吸気ポートのその一方の吸気ポートに対する吸気の流通を制御する制御弁とを設けて、この制御弁が閉じられるに応じてスワール比が大きくなるように吸気系を構成するとともに、エンジンの低負荷低回転領域ではエンジンの冷間時にも上記制御弁を閉じるように構成しておけば、エンジンの冷間時にスワールによりシリンダ壁への燃料付着抑制する作用が良好に得られる。
【００１９】
また、温間時に特定運転領域おいてインジェクタからの燃料噴射を吸気行程でのみ行なうように制御するとともに、この温間時における吸気行程噴射の開始時期を冷間時における吸気行程噴射の開始時期と比べて遅角させるようにしておいてもよく、温間時にはシリンダ壁に燃料が付着してもすぐに蒸発するので、上記のように噴射開始時期を遅らせてもオイルの希釈を招くことはない。
【００２０】
【発明の実施の形態】
本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
図１及び図２は筒内噴射型火花点火式エンジンの構造の一例を示している。これらの図において、１はエンジン本体であって、シリンダブロック２及びシリンダヘッド３等からなり、複数のシリンダを備えており、その各シリンダにはピストン４が嵌挿され、このピストン４の頂面とシリンダヘッド３の下面との間に燃焼室５が形成されている。上記ピストン４の頂部にはキャビティ６が設けられている。
【００２１】
上記シリンダヘッド３には、燃焼室５に開口する２つの吸気ポート７Ａ，７Ｂと、２つの排気ポート８Ａ，８Ｂとが形成されるとともに、上記両吸気ポート７Ａ，７Ｂをそれぞれ開閉する２つの吸気弁９と、上記両排気ポート８Ａ，８Ｂをそれぞれ開閉する２つの排気弁１０と、点火プラグ１１と、インジェクタ１２とが取付けられている。上記インジェクタ１２は、燃焼室５内に直接燃料を噴射するものであって、燃焼室５の周縁部に、斜め下方に向けて燃料を噴射するように配置されている。また、上記点火プラグ１１は燃焼室５の中央部に配置されている。
【００２２】
これらの構造を具体的に説明すると、上記シリンダヘッド３の下面により構成される燃焼室５の天井部分はペントルーフ型となっており、上記ピストン４の頂部も上記天井部分に対応して中央部が隆起したペントルーフ形状とされている。また、上記キャビティ６は、図３及び図４にも示すように、ピストン４の頂部を部分的に凹陥させてなるもので、インジェクタ１２側にオフセットした位置に設けられている。つまり、ピストン４の頂部においてインジェクタ１２側の周縁付近から中央部付近にわたる範囲内でキャビティ６が形成され、このキャビティ６の周縁部のうちのピストン中央部側の部分と点火プラグ１１とが対応するような位置関係になっている。
【００２３】
上記吸気ポート７Ａ，７Ｂは互いに独立に形成されており、その縦断面（軸線に沿った断面）の形状としては図１に示すように、上流側がシリンダヘッド３の一側壁上部に位置し、上流端から所定範囲の部分７１が斜め下方に直線状に延び、その斜め方向直線状部分７１の下流側に、水平方向（シリンダ軸心と直交する方向）に対する傾斜が最も緩やかになった区間７２を有し、この緩傾斜区間７２より下流側の部分７３（下流端近傍のスロート部から下流端までの部分）は水平方向に対する傾斜角度が次第に大きくなり、その下流端がペントルーフ型の燃焼室天井部分に開口している。
【００２４】
上記両吸気ポート７Ａ，７Ｂの横断面（軸線の直交する断面）の形状は、互いに対称であって、上記斜め方向直線状部分７１で図５に示すような異形断面形状となっている。すなわち、図５において、両吸気ポート７Ａ，７Ｂの横断面形状は、シリンダヘッド下面から遠い側に位置する上辺部７４と、吸気ポート間側とは反対側に位置する外側辺部７５と、吸気ポート間側である内側から下側にかけての斜辺部７６とを有する概略三角形状とされ、より詳細には上記上辺部７４、外側辺部７５及び斜辺部７６に加えて上辺部７４と斜辺部７６との間の短い内側辺部７７及び外側辺部７５と斜辺部７６との間の短い下辺部７８を有する略五角形状とされている。
【００２５】
そして、吸気ポート７Ａ，７Ｂの横方向の最大幅の中心で、かつ、縦方向の最大幅の中心となる位置を軸心Ｏとし、この軸心Ｏを通って互いに直交する横方向及び縦方向の２直線をそれぞれの方向の中心線Ｌｘ，Ｌｙと呼び、吸気ポート７Ａ，７Ｂの横方向または縦方向の最大幅に相当する径の円を基準円Ｃ（吸気ポートが円形断面の場合の横断面形状に相当）と呼ぶと、ポート断面は上記基準円Ｃと比べ、横方向中心線Ｌｘより上側及び横方向中心線Ｌｙより外側で断面積が増大している。つまり、上辺部７４及び外側辺部７５はそれぞれ中心線Ｌｘ，Ｌｙの両側の部分が基準円Ｃよりも径方向外方に拡張されており、このようにすることで吸気ポートの上側及び外側を空気が多く流れ、タンブル成分及びスワール成分を強化に有利となる。また、上記斜辺部７６は基準円Ｃよりも軸心Ｏ側に入り込んでいる。
【００２６】
ポート形状の説明図である図６にも示すように、上記斜め方向直線状部分７１では概略三角形状で一定断面とされ、一方、吸気ポート下流側のスロート部から燃焼室５への開口部にわたる部分７３では吸気弁形状に対応する円形断面とされ、その間の上記緩傾斜区間７２で異形断面から円形断面へ断面形状が次第に変化するように形成されている。
【００２７】
また、上記インジェクタ１２は、燃料の微粒化に有利なように、吸気行程での噴射時の噴霧角が４０°以上の広角インジェクタにより構成され、とくに望ましくは、螺旋状に燃料を噴射するスワールインジェクタにより構成される。そしてこのインジェクタ１２が、燃焼室周縁部から燃焼室５内の斜め下方に向けて燃料を噴射するように傾斜した状態で、上記両吸気ポート７Ａ，７Ｂの間の下方に設けられたインジェクタ取付孔１３に取付けられる。この場合、両吸気ポート７Ａ，７Ｂは斜め方向直線状部分７１において上記のように内側から下側にかけての斜辺部７６が基準円Ｃより軸心側に入り込んだ異形断面形状とされていることにより、この両吸気ポート７Ａ，７Ｂの間の下方にインジェクタ１２の配置スペースが確保されている。
【００２８】
もっとも、このようにしてもインジェクタ設置場所は両吸気ポート７Ａ，７Ｂにより制限されるので、水平方向に対するインジェクタ１２の設置角度を４５°以上に大きく取ることは困難であり、また、良好な噴霧を得るためにはインジェクタの設置方向と同方向に燃料を噴射させる必要がある。これらの制約から、インジェクタ１２からの噴射方向は水平方向に対して下方４５°以内に設定されている。
【００２９】
また、吸気ポート７Ａ，７Ｂの緩傾斜区間７２の上部壁には、吸気弁９の弁軸を摺動自在に支持するバルブガイド１４が設けられている。
【００３０】
上記エンジン本体１の一側部には吸気マニホールド１５が連結され、この吸気マニホールド１５には、サージタンク１６の下流にシリンダ別の分岐管１７が設けられるとともに、その分岐管１７に、上記両吸気ポート７Ａ，７Ｂに通じる一対の吸気通路１７Ａ，１７Ｂが形成されている。また、一方の吸気ポート７Ａに対する吸気の流通を制御する制御弁１８が、この吸気ポート７Ａに通じる吸気通路１７Ａに設けられている。この制御弁１８はステップモータ等のアクチュエータ１９により作動されるようになっている。
【００３１】
上記両吸気ポート７Ａ，７Ｂと制御弁１８とにより、スワール成分とタンブル成分とを有する斜めスワールの生成が可能で、かつ、上記スワール成分及びタンブル成分の調節が可能な吸気系が構成されている。
【００３２】
すなわち、上記制御弁１８が全閉もしくは部分開（全開と全閉との間の開度）とされることによって一方の吸気ポート７Ａの吸気流通が制限された状態では他方の吸気ポート７Ｂに多く流れる吸気によって燃焼室５内にスワール成分（渦流の水平方向成分）を有する渦流が生成される。また、吸気ポート７Ａ，７Ｂは斜め方向直線状部分７１及び下流端側の部分７３が比較的大きな傾斜角を有し、かつ、緩傾斜区間７２が比較的短くされることにより、吸気ポート７Ａ，７Ｂから燃焼室５に流入する吸気流がタンブル成分（渦流の垂直方向成分）を含むように形成されている。従って、制御弁が非全開状態（全閉もしくは部分開の状態）のときは上記スワール成分とタンブル成分とを含む斜めスワールが燃焼室５内に生成される。
【００３３】
そして、上記スワール成分は制御弁１８が全閉状態のときに最も強く、制御弁１８の開度が大きくなるにつれて弱くなり、制御弁１８が全開のときにスワール成分が略０となるが、このときにもタンブル成分は残されるようになっている。
【００３４】
図７はエンジンの制御系統を示し、この図において、マイクロコンピュータ等からなるＥＣＵ（コントロールユニット）２０には、エンジン回転数を検出する回転数センサ２１、アクセル開度を検出するアクセルセンサ２２、吸入空気量を検出するエアフローメータ２３、エンジン冷却水の水温を検出する水温センサ２４等からの信号が入力されている。
【００３５】
上記ＥＣＵ２０は、燃料噴射制御手段２５、空燃比制御手段２６及び吸気流動制御手段２７を含んでいる。上記燃料噴射制御手段２５は、後述の図８に示すマップに基づき、エンジンの運転状態及びエンジン温度（水温）に応じ、点火プラグ周りに混合気を偏在させる成層化状態とすべく圧縮行程で燃料を噴射する圧縮行程噴射と、燃焼室全体に混合気を拡散させる均一化状態とすべく吸気行程で燃料を噴射する吸気行程噴射と、点火プラグ周りに比較的リッチな混合気が存在するとともにその周囲に比較的リーンな混合気が存在する状態とすべく吸気行程と圧縮行程とにそれぞれ燃料を噴射する分割噴射とに、インジェクタ１２からの燃料噴射形態を変更するようになっている。
【００３６】
上記空燃比制御手段２６は、後述の図８に示すマップに基づき、上記燃料噴射形態と対応して空燃比を設定し、その空燃比が得られるように、燃料噴射制御手段２５を介してインジェクタ１２からの燃料噴射量を制御するとともに、エレキスロットル（電気的なアクチュエータで作動されるスロットル弁）等の吸入空気量調節手段２８を制御するようになっている。
【００３７】
また、上記吸気流動制御手段１９は、運転状態に応じて後述のように制御弁１８の開度を制御するようになっている。
【００３８】
図８は、燃料噴射形態及び空燃比につき、温間モードと冷間通常噴射モードと冷間分割噴射モードとの３種類のモードの制御マップを示している。
【００３９】
同図（ａ）は温間モードであり、このモードでは、所定負荷以下かつ所定回転数以下の領域が成層燃焼領域Ａとされ、この領域Ａで圧縮行程噴射が行なわれるとともに空燃比が例えばＡ／Ｆ＝４０程度というように理論空燃比より大幅にリーンとされる。一方、所定負荷より高負荷側と所定回転数より高回転側とにわたる領域が均一燃焼領域Ｂとされ、この領域Ｂで吸気行程噴射が行なわれる。この均一燃焼領域Ｂのうちで低負荷低回転側の、成層燃焼領域Ａに近い領域Ｂ１では、空燃比が理論空燃比よりリーン（λ＞１）とされ、例えばＡ／Ｆ＝２０程度とされる。また、均一燃焼領域Ｂのうちでもとくに高負荷側及び高回転側の領域Ｂ２では、空燃比が理論空燃比もしくはこれよりリッチ（λ≦１）とされ、例えばＡ／Ｆ＝１３〜１４．７とされる。
【００４０】
同図（ｂ）は冷間通常噴射モードであり、このモードでは、全開負荷付近を除く大部分の運転領域Ｃで、空燃比が理論空燃比（λ＝１）とされつつ、吸気行程噴射が行なわれる。全開負荷付近の高負荷域Ｄでは、空燃比がＡ／Ｆ＝１３〜１４．７とされつつ、吸気行程噴射が行なわれる。
【００４１】
同図（ｃ）は冷間分割噴射モードであり、このモードでは、高負荷領域と高回転領域とを除く大部分の運転領域Ｅで、空燃比が理論空燃比（λ＝１）とされつつ、分割噴射が行なわれる。高負荷領域を除く高回転領域Ｆ１では、空燃比が理論空燃比（λ＝１）とされつつ、吸気行程噴射が行なわれる。全開負荷付近の高負荷域Ｆ２では、空燃比がＡ／Ｆ＝１３〜１４．７とされつつ、吸気行程噴射が行なわれる。
【００４２】
図９（ａ）（ｂ）は上記温間モードにおける各運転領域でのエンジン負荷、エンジン回転数に応じた吸気流動制御の特性を示している。
【００４３】
エンジン負荷に応じた制御特性としては図９（ａ）のように、成層燃焼領域Ａでは、上記制御弁１８が部分開とされるとともに、低負荷側で制御弁１８の開度が比較的大きくされ、負荷が高くなるにつれ、適度に混合気を拡散させるべく、制御弁１８の開度が小さくされることでスワール比ＳＲｉ及びタンブル比ＴＲｉが大きくされる。均一燃焼領域Ｂのうちでリーン空燃比とされる領域Ｂ１では、制御弁１８が全閉とされることにより、スワール比ＳＲｉ及びタンブル比ＴＲｉが最も大きくされる。また、均一燃焼領域Ｂのうちで空燃比がリッチとされる領域Ｂ２では、制御弁１８が全開とされることにより、スワール比ＳＲｉが０とされる。
【００４４】
エンジン回転数に応じた制御特性としては図９（ｂ）のように、成層燃焼領域Ａでは、上記制御弁１８が部分開とされるとともに、エンジン回転数が高くなるにつれ、吸気流速そのものが早くなる傾向に対する調整のため、制御弁１８の開度が大きくされることでスワール比ＳＲｉ及びタンブル比ＴＲｉが小さくされる。均一燃焼領域Ｂのうちの領域Ｂ１で制御弁１８が全閉、領域Ｂ２で制御弁１８が全開とされるのは、図９（ａ）の負荷に応じた制御の場合と同様である。
【００４５】
なお、冷間時は概ね温間時よりもスワールを強める方向に制御弁１８が制御される。例えば、冷間通常噴射モードにおける領域Ｃや冷間分割噴射モードにおける領域Ｅでは、制御弁１８が全閉もしくは比較的小さい開度に閉じられる。つまり、エンジンの低負荷低回転領域では、エンジンの冷間時にも上記制御弁１８が全閉もしくは比較的小さい開度に閉じられる。
【００４６】
図１０はインジェクタ１２からの燃料噴射のタイミングを、ＴＤＣ（吸気上死点または圧縮上死点）を基準にして示している。この図において、実線で示す噴射開始時期Ｉ１１及び噴射終了時期Ｉ１２は吸気行程噴射の場合、つまり、吸気行程噴射のみを行なう場合や分割噴射おける吸気行程での噴射の場合のものである。この吸気行程噴射は吸気上死点以後に行なわれるが、その噴射開始時期がクランク角で上死点後３０°以降とされ、噴射終了時期は、インジェクタ１２からの噴霧の中心線Ｌｃ（図３）が上記キャビティ６内に位置する範囲内のクランク角に設定される。この噴霧中心線Ｌｃがキャビティ６内に位置する範囲は、燃料噴射方向やキャビティ６の形状、配置等の諸元によって変わってくるが、図１〜図４に示すようなものでは上死点後６０°程度までである。
【００４７】
また、破線で示す噴射開始時期Ｉ２１及び噴射終了時期Ｉ２２は圧縮行程噴射の場合、つまり、圧縮行程噴射のみを行なう場合や分割噴射おける圧縮行程での噴射の場合のものである。図示のように、圧縮行程噴射は圧縮上死点より少し前に行なわれるが、その噴射開始時期Ｉ２１から圧縮上死点までのクランク角θ２１が吸気上死点から吸気行程噴射の噴射開始時期Ｉ１１までのクランク角θ１１よりも大きくなり、かつ、圧縮行程噴射期間の中心Ｉ２０から圧縮上死点までのクランク角θ２０が吸気上死点から吸気行程噴射期間の中心Ｉ１０までのクランク角θ１０よりも大きくなるように設定されている。
【００４８】
具体的に噴射タイミングの一例を示すと、吸気行程噴射の噴射開始時期Ｉ１１がＡＴＤＣ４０°ＣＡ、同終了時期Ｉ１２がＡＴＤＣ５４°ＣＡ、同噴射期間の中心Ｉ１０がＡＴＤＣ４７°ＣＡであり、一方、圧縮行程噴射の噴射開始時期Ｉ２１がＢＴＤＣ６０°ＣＡ、同終了時期Ｉ２２がＢＴＤＣ５４°ＣＡ、同噴射期間の中心Ｉ２０がＢＴＤＣ５７°ＣＡである。ただし、ＡＴＤＣは上死点後、ＢＴＤＣは上死点前、ＣＡはクランク角をそれぞれ表している。
【００４９】
図１１は上記ＥＣＵによる制御の一例を示し、この制御がスタートすると、水温センサ２４から入力される冷却水温と第１，第２の設定温度Ｔ₁ ，Ｔ₂ とが比較される（ステップＳ１，Ｓ２）。第１の設定温度Ｔ₁ は例えば３０°Ｃ程度とされ、第２の設定温度Ｔ₂ は例えば８０°Ｃ程度とされている。
【００５０】
冷却水温が第２の設定温度Ｔ₂ 以上の温間時には、図８（ａ）に示した温間モードのマップに基づいて燃料噴射形態及び空燃比が制御されるとともに、図９のように制御弁１８が制御される（ステップＳ３）。冷却水温が第１の設定温度Ｔ₁ 以上で第２の設定温度Ｔ₂ 未満の冷間時には、図８（ｂ）に示した冷間通常噴射モードのマップに基づいて燃料噴射形態及び空燃比が制御されるとともに、前述のように制御弁１８が制御される（ステップＳ４）。
【００５１】
また、冷却水温が第１の設定温度Ｔ₁ 未満の冷間時には、図８（ｃ）に示した冷間分割噴射モードのマップに基づいて燃料噴射形態及び空燃比が制御されるとともに、前述のように制御弁１８が制御される（ステップＳ５）。なお、このときに始動、暖機の促進を図るため始動時増量及び暖機増量を行なってもよい。
【００５２】
以上のような当実施形態のエンジンによると、冷却水温が第２の設定温度Ｔ₂ 以上となる温間時には温間モードのマップに基づく制御が行なわれる。
【００５３】
つまり、低負荷低回転側の成層燃焼領域Ａでは、燃焼室５の周縁に配置されたインジェクタ１２から圧縮行程で燃料が噴射されて、この燃料がキャビティ６にトラップされてからその周縁部壁面に沿って点火プラグ１１方向に送られることにより、点火プラグ１１周りに混合気が偏在するように成層化され、この成層かによって空燃比が大幅にリーンな状態で着火、燃焼が可能となり、燃費が改善される。また、高負荷側の領域や高回転側の領域は均一燃焼領域Ｂとされ、この領域Ｂでは吸気行程で燃料が噴射されて燃焼室全体に混合気が拡散されるが、この均一燃焼領域Ｂのうちの低負荷側や低回転側の領域Ｂ１では空燃比がリーンとされることにより、この領域Ｂ１でも燃費改善が図られる。
【００５４】
また、冷間時であって冷却水温が第１の設定温度Ｔ₁ 以上のときは、冷間通常噴射モードのマップに基づく制御が行なわれ、大部分の運転領域で、理論空燃比とされつつ、吸気行程噴射が行なわれることにより、冷間時の燃焼性が高められるとともに暖機が促進される。
【００５５】
冷間時であって冷却水温が第１の設定温度Ｔ₁ より低いときは、冷間分割噴射モードのマップに基づく制御が行なわれ、大部分の運転領域で、略理論空燃比とされつつ、吸気行程と圧縮行程でそれぞれインジェクタ１２から燃料を噴射する分割噴射が行なわれ、これにより暖機促進作用が高められるととともに、エミッションも改善される。
【００５６】
略理論空燃比としつつ分割噴射を行なうことにより暖機促進作用等が得られることは、当出願人が先に出願した特願平９−１７１９６号の明細書の中で説明している。これを簡単に説明すると、上記分割噴射によって点火プラグ周りに比較的リッチな混合気が形成されるとともにその周囲に比較的リーンな混合気が形成され、この状態で着火が行なわれることにより、着火安定性が確保されるとともに点火プラグ付近のリッチな混合気が比較的早い燃焼速度で初期燃焼してから、その周囲の比較的リーンな混合気が燃焼する主燃焼に移行する。そして、主燃焼が緩慢燃焼となることから、点火時期をリタードしたのと同様の作用が得られるとともに、初期燃焼時に点火プラグ付近に生じた余剰燃料が次第にリーン混合気層の酸素を奪って燃焼する後燃えが生じ、これらの作用で排気温度を上昇させ、暖機を促進する機能が得られる。
【００５７】
また、この冷間分割噴射モードでの制御時に燃料の始動時増量、暖機増量を行なってもよく、この場合、増量補正によって燃料噴射量は多くなるが、吸気行程噴射と圧縮行程噴射とに分割されるので、吸気行程噴射時間が増大しすぎることはない。
【００５８】
第１の設定温度Ｔ₁ で分割噴射から均一噴射に切替えているのは、理論空燃比とする場合に吸気行程噴射のみによる均一燃焼の方が燃費的には有利だからである。
【００５９】
上記のようにエンジンの冷間時の上記冷間通常噴射モードでは吸気行程噴射が行なわれ、冷間分割噴射モードでの分割噴射時には一部の燃料が吸気行程で噴射されるが、これらの場合に、吸気行程噴射の噴射開始時期がクランク角で上死点後３０°以降で、かつ噴射終了時期がインジェクタ１２からの噴霧の中心線が上記キャビティ６内に位置する範囲内のクランク角となるように設定されていることにより、ＨＣ排出量の低減、燃費改善及びトルク向上が図られるとともに、ガソリンによるオイルの希釈が抑制される。
【００６０】
このような作用を、図１２〜図１４を参照しつつ説明する。
【００６１】
図１２は図１〜図４に示すようなエンジンを用い、エンジンの冷却水温（油温）が５０°Ｃ程度の冷間時であって比較的燃料噴射量が多い低速高負荷運転状態にあるという条件下で、噴射タイミングとオイル希釈率、ＨＣ排出量、燃費及びトルクとの関係を示しており、横軸の噴射タイミングは噴射開始時期であり、噴射終了時期はこれより２０°ＣＡ程度後である。
【００６２】
この図に示すように、噴射タイミングがＡＴＤＣ３０°付近よりも早い場合は、ＨＣ排出量が多くなり、それに伴って燃費が悪化し、トルクも低くなる傾向がある。これは、ピストン４の頂部がインジェクタ１２及び燃焼室天井部に近すぎて、インジェクタ１２から噴射されて充分に微粒化される前の燃料がピストン４に多く付着するとともに、ピストン４に衝突して跳ね返った燃料の多くが燃焼室天井面に付着し、これらの燃料が燃焼せずに排出されるためである。そして、噴射タイミングがＡＴＤＣ３０°以降になれば、ピストン１２や燃焼室天井部への燃料付着が低減されることにより、ＨＣ排出量が減少し、燃費が低減され、トルクが高められる。
【００６３】
また、噴射タイミングがＡＴＤＣ４０°程度（噴射終了時期がＡＴＤＣ６０°程度）まではオイル希釈率が低く保たれるが、噴射タイミングがこれより遅くなるとオイル希釈率が増加する傾向が生じる。これは、当実施形態のエンジンではインジェクタ１２からの噴霧の中心線Ｌｃがキャビティ６内に位置する範囲の限界がＡＴＤＣ６０°程度であって、それ以降まで燃料が噴射されてピストン４の下降により噴霧の中心線Ｌｃがキャビティ６から外れると、噴射燃料の多くが燃焼室５の周辺に跳び散ってシリンダ壁への燃料付着が増加するためである。なお、シリンダ壁への燃料付着が増加すると、ピストンが上昇時にシリンダ壁の燃料付着部分を通過した後、下降時にシリンダ壁に付着した燃料を掻き落とし、この燃料がオイルに混入することでオイルの希釈を招くこととなる。
【００６４】
図１２に示すデータから、噴射タイミングがＡＴＤＣ３０°以降とするとともに、インジェクタ１２からの噴霧の中心線Ｌｃがキャビティ６内に位置する範囲内で噴射を終了するようにすれば、エミッション、燃費及びトルクを良好に保つ効果とガソリンによるオイルの希釈を抑制する効果の両方が満足されることとなる。
【００６５】
図１３は冷却水温度（潤滑油温度）とオイル希釈率との関係を示し、この図のように、冷却水温度が低いときはシリンダ壁に付着した燃料が蒸発し難いためにオイル希釈率が増加し易く、冷却水温度が高くなるとシリンダ壁に燃料が付着してもすぐに蒸発するためオイル希釈率が低く保たれる。
【００６６】
つまり、エンジンの温間時には燃料噴射タイミングを遅らせてもオイル希釈の問題はない。そこで、温間モードで制御される場合において、運転状態が均一燃焼領域にあるときの好ましい制御として、吸気行程噴射の噴射タイミングを冷間時と比べて遅らせるようにしてもよい。このようにすると、燃料噴射時の燃焼室５内の吸気流動が強くなることでミキシングを向上し、燃焼性を高めることができる。
【００６７】
また、図１４（ａ）は冷間時において噴射開始時期をＡＴＤＣ６０°として吸気行程噴射を行なった場合（線３５）と、噴射開始時期をＡＴＤＣ４０°として吸気行程噴射を行なった場合（線３６）と、噴射開始時期が４０°の吸気行程噴射と圧縮行程噴射とを、噴射量の割合を２：１として行なった分割噴射の場合とにつき、オイル希釈率の時間的変化を示している。この図のように噴射開始時期がＡＴＤＣ６０°と遅い場合はオイル希釈率が増大するのに対し、噴射開始時期をＡＴＤＣ４０°として吸気行程噴射を行えばオイル希釈率が小さくなり、さらに分割噴射を行なった場合は、吸気行程噴射の期間が短くなることでシリンダ壁への燃料付着量が減少するためオイル希釈率がより一層小さくなる。従って、エンジン温度が著しく低いときは、図８（ｃ）に示す冷間分割噴射モードを選択することがオイル希釈抑制の面でも有利となる。
【００６８】
図１４（ｂ）は、冷間時において噴射開始時期をＡＴＤＣ６０°とした吸気行程噴射をスワールなしの状態で行なった場合（線３１）及びスワール生成状態で行なった場合（線３２）と、噴射開始時期をＡＴＤＣ０°とした吸気行程噴射をスワールなしの状態で行なった場合（線３３）及びスワール生成状態で行なった場合（線３４）とにつき、オイル希釈率の時間的変化を示している。この図のように、スワールを生成すれば、オイル希釈が抑制される。これは、噴射燃料がシリンダ壁に達するまでにスワールでミキシングされて微粒化が促進されることにより、シリンダ壁への燃料付着が抑制されるためであり。特に、前述のようにタンブル成分とスワール成分とを有する斜めスワールを生成すれば、そのタンブル成分により噴霧が下方に向けられるため、シリンダ壁への燃料付着がより一層抑制される。
【００６９】
従って、冷間時でも低負荷低回転側の領域では上記制御弁１８を閉じて斜めスワールを生成させるようにしておけばよい。
【００７０】
ところで、圧縮行程噴射時には筒内圧が高くなることで噴霧がコンパクトになるため、吸気行程噴射と比べてシリンダ壁への燃料付着は生じにくい。従って、前記の図９に示すように、圧縮行程噴射から圧縮上死点までの期間（θ２１，θ２０）を吸気上死点から吸気行程噴射までの期間（θ１１，θ１０）より大きくしても差し支えなく、このようにすることで噴射期間の確保等に有利となる。
【００７１】
【発明の効果】
以上のように本発明は、燃焼室の周縁部に配置したインジェクタをシリンダ軸線と直交する方向に対して斜め下方４５°以内に指向させるとともに、少なくともエンジンの冷間時に吸気行程での燃料噴射を行なうことにより均一化状態とするとともに、冷間時に吸気行程での燃料噴射の開始時期をクランク角で上死点後３０°から４０°までの範囲内とし、かつ燃料噴射の終了時期をインジェクタからの噴霧の中心線がピストン頂部のキャビティ内に位置する範囲内のクランク角に設定しているため、レイアウト上の制約等から上記インジェクタの噴射方向をあまり下に向けられないという条件下で、エンジンの冷間時に、ＨＣ排出量を低減して燃費、トルク等を向上するとともに、シリンダ壁への燃料付着を抑制し、オイルの希釈を防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態による筒内噴射型火花点火式エンジンの断面図である。
【図２】上記エンジンの燃焼室及び吸気系の概略平面図である。
【図３】上記エンジンの燃焼室の断面図である。
【図４】ピストンの頂部の平面図である。
【図５】図１のＡ−Ａ線部分での吸気ポートの断面形状を示す図である。
【図６】ポート形状についての説明図である。
【図７】制御系のブロック図である。
【図８】（ａ）〜（ｃ）は温間時、冷間時における燃料噴射形態及び空燃比の制御マップを示す図である。
【図９】（ａ）（ｂ）はエンジン負荷及びエンジン回転数に応じた吸気流動の制御を示す図である。
【図１０】吸気行程噴射及び圧縮行程噴射の噴射タイミングを示す図である。
【図１１】制御のフローチャートである。
【図１２】噴射タイミングとオイル希釈率、ＨＣ排出量、燃費及びトルクとの関係を示す図である。
【図１３】冷却水温度とオイル希釈率との関係を示す図である
【図１４】（ａ）（ｂ）は噴射開始時期等を変えた場合のオイル希釈率の時間的変化を示す図である。
【符号の説明】
１エンジン本体
３シリンダヘッド
４ピストン
５燃焼室
６キャビティ
７Ａ，７Ｂ吸気ポート
１１点火プラグ
１２インジェクタ
１８制御弁
２０ＥＣＵ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an in-cylinder injection spark ignition engine in which an injector is disposed at the peripheral edge of a combustion chamber and a cavity is provided at the top of the piston.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, for example, as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-286520, an ignition plug is disposed at the center of the combustion chamber, and an injector is disposed at the periphery of the combustion chamber, and fuel is directly injected from the injector into the combustion chamber. An in-cylinder injection type spark ignition engine is known.
[0003]
In this type of engine, the injector is disposed so as to inject fuel obliquely downward (piston side) from the peripheral edge of the combustion chamber, and when the fuel is injected from the injector in the compression stroke, the top of the piston The fuel reflected in step S1 is sent around the spark plug to perform stratified combustion. When fuel is injected in the intake stroke, the air-fuel mixture is diffused throughout the combustion chamber and uniform combustion is performed.
[0004]
Therefore, the fuel injection mode is changed according to the operation state, for example, in the low load low rotation region, the stratified combustion state is set by the compression stroke injection, while in the high load region and the high rotation range, the uniform combustion state is set by the intake stroke injection. Such control is performed. Further, as shown in the above publication, there are cases where split injection is performed in which fuel is injected in the intake stroke and the compression stroke, respectively.
[0005]
In such an engine, in order to promote stratification, a cavity is partially provided at the top of the piston so that the fuel injected from the injector during the compression stroke injection is sent to the vicinity of the spark plug through the cavity. A structure is also considered.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
In the in-cylinder spark-ignition engine as described above, an intake port or the like is disposed in the vicinity of the place where the injector is installed in the peripheral portion of the combustion chamber, and the installation place of the injector is restricted. It is difficult to take a large installation angle of the injector with respect to the horizontal direction (direction perpendicular to the cylinder axis).
[0007]
Moreover, in what is shown in the drawing of the above publication, the fuel injection direction is bent downward with respect to the installation direction of the injector so that the spray is directed toward the piston top surface even when the piston is relatively below. However, when the fuel injection direction is bent with respect to the installation direction in this way, the shape of the injection port and the like becomes complicated, and the spray shape deteriorates and atomization is hindered. Therefore, in order to obtain a good spray, it is necessary to inject fuel in the same direction as the installation direction of the injector. Therefore, the injection angle of the injector is restricted in accordance with the installation angle of the injector, and is usually in the horizontal direction. It must be set within 45 ° below.
[0008]
Under such restrictions, particularly when the fuel is injected from the injector during the intake stroke in the cold state, if the piston moves relatively far from the top dead center during the injection, the direction of spray from the injector changes. Most of the injected fuel adheres to the cylinder wall because it is detached from the top surface. In the cold state, the fuel adhering to the cylinder wall does not evaporate but is scraped off by the piston and mixed into the lubricating oil, thereby diluting the oil.
[0009]
On the other hand, if injection is started from a time when the piston is very close to top dead center to avoid such a situation, the fuel that adheres to the top of the piston and burns back from the piston burns before the fuel is sufficiently atomized. A large amount adheres to the ceiling of the room, and these fuels are discharged without being sufficiently combusted, so that the HC and CO in the exhaust increase, resulting in a problem of emission and deterioration of fuel consumption.
[0010]
In view of the above circumstances, the present invention suppresses fuel adhesion to the cylinder wall even when fuel is injected from the injector during the intake stroke in the cold state, and prevents dilution of the oil, as well as piston top surface and combustion. An object of the present invention is to provide an in-cylinder injection spark ignition engine that can suppress fuel adhesion to the room ceiling and improve emission and fuel consumption.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above-mentioned object, the present invention provides an ignition plug at a substantially central portion of a combustion chamber formed above a piston in a cylinder bore, and an injector at a peripheral portion of the combustion chamber so that the fuel is directed obliquely downward. And a cavity is provided at the top of the piston so as to be offset toward the injector, and fuel is injected from the injector in a compression stroke so that the air-fuel mixture is unevenly distributed around the spark plug through the cavity. In the in-cylinder spark-ignition engine that can be changed between a stratified state and a uniform state in which at least a part of the fuel is injected from the injector in the intake stroke and the air-fuel mixture is diffused throughout the combustion chamber, Oriented at an angle of 45 ° diagonally below the direction perpendicular to the cylinder axis, and at least when the engine is cold Provided with a control means for controlling the fuel injection from the injector to the state, at least the start timing of the fuel injection after the top dead center 30 ° in crank angle in the intake stroke at the time of cold engine Within the range of up to 40 ° And the end timing of fuel injection is set to a crank angle within a range where the center line of the spray from the injector is located in the cavity.
[0012]
According to this configuration, the start timing of fuel injection in the intake stroke under the condition that the injection direction of the injector is within 45 ° obliquely downward with respect to the direction orthogonal to the cylinder axis due to layout restrictions and the like By setting the crank angle to 30 ° or more after top dead center, fuel adhesion to the piston top surface and combustion chamber ceiling is suppressed, and HC emissions are reduced. In addition, the start timing of the fuel injection is within a range of 40 ° after top dead center, By setting the fuel injection end time to a crank angle within the range where the center line of the spray from the injector is located in the cavity, fuel adhesion to the cylinder wall is suppressed and oil dilution for lubrication is suppressed Is done.
[0013]
In the present invention, it is preferable to use a wide-angle injector having a spray angle of 40 ° or more at the time of injection in the intake stroke as the injector, and this is advantageous for fuel atomization and the like.
[0014]
In addition, warm-up can be promoted by performing split injection in which fuel is injected from the injector into the intake stroke and the compression stroke while the air-fuel ratio of the entire combustion chamber is substantially the stoichiometric air-fuel ratio at a predetermined cold time. The action is enhanced, and the period of the intake stroke injection is shortened, which is advantageous in preventing the fuel from adhering to the cylinder wall.
[0015]
When fuel is injected in the compression stroke, the pressure in the cylinder is high and the spray becomes compact, so that it is difficult for fuel to adhere to the cylinder wall as compared to the intake stroke injection. The crank angle between the fuel injection start timing and the compression top dead center may be set larger than the crank angle between the intake top dead center and the fuel injection start timing in the intake stroke.
[0016]
Further, at a predetermined cold time, the crank angle between the center of the fuel injection period in the compression stroke and the compression top dead center is set to the crank angle between the intake top dead center and the center of the fuel injection period in the intake stroke. It may be set larger than the corner.
[0017]
In addition, the intake system is configured so that an oblique swirl including a swirl component and a tumble component can be generated in the combustion chamber, and the oblique swirl is generated at a time when the fuel is injected at least in the intake stroke. It is preferable to make it. If it does in this way, since the effect | action which directs a spray downward by the said diagonal swirl at the time of intake stroke injection will be acquired, and atomization of a fuel will be accelerated | stimulated, the fuel adhesion to a cylinder wall will be suppressed.
[0018]
In the engine of the present invention, a control valve that controls the flow of intake air to one of the pair of intake ports is provided, and the intake system is configured so that the swirl ratio increases as the control valve is closed In addition, if the control valve is configured to be closed even when the engine is cold in the low-load and low-rotation region of the engine, a good effect of suppressing fuel adhesion to the cylinder wall can be obtained by swirl when the engine is cold. It is done.
[0019]
In addition, control is performed so that the fuel injection from the injector is performed only in the intake stroke in the specific operation region during the warm period, and the start timing of the intake stroke injection in the warm period is set to the start timing of the intake stroke injection in the cold period. It may be retarded as compared with that, and when it is warm, even if fuel adheres to the cylinder wall, it evaporates immediately. Therefore, even if the injection start timing is delayed as described above, it does not cause dilution of the oil. .
[0020]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
1 and 2 show an example of the structure of an in-cylinder injection type spark ignition engine. In these drawings, reference numeral 1 denotes an engine body, which includes a cylinder block 2 and a cylinder head 3 and includes a plurality of cylinders, and a piston 4 is fitted into each cylinder. A combustion chamber 5 is formed between the cylinder head 3 and the lower surface of the cylinder head 3. A cavity 6 is provided at the top of the piston 4.
[0021]
The cylinder head 3 is formed with two intake ports 7A and 7B that open to the combustion chamber 5, and two exhaust ports 8A and 8B, and two intake ports that open and close the intake ports 7A and 7B, respectively. A valve 9, two exhaust valves 10 that open and close both the exhaust ports 8 </ b> A and 8 </ b> B, a spark plug 11, and an injector 12 are attached. The injector 12 directly injects fuel into the combustion chamber 5, and is arranged on the peripheral portion of the combustion chamber 5 so as to inject the fuel obliquely downward. The spark plug 11 is disposed in the center of the combustion chamber 5.
[0022]
When these structures are specifically described, the ceiling part of the combustion chamber 5 constituted by the lower surface of the cylinder head 3 is a pent roof type, and the top part of the piston 4 has a central part corresponding to the ceiling part. It has a raised pent roof shape. Further, as shown in FIGS. 3 and 4, the cavity 6 is formed by partially denting the top of the piston 4, and is provided at a position offset toward the injector 12 side. That is, the cavity 6 is formed in the range from the vicinity of the periphery on the injector 12 side to the vicinity of the center portion at the top of the piston 4, and the portion on the piston center portion side of the periphery of the cavity 6 corresponds to the spark plug 11. The positional relationship is as follows.
[0023]
The intake ports 7A and 7B are formed independently of each other. As shown in FIG. 1, the upstream side of the intake ports 7A and 7B is located at the upper part of one side wall of the cylinder head 3, and the upstream side A portion 71 of a predetermined range extends linearly downward from the end, and a section 72 in which the inclination with respect to the horizontal direction (a direction perpendicular to the cylinder axis) is the slowest is provided downstream of the diagonal linear portion 71. The portion 73 (portion from the throat portion near the downstream end to the downstream end) on the downstream side of the gently inclined section 72 has a gradually increasing inclination angle with respect to the horizontal direction, and the downstream end is a pent roof type combustion chamber ceiling portion. Is open.
[0024]
The shape of the transverse cross section (cross section perpendicular to the axis) of the intake ports 7A and 7B is symmetrical to each other, and has a deformed cross sectional shape as shown in FIG. That is, in FIG. 5, the cross-sectional shapes of both intake ports 7A and 7B are an upper side portion 74 located on the far side from the lower surface of the cylinder head, an outer side portion 75 located on the opposite side to the side between the intake ports, It has a substantially triangular shape having an oblique side portion 76 from the inner side to the lower side that is between the ports, and more specifically, in addition to the upper side portion 74, the outer side portion 75, and the oblique side portion 76, the upper side portion 74 and the oblique side portion 76. And a short lower side part 78 between the outer side part 75 and the oblique side part 76.
[0025]
A position that is the center of the maximum width in the horizontal direction of the intake ports 7A and 7B and the center of the maximum width in the vertical direction is an axis O, and the horizontal and vertical directions that are orthogonal to each other through the axis O. These two straight lines are called center lines Lx and Ly in the respective directions, and a circle having a diameter corresponding to the maximum width in the horizontal or vertical direction of the intake ports 7A and 7B is defined as a reference circle C (a crossing when the intake port has a circular cross section). In comparison with the reference circle C, the port cross section has an increased cross-sectional area above the lateral center line Lx and outside the lateral center line Ly. That is, the upper side portion 74 and the outer side portion 75 are respectively expanded on the both sides of the center lines Lx and Ly outward in the radial direction from the reference circle C. In this way, the upper side and the outer side of the intake port are formed. A lot of air flows, which is advantageous for strengthening the tumble component and swirl component. Further, the oblique side portion 76 enters the axis O side from the reference circle C.
[0026]
As shown in FIG. 6 which is an explanatory view of the port shape, the diagonally linear portion 71 has a substantially triangular shape and a constant cross section, and extends from the throat portion on the downstream side of the intake port to the opening to the combustion chamber 5. The portion 73 has a circular cross section corresponding to the shape of the intake valve, and is formed so that the cross sectional shape gradually changes from the irregular cross section to the circular cross section in the gentle slope section 72 therebetween.
[0027]
The injector 12 is constituted by a wide-angle injector having a spray angle of 40 ° or more at the time of injection in the intake stroke so as to be advantageous for atomization of fuel, and particularly preferably a swirl injector that injects fuel in a spiral shape. Consists of. An injector mounting hole provided below the intake ports 7A and 7B in a state where the injector 12 is inclined so as to inject fuel from the peripheral edge of the combustion chamber toward the obliquely downward direction in the combustion chamber 5. 13 is attached. In this case, both the intake ports 7A and 7B have an irregular cross-sectional shape in which the oblique side portion 76 from the inner side to the lower side enters the axial center side from the reference circle C in the oblique linear portion 71 as described above. A space for arranging the injector 12 is secured below the intake ports 7A and 7B.
[0028]
However, even in this way, the installation location of the injector is limited by both intake ports 7A and 7B, so it is difficult to make the installation angle of the injector 12 larger than 45 ° with respect to the horizontal direction, and good spraying is possible. In order to obtain it, it is necessary to inject fuel in the same direction as the installation direction of the injector. From these restrictions, the injection direction from the injector 12 is set within 45 ° below the horizontal direction.
[0029]
In addition, a valve guide 14 that slidably supports the valve shaft of the intake valve 9 is provided on the upper wall of the gently inclined section 72 of the intake ports 7A and 7B.
[0030]
An intake manifold 15 is connected to one side of the engine body 1. A branch pipe 17 for each cylinder is provided downstream of the surge tank 16 in the intake manifold 15, and both the intake pipes 17 are connected to the branch pipe 17. A pair of intake passages 17A and 17B communicating with the ports 7A and 7B are formed. A control valve 18 that controls the flow of intake air to one intake port 7A is provided in the intake passage 17A that communicates with the intake port 7A. The control valve 18 is actuated by an actuator 19 such as a step motor.
[0031]
The intake ports 7A and 7B and the control valve 18 constitute an intake system capable of generating an oblique swirl having a swirl component and a tumble component and capable of adjusting the swirl component and the tumble component. .
[0032]
In other words, when the control valve 18 is fully closed or partially opened (the opening between the fully open and fully closed state), the intake air flow of one intake port 7A is restricted, so that the other intake port 7B has a large amount. A swirl having a swirl component (a swirl component in the horizontal direction) is generated in the combustion chamber 5 by the flowing intake air. In addition, the intake ports 7A and 7B are configured such that the diagonally linear portion 71 and the downstream end portion 73 have a relatively large inclination angle, and the gentle inclination section 72 is relatively short, so that the intake ports 7A and 7B are relatively short. Is formed so as to include a tumble component (vertical component of the vortex). Therefore, when the control valve is not fully open (fully closed or partially open), an oblique swirl including the swirl component and the tumble component is generated in the combustion chamber 5.
[0033]
The swirl component is strongest when the control valve 18 is in the fully closed state, and becomes weaker as the opening of the control valve 18 increases. The swirl component becomes substantially zero when the control valve 18 is fully opened. Sometimes the tumble component is left behind.
[0034]
FIG. 7 shows an engine control system. In this figure, an ECU (control unit) 20 comprising a microcomputer or the like includes a rotation speed sensor 21 for detecting the engine rotation speed, an accelerator sensor 22 for detecting the accelerator opening degree, and an intake. Signals from an air flow meter 23 that detects the amount of air, a water temperature sensor 24 that detects the temperature of engine cooling water, and the like are input.
[0035]
The ECU 20 includes a fuel injection control means 25, an air-fuel ratio control means 26, and an intake air flow control means 27. Based on the map shown in FIG. 8 to be described later, the fuel injection control means 25 performs fuel in the compression stroke so as to achieve a stratified state in which the air-fuel mixture is unevenly distributed around the spark plug in accordance with the engine operating state and engine temperature (water temperature). A compression stroke injection for injecting fuel, an intake stroke injection for injecting fuel in the intake stroke to achieve a uniform state in which the mixture is diffused throughout the combustion chamber, and a relatively rich mixture around the spark plug. The fuel injection form from the injector 12 is changed to split injection in which fuel is injected in the intake stroke and the compression stroke so that a relatively lean air-fuel mixture exists in the surroundings.
[0036]
The air-fuel ratio control means 26 sets an air-fuel ratio corresponding to the fuel injection mode based on a map shown in FIG. 8 to be described later, and the injector via the fuel injection control means 25 so as to obtain the air-fuel ratio. The fuel injection amount from 12 is controlled, and intake air amount adjusting means 28 such as an electric throttle (throttle valve operated by an electric actuator) is controlled.
[0037]
The intake flow control means 19 controls the opening degree of the control valve 18 as will be described later according to the operating state.
[0038]
FIG. 8 shows a control map of three types of modes, that is, a warm mode, a cold normal injection mode, and a cold split injection mode for the fuel injection mode and the air-fuel ratio.
[0039]
FIG. 6A shows a warm mode. In this mode, a region below a predetermined load and a predetermined number of revolutions is defined as a stratified combustion region A. In this region A, compression stroke injection is performed and the air-fuel ratio is, for example, A / F = about 40, so that the air / fuel ratio is much leaner than the theoretical air / fuel ratio. On the other hand, a region extending from the high load side to the predetermined load and from the predetermined rotation speed to the high rotation side is defined as a uniform combustion region B. In this region B, intake stroke injection is performed. In the uniform combustion region B, in the region B1 close to the stratified combustion region A on the low load and low rotation side, the air-fuel ratio is leaner than the theoretical air-fuel ratio (λ> 1), for example, A / F = 20. The In the uniform combustion region B, particularly in the high load side and the high rotation side region B2, the air-fuel ratio is set to the stoichiometric air-fuel ratio or richer (λ ≦ 1), for example, A / F = 13 to 14.7. It is said.
[0040]
FIG. 6B shows a cold normal injection mode. In this mode, the air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio (λ = 1) and the intake stroke injection is performed in most of the operation region C except near the fully open load. Done. In the high load region D near the fully open load, the intake stroke injection is performed while the air-fuel ratio is set to A / F = 13 to 14.7.
[0041]
FIG. 4C shows a cold split injection mode. In this mode, the air-fuel ratio is set to the stoichiometric air-fuel ratio (λ = 1) in most of the operation region E excluding the high load region and the high rotation region. Divided injection is performed. In the high speed region F1 excluding the high load region, the intake stroke injection is performed while the air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio (λ = 1). In the high load region F2 near the fully open load, the intake stroke injection is performed while the air-fuel ratio is set to A / F = 13 to 14.7.
[0042]
FIGS. 9A and 9B show the characteristics of the intake flow control according to the engine load and the engine speed in each operation region in the warm mode.
[0043]
As a control characteristic according to the engine load, as shown in FIG. 9A, in the stratified combustion region A, the control valve 18 is partially opened, and the opening degree of the control valve 18 is relatively large on the low load side. As the load increases, the swirl ratio SRi and the tumble ratio TRi are increased by reducing the opening of the control valve 18 in order to appropriately diffuse the air-fuel mixture. In the uniform combustion region B, the lean air-fuel ratio region B1, the control valve 18 is fully closed, so that the swirl ratio SRi and the tumble ratio TRi are maximized. Moreover, in the region B2 in which the air-fuel ratio is rich in the uniform combustion region B, the swirl ratio SRi is set to 0 by fully opening the control valve 18.
[0044]
As a control characteristic corresponding to the engine speed, as shown in FIG. 9B, in the stratified combustion region A, the control valve 18 is partially opened, and as the engine speed increases, the intake air flow rate itself becomes faster. In order to adjust the tendency, the swirl ratio SRi and the tumble ratio TRi are reduced by increasing the opening of the control valve 18. The control valve 18 is fully closed in the region B1 of the uniform combustion region B and the control valve 18 is fully opened in the region B2, as in the case of control according to the load in FIG.
[0045]
Note that the control valve 18 is controlled in such a direction that the swirl is generally strengthened during the cold time compared with the warm time. For example, in region C in the cold normal injection mode and region E in the cold split injection mode, the control valve 18 is fully closed or closed to a relatively small opening. That is, in the low load and low rotation region of the engine, the control valve 18 is fully closed or closed to a relatively small opening even when the engine is cold.
[0046]
FIG. 10 shows the timing of fuel injection from the injector 12 with reference to TDC (intake top dead center or compression top dead center). In this figure, the injection start timing I11 and the injection end timing I12 shown by solid lines are those in the intake stroke injection, that is, in the case of performing only the intake stroke injection or in the intake stroke in the divided injection. The intake stroke injection is performed after the intake top dead center, and the injection start timing is set at 30 ° after the top dead center at the crank angle, and the injection end timing is the center line Lc of the spray from the injector 12 (FIG. 3). ) Is set to a crank angle within a range located in the cavity 6. The range in which the spray center line Lc is located in the cavity 6 varies depending on the fuel injection direction, the shape and arrangement of the cavity 6, and the like shown in FIGS. Up to about 60 °.
[0047]
Further, the injection start timing I21 and the injection end timing I22 indicated by broken lines are those in the case of the compression stroke injection, that is, in the case of performing only the compression stroke injection or in the compression stroke in the divided injection. As shown in the figure, the compression stroke injection is performed slightly before the compression top dead center, but the crank angle θ21 from the injection start timing I21 to the compression top dead center is the injection start timing I11 of the intake stroke injection from the intake top dead center. The crank angle θ20 from the center I20 of the compression stroke injection period to the compression top dead center is larger than the crank angle θ10 from the intake top dead center to the center I10 of the intake stroke injection period. It is set to be.
[0048]
Specifically, an example of the injection timing is that the injection start timing I11 of the intake stroke injection is ATDC 40 ° CA, the end timing I12 is ATDC 54 ° CA, and the center I10 of the injection period is ATDC 47 ° CA, while the compression stroke The injection start timing I21 of injection is BTDC 60 ° CA, the end timing I22 is BTDC 54 ° CA, and the center I20 of the injection period is BTDC 57 ° CA. However, ATDC represents the top dead center, BTDC represents the top dead center, and CA represents the crank angle.
[0049]
FIG. 11 shows an example of the control by the ECU. When this control is started, the coolant temperature input from the water temperature sensor 24 and the first and second set temperatures T are shown. ₁ , T ₂ Are compared (steps S1, S2). First set temperature T ₁ Is, for example, about 30 ° C., and the second set temperature T ₂ Is, for example, about 80 ° C.
[0050]
The cooling water temperature is the second set temperature T ₂ During the warm time, the fuel injection mode and the air-fuel ratio are controlled based on the warm mode map shown in FIG. 8A, and the control valve 18 is controlled as shown in FIG. 9 (step S3). . The cooling water temperature is the first set temperature T ₁ Thus, the second set temperature T ₂ When the temperature is less than 1, the fuel injection mode and the air-fuel ratio are controlled based on the map of the cold normal injection mode shown in FIG. 8B, and the control valve 18 is controlled as described above (step S4). ).
[0051]
In addition, the cooling water temperature is the first set temperature T ₁ When the temperature is below the cold range, the fuel injection mode and the air-fuel ratio are controlled based on the map of the cold split injection mode shown in FIG. 8C, and the control valve 18 is controlled as described above (step S5). ). At this time, the start-up increase and the warm-up increase may be performed in order to promote start-up and warm-up.
[0052]
According to the engine of this embodiment as described above, the cooling water temperature is the second set temperature T. ₂ During the warm time, control based on the warm mode map is performed.
[0053]
That is, in the stratified combustion region A on the low load and low rotation side, fuel is injected from the injector 12 disposed at the periphery of the combustion chamber 5 in the compression stroke, and this fuel is trapped in the cavity 6 and then applied to the peripheral wall surface. The air-fuel mixture is stratified so that the air-fuel mixture is unevenly distributed around the spark plug 11, and this stratification makes it possible to ignite and burn in a state in which the air-fuel ratio is significantly lean, thereby improving fuel efficiency. Improved. Further, the high load side region and the high rotation side region are defined as a uniform combustion region B. In this region B, fuel is injected during the intake stroke and the air-fuel mixture is diffused throughout the combustion chamber. Of these, the air-fuel ratio is made lean in the low load side or low rotation side region B1, so that fuel efficiency can be improved in this region B1.
[0054]
In addition, the cooling water temperature is the first set temperature T when it is cold. ₁ In the above-described case, control based on the map of the cold normal injection mode is performed, and the intake stroke injection is performed while maintaining the stoichiometric air-fuel ratio in most of the operation region, thereby improving the combustibility in the cold state. And warm-up is promoted.
[0055]
When the cooling water temperature is cold and the first set temperature T ₁ When the temperature is lower, control based on the map of the cold split injection mode is performed, and split injection in which fuel is injected from the injector 12 in the intake stroke and the compression stroke, respectively, in the most operating region while being substantially the stoichiometric air-fuel ratio. As a result, the warm-up promoting action is enhanced and the emission is also improved.
[0056]
The fact that the warm-up promoting action and the like can be obtained by performing split injection while maintaining the substantially stoichiometric air-fuel ratio is described in the specification of Japanese Patent Application No. 9-17196 filed earlier by the present applicant. Briefly explaining this, the above-described split injection forms a relatively rich air-fuel mixture around the spark plug and a relatively lean air-fuel mixture around it, and ignition is performed in this state. After the stability is ensured and the rich air-fuel mixture in the vicinity of the ignition plug is initially burned at a relatively fast combustion speed, the combustion shifts to the main combustion where the relatively lean air-fuel mixture around it burns. Since the main combustion is slow combustion, the same effect as when the ignition timing is retarded is obtained, and the surplus fuel generated near the spark plug during the initial combustion gradually deprives the lean mixture of oxygen and burns After that, burning occurs, and the function of raising the exhaust temperature by these actions and promoting warm-up is obtained.
[0057]
In addition, during the control in the cold split injection mode, the starting amount of fuel and the warming-up amount may be increased.In this case, the fuel injection amount is increased by the increase correction, but the intake stroke injection and the compression stroke injection are performed. Since it is divided, the intake stroke injection time does not increase too much.
[0058]
First set temperature T ₁ The reason for switching from split injection to uniform injection is that uniform combustion only by intake stroke injection is advantageous in terms of fuel efficiency when the stoichiometric air-fuel ratio is set.
[0059]
As described above, the intake stroke injection is performed in the cold normal injection mode when the engine is cold, and part of the fuel is injected in the intake stroke during the split injection in the cold split injection mode. Furthermore, the injection start timing of the intake stroke injection is a crank angle within a range where the crank angle is 30 ° or more after top dead center and the spray end time is within the range where the center line of the spray from the injector 12 is located in the cavity 6. By setting as described above, the HC emission amount can be reduced, the fuel consumption can be improved, and the torque can be improved, and the dilution of oil by gasoline can be suppressed.
[0060]
Such an operation will be described with reference to FIGS.
[0061]
FIG. 12 uses the engine shown in FIGS. 1 to 4 and is in a low-speed and high-load operation state where the cooling water temperature (oil temperature) of the engine is cold at about 50 ° C. and the fuel injection amount is relatively large. The relationship between the injection timing and oil dilution rate, HC emission amount, fuel consumption and torque is shown under the conditions, the horizontal axis injection timing is the injection start timing, and the injection end timing is about 20 ° CA later than this. It is.
[0062]
As shown in this figure, when the injection timing is earlier than the vicinity of ATDC 30 °, the HC emission amount increases, and accordingly, the fuel consumption tends to deteriorate and the torque tends to decrease. This is because the top of the piston 4 is too close to the injector 12 and the ceiling of the combustion chamber, so that a lot of fuel before being injected from the injector 12 and sufficiently atomized adheres to the piston 4 and collides with the piston 4. This is because most of the rebounded fuel adheres to the ceiling surface of the combustion chamber and is discharged without burning. Then, if the injection timing is after ATDC 30 °, the fuel adhesion to the piston 12 and the combustion chamber ceiling is reduced, thereby reducing the HC emission amount, reducing the fuel consumption, and increasing the torque.
[0063]
Also, the oil dilution rate is kept low until the injection timing is about ATDC 40 ° (the injection end timing is about ATDC 60 °), but if the injection timing is later than this, the oil dilution rate tends to increase. In the engine of this embodiment, the limit of the range in which the center line Lc of the spray from the injector 12 is located in the cavity 6 is about ATDC 60 °, and fuel is injected after that until the piston 4 descends. This is because if the center line Lc is deviated from the cavity 6, much of the injected fuel scatters around the combustion chamber 5 and fuel adhesion to the cylinder wall increases. If the fuel adheres to the cylinder wall, the piston passes through the fuel adhering portion of the cylinder wall when the piston is raised, and then scrapes off the fuel adhering to the cylinder wall when the piston is lowered. Will result in dilution.
[0064]
From the data shown in FIG. 12, if the injection timing is set to ATDC 30 ° or later and the injection is terminated within the range where the center line Lc of the spray from the injector 12 is located in the cavity 6, the emission, fuel consumption and torque Both the effect of keeping the oil in good condition and the effect of suppressing the dilution of oil by gasoline are satisfied.
[0065]
FIG. 13 shows the relationship between the cooling water temperature (lubricating oil temperature) and the oil dilution ratio. As shown in this figure, when the cooling water temperature is low, the fuel attached to the cylinder wall is difficult to evaporate. The oil dilution rate is kept low because it evaporates immediately even if fuel adheres to the cylinder wall when the coolant temperature rises.
[0066]
That is, there is no problem of oil dilution even if the fuel injection timing is delayed when the engine is warm. Therefore, when the control is performed in the warm mode, the injection timing of the intake stroke injection may be delayed as compared with the cold time as a preferable control when the operation state is in the uniform combustion region. In this way, the intake flow in the combustion chamber 5 at the time of fuel injection becomes stronger, so that mixing can be improved and the combustibility can be improved.
[0067]
FIG. 14 (a) shows a case where the intake stroke injection is performed with the injection start timing set to ATDC 60 ° in the cold state (line 35) and a case where the intake stroke injection is performed with the injection start timing set to ATDC 40 ° (line 36). The change in oil dilution with time is shown for the case of split injection in which the intake stroke ratio and the compression stroke injection with an injection start timing of 40 ° are performed at a ratio of 2: 1. As shown in this figure, when the injection start timing is as late as ATDC 60 °, the oil dilution rate increases. On the other hand, if the injection start timing is set to ATDC 40 ° and the intake stroke injection is performed, the oil dilution rate decreases, and further divided injection is performed. In this case, since the amount of fuel adhering to the cylinder wall is reduced by shortening the intake stroke injection period, the oil dilution rate is further reduced. Therefore, when the engine temperature is extremely low, selecting the cold split injection mode shown in FIG. 8C is advantageous in terms of suppressing oil dilution.
[0068]
FIG. 14B shows the case where the intake stroke injection with the injection start timing set to ATDC 60 ° in the cold state is performed without a swirl (line 31) and the swirl generation state (line 32). The time variation of the oil dilution rate is shown when the intake stroke injection with the start timing ATDC 0 ° is performed without swirl (line 33) and when the swirl generation state is performed (line 34). If a swirl is generated as shown in this figure, oil dilution is suppressed. This is because the fuel adhering to the cylinder wall is suppressed by mixing the fuel by swirl until the injected fuel reaches the cylinder wall and promoting atomization. In particular, if an oblique swirl having a tumble component and a swirl component is generated as described above, the spray is directed downward by the tumble component, so that fuel adhesion to the cylinder wall is further suppressed.
[0069]
Therefore, it is only necessary to close the control valve 18 and generate an oblique swirl in the low load and low rotation region even when cold.
[0070]
By the way, since the spray becomes compact by increasing the in-cylinder pressure during the compression stroke injection, fuel adhesion to the cylinder wall is less likely to occur compared to the intake stroke injection. Therefore, as shown in FIG. 9, the period (θ21, θ20) from the compression stroke injection to the compression top dead center may be longer than the period (θ11, θ10) from the intake top dead center to the intake stroke injection. In this way, it is advantageous for securing the injection period.
[0071]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the injector disposed at the peripheral edge of the combustion chamber is oriented within 45 ° obliquely downward with respect to the direction orthogonal to the cylinder axis, and at least the fuel injection in the intake stroke is performed when the engine is cold. By performing this, the fuel injection is made uniform, and the start timing of fuel injection in the intake stroke when cold is 30 ° after top dead center at the crank angle Within the range of up to 40 ° And the fuel injection end timing is set to a crank angle within the range where the center line of the spray from the injector is located in the cavity at the top of the piston. When the engine is cold, it can reduce HC emissions and improve fuel economy, torque, etc., and suppress fuel adhesion to the cylinder wall and prevent oil dilution when the engine is cold it can.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of a direct injection spark ignition engine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic plan view of a combustion chamber and an intake system of the engine.
FIG. 3 is a sectional view of a combustion chamber of the engine.
FIG. 4 is a plan view of the top of the piston.
FIG. 5 is a diagram showing a cross-sectional shape of the intake port along the line AA in FIG. 1;
FIG. 6 is an explanatory diagram of a port shape.
FIG. 7 is a block diagram of a control system.
FIGS. 8A to 8C are diagrams showing a fuel injection mode and an air-fuel ratio control map during a warm time and during a cold time.
FIGS. 9A and 9B are diagrams illustrating control of intake air flow in accordance with engine load and engine speed.
FIG. 10 is a diagram showing injection timings of intake stroke injection and compression stroke injection.
FIG. 11 is a flowchart of control.
FIG. 12 is a diagram showing the relationship between injection timing, oil dilution rate, HC emission amount, fuel consumption, and torque.
FIG. 13 is a diagram showing a relationship between cooling water temperature and oil dilution rate.
FIGS. 14A and 14B are diagrams showing temporal changes in the oil dilution rate when the injection start timing and the like are changed.
[Explanation of symbols]
1 Engine body
3 Cylinder head
4 Piston
5 Combustion chamber
6 cavity
7A, 7B Intake port
11 Spark plug
12 Injector
18 Control valve
20 ECU

Claims

An ignition plug is provided at a substantially central portion of the combustion chamber formed above the piston in the cylinder bore, and an injector is disposed at the peripheral edge of the combustion chamber so as to inject fuel obliquely downward. A cavity is provided at the top with an offset to the injector side, fuel is injected from the injector in a compression stroke, and a mixture is unevenly distributed around the spark plug through the cavity, and at least one of the fuel from the injector. In the in-cylinder injection type spark ignition engine that can be changed to a uniform state in which the air-fuel mixture is injected in the intake stroke and diffused to the entire combustion chamber, the injector is inclined downward with respect to the direction perpendicular to the cylinder axis. The injector should be oriented within 45 ° and at least in the uniform state when the engine is cold. Provided with a control means for controlling the fuel injection, and in a range of 30 ° after top dead center to 40 ° the start timing of the fuel injection in the intake stroke at a crank angle at the time between at least the engine cold, and the fuel injection The in-cylinder spark-ignition type engine is characterized in that the end time of is set to a crank angle within a range where the center line of the spray from the injector is located in the cavity.

The in-cylinder injection spark ignition engine according to claim 1, wherein a wide-angle injector having a spray angle of 40 ° or more at the time of injection in an intake stroke is used as the injector.

2. A split injection in which fuel is injected from the injector into an intake stroke and a compression stroke, respectively, while the air-fuel ratio of the entire combustion chamber is substantially the stoichiometric air-fuel ratio at a predetermined cold time. Alternatively, the in-cylinder injection spark ignition engine according to 2.

The crank angle between the start timing of fuel injection in the compression stroke and the compression top dead center is determined by the crank angle between the intake top dead center and the start timing of fuel injection in the intake stroke at a predetermined cold time. The in-cylinder injection spark ignition engine according to claim 3, wherein

The crank angle between the center of the fuel injection period in the compression stroke and the compression top dead center at a predetermined cold time is determined by the crank angle between the intake top dead center and the center of the fuel injection period in the intake stroke. The in-cylinder injection type spark ignition engine according to claim 4, wherein a large value is also set.

An intake system is configured so that an oblique swirl including a swirl component and a tumble component can be generated in the combustion chamber, and at least the oblique swirl is generated at a time of cold fuel injection in the intake stroke. The in-cylinder injection spark ignition engine according to any one of claims 1 to 5, wherein

A control valve for controlling the flow of intake air to one intake port of the pair of intake ports, the intake system is configured so that the swirl ratio increases as the control valve is closed, and the engine The in-cylinder injection spark ignition engine according to any one of claims 1 to 6, wherein the control valve is closed in a low load rotation region even when the engine is cold.

Control is performed so that the fuel injection from the injector is performed only in the intake stroke in the specific operation region in the warm mode, and the start timing of the intake stroke injection in the warm mode is compared with the start timing of the intake stroke injection in the cold mode The in-cylinder injection spark ignition engine according to any one of claims 1 to 7, wherein the retarded angle is retarded.