JP4023239B2

JP4023239B2 - INTERNAL COMBUSTION ENGINE FOR COMPRESSED IGNITION OF MIXED AIR AND CONTROL METHOD FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINE

Info

Publication number: JP4023239B2
Application number: JP2002200803A
Authority: JP
Inventors: 辰夫小林
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-07-10
Filing date: 2002-07-10
Publication date: 2007-12-19
Anticipated expiration: 2022-07-10
Also published as: JP2004044430A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、燃焼室内で燃料と空気との混合気を圧縮し、自着火させることによって動力を取り出す技術に関し、より詳しくは、混合気の自着火を制御することで、燃焼により生じる大気汚染物質の発生を抑制しつつ、高い効率で動力を取り出す技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
内燃機関は、比較的小型でありながら大きな動力を発生させることができるので、自動車や、船舶、航空機など種々の移動手段の動力源として、あるいは工場などの定置式の動力発生源として広く使用されている。これら内燃機関はいずれも、燃焼室内で燃料を燃焼させ、このときに発生する圧力を、機械的仕事に変換して出力することを動作原理としている。
【０００３】
近年では、地球環境を保護するために、内燃機関から排出される大気汚染物質の排出量を低減させることが、強く要請されるようになってきた。また、地球の温暖化要因となる二酸化炭素の排出量を低減する観点から、あるいは内燃機関の運転コストを低減させるために、燃料消費量の更なる低減が強く要請されるようになってきた。
【０００４】
これらの要請に応えるべく、混合気を燃焼室内で圧縮自着火させる燃焼方式（本明細書では、この燃焼方式を「予混合圧縮自着火燃焼方式」と呼ぶ）の内燃機関が注目されている。詳細には後述するが、予混合圧縮自着火燃焼方式を採用した内燃機関は、排気ガス中に含まれる大気汚染物質の排出量および燃料消費量が、従来の内燃機関に比べてたいへんに少ないという優れた特性を備えている。しかし、かかる燃焼方式は混合気を圧縮自着火させている関係上、内燃機関を高い負荷で運転すると、混合気が自着火する時期が早くなり過ぎて圧縮中に自着火し、強いノックが発生することがある。
【０００５】
本願の出願人は、負荷の高い運転条件でもノックを発生させることなく、混合気を圧縮自着火燃焼させるために、次のような技術を開発して既に出願済みである（特願２００２−１８８０４２号）。かかる技術においては、先ず初めに、燃料と空気との混合気を燃焼室内に形成する。この混合気を第１の混合気と呼ぶことにする。次いで、ピストンを上昇させて第１の混合気を圧縮する。負荷が低い運転条件では、こうしてピストンを上昇させて第１の混合気を圧縮するだけで、ほぼ圧縮上死点付近で自着火させることができる。一方、負荷が高い運転条件では、第１の混合気が圧縮中に自着火しないよう、空気に対する燃料の割合を少なくしておく。そして、圧縮行程の半ば以降の適切な時期に燃料を燃焼室内に直接噴射し、燃焼室内の一部の領域に第２の混合気を形成して、圧縮上死点付近の所望のタイミングで第２の混合気に点火してやる。点火された第２の混合気は速やかに燃焼して燃焼室内の圧力を上昇させ、その結果、第１の混合気が圧縮されて自着火に至る。こうすれば、第２の混合気に点火する時期を制御することで、第１の混合気を所望の時期に自着火させることができる。従って、負荷の高い運転条件においてもノックを発生させることなく予混合圧縮自着火燃焼を実現することが可能である。
【０００６】
こうした出願済みの技術においては、第１の混合気を自着火させるために第２の混合気に火花を飛ばして燃焼させている。すなわち、一部の混合気については、従来の燃焼方式と同様に火花で点火して火炎の伝播を伴った燃焼をすることになるので、全ての混合気を圧縮自着火させる場合と比べれば、大気汚染物質の排出量および燃料消費量の改善効果が目減りしてしまうことになる。改善効果ができるだけ目減りしないようにするためには、圧縮行程中に噴射する燃料の割合をできるだけ少なくしてやればよい。こうすれば火炎伝播によって燃焼する割合が減少するので、改善効果の目減りを抑制することができる。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、圧縮行程中に噴射する燃料の割合をあまりに少なくしたのでは、第２の混合気に確実に点火することが困難になるという問題がある。例えば、噴射する燃料量を少なくしたことより第２の混合気が形成されている領域が狭くなると、第２の混合気が点火位置から外れてしまい点火不良となる場合が生じ得る。また、噴射する燃料量を少なくした結果、第２の混合気の燃料濃度があまりに薄くなってしまった場合にも、第２の混合気に確実に点火することが困難となる。もちろん実際には、これらの要因が重畳的に影響して点火不良を引き起こす懸念がある。
【０００８】
このことから、圧縮行程中に噴射する燃料が少ない場合でも、第２の混合気を効率よく形成することで、確実に点火することが可能となるような技術の開発が要請されている。
【０００９】
この発明は従来技術における上述した課題を解決するためになされたものであり、予混合圧縮自己着火燃焼方式を適用した内燃機関において、大気汚染物質の排出量および燃料消費効率を低下させることなく、混合気に確実に点火することを可能とする技術の提供を目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段およびその作用・効果】
上述の課題の少なくとも一部を解決するため、本発明の内燃機関は次の構成を採用した。すなわち、
燃料と空気との混合気を燃焼室内で圧縮し、該圧縮された混合気を燃焼させることによって動力を出力し、比較的負荷の低い第１の条件下では前記混合気に点火せずに前記混合気を自着火させる内燃機関であって、
前記燃焼室の一部を構成するとともに前記混合気を圧縮するピストンと、
比較的負荷の高い第２の条件下で、前記燃料と空気とが、前記ピストンによる圧縮では自着火しない割合で混合した第１の混合気を、前記燃焼室内に形成する第１の混合気形成手段と、
前記第２の条件下で、前記第１の混合気中に前記燃料を噴射することにより、前記燃焼室内の一部の領域に第２の混合気を形成する燃料噴射弁と、
前記第２の条件下で、前記第２の混合気に点火して燃焼させることにより前記燃焼室内の圧力を上昇させて、前記第１の混合気を圧縮自着火させる点火手段と
を備え、
前記ピストンの前記燃焼室に面する頂面には、
前記第２の条件下で前記燃料噴射弁から噴射された前記燃料を受ける第１の凹部と、
前記第２の条件下で使用される前記点火手段と対向する位置に設けられた第２の凹部と、
前記第２の条件下で前記第１の凹部が受けた燃料を前記第２の凹部に導く案内溝と
が設けられていることを要旨とする。
【００１１】
また、上記の内燃機関に対応する本発明のピストンは、
燃料と空気との混合気を燃焼室内で圧縮し、該圧縮された混合気を燃焼させることによって動力を出力し、比較的負荷の低い第１の条件下では前記混合気に点火せずに前記混合気を自着火させる内燃機関に用いられ、該燃焼室の一部を構成するとともに該混合気を圧縮するピストンであって、
前記内燃機関は、
比較的負荷の高い第２の条件下で、前記燃料と空気とが、前記ピストンによる圧縮では自着火しない割合で混合した第１の混合気を、前記燃焼室内に形成する第１の混合気形成手段と、
前記第２の条件下で、前記第１の混合気中に前記燃料を噴射することにより、前記燃焼室内の一部の領域に第２の混合気を形成する燃料噴射弁と、
前記第２の条件下で、前記第２の混合気に点火して燃焼させることにより前記燃焼室内の圧力を上昇させて、前記第１の混合気を圧縮自着火させる点火手段と
を備え、
前記ピストンの前記燃焼室に面する頂面には、
前記第２の条件下で前記燃料噴射弁から噴射された前記燃料を受ける第１の凹部と、
前記第２の条件下で使用される前記点火手段と対向する位置に設けられた第２の凹部と、
前記第２の条件下で前記第１の凹部が受けた燃料を前期第２の凹部に導く案内溝と
が設けられていることを要旨とする。
【００１２】
更に、上記の内燃機関あるいはピストンに対応する本発明の制御方法は、
燃料と空気との混合気をピストンを用いて燃焼室内で圧縮し、該圧縮された混合気を燃焼させることによって動力を出力し、比較的負荷の低い第１の条件下では前記混合気に点火せずに前記混合気を自着火させる内燃機関の制御方法であって、
比較的負荷の高い第２の条件下で、前記燃料と空気とが、前記ピストンによる圧縮では自着火しない割合で混合した第１の混合気を、前記燃焼室内に形成する第１の工程と、
前記第２の条件下で、前記第１の混合気中に前記燃料を噴射することにより、前記燃焼室内の一部の領域に第２の混合気を形成する第２の工程と、
前記第２の条件下で、前記第２の混合気に点火して燃焼させることにより前記燃焼室内の圧力を上昇させて、前記第１の混合気を圧縮自着火させる第３の工程と
を備え、
前記第２の工程は、
前記噴射された燃料を、前記ピストンの頂面に設けられた第１の凹部で受ける工程と、
前記第１の凹部で受けた燃料を、前記ピストン頂面の所望の位置に設けられた第２の凹部に導いて該第２の凹部内に前記第２の混合気を形成する工程と
を備えることを要旨とする。
【００１３】
かかる本発明の内燃機関、ピストン、および制御方法においては、燃焼室内に第１の混合気を形成した後、燃料噴射弁からピストン頂面に向かって燃料を噴射する。噴射された燃料は、ピストン頂面に設けられた第１の凹部で受け止められ、案内溝を介して第２の凹部に導かれて第２の混合気を形成する。該第２の凹部は、該燃焼室内の混合気に点火するための点火手段に対向する位置に設けられており、こうして第２の凹部に形成された第２の混合気に点火する。すると、該第２の混合気が燃焼することによって該燃焼室内の圧力が上昇し、その結果、予め形成されていた第１の混合気を圧縮して自着火させる。
【００１４】
こうすれば、第１の混合気中の燃料の割合が空気に対して少なく、ピストンによって圧縮されただけでは自着火しない割合となっている場合でも、第２の混合気に点火することによって圧縮自着火することができる。かかる第２の混合気は、燃料噴射弁から噴射された燃料をピストン頂面に設けられた第１の凹部で受けた後、該燃料を案内溝で第２の凹部に導いてやることで、該第２の凹部に効率よく形成することができる。更に、かかる第２の凹部は点火装置に対向する位置に設けられているので、確実に点火することができる。このように本発明によれば、燃料噴射弁から噴射した燃料を用いて第２の混合気を効率よく形成することができるので、僅かな燃料を噴射するだけで、確実に点火することの可能な第２の混合気を形成することができる。
【００１５】
かかる本発明の内燃機関、ピストン、および制御方法においては、前記第２の凹部を前記第１の凹部よりも小さな凹部としても良い。
【００１６】
こうすれば、第１の凹部を広い凹部とすることができるので、燃料噴射弁から噴射された燃料を、該第１の凹部で効率よく受け止めることができる。こうして受け止めた燃料を、第１の凹部よりも小さく形成された第２の凹部に導いてやれば、該第２の凹部に第２の混合気を更に効率よく形成することが可能となる。
【００１７】
こうした内燃機関、ピストン、および制御方法においては、前記第２の凹部を、前記第１の凹部よりも、前記ピストン頂面の中央近くに設けることとしてもよい。
【００１８】
第２の凹部をピストン頂面の中央近くに設けた場合、前記点火手段は燃焼室の中央付近に設けられることになる。点火手段を燃焼室の中央付近に設けてやれば、特に吸気弁および排気弁をそれぞれ複数有する多弁エンジンの場合には、燃焼室の設計を容易且つ合理的なものとすることができるので好ましい。
【００１９】
こうした内燃機関、ピストン、および制御方法においては、前記案内溝の側壁の間隔が、前記第１の凹部から前記第２の凹部に向かって末狭まりとなるようにしても良い。
【００２０】
こうすれば、該第１の凹部で受け止めた燃料を前記第２の凹部に効率よく導いて、前記第２の混合気を該第２の凹部に効率よく形成することが可能となるので好適である。
【００２１】
あるいは、かかる案内溝の側壁の高さを、前記第１の凹部よりも前記第２の凹部に近い方が高くなるようにしてもよい。
【００２２】
こうすれば、該第１の凹部で受け止められた燃料が該第２の凹部に導かれる間に少しずつ広がった場合でも、該燃料が案内溝を乗り越えることを回避することができるので、該第２の凹部に前記第２の混合気を効率よく形成することが可能となって好適である。
【００２３】
更には、かかる案内溝あるいは第２の凹部の側壁が前記ピストン頂面と交わる少なくとも一部の領域に、前記燃焼室への開口を狭くする突部を設けることとしても良い。
【００２４】
こうすれば、前記第１の凹部で受け止められた燃料が前記第２の凹部に導かれる間に少しずつ広がった場合でも、あるいは、前記第２の混合気が該第２の凹部から溢れ出そうになった場合でも、かかる突部に遮られて、該案内溝あるいは該第２の凹部から溢れ出ることを抑制することができる。その結果、該第２の混合気を該第２の凹部に効率よく形成することが可能となって好ましい。
【００２５】
上述した内燃機関、ピストン、および制御方法においては、前記第１の凹部、前記第２の凹部、あるいは前記案内溝の少なくとも一部の領域に、燃焼室から流入した熱を蓄える蓄熱層と、該蓄熱層と該ピストンとを断熱する断熱層とを設けることとしても良い。
【００２６】
こうすれば、混合気の圧縮や混合気の燃焼などによって発生した熱を蓄熱層に蓄えておき、燃料噴射弁から噴射された燃料を気化させるために、蓄えておいた熱を活用することができるので、前記第２の混合気をより効率よく形成することが可能となる。
【００２７】
また、上述した内燃機関、ピストン、および制御方法においては、ピストンの頂面を次のような形状としても良い。すなわち、前記燃料噴射弁から燃料が圧縮上死点前４０度の時点で噴射された場合には、噴射された全ての燃料が、前記第１の凹部あるいは前記案内溝の少なくともいずれかで受け止められるとともに、圧縮上死点前５０度の時点で燃料が噴射された場合には、噴射された燃料の一部が該第１の凹部および該案内溝の外部で受け止められる形状としてもよい。
【００２８】
前記第２の混合気は、確実に点火可能なように所望の領域に形成することが望ましく、これに対して、該第２の混合気に先立って形成される前記第１の混合気は、ピストンによる圧縮では自着火しない混合気とするために、燃料と空気とはある程度均質に混合していることが望ましい。このことから、圧縮上死点前４０度の時点で噴射された場合には、噴射された全ての燃料が、前記第１の凹部あるいは前記案内溝の少なくともいずれかで受け止められる形状としておけば、該第２の混合気を所望の領域に効率よく形成することができるので好ましい。また、圧縮上死点前５０度の時点で燃料が噴射された場合には、噴射された燃料の一部が該第１の凹部および該案内溝の外部で受け止められる形状としておけば、噴射された燃料を空気に対して均質に分散させ易くなって、第１の混合気を適切に形成することが可能となるので好ましい。
【００２９】
あるいは、こうした内燃機関においては、前記第２の凹部と対向する位置に、第３の凹部を設けることとしても良い。
【００３０】
こうすれば、前記第２の混合気が該第２の凹部から溢れ出た場合でも該第３の凹部で受けることにより、該第２の混合気が拡散してしまうことを抑制することで、効率よく混合気を形成することが可能となって好ましい。
【００３１】
かかる第３の凹部を備えた内燃機関においては、前記点火手段を該第３の凹部に設けることとしても良い。
【００３２】
こうすれば、該第３の凹部に流入した前記第２の混合気に点火することで、前記第２の凹部の混合気に確実に点火することが可能となるので好ましい。
【００３３】
本発明は、２サイクルで運転される内燃機関に好適に適用することが可能である。
【００３４】
２サイクルで運転される内燃機関は、４サイクルの内燃機関に比べて混合気を圧縮自着火させることが容易であり、従って内燃機関の圧縮比を低めに設定することも可能である。これは次のような理由による。２サイクルの内燃機関は、４サイクルの内燃機関と異なって排気行程と吸気行程とが完全には分離しておらず、高温の排気ガスが残存した状態で吸気行程が開始されるので、圧縮を開始する段階で混合気の温度が高くなっている。しかも、排気ガス中の活性成分が存在しており、混合気温度が高いことと相まって、２サイクルの内燃機関では４サイクルと比べて、自着火させ易くなっているためである。このように、２サイクルの内燃機関は、混合気を効果的に圧縮自着火させて運転することができるので、本発明を組み合わせることで、より一層、効率よい運転を行うことが可能となって好適である。
【００３５】
【発明の実施の形態】
本発明の作用・効果をより明確に説明するために、次の順序に従って、本発明の実施例について説明する。
Ａ．第１実施例：
Ａ−１．装置構成：
Ａ−２．エンジン制御の概要：
Ａ−３．第１実施例における混合気の燃焼制御：
Ａ−４．ピストン頂面形状の作用：
Ａ−５．変形例：
Ｂ．第２実施例：
Ｂ−１．装置構成：
Ｂ−２．第２実施例における混合気の燃焼制御：
【００３６】
Ａ．第１実施例：
Ａ−１．装置構成：
図１は、予混合圧縮自着火燃焼方式を適用した第１実施例のエンジン１０の構造を概念的に示した説明図である。第１実施例のエンジン１０は、吸気・圧縮・膨張・排気の４つの行程を繰り返しながら燃焼室内で混合気を燃焼させることによって動力を出力する４サイクル式のエンジンである。図１では、エンジン１０の構造を示すために、燃焼室のほぼ中央で断面を取って表示している。図示されているようにエンジン１０の本体は、シリンダブロック１４０の上部にシリンダヘッド１３０が組み付けられて構成されている。シリンダブロック１４０の内部には、円筒形のシリンダ１４２が設けられており、このシリンダ１４２の内部にピストン１４４が摺動可能に設けられている。シリンダ１４２とピストン１４４とシリンダヘッド１３０の下面とで囲まれた空間が燃焼室となる。
【００３７】
ピストン１４４は、コネクティングロッド１４６を介してクランクシャフト１４８に接続されており、ピストン１４４はクランクシャフト１４８の回転にともなってシリンダ１４２内を上下に摺動する。
【００３８】
シリンダヘッド１３０には、燃焼室に吸入空気を取り入れるための吸気通路１２と、燃焼室内に燃料を噴射する燃料噴射弁１４と、燃焼室内の混合気に点火するための点火プラグ１３６と、燃焼室内で発生した燃焼ガスを排出するための排気通路１６などが接続されている。また、シリンダヘッド１３０には、吸気バルブ１３２と排気バルブ１３４とが設けられている。吸気バルブ１３２および排気バルブ１３４は、それぞれにカム機構によって駆動され、ピストン１４４の動きに同期して吸気通路１２および排気通路１６を開閉する。
【００３９】
吸気通路１２の上流側にはエアクリーナ２０が設けられており、エアクリーナ２０には空気中の異物を除去するためのフィルタが内蔵されている。エンジンに吸入される空気は、エアクリーナ２０を通過する際にフィルタで異物を除去された後、燃焼室内に吸入される。また、吸気通路１２には、スロットル弁２２が設けられており、電動アクチュエータ２４を駆動してスロットル弁２２を適切な開度に制御することで、燃焼室内に吸入される空気量を制御することができる。
【００４０】
排気通路１６の下流には、排気ガスに含まれる大気汚染物質を浄化するための触媒２６が設けられている。後述するように、予混合圧縮自着火燃焼方式を適用すれば、排気ガス中の大気汚染物質の濃度を大幅に減少することができるが、排気通路に触媒２６を設けることにより、排気ガス中に僅かに含まれる汚染物質も完全に浄化することが可能である。また、触媒２６の上流側には、排気ガス中に含まれる窒素酸化物の濃度を検出するＮＯｘセンサ２１が設けられている。
【００４１】
エンジン１０の動作は、エンジン制御用ユニット（以下、ＥＣＵ）３０によって制御されている。ＥＣＵ３０は、ＣＰＵや、ＲＡＭ、ＲＯＭ、Ａ／Ｄ変換素子、Ｄ／Ａ変換素子などをバスで相互に接続して構成された周知のマイクロコンピュータである。ＥＣＵ３０は、エンジン回転速度Ｎe やアクセル開度θacを検出し、これらに基づいてスロットル弁２２を適切な開度に制御するとともに、燃料噴射弁１４や、点火プラグ１３６を適切なタイミングで駆動する。エンジン回転速度Ｎe は、クランクシャフト１４８の先端に設けたクランク角センサ３２によって検出することができる。アクセル開度θacは、アクセルペダルに内蔵されたアクセル開度センサ３４によって検出することができる。
【００４２】
またＥＣＵ３０は、シリンダブロック１４０に設けられたノックセンサ２５の出力に基づいて、ノックの発生を検出することができる。ノックセンサ２５は、燃焼室内でノックが発生したときにシリンダ１４２内に発生する気柱振動を、共振現象を利用して検出することによりノックの発生を検出する。あるいは、ノックセンサ２５に代えて、燃焼室内の圧力を検出する圧力センサ２３を、シリンダブロック１４０あるいはシリンダヘッド１３０に設けることとしても良い。ノックセンサ２５に代えて圧力センサ２３が設けられている場合は、ＥＣＵ３０は、圧力センサ２３で検出した燃焼室内の圧力を読み込んで、燃焼室内圧力の上昇速度を算出することによって、ノックの発生を検出することができる。更には、排気通路１６に設けたＮＯｘセンサ２１の出力を読み込むことで、排気ガス中に含まれる窒素酸化物の濃度を検出することが可能となっている。後述するように、ＥＣＵ３０は、ノックの発生や、窒素酸化物の濃度が許容値以上に増加したことを検出して、これらを制御内容に反映させることにより、エンジン１０が常に適切に運転されるよう制御を行う。
【００４３】
尚、図１では、燃料噴射弁１４は吸気側に設けられているが、排気側に設けることとしても良い。吸気側に設けてやれば、燃料噴射弁１４の上方を排気ガスが流れることがないので、燃料噴射弁１４が高温に晒され難いという利点がある。一方、排気ポートは吸気ポートに比べてポートの断面積が小さく、更にポート形状の自由度も高いので、排気側に設けてやれば、燃料噴射弁１４を適切な位置に搭載し易いという利点がある。
【００４４】
図２は、エンジン１０の燃焼室の構造を示す説明図である。図２（ａ）は燃焼室の断面構造を示した説明図である。エンジン１０では、燃料噴射弁１４から噴射された燃料を点火プラグ１３６方向に導きながら、点火プラグ１３６の近傍に効率よく混合気を形成するために、ピストン１４４の頂面が特別な形状となっている。図２（ｂ）は燃焼室の一部を構成するピストン頂面を、シリンダヘッド１３０側から見た上面図である。尚、燃焼室に設けられた燃料噴射弁１４、点火プラグ１３６、吸気バルブ１３２、排気バルブ１３４に対するピストン頂面の形状の位置関係を明確にするために、図２（ｂ）では、これら燃料噴射弁１４、点火プラグ１３６、吸気バルブ１３２，排気バルブ１３４を細い破線で表示している。
【００４５】
図２（ｂ）に示すようにピストン１４４の頂面には、燃料噴射弁１４から噴射された燃料噴霧を受けるための第１の凹部１４３と、点火プラグ１３６と対向する位置に設けられた第２の凹部１４５と、第１の凹部１４３と第２の凹部１４５とをなめらかに繋ぐ案内溝１４７とが形成されている。第２の凹部１４５は、第１の凹部１４３よりは小さな形状に形成されており、案内溝１４７は第１の凹部１４３から第２の凹部１４５に向かって末狭まりの形状となるように形成されている。
【００４６】
Ａ−２．エンジン制御の概要：
以上のような構成を有するエンジン１０は、ＥＣＵ３０の制御の下で、燃焼室内で混合気を圧縮自着火させながら動力を出力する。図３は、ＥＣＵ３０が行うエンジン運転制御ルーチンの流れを示したフローチャートである。以下、フローチャートに従って説明する。
【００４７】
エンジン制御ルーチンを開始すると、先ず初めにＥＣＵ３０は、エンジン１０が発生させるべき目標出力トルクを算出する処理を行う（ステップＳ１００）。目標出力トルクは、アクセル開度センサ３４で検出したアクセル開度θacに基づいて算出する。すなわち、エンジンの操作者は、エンジンの出力トルクを増やしたいと思った場合はアクセルペダルを踏み増す操作を行い、出力トルクを減らしたいと思った場合はアクセルペダルを戻す操作を行う。特に、エンジンからトルクを発生させる必要がないと考えた場合は、アクセルペダルを全閉状態とする。このことから、アクセルペダルの操作量はエンジンの操作者が要求しているトルクを代表していると考えることができる。ステップＳ１００では、こうした原理に基づいて、アクセル開度θacからエンジンが出力すべき目標出力トルクを算出する。
【００４８】
次いで、ＥＣＵ３０はエンジン回転速度Ｎe を検出する（ステップＳ１０２）。エンジン回転速度Ｎe は、クランク角センサ３２の出力に基づいて算出することができる。
【００４９】
目標出力トルクおよびエンジン回転速度を検出したら、制御方式を設定する処理を行う（ステップＳ１０４）。これは、次のような処理である。前述したように、予混合圧縮自着火燃焼方式を採用するエンジンは、大気汚染物質の排出量が少なく、燃料消費量も少ないという優れた特性を備えているが、エンジンの負荷が高くなるとノックを起こし易くなる。詳細には後述するが、こうした問題を解決するために第１実施例のエンジン１０は、エンジンの負荷が高い条件では、圧縮行程中の半ば以降の適切なタイミングで燃焼室内に追加の燃料を噴射して、燃焼室内の一部に燃料濃度の濃い混合気を形成し、この混合気に点火して残余の領域の混合気を自着火させることにより、ノッキングの発生を回避している。そこで、ステップＳ１０４では、圧縮行程中に追加の燃料を噴射してノックの発生を回避するための制御を行うか、あるいは通常の予混合圧縮自着火燃焼させるための制御を行うかを、エンジンの負荷に応じて設定する処理を行う。具体的には、ＥＣＵ３０に内蔵されたＲＯＭには、エンジン回転速度と目標出力トルクとの組合せに応じて、低負荷条件あるいは高負荷条件のいずれの制御を行うかがマップの形式で予め記憶されており、低負荷条件であれば通常の予混合圧縮自着火燃焼の制御を、高負荷条件であれば圧縮行程中に追加の燃料を噴射してノックの発生を回避するための制御を行う。図４は、ＥＣＵ３０のＲＯＭに記憶されているマップを概念的に示したものである。
【００５０】
制御方式を設定したら、続いて燃焼室内に噴射する燃料量および吸入空気量を算出する処理を行う（ステップＳ１０６）。これらの燃料噴射量および吸入空気量の値は、低負荷条件あるいは高負荷条件のそれぞれに用意されているマップを参照することによって算出する。
【００５１】
図５は、低負荷条件用のマップを概念的に示した説明図である。低負荷条件用のマップは、吸入空気量のマップと燃料噴射量のマップの２つのマップが用意されており、それぞれのマップには、エンジン回転速度と目標出力トルクとに応じて、それぞれ適切な吸入空気量および燃料噴射量が設定されている。
【００５２】
ここで、図５に示すような吸入空気量および燃料噴射量を設定するための基本的な考え方について簡単に説明しておく。図６は、予混合圧縮自着火燃焼方式において、混合気を形成するための基本的な考え方を概念的に示したブロック図である。予混合圧縮自着火燃焼においては、先ず初めに内燃機関が出力すべきトルク（要求トルク）を設定する。要求トルクが決まると、この値に応じて、燃料量を決めることができる。すなわち、内燃機関は燃料を燃焼させて燃焼室内の圧力上昇させ、この圧力をトルクに変換して出力している。従って、トルクの発生量と燃料量とはほぼ一対一に対応しており、要求トルクが決まれば、これに応じて必要な燃料量を決めることができる。燃料量を決定したら、次に空気量を決定する。混合気を圧縮して自着火させるためには、空気と燃料とが所定の割合で混合していることが必要である。従って、燃料量を決めると、この燃料と混合すべき空気量を自ずから決定することができる。こうして決定した分量の燃料と空気とによる混合気を燃焼室内で圧縮自着火させれば、要求トルクを出力することができる。
【００５３】
図５に示したマップには、図６に示した考え方を基礎として、実験的な手法により求められた適切な値が設定されている。尚、低負荷条件用のマップは、目標出力トルクが小さな条件で参照されるマップであり、ある目標出力トルク以上の領域では、燃料噴射量のマップ値も吸入空気量のマップ値もクリップされた値が設定されている。理屈の上からは、低負荷条件用のマップは目標出力トルクが小さな領域のみマップ値が設定されていれば足りるが、何らかの原因で低負荷条件用の制御中に、目標出力トルクの高い領域を参照した場合を考慮して、一応マップ値が設定されている。但し、ノックが発生しないように、小さな目標出力トルクのマップ値にクリップされている。
【００５４】
図７は、高負荷条件用のマップを概念的に示した説明図である。高負荷条件用のマップは、吸入空気量のマップと主燃料噴射量のマップと副燃料噴射量のマップとの合計３つのマップが用意されている。それぞれのマップには、エンジン回転速度と目標出力トルクとに応じて、吸入空気量、主燃料噴射量、副燃料噴射量がそれぞれ設定されている。これらのマップの設定値も、図６に示した考え方を基礎として、実験的な手法により求められた適切な値が設定されている。
【００５５】
図３のステップＳ１０６では、このように対応するマップを参照しながら、低負荷条件用の制御時には、吸入空気量および燃料噴射量を算出し、高負荷条件用の制御時には、吸入空気量および主燃料噴射量、副燃料噴射量をそれぞれ算出する処理を行う。
【００５６】
こうして吸入空気量および燃料噴射量（高負荷条件時には、主燃料噴射量および副燃料噴射量）を算出したら、算出した分量の空気が各燃焼室に吸入されるように、スロットル弁２２の開度を制御する処理を行う（ステップＳ１０８）。スロットル弁の開度の制御は周知の種々の方法で行うことができる。例えば、吸気通路１２に設けたエアフローセンサで吸入空気量を計測し、適切な空気量となるようにスロットル弁２２の開度を制御すればよい。あるいは、エアフローセンサを用いるのではなく、スロットル弁２２の下流側の吸気通路内圧力を計測して、吸入空気量を算出してもよい。簡便には、エンジン回転数に応じて適切な空気量が得られるようなスロットル開度を予めマップに設定しておき、このマップを参照してスロットル開度を設定することとしてもよい。
【００５７】
ＥＣＵ３０は、スロットル制御に続いて燃料噴射制御を行う（ステップＳ１１０）。燃料噴射制御では、ピストン１４４の動きに合わせて適切なタイミングで燃料噴射弁１４を駆動することにより、燃焼室内に燃料を噴射する。燃料の噴射量は、先にステップＳ１０６において算出されている。燃料噴射制御の詳細については、別図を用いて後述する。
【００５８】
図８は、ピストン１４４の動きに同期させて、吸気バルブ１３２、排気バルブ１３４、燃料噴射弁１４をそれぞれ駆動するタイミングをした説明図である。図中にＴＤＣと表示されているのは、ピストン１４４が上死点となるタイミングを示し、図中にＢＤＣと表示されているのは、ピストン１４４が下死点となるタイミングを示している。図示されているように吸気バルブ１３２は、ピストンが上死点に達する少し手前のタイミングで開き、ピストンが下死点に達した少し後のタイミングで閉じる。吸気バルブ１３２が開いている間にピストン１４４が降下することによって吸入空気が燃焼室内に吸い込まれ、この間が吸気行程となる。また、吸気バルブ１３２を閉じた後はピストン１４４を上昇させるに連れて燃焼室内の混合気が圧縮される。吸気バルブ１３２を閉じてからピストンが上死点に達するまでの期間が圧縮行程となる。ピストンが上死点を過ぎて排気バルブ１３４が開くまでが膨張行程である。排気バルブ１３４は、ピストンが下死点になる少し前のタイミングで開き、上死点に達した少し後のタイミングで閉じてやる。排気バルブ１３４が開いている間にピストン１４４が上昇することによって燃焼室内の燃焼ガスが排出され、この間が排気行程となる。図３に示した燃料噴射制御（ステップＳ１１０）では、吸気行程中にハッチングを付して示した期間に燃料噴射弁１４を駆動して、燃焼室内に燃料を噴射する。
【００５９】
燃料噴射制御を行ったらＥＣＵ３０は、実行中の制御方式が高負荷条件用の制御か否かを判断する（ステップＳ１１２）。高負荷条件用の制御方式である場合は（ステップＳ１１２：ｙｅｓ）、副燃料噴射制御を行う（ステップＳ１１４）。これは、先にステップＳ１０６において副燃料噴射量として算出しておいた追加の燃料を、圧縮行程の半ば以降の適切なタイミングで燃料噴射弁１４から燃焼室内に噴射する制御である。その後、圧縮上死点付近の適切なタイミングで点火プラグから火花を飛ばして混合気に点火する制御を行う（ステップＳ１１６）。図８には、副燃料噴射制御において燃料を噴射する期間、および点火制御において点火プラグ１３６から火花を飛ばすタイミングも例示されている。これら制御の詳細については別図を参照しながら後述する。また、高負荷条件用の制御方式でない場合は（ステップＳ１１２：ｎｏ）、燃焼室内の混合気をピストンによる圧縮のみで自着火させることとして、副燃料噴射制御（ステップＳ１１４）や点火制御（ステップＳ１１６）はスキップする。
【００６０】
こうして混合気を燃焼させると、燃焼室内の圧力が急激に上昇してピストン１４４を下方向に押し下げようとする。この力は、コネクティングロッド１４６を介してクランクシャフト１４８に伝えられ、クランクシャフト１４８でトルクに変換されて動力として出力される。
【００６１】
次いで、ＥＣＵ３０は、エンジンを停止する旨が設定されたか否かを確認し（ステップＳ１１８）、停止する旨が設定されていなければステップＳ１００に戻って続く一連の処理を繰り返す。エンジンを停止する旨が設定された場合は、そのままエンジン運転制御ルーチンを終了する。こうして、エンジン１０は、ＥＣＵ３０の制御の下で、図３の制御ルーチンに従って運転され、操作者の設定に応じたトルクを出力する。
【００６２】
Ａ−３．第１実施例における混合気の燃焼制御：
上述したエンジン運転制御ルーチンにおいて、燃料噴射制御、副燃料噴射制御、点火制御を行うことにより、燃焼室内で混合気を燃焼させる制御内容について説明する。第１実施例のエンジン１０は、こうした燃焼制御を実現することによって、エンジンの負荷が高い運転条件においてもノックを発生させることなく、混合気を予混合圧縮自着火燃焼させることが可能となっている。
【００６３】
先ず、低負荷条件時における制御について、図９を参照しながら説明する。図９は、低負荷条件において混合気を圧縮自着火させて燃焼させる様子を概念的に示した説明図である。図９（ａ）は吸気行程中の燃焼室内部の様子を示し、図９（ｂ）は圧縮行程の半ば以降の燃焼室内部の様子を、図９（ｃ）は圧縮上死点付近の燃焼室内部の様子を示している。
【００６４】
図８を用いて前述したように、燃料噴射制御では、吸気行程の前半のタイミングで燃料噴射弁１４の駆動を開始して、燃焼室内に燃料噴霧を噴射する。図９（ａ）は、燃料噴射弁１４から燃焼室内に燃料噴霧が噴射されている様子を模式的に表している。燃料噴射量は、駆動期間を変えることによって制御する。ＥＣＵ３０は、具体的には次のような処理を行う。先ず、先に求めておいた燃料噴射量に基づいて、燃料噴射弁１４の駆動期間を算出する。算出に用いる燃料噴射量は、低負荷条件用の制御中であれば、図５のマップを参照して求めた燃料噴射量であり、高負荷条件用の制御中であれば、図７のマップを参照して求めた主燃料噴射量である。こうして算出した駆動期間から、燃料噴射弁１４の駆動開始タイミングと駆動終了タイミングとを決定する。尚、ここでは、駆動開始タイミングは固定されているので、燃料噴射弁の駆動期間から直ちに駆動終了タイミングを決定することができる。もちろん、エンジンの運転条件に合わせて、駆動開始タイミングを変更することも可能である。
【００６５】
吸気行程中は、シリンダ内で降下するピストン１４４に吸引されて、吸気バルブ１３２から吸入空気が流入してくるので、燃料噴射弁１４から噴射された燃料噴霧は、吸入空気と混合しながら燃焼室内に流入する。また、吸入空気が勢いよく流入することに加えて、流入後もピストンが降下するために、吸入された空気と燃料噴霧は燃焼室内で攪拌されて、ピストンが下死点に達する頃には、燃料と空気とがほぼ均一に混ざり合った混合気が形成される。
【００６６】
ピストン１４４が一番下まで下がりきったら、吸気バルブ１３２を閉じてピストン１４４を上昇させ、混合気を圧縮する。ピストンが下がりきった位置は、通常、下死点と呼ばれる。図９（ｂ）は、こうしてピストン１４４を上昇させることによって混合気を圧縮している様子を概念的に示している。混合気は圧縮されて圧力が上昇するに従って温度も次第に高くなり、ピストンが上死点に達した付近でついには発火点に達して、混合気全体がほぼ同時に自着火する。換言すれば、低負荷条件時は、ピストン１４４による圧縮だけで自着火するような空気過剰率となるように、燃料噴射量と吸入空気量とが設定されている。本実施例では、低負荷条件で形成される混合気の空気過剰率は、１．２〜３付近の値に設定されている。尚、空気過剰率の値は、エンジンの圧縮比の設定によっても異なり、圧縮比が高くなるほど、空気過剰率の設定値も大きくなる。通常、実質的な圧縮比は１１〜１７の範囲から選択される。本実施例のガソリンエンジン１０では、実質的な圧縮比は約１４に設定されている。図９（ｃ）は、こうしてピストンの上死点付近で、燃焼室内の混合気がほぼ同時に自着火している様子を概念的に示している。詳細には後述するが、予混合圧縮自着火燃焼方式では、このように燃焼室内で混合気を自着火させて、ほぼ同時に燃焼を開始させることにより、大気汚染物質の排出量と燃料消費量とを同時に且つ大幅に改善することが可能となっている。
【００６７】
尚、ここでは、負荷の低い条件においても、燃焼室に設けられた燃料噴射弁１４から燃料を噴射することによって混合気を形成するものとしたが、これに限らず、吸気通路１２にも燃料噴射弁を設けておき、負荷の低いときには吸気通路内に設けた燃料噴射弁から燃料を噴射することとしても良い。こうすれば、吸気通路で燃料と空気とが混合するので、燃焼室内にはより均質な混合気を形成することが可能となる。こうした場合は、吸気バルブ１３２が閉じた後に燃料を噴射してやる。こうすれば、噴射された燃料が燃焼室内に吸入されるまでに、吸気通路内で混合気を形成する時間が確保され、より効果的に混合気を形成することができる。
【００６８】
このように、予混合圧縮自着火燃焼方式では燃焼室内の混合気をほぼ同時に自着火させて燃焼させるために、エンジンの負荷が高くなると（大きなトルクを出力しようとすると）強いノックが発生してしまう。すなわち、大きなトルクを出力するために、燃焼室内に吸入される燃料量と空気量とを増加させると、それに伴って吸入完了時の燃焼室内の圧力は高くなる。この状態で吸気バルブ１３２を閉じてピストンを上昇させると、混合気は高い圧力から圧縮されることになるので、混合気の圧力および温度は、エンジンの負荷が低い場合よりも速やかに上昇し、圧縮行程中に自着火して強いノックが発生するのである。そこで、高負荷条件時においてもノックを発生させることなく予混合圧縮自着火燃焼させるために、エンジン１０は、高負荷条件では次のような制御を行う。
【００６９】
図１０は、高負荷条件において混合気を圧縮自着火させて燃焼させる様子を概念的に示した説明図である。図１０（ａ）は吸気行程においてピストン１４４の降下に伴って、燃焼室内に混合気が吸入される様子を概念的に示している。吸気行程中の動作は、前述した低負荷条件時の動作とほぼ同様である。但し、高負荷条件時ではノックの発生を回避するために、混合気の空気過剰率が大きな値に設定されている。混合気の空気過剰率を大きな値に設定しておけば、混合気が自着火し難くなるので、ピストンの上昇中に自着火することを回避することができる。
【００７０】
ここで空気過剰率とは、混合気中に含まれる空気量と燃料量との割合を示す指標である。混合気中で空気量と燃料量との割合を示す指標として良く使用される空燃比は、燃料量に対する空気量の重量比によって空気量と燃料量との比率を表しているのに対して、空気過剰率は、空気と燃料とが過不足無く燃焼するような割合を基準として、空気量と燃料量との比率を表現する。空気過剰率が「１」とは、空気と燃料とが、互いに過不足無く燃焼するような比率で混合気に含まれていることを意味しており、空気過剰率が「２」とは、燃料を過不足無く燃やすために必要な割合の２倍の空気が混合気中に含まれていることを意味している。本実施例では、高負荷条件の時に、吸入行程中に形成する混合気の空気過剰率は、２〜３．５の範囲に設定されている。もちろん、ガソリンエンジン１０の圧縮比の設定が高くなれば、空気過剰率の設定はより大きな値に変更される。
【００７１】
こうしてピストン１４４を降下させながら燃焼室内に混合気を吸入し、ピストン１４４が一番下まで下がりきったら、吸気バルブ１３２を閉じてピストン１４４を上昇させて混合気を圧縮する。前述したように、混合気の空気過剰率は低負荷条件時よりも大きな値に設定されているので、高負荷条件であっても圧縮中に混合気が自着火することはない。この様に、ピストンによる圧縮だけでは自着火しない空気過剰率に設定されている混合気を自着火させるべく、圧縮行程中に追加の燃料噴霧を噴射する。
【００７２】
図１０（ｂ）は、圧縮行程の半ば以降のタイミングで、燃料噴射弁１４から追加の燃料噴霧を噴射している様子を概念的に示した説明図である。尚、図１０（ｂ）では燃焼室全域に粗いハッチングを付しているのは、燃焼室内には吸気行程中に噴射された燃料噴霧が混合気を形成していることを模式的に表したものである。燃料噴射量は、吸気行程中の燃料噴射と同様に、燃料噴射弁１４の駆動期間を変更することで調整することができる。具体的には、図３に示したエンジン運転制御ルーチンのステップＳ１０６で求めておいた副燃料噴射量に基づいて、燃料噴射弁１４の駆動期間を算出し、得られた駆動期間から駆動開始タイミングを決定する。本実施例では、圧縮行程での燃料噴射については、燃料噴射弁の駆動終了タイミングが固定されており、駆動期間から駆動開始タイミングを容易に決定することができる。尚、圧縮行程中に燃料を噴射する期間は、通常、圧縮上死点前９０度から圧縮上死点前３０度の範囲内で、より好ましくは、圧縮上死点前６０度から圧縮上死点前３０度の範囲内で、適切な期間に設定されることが多い。
【００７３】
圧縮行程の後半で噴射された燃料噴霧は、ピストン１４４の頂面に衝突し、噴霧の方向を変える。図１０（ｂ）では、ピストン頂面に衝突している燃料噴霧を、細かなハッチングを付して表している。ピストン１４４の頂面は、図２を用いて前述した形状となっているので、衝突した燃料噴霧は効率よく点火プラグ１３６の近傍に導かれ、点火プラグ１３６の近傍に空気過剰率の小さな混合気を形成する。空気過剰率の小さな混合気を形成するための、ピストン頂面の働きについては後述する。
【００７４】
高負荷条件時に、このようにして点火プラグ１３６の近傍に形成される混合気の空気過剰率は、１．３〜１．７の範囲から選択された適切な値に設定されている。換言すれば、エンジン運転制御ルーチンのステップＳ１０６で参照される副燃焼噴射量用のマップには、この様な空気過剰率の混合気が形成されるように、適切なマップ値が予め設定されている。尚、点火プラグ１３６の近傍に形成される混合気の空気過剰率は、２サイクル式の内燃機関でも、ほぼ同様の値を好適に適用することができる。
【００７５】
尚、圧縮行程の後半に噴射した燃料噴霧は、噴射後、圧縮上死点までの比較的短い期間で混合気中に分散し、空気過剰率の小さな混合気を形成しなければならない。このため、できるだけ微粒化された燃料噴霧を噴射することができるように、燃料噴射弁１４には、ホローコーン型（中空円錐型）の燃料噴射弁、フルコーン型（中実円錐型）の燃料噴射弁、あるいは多孔衝突型の燃料噴射弁などを好適に用いることができる。
【００７６】
次いで、圧縮上死点付近の適切なタイミングで、点火プラグ１３６から火花を飛ばして、空気過剰率の小さな混合気に点火する。点火時期は、燃焼室内の広い範囲に亘って形成された空気過剰率の大きな混合気が適切なタイミング（代表的には、圧縮上死点ＢＴＤＣ）で自着火するように、エンジン回転速度Ｎe および目標出力トルクに対するマップとして予め設定されている。図１０（ｃ）は、点火プラグ１３６で点火する様子を概念的に示している。図中では、点火プラグ１３６の近傍に形成された空気過剰率の小さな混合気を、細かなハッチングを付して表している。この混合気は、空気過剰率が小さいため燃焼速度が速く、点火すると速やかに燃焼を完了する。その結果、燃焼による圧力で燃焼室内圧力が上昇し、燃焼室内の広い範囲に亘って形成されている空気過剰率の大きな混合気をほぼ同時に自着火させることができる。
【００７７】
図１１は、吸気行程中に噴射した燃料による空気過剰率の大きな混合気と、圧縮行程中に噴射した燃料による空気過剰率の小さな混合気とが、燃焼室内に形成されている様子を概念的に示している。図中で、空気過剰率の大きな混合気が形成されている領域は粗いハッチングを付して示されており、空気過剰率の小さな混合気が形成されている領域は細かいハッチングを付して示されている。空気過剰率の大きな混合気は燃焼速度が大きいので、点火すると速やかに燃焼して、周囲に形成されている空気過剰率の大きな混合気を圧縮する。図１１で細かいハッチングを付した領域から周囲に向かって表示された黒い矢印は、空気過剰率の小さな混合気が燃焼して周辺にある空気過剰率の大きな混合気を圧縮している様子を概念的に示したものである。
【００７８】
前述したように、エンジンの負荷が高い条件では、吸気行程中に噴射した燃料による混合気の空気過剰率は大きな値に設定されており、ピストン１４４により圧縮されただけでは自着火しないが、図１１に示すように、圧縮行程中に噴射した燃料による混合気の燃焼に伴って更に圧縮されることにより、ついには自着火に至る。図１２は、この様にして、燃焼室内の混合気が自着火する様子を概念的に示したものである。空気過剰率の小さな混合気が燃焼すると、燃焼室内全体の圧力を上昇させるから、周辺の混合気は一様に圧縮されてほぼ同時に自着火することになる。
【００７９】
以上に説明したように、エンジンの負荷が高い条件では、吸気行程中に吸い込む混合気の空気過剰率を、ピストンで圧縮されただけでは自着火しない程度に大きな値に設定しておく。こうすることにより、高負荷条件においても圧縮中に混合気が自着火してノックが発生することを確実に回避することができる。そして、圧縮上死点付近で追加の燃料を噴射し燃焼させることで、ピストンによる圧縮だけでは自着火しないガソリンの混合気を更に圧縮して自着火させる。こうすれば、混合気に点火するタイミングを制御することによって、燃焼室内の混合気を適切な時期に自着火させることが可能となる。
【００８０】
このように、本実施例のエンジン１０では、低負荷条件だけでなく、高負荷条件においても混合気を圧縮自着火させることが可能である。こうして混合気を圧縮自着火させて燃焼させることにより、大気汚染物質の排出量と燃料消費量とを同時にしかも大幅に減少させることが可能となる。以下では、この理由について説明する。
【００８１】
混合気を圧縮自着火燃焼させることにより、このような効果が得られる理由は、「等容度の向上」と、「空気過剰率の増加」、および「比熱の増加」の３つの要因によるものと考えられる。先ず、第１の要因である「等容度の向上」について説明する。内燃機関についてのサイクル論の教えるところによれば、ガソリンエンジンの効率は、ピストンが圧縮上死点のタイミングで、燃焼室内の全ての混合気が瞬間的に（すなわち無限小の時間で）燃焼した時に最高効率が得られる。もっとも、実際には燃焼室内の混合気を瞬間的に燃焼させることはできないが、燃焼室内の混合気を短時間で燃焼させる程、エンジンの効率を向上させることができる。等容度とは、全ての混合気の燃焼を如何に短時間で完了させたかを示す指標と考えることができる。等容度が高くなるほど、エンジンの効率は高くなる。
【００８２】
予混合圧縮自着火燃焼方式では、混合気を圧縮して自着火させることにより、燃焼室内の混合気の燃焼をほぼ同時に開始することができる。その結果、全ての混合気の燃焼がほぼ同時に完了することになり、等容度を大きく向上させることができる。こうして等容度を向上させることができるので、エンジンの効率が改善されて、燃料消費量を大きく減少させることが可能となるのである。
【００８３】
次に、予混合圧縮自着火燃焼方式が優れた特性を示す第２の要因である「空気過剰率の増加」について説明する。予混合圧縮自着火燃焼方式では混合気の空気過剰率の大きな混合気を燃焼させるので、２つのメカニズムにより大気汚染物質の排出量を低減させることができる。先ず一つめは、燃焼速度の低下によるものである。ここで言う燃焼速度とは、燃焼反応が進行する速度のことである。前述した等容度は、燃焼室内の全ての混合気を燃焼させるために要する時間に関係した指標であって、例えば、燃焼室の端から順々に混合気を燃焼させた場合には、如何に燃焼反応の速度（すなわち燃焼速度）が速くても全ての混合気を燃焼させるためには、ある程度の時間がかかってしまい、等容度は小さくなってしまう。このように、混合気の燃焼速度と、燃焼室内の全ての混合気を燃焼させるために要する時間とは明確に区別して考える必要がある。
【００８４】
一般に、混合気の燃焼速度は空気過剰率に強く依存しており、空気過剰率「１」の付近で燃焼速度は最も速く、空気過剰率が大きくなるに連れて燃焼速度は遅くなる傾向がある。前述したように、予混合圧縮自着火燃焼方式では、空気過剰率の大きな混合気を燃焼させるので燃焼速度は小さくなっている。燃焼速度が小さくすることができれば、次の理由から、大気汚染物質である窒素酸化物の排出量を減少させることができる。
【００８５】
排気ガス中に含まれる窒素酸化物は、その大部分が空気中に含まれる窒素分子と酸素分子とが、燃焼による熱の影響で反応することにより発生すると考えられている。すなわち、窒素分子は安定な化合物であることから、かなりの高温に晒されて初めて酸素と反応して窒素酸化物を生成するものと考えられている。ここで、燃焼速度が低く、従って混合気がゆっくりと燃焼する場合は、燃焼によって発生した熱の多くは周囲に伝わり、残った熱が、燃焼している部分の混合気の温度を上昇させる。特に、エンジンの燃焼室内に形成された混合気には、「乱れ」と呼ばれる微細な流動が残存しており、この乱れの影響で燃焼熱は周囲にどんどん拡散していく。これに対して、燃焼速度が高い場合には、燃焼によって発生した熱が拡散する暇もなく燃焼が完了するので、混合気中で正に燃焼している部分が極めて高温となる。空気中には窒素分子が多量に含まれているので、僅かな時間でも高温に達すると、窒素分子が酸素と反応して窒素酸化物が発生する。しかし、窒素分子が酸素と反応する温度に達しなければ、窒素酸化物はほとんど発生することはない。
【００８６】
予混合圧縮自着火燃焼方式では、空気過剰率の大きな混合気を燃焼させるので、燃焼速度が低くなっており、燃焼している領域での温度が低くなっている。このため、上述した理由から、窒素酸化物をほとんど発生させずに混合気を燃焼させることができるのである。
【００８７】
また、予混合圧縮自着火燃焼方式では、空気過剰率の大きな混合気を燃焼させているために、原理的には次のようなメカニズムによって、大気汚染物質である一酸化炭素や炭化水素などの排出量を大きく低減させることができる。
【００８８】
一酸化炭素や炭化水素などの大気汚染物質は、燃料に対して酸素が不足している条件で燃焼させたときに、燃料が酸素と十分に反応できないまま排出されたものと考えることができる。予混合圧縮自着火燃焼方式では、空気過剰率の大きな混合気を燃焼させるので、燃料に対して酸素が十分に存在している条件で燃焼させることができる。このため原理的には、一酸化炭素や炭化水素などの排出量を大幅に減少させることが可能となるのである。
【００８９】
最後に、予混合圧縮自着火燃焼方式が優れた特性を示す第３の要因である「比熱に増加」について説明する。この要因も、空気過剰率の大きな混合気を燃焼させていることに密接に関係している。空気過剰率が「１」より小さな混合気を燃焼させた場合、燃料に対して十分な酸素が存在しないために、燃料は二酸化炭素や水の状態まで酸化されずに、一酸化炭素あるいは水素の状態で反応が止まってしまう。また、例え混合気全体では空気過剰率が「１」を超えている場合でも、燃料の濃度には多少のばらつきがあるために、局所的には酸素が不足している領域が発生し、一酸化炭素や水素が発生する。これに対して予混合圧縮自着火燃焼方式では、空気過剰率が十分に大きな混合気を燃焼させているので、燃料は二酸化炭素および水蒸気の状態まで完全に酸化される。
【００９０】
ここで、二酸化炭素や水蒸気は３つの原子が集まって形成された三原子分子であるのに対し、一酸化炭素や水素分子は２つの原子が集まって形成された二原子分子である。統計熱力学の教えるところによれば、三原子分子は二原子分子よりも比熱の値が大きく、従って、三原子分子の方が温度が上昇し難いと言える。このことから、予混合圧縮自着火燃焼方式では、空気過剰率の大きな混合気を燃焼させるので、三原子分子である二酸化炭素や水蒸気の割合が高い分だけ比熱が大きくなる。その結果、燃焼温度が抑制されて、窒素酸化物の排出量が大きく減少しているものと考えられる。
【００９１】
本実施例のエンジン１０は、エンジンの負荷の高い条件では、燃焼室の一部に形成した空気過剰率の小さな（燃料濃度の濃い）混合気を燃焼させ、このときの圧力上昇によって、残余の領域に形成されている空気過剰率の大きな混合気を圧縮自着火させる。従って、エンジンの負荷にかかわらず混合気を予混合圧縮自着火させて燃焼させることが可能となり、大気汚染物質の排出量と燃料消費量とを同時にしかも大幅に減少させることができるのである。
【００９２】
もっとも、エンジン負荷の低い条件では、燃焼室内の全ての混合気を圧縮自着火させているのに対して、負荷の高い条件では、全ての混合気を圧縮自着火させているわけではない。すなわち、一部の混合気については火花で点火することによって燃焼させているので、低負荷条件の場合に比べれば、多少は効果が目減りする。高負荷条件においても、低負荷条件時と同様に大きな効果を得るためには、火花を飛ばして燃焼させる混合気の割合を小さくしてやればよい。そのためには、圧縮行程中に噴射した燃料をあまり広い範囲に拡散させずに、点火プラグ１３６の近傍に効率よく混合気を形成してやればよい。こうすれば、圧縮行程中に僅かな燃料を噴射するだけで、点火プラグ１３６近傍の混合気に確実に点火して残余の混合気を確実に圧縮自着火させることができ、その結果、高負荷条件においても大気汚染物質の排出量と燃料消費量とを、低負荷条件とほぼ同程度まで減少させることが可能である。本実施例のエンジン１０では、ピストン頂面形状を図２に示した形状とすることによって、高負荷条件においても大気汚染物質の排出量および燃料消費量の低減を図っている。以下、こうしたピストン頂面形状の作用について説明する。
【００９３】
Ａ−４．ピストン頂面形状の作用：
図１３は、圧縮行程中に燃焼室内に噴射された燃料が、ピストン頂面形状の作用によって、点火プラグ１３６の近傍に混合気を形成する様子を示した説明図である。図１３（ａ）は、クランク角度が圧縮上死点前４０度のタイミングで、燃料噴射弁１４から燃料噴霧１５４を噴射している様子を示している。図２を用いて前述したように、ピストン１４４の頂面には第１の凹部１４３と、第２の凹部１４５と、案内溝１４７とからなる凹部が形成されており、噴射された燃料噴霧１５４はこの凹部内に衝突する。
【００９４】
図１３（ｂ）は、ピストン１４４の頂面をシリンダヘッド１３０側から見た様子を示す説明図である。ピストン位置は、図１３（ａ）と同じくクランク角度が圧縮上死点前４０度のタイミングである。図１３（ｂ）には、噴射された燃料噴霧１５４が、ピストン頂面の凹部に衝突する箇所にハッチングを付して表示している。図示するように、噴射された全ての燃料噴霧１５４は、ピストン頂面に形成された第１の凹部１４３あるいは案内溝１４７内に入る。燃料噴霧１５４は、自身の慣性によって案内溝１４７内を第２の凹部１４５に向かって進行していく。図１３（ｂ）では、燃料噴霧が慣性によって案内溝１４７内を進行していく様子を、矢印を用いて模式的に表している。燃料噴霧１５４は、案内溝１４７内を第２の凹部１４５に向かって進行している間に、気化および周囲の混合気と混合して混合気を形成する。そして、ピストン１４４が圧縮上死点に達する頃には、大部分の燃料噴霧が第２の凹部１４５内に達して混合気を形成する。第２の凹部１４５は、点火プラグ１３６と対向する位置に設けられているので、点火プラグ１３６から火花を飛ばしてやれば、こうして形成した混合気に確実に点火することができる。こうすれば、圧縮行程中に噴射した燃料噴霧を点火プラグ１３６の近傍に導いて、効率よく混合気を形成することができるので、圧縮行程中に噴射する燃料は僅かな燃料とすることができる。
【００９５】
また、第２の凹部１４５は第１の凹部１４３より小さく形成されているために、噴霧角の広い燃料噴射弁１４を用いた場合でも、燃料噴霧を点火プラグ１３６の近傍に集めて効率よく混合気を形成することができる。前述したように、圧縮行程中に燃料を噴射した場合、圧縮上死点までの比較的短い期間で混合気中に分散させて混合気を形成する必要があるので、噴霧角の広い燃料噴射弁が適しているが、こうした噴射弁を用いた場合でも点火プラグ１３６の近傍に効率よく混合気を形成することができる。
【００９６】
更に、図１３（ａ）に示すように、案内溝１４７の側壁は、第１の凹部１４３から第２の凹部１４５に向かって高くなっている。このため、案内溝１４７内を進行する燃料噴霧が拡散した場合でも、案内溝１４７から溢れ出すことを抑制することができる。従って、燃料噴霧を第２の凹部１４５に導いて、点火プラグ１３６の近傍に効率よく混合気を形成することができるので、圧縮行程中に噴射する燃料は僅かな燃料とすることができる。
【００９７】
こうしたピストン頂面に形成する第１の凹部１４３、あるいは該第１の凹部１４３に続く案内溝１４７の大きさとしては、圧縮行程中に噴射した燃料噴霧の全てを受け入れることができる大きさであることが望ましい。とは言え、不必要に大きくしたのでは、燃料噴霧を効果的に集めることができなくなり、却って弊害が生じることも考えられる。ピストン頂面に形成する凹部の大きさは、燃料噴射弁１４の噴霧角とも関係し、経験上、圧縮上死点前４０度のタイミングで噴射した燃料噴霧をちょうど全て受け入れるような大きさとしておけばよい。この様な大きさとした場合、より早いタイミングで燃料を噴射した場合は、噴霧の一部がはみ出ることになる。図１３（ｃ）は、一例として、圧縮上死点前５０度のタイミングで噴射した燃料噴霧が、ピストン頂面の第１の凹部１４３および案内溝１４７に衝突する箇所を示している。燃料噴射弁１４から噴射される燃料噴霧は、噴霧角と呼ばれる所定の広がりを有しているので、ピストンが低い位置では噴霧の衝突する位置が広がり、一部の噴霧が第１の凹部１４３、あるいは案内溝１４７からはみ出てしまう。図中では、燃料噴霧がはみ出ている部分を、黒い矢印で示している。
【００９８】
実際には、圧縮行程中に燃料を噴射するタイミングは、エンジンによって、あるいは運転条件によって種々のタイミングとなり得るが、ピストン頂面に形成された凹部の大きさをこの様な大きさとしておけば、上記の種々のタイミングで燃料が噴射された場合に、点火プラグ１３６の近傍に効率よく混合気を形成することが可能となる。
【００９９】
Ａ−５．変形例：
第１実施例には、種々の変形例が存在する。以下では、これら変形例について簡単に説明する。
【０１００】
（１）第１の変形例：
上述した第１実施例においては、第２の凹部１４５は第１の凹部１４３より小さな凹部として形成されているものとした。しかし、第２の凹部１４５は、必ずしも第１の凹部１４３より小さな凹部とする必要はない。図１４は、こうした第１の変形例のピストン頂面形状を示している。図示されているように、第１の変形例においても第２の凹部１４５は、ピストン頂面の点火プラグ１３６に対向する位置に設けられている。このため、燃料噴射弁１４から噴射された燃料噴霧は、第１の凹部１４３内に衝突した後、案内溝１４７内を進行しながら、気化および周囲の混合気と混ざり合い、第２の凹部１４５に至るまでの間に混合気を形成する。その結果、圧縮行程中に噴射して燃料を第２の凹部１４５に導いて、点火プラグ１３６近傍に効率よく混合気を形成することができるので、圧縮行程中に噴射する燃料は僅かな燃料とすることができる。
【０１０１】
（２）第２の変形例：
また、点火プラグは、いわゆる突き出しプラグと呼ばれるタイプの点火プラグを好適に適用することができる。突き出しプラグとは、中心電極が通常の点火プラグよりも長くなっている点火プラグである。図１４（ａ）には、シリンダヘッド１３０に、こうした突き出しプラグ２３６が装着されている様子を概念的に示している。突き出しプラグ２３６を用いれば、点火プラグで火花を飛ばすためのギャップを、第２の凹部１４５に近づけることができるので、該第２の凹部内に形成された混合気に、より確実に点火することが可能となる。
【０１０２】
（３）第３の変形例：
上述した第１実施例においては、いわゆる容量放電型の点火装置（ＣＤＩ）を好適に適用することもできる。図１５（ａ）は、容量放電型点火装置の構成を概念的に示した説明図である。容量放電型の点火装置は、大まかには、トランスＴと、トランスＴの一次側に並列に設けられたコンデンサＣと、コンデンサＣに電圧を印加するバッテリＢと、コンデンサＣとトランスＴとの間に設けられたサイリスタＳなどから構成されている。点火プラグ１３６は、トランスＴの二次側に接続される。サイリスタＳは、ＥＣＵ３０からの信号を受け取ると「ＯＮ」状態となり、この結果、コンデンサＣに蓄えられていた電荷がトランスの一次側に一気に流れ込む。すると、トランスの二次側には電磁誘導作用によって高い電圧が発生する。この電圧を点火プラグ１３６に導けば、点火プラグ１３６から火花を飛ばすことができる。容量放電型の点火装置は、トランスＴの一次側コイルの巻き線を少なくすることができるので、他の方式の点火装置に比べて、二次側電圧の上昇速度を速くすることができる。
【０１０３】
図１５（ｂ）は、点火プラグ１３６に印加される電圧の変化を概念的に示した説明図である。図中で実線で示している波形が容量放電型の点火装置（ＣＤＩ）による電圧波形であり、破線で示している波形が通常の点火装置による電圧波形である。図示されているように、ＥＣＵからの点火信号が入力された後、容量放電型の点火装置では、電圧波形が速やかに立ち上がるので、通常の点火装置に比べて早くブレイク電圧に達する。ブレイク電圧とは、点火プラグのギャップ間で、絶縁状態が破壊されて火花が発生する電圧である。また、図示されているように、容量放電型の点火装置では、通常の点火装置に比べて放電時間も短くなっている。このように、容量放電型の点火装置を採用すれば、ＥＣＵ３０からの点火信号を受け取った後、速やかに点火することができる。しかも、短い放電時間に一気に電力を投入するために、混合気に確実に点火することができる。その結果、点火プラグ近傍の混合気の着火ばらつきが減少するので、周辺に形成されている空気過剰率の大きな混合気を、安定したタイミングで確実に圧縮自着火させることが可能となる。
【０１０４】
（４）第４の変形例：
上述した第１実施例においては、もっぱらピストン頂面に凹部を設けることとしていたが、シリンダヘッド１３０側にも凹部を設けてもよい。図１６は、こうした第４の変形例のエンジンの構造を概念的に示した説明図である。図１６（ａ）は燃焼室の断面構造を示し、図１６（ｂ）はシリンダヘッド１３０側の燃焼室を、ピストン１４４側から見た説明図である。図中では、ピストン頂面に形成された第１の凹部１４３および第２の凹部１４５、案内溝１４７との位置関係を示すために、これらを細い破線で表示している。図１６（ａ）および図１６（ｂ）に示されているように、第４の変形例のシリンダヘッド１３０には、燃焼室のほぼ中央付近に第３の凹部１４９が設けられている。また、点火プラグ１３６は該第３の凹部１４９の中に設けられている。
【０１０５】
この様な構成を有する第４の変形例においては、前述した各種実施例と同様に、圧縮行程中に燃料噴射弁１４から噴射された燃料噴霧は、ピストン頂面に形成された第１の凹部１４３に衝突した後、案内溝１４７を第２の凹部１４５に向かって移動する。燃料噴霧の移動中もピストン１４４は上昇を続け、燃料噴霧が第２の凹部１４５に到達する頃には、ピストン１４４はほぼ上死点に達する。第４の変形例では、シリンダヘッド１３０側にも第３の凹部１４９が設けられているので、第２の凹部１４５に流入した混合気はシリンダヘッド側に設けられた第３の凹部１４９にそのまま流入する。すなわち、圧縮行程中に噴射された燃料は、ピストン頂面に形成された第２の凹部１４５と、シリンダヘッド１３０側に形成された第３の凹部１４９との間の領域に閉じこめられて、結局、点火プラグ１３６の近傍に効率よく混合気を形成することになる。こうして形成された混合気に点火してやれば、圧縮行程中に噴射する燃料が僅かな燃料であっても確実に点火することができ、その結果、燃焼室内の混合気を確実に圧縮自着火させることが可能となる。
【０１０６】
（５）第５の変形例：
ピストン頂面に形成された第２の凹部１４５あるいは案内溝１４７に、これら凹部から混合気が溢れ出ることを防止するための反り返し部を設けることとしても良い。図１７は、こうした反り返し部が設けられた第５の変形例のピストン頂面形状を示した説明図である。図１７（ａ）は、シリンダヘッド１３０側から見たピストン頂面形状を示しており、また、図１７（ｂ）は案内溝１４７の断面形状を示している。
【０１０７】
図１７に例示した第５の変形例のピストン１４４では、案内溝１４７の開口部付近に反り返し部１４７ａが設けられており、燃焼室への開口部が狭くなっている。このため、燃料噴射弁１４から噴射された燃料噴霧が、案内溝１４７を移動している間に広がって、案内溝１４７から溢れ出てしまうことを効果的に抑制することができる。また、こうした反り返り部は、第２の凹部１４５にも設けられているので、燃料噴霧が第２の凹部１４５まで移動した後も、該第２の凹部１４５内から溢れ出ることを効果的に抑制することができる。その結果、圧縮行程中に僅かな燃料を噴射するだけで、点火プラグの近傍に効果的に混合気を形成することが可能となる。
【０１０８】
尚、図１７に示した例では、第２の凹部１４５の全周と該第２の凹部に続く案内溝１４７の一部とに、こうした反り返り部が設けられているが、これに限らず、第２の凹部１４５あるいは案内溝１４７の少なくとも一部に設けることとしても良い。反り返し部が一部に設けられているだけでも、その部分から燃料噴霧あるいは混合気が溢れ出ることを効果的に抑制することが可能である。
【０１０９】
（６）第６の変形例：
あるいは、第１の凹部１４３、第２の凹部１４５、案内溝１４７が形成されたピストン頂面に、断熱層と蓄熱層とを設けることとしても良い。図１８は、こうした第６の変形例のピストン２４４の構造を示す説明図である。図１８（ａ）はピストンの頂面形状を示す上面図であり、図１８（ｂ）は断面図である。
【０１１０】
図示されているように、第６の変形例のピストン２４４は、第１の凹部１４３、第２の凹部１４５、案内溝１４７の上に断熱層２４０が形成され、その上に蓄熱層２４２が形成されている。断熱層２４０は、ピストン基材の上に溶射されたセラミックス層であり、蓄熱層２４２は、銀あるいは金などの熱伝導性の高い材料を溶射して形成されている。
【０１１１】
こうした構造を有する第６の変形例のピストン２４４を用いた場合、圧縮行程中に噴射された燃料噴霧は、第１の凹部１４３から第２の凹部１４５に向かって案内溝１４７を移動している間に、蓄熱層２４２からの熱伝導によって気化されるので、第２の凹部１４５内に効率よく混合気を形成することができる。また、蓄熱層２４２とピストン基材との間には断熱層２４０が設けられているので、混合気の燃焼熱はピストン基材に逃げることなく蓄熱層２４２に蓄えられる。更には、圧縮行程では断熱圧縮による混合気の温度が上昇するので、このときにも混合気から蓄熱層２４２に熱が流れ込んで蓄えられる。こうして熱が蓄えられた蓄熱層２４２に燃料噴射弁１４から燃料噴霧を噴射してやることで、燃料を効果的に気化させて、効率よく混合気を形成することが可能となるので好適である。
【０１１２】
（７）その他の変形例：
上述した各種実施例では、点火時期は予め設定されているものとして説明したが、混合気の燃焼状態を診断することにより、点火時期を調整することも可能である。混合気の燃焼状態は、次のように各種の方法によって診断することができる。
【０１１３】
先ず、排気ガス中の窒素酸化物の濃度を検出することで、混合気の燃焼状態を診断することができる。窒素酸化物の濃度は、排気通路１６に設けたＮＯｘセンサ２１の出力に基づいて検出することができる。点火時期が早過ぎた場合は、圧縮行程中に燃焼室内の混合気が自着火してしまい、燃焼して高温になった燃焼ガスを更に断熱圧縮することになるので、燃焼ガス温度が更に高くなって窒素酸化物の濃度が増加する。従って、この様な場合には、点火時期を遅らせることによって窒素酸化物の濃度を減少させ、適切な点火時期とすることができる。
【０１１４】
また点火時期が早過ぎる場合は、圧縮行程中に自着火が発生することから、ノックが発生する。従って、ノックの発生を検出した場合には、点火時期を遅らせることとしても良い。ノックの発生は、シリンダブロック１４０に設けたノックセンサ２５の出力に基づいて検出することができる。あるいは、圧力センサ２３を用いて燃焼室内の圧力を検出し、この圧力を解析することによってもノックを検出することができる。例えば、燃焼室内圧力の上昇速度を算出して、圧力上昇速度が所定値を超えた場合にはノックが発生していると判断することができる。こうしてノックを検出した場合には、点火時期を遅らせることによってノックの発生を速やかに回避することができる。
【０１１５】
Ｂ．第２実施例：
上述した第１実施例では、エンジン１０は４サイクル式のエンジンであるものとして説明したが、本発明は４サイクル式のエンジンに限らず他の方式のエンジンに適用することも可能である。特に、２サイクル式のエンジンでは、後述するように、燃焼と混合気形成とが連続して行われる。このため、燃焼中に発生した中間生成物（いわゆるラジカル）や高温の排気ガスを、続くサイクルの燃焼に利用することができるので、圧縮比をさほど高く設定しなくても、比較的容易に混合気を自着火させることが可能である。また、４サイクル式のエンジンはクランクシャフトが２回転する度に１回の割合で混合気を燃焼させるが、２サイクル式のエンジンはクランクシャフトが１回転する度に混合気を燃焼させるので、同じエンジン回転速度であれば、４サイクル式のエンジンの２倍のトルクを発生させることができる。このため、低負荷条件でも広いトルク範囲をカバーすることができるという利点も得られる。以下では、第２実施例として、こうした２サイクルエンジンに適用した場合について説明する。
【０１１６】
Ｂ−１．装置構成：
図１９は、第２実施例の２サイクル式のエンジン３００の構成を概念的に示した説明図である。２サイクル式のエンジンも、燃焼室内で混合気を燃焼させて、そのときに発生する燃焼熱を機械的仕事に変換して動力として出力する。第２実施例のエンジン３００の構造は、前述した第１実施例のエンジン１０とほぼ同様であるが、過給器５０が設けられている点が大きく異なっている。過給器５０は、排気通路１６に設けられたタービン５２と、吸気通路１２内に設けられたコンプレッサ５４と、タービン５２とコンプレッサ５４とを連結するシャフト５６などから構成されている。燃焼室から勢いよく排出された排気ガスが、排気通路１６を通過する際にタービン５２を回転させると、シャフト５６を介してコンプレッサ５４が駆動され、吸気通路１２の吸入空気を加圧することが可能となっている。また、第２実施例のエンジン３００では、吸気通路１２にインタークーラ６２およびサージタンク６０も設けられている。インタークーラ６２は、コンプレッサ５４によって加圧されて温度が上昇した吸入空気を冷却する機能を有している。また、サージタンク６０は、吸入空気が燃焼室内に吸い込まれる際に発生する圧力波を緩和させる機能を有している。
【０１１７】
こうした構成を有する第２実施例のガソリンエンジン３００は、２サイクル式のガソリンエンジンであり、あまり負荷を上げなくても比較的大きなトルクを出力することができる。すなわち、要求されるトルクが比較的大きな場合でも、前述した予混合圧縮自着火燃焼方式と同様の燃焼形態で運転することができる。とは言え、あまり大きなトルクを出力しようとすると、４サイクル式のエンジンと同様に強いノッキングが発生してしまう。このことから、圧縮自着火燃焼方式を適用した第２実施例のガソリンエンジン３００においても、第１実施例と同様に、低負荷条件用の制御と高負荷条件用の制御とを、エンジンの負荷に応じて切り換える。具体的には、ＥＣＵ３０のＲＡＭには、図４に示すように、エンジン回転速度と目標出力トルクとをパラメータとするマップとして、適切な制御方法が記憶されており、このマップを参照することにより、低負荷条件用の制御と高負荷条件用の制御とを切り換えている。
【０１１８】
Ｂ−２．第２実施例における混合気の燃焼制御：
図２０は、第２実施例のエンジン３００の低負荷条件時における動作を概念的に示した説明図である。前述した４サイクル式のガソリンエンジンとは異なり、２サイクル式のガソリンエンジンは掃気行程と呼ばれる独特な行程を有している。更に、２サイクルエンジンは、クランクシャフトが１回転する間に全ての行程を一巡する点でも４サイクルエンジンとは異なっている。そこで、理解の便宜を図るため、第２実施例のガソリンエンジン３００の動作を説明する準備として、一般的な２サイクル式ガソリンエンジンの動作について、図２０を参照しながら簡単に説明しておく。
【０１１９】
図２０（ａ）〜（ｆ）には、２サイクルエンジンの膨張行程、排気行程、掃気行程、吸気行程、圧縮行程のそれぞれの行程が概念的に示されている。２サイクルエンジンでは、シリンダ１４２内でピストン１４４を上下動させながら、吸気バルブ１３２および排気バルブ１３４の２つのバルブを適切なタイミングで開閉させることにより、これらの行程を次々と切り換えていく。また、図２１には、ピストンの動きに合わせて吸気バルブあるいは排気バルブを開閉させるタイミングが模式的に表示されている。
【０１２０】
説明の都合上、点火プラグ１３６で混合気に点火して、燃焼室内の混合気を燃焼させた状態から説明する。混合気を燃焼させると、燃焼室内には高圧の燃焼ガスが発生してピストンを押し下げようとする。図２０（ａ）に示すように膨張行程では、ピストンを降下させながら、燃焼室内で発生した圧力をトルクに変換して動力として出力する。
【０１２１】
ピストンがある程度まで降下したら、適切なタイミングで排気バルブを開いてやる。燃焼室内には、燃焼ガスが未だ高い圧力のまま閉じこめられているから、ピストンの降下中でも、排気バルブを開くことにより燃焼ガスを排出させることができる。図２０（ｂ）は、ピストンの降下中に排気バルブを開いて、排気ガスを排出している様子を概念的に示している。
【０１２２】
燃焼ガスの排出に伴って、燃焼室内の圧力は次第に低下して燃焼ガスを効果的に排出することができなくなるので、適切なタイミングで吸気バルブを開いてやる。過給器によって吸気通路内は加圧されているので、吸気バルブを開くと加圧された空気が流入し、燃焼室内に残っている燃焼ガスを押し出すようにして排気バルブから排出させる。図２０（ｃ）は、このように加圧された空気によって燃焼室内の燃焼ガスが排出される様子を概念的に表している。図中でハッチングが付されている部分は、燃焼ガスが残存している領域を示している。また、ハッチングを付されていない部分は、吸入空気が流入した領域を表している。このように、吸入空気で押し出すようにして燃焼室内から燃焼ガスを排出させる動作は「掃気」と呼ばれる。また、掃気を行う行程は掃気行程と呼ばれる。
【０１２３】
２サイクルエンジンでは、吸気通路内が加圧されているので、ピストンが下死点を過ぎて上昇に転じても、なお燃焼室内の燃焼ガスを掃気することができる。図２０（ｄ）は、掃気行程の後半にピストンを上昇させながら、燃焼室内を掃気している様子を概念的に示している。
【０１２４】
尚、図２０では、燃料噴射弁は、燃料噴霧を燃焼室内に直接噴射可能な位置に設けられており、また、吸気バルブからは空気のみが流入するように示されている。しかしこれは、図２０が、第２実施例のガソリンエンジン３００の低負荷条件時の動作を示しているためであり、一般的な２サイクル式ガソリンエンジンでは、燃料噴射弁は吸気ポートに設けられ、吸気バルブからは空気とともに燃料噴霧が流入する。
【０１２５】
掃気によって燃焼室内から燃焼ガスがほぼ排出されたタイミングを見計らって、図２０（ｅ）に示すように、排気バルブを閉じてやる。その結果、燃焼室内の圧力が吸気通路内の圧力に達するまで、吸気バルブから吸入空気（通常の２サイクルエンジンでは混合気）が流入する。燃焼室内圧力が吸気通路内の圧力に達したタイミングを見計らって、吸気バルブを閉じ、ピストンを上昇させて燃焼室内の混合気を圧縮する。図２０（ｆ）はピストンを上昇させて燃焼室内の混合気を圧縮している様子を概念的に示している。そして、ピストンの上死点付近の所定のタイミングで点火プラグから火花を飛ばして、圧縮した混合気に点火する。それ以降は、図２０（ａ）に示す状態に戻って、同様の動作を繰り返す。
【０１２６】
以上の説明を踏まえて、第２実施例のガソリンエンジン３００の低負荷条件時における動作を説明する。第２実施例のガソリンエンジン３００では、燃料噴射弁１４は、吸気ポートの下方に設けられている。膨張行程（図２０（ａ）参照）、および排気行程（図２０（ｂ）参照）の動作については、第２実施例のガソリンエンジン３００も、上述した一般的な２サイクルエンジンの動作と同様である。
【０１２７】
排気バルブから燃焼ガスがある程度流出したタイミングで、図２０（ｃ）に示すように吸気バルブ１３２を開いて、吸気ポートから空気を流入させる。図１９に示したように吸気通路１２内の空気は過給器５０によって所定圧力に加圧されているので、こうして吸気バルブ１３２を開いてやることで、燃焼室内の燃焼ガスを掃気することができる。尚、第２実施例のエンジン３００では、図２１に示すようにピストンの下死点（ＢＤＣ）前、約３０°のタイミングで、吸気バルブを開いている。
【０１２８】
掃気を続けながら、ピストンが上昇に転じた付近の所定のタイミングで、燃料噴射弁１４から燃焼室内に燃料噴霧を噴射する。図２０（ｄ）は、掃気行程の後期に、燃料噴霧を噴射している様子を概念的に示している。掃気行程も後半になれば、程なく排気バルブ１３４は閉じられるので、この近辺のタイミングで燃料噴霧を噴射してやれば、噴射した燃料噴霧が排気バルブから排出されることがない。図２１に示されているように、第２実施例では、燃料噴霧の噴射期間はピストンの下死点（ＢＤＣ）付近から排気バルブが閉じる直前までの期間、具体的には、掃気行程の下死点前２０度から下死点後６０度の範囲内で設定された適切な期間に設定されている。
【０１２９】
燃料を噴射後、所定のタイミングで排気バルブ１３４を閉じた後は、図２０（ｅ）に示すように、吸気バルブ１３２から加圧された空気が燃焼室内に流入する。排気バルブ１３４を閉じるタイミングは、ピストンの下死点（ＢＤＣ）後、約２０°〜約５０°の範囲で好適に設定することができる（図２１参照）。掃気行程の後半で噴射された燃料噴霧は、吸入空気の流れによって、燃焼室内に分散され、吸入空気と混合する。そして、所定のタイミングで吸気バルブ１３２を閉じてやると、それ以降は、ピストンの上昇とともに燃焼室内の混合気が圧縮される。吸気バルブ１３２が開いている間は、ピストンが上昇しても燃焼室内の混合気を圧縮することはできない。このことから、２サイクルエンジンにおいては、吸気バルブ１３２を閉じるタイミングが混合気の実質的な圧縮比を決定することになる。第２実施例の２サイクルエンジンにおいては、吸気バルブ１３２を閉じるタイミングは、図２１に示すようにピストンの下死点（ＢＤＣ）後、約６０°に設定されている。吸気バルブ１３２を閉じるタイミングは、代表的には約５０°〜約７０°の範囲で好適に設定することができる。
【０１３０】
適切なタイミングで吸気バルブ１３２を閉じた後、ピストン１４４を上昇していくと、図２０（ｆ）に示すように、燃焼室内で混合気が圧縮され、ピストンの上死点付近で自着火する。その結果、燃焼室内に形成された混合気を速やかに燃焼させることができる。
【０１３１】
圧縮自着火燃焼方式を適用した第２実施例のガソリンエンジン３００は、低負荷条件では、以上のようにして、空気過剰率の大きな混合気を圧縮自着火させる。こうすれば、前述した予混合圧縮自着火燃焼方式と同様の形態で混合気を燃焼させることができるので、大気汚染物質の排出量および燃料消費量を同時にしかも大幅に低減させることができる。
【０１３２】
尚、ここでは、負荷の低い条件においても、燃焼室に設けられた燃料噴射弁１４から燃料を噴射することによって混合気を形成するものとしたが、これに限らず、吸気通路１２にも燃料噴射弁を設けておき、負荷の低いときには吸気通路内に設けた燃料噴射弁から燃料を噴射することとしても良い。
【０１３３】
第１実施例で説明したように、混合気を圧縮自着火させながら燃焼させる方式では、負荷が高くなるとノックが発生し易くなる。そこで、エンジン負荷が高い条件では、ノックを発生させることなく混合気を圧縮自着火させるために、次のようにしてエンジン３００を運転する。
【０１３４】
図２２は、２サイクル式のエンジン３００が高負荷条件において混合気を圧縮自着火させる様子を概念的に示す説明図である。図２２（ａ）は、掃気行程の後期に燃料を噴射している様子を示している。こうして、噴射された燃料噴霧は吸入空気の流れに乗って拡散し、混合気を形成する。高負荷条件時に形成される混合気は、ピストンによる圧縮だけでは自着火しないように、低負荷条件時よりも空気過剰率が大きな値（代表的には、空気過剰率２〜３．５）に設定されている。
【０１３５】
次いで、ピストンを上昇させて燃焼室内の混合気を圧縮し、所定のタイミングで燃料噴射弁１４から燃焼室内に追加の燃料噴霧を噴射する。追加の燃料を噴射するタイミングは、一般的には、圧縮行程中の上死点前６０度から上死点前２０度の範囲内で適切な期間に設定される。第２実施例では、図２１に示されているように、ピストンの上死点（ＴＤＣ）前、約５０°付近で追加の燃料噴霧を噴射している。図２２（ｂ）は、こうして追加の燃料噴霧を噴射している様子を概念的に示している。図中では、追加で噴射された燃料噴霧は細かいハッチングを付して表している。また、粗いハッチングは、掃気行程の後半で噴射された燃料噴霧による混合気を示している。図示されているように、噴射された燃料噴霧はピストン頂面に衝突し、頂面形状に導かれるようにして点火プラグ１３６の近傍に運ばれる。前述した第１実施例と同様に、第２実施例のピストン１４４の頂面にも、第１の凹部１４３，第２の凹部１４５、これら２つの凹部を繋ぐ案内溝１４７が形成されている。従って、噴射された燃料噴霧は、案内溝１４７内を、第１の凹部１４３から第２の凹部１４５に向かって移動しながら、混合気を形成する。その結果、圧縮上死点付近のタイミングでは、点火プラグ１３６の近傍に効率よく混合気を形成することができる。
【０１３６】
こうして点火プラグ１３６の近傍に形成された混合気に、圧縮上死点付近の適切なタイミングで火花を飛ばして点火してやる。点火プラグ近傍に形成された混合気は空気過剰率が小さな値に設定されているので、点火後、速やかに燃焼を完了して燃焼室内圧力を上昇させる。掃気行程中に噴射した燃料によって形成された混合気は、前述したように空気過剰率が大きな値に設定されており、ピストンによって圧縮されただけでは自着火することはないが、点火プラグ近傍の混合気が燃焼したことによって圧縮される結果、温度が上昇し、ついには発火点に達して自着火に至る。
【０１３７】
以上に説明したように、第２実施例のエンジン３００においても、高負荷運転時にはノックの発生を避けるために、圧縮行程中に追加の燃料を噴射して点火プラグ１３６の近傍に空気過剰率の小さめな混合気を形成し、この混合気に点火することによって、燃焼室内の空気過剰率の大きな混合気を圧縮自着火させる。従って、圧縮行程中に噴射する燃料が少なくなるほど、高負荷運転時に排出される大気汚染物質あるいは燃料消費量を少なくすることができる。第２実施例のエンジン３００では、ピストン頂面に第１の凹部１４３、第２の凹部１４５、これら２つの凹部を繋ぐ案内溝１４７を設けることにより、圧縮行程中に噴射した燃料を点火プラグ１３６の近傍に導いて、効率よく混合気を形成することができる。このため、圧縮行程中に僅かな燃料を噴射しただけで、燃焼室内の混合気を確実に圧縮して自着火させることが可能となり、延いては、大気汚染物質の排出量と燃料消費量とを同時に抑制することが可能となる。
【０１３８】
以上、各種の実施例について説明してきたが、本発明は上記すべての実施例に限られるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲において種々の態様で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】予混合圧縮自着火燃焼方式を適用した第１実施例のエンジン１０の構造を概念的に示した説明図である。
【図２】第１実施例のエンジンの燃焼室の構造を概念的に示す説明図である。
【図３】エンジン運転制御ルーチンの流れを示すフローチャートである。
【図４】エンジン回転速度と目標出力トルクとの組合せに応じて、低負荷条件あるいは高負荷条件のいずれの制御を行うかがマップの形式で記憶されている様子を概念的に示した説明図である。
【図５】低負荷条件用のマップに燃料噴射量と吸入空気量が設定されている様子を概念的に示した説明図である。
【図６】予混合圧縮自着火燃焼方式において、混合気を形成するための基本的な考え方を概念的に示したブロック図である。
【図７】高負荷条件用のマップに主燃料噴射量と副燃料噴射量と吸入空気量とが設定されている様子を概念的に示した説明図である。
【図８】吸気バルブおよび排気バルブの開閉時期、燃料の噴射タイミング、点火タイミングの関係を概念的に示した説明図である。
【図９】低負荷条件において混合気を圧縮自着火させて燃焼させる様子を概念的に示した説明図である。
【図１０】高負荷条件において混合気を圧縮自着火させて燃焼させる様子を概念的に示した説明図である。
【図１１】燃焼室内で一部の混合気に点火することで、残余の混合気が圧縮される様子を概念的に示した説明図である。
【図１２】一部の混合気の燃焼によって残余の混合気が圧縮されて自着火した様子を概念的に示した説明図である。
【図１３】ピストン頂面に形成された第１の凹部と第２の凹部とこれらを繋ぐ案内溝とによって、燃料噴霧が点火プラグ近傍に混合気を形成する様子を概念的に示す説明図である。
【図１４】第１実施例の第１の変形例および第２の変形例を示した説明図である。
【図１５】第１実施例の第３の変形例を示した説明図である。
【図１６】第１実施例の第４の変形例を示した説明図である。
【図１７】第１実施例の第５の変形例を示した説明図である。
【図１８】第１実施例の第６の変形例を示した説明図である。
【図１９】第２実施例のエンジンの構造を概念的に示した説明図である。
【図２０】第２実施例のガソリンエンジンの低負荷条件時における動作を概念的に示した説明図である。
【図２１】第２実施例のガソリンエンジンのバルブタイミングおよび燃料噴射タイミングを示した説明図である。
【図２２】第２実施例のガソリンエンジンの高負荷条件における動作を概念的に示した説明図である。
【符号の説明】
１０…エンジン
１２…吸気通路
１４…燃料噴射弁
１６…排気通路
２０…エアクリーナ
２１…ＮＯｘセンサ
２２…スロットル弁
２３…圧力センサ
２４…電動アクチュエータ
２５…ノックセンサ
２６…触媒
３０…ＥＣＵ
３２…クランク角センサ
３４…アクセル開度センサ
５０…過給器
５２…タービン
５４…コンプレッサ
５６…シャフト
６０…サージタンク
６２…インタークーラ
１３０…シリンダヘッド
１３２…吸気バルブ
１３４…排気バルブ
１３６…点火プラグ
１４０…シリンダブロック
１４２…シリンダ
１４３…第１の凹部
１４４…ピストン
１４５…第２の凹部
１４６…コネクティングロッド
１４７…案内溝
１４７ａ…反り返し部
１４８…クランクシャフト
１４９…凹部
１５４…燃料噴霧
２３６…プラグ
２４０…断熱層
２４２…蓄熱層
２４４…ピストン
３００…エンジン[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
TECHNICAL FIELD The present invention relates to a technique for extracting power by compressing a mixture of fuel and air in a combustion chamber and causing it to self-ignite, and more specifically, by controlling the self-ignition of the mixture to produce air pollutants generated by combustion. The present invention relates to a technology for taking out power with high efficiency while suppressing generation of power.
[0002]
[Prior art]
Since an internal combustion engine is relatively small and can generate a large amount of power, it is widely used as a power source for various moving means such as automobiles, ships and airplanes, or as a stationary power source for factories and the like. ing. All of these internal combustion engines have an operation principle of burning fuel in a combustion chamber and converting the pressure generated at this time into mechanical work and outputting the same.
[0003]
In recent years, in order to protect the global environment, there has been a strong demand for reducing the amount of air pollutants emitted from internal combustion engines. Further, in order to reduce the amount of carbon dioxide emissions that cause global warming, or to reduce the operating cost of internal combustion engines, further reduction of fuel consumption has been strongly demanded.
[0004]
In order to meet these demands, an internal combustion engine of a combustion system in which an air-fuel mixture is compressed and ignited in a combustion chamber (in this specification, this combustion system is referred to as a “premixed compression self-ignition combustion system”) has attracted attention. As will be described in detail later, an internal combustion engine that employs a premixed compression auto-ignition combustion system has much less emissions of air pollutants and fuel consumption in the exhaust gas than conventional internal combustion engines. It has excellent characteristics. However, since this combustion method causes the air-fuel mixture to be compressed and ignited, when the internal combustion engine is operated at a high load, the time when the air-fuel mixture self-ignites becomes too early and self-ignites during compression and a strong knock occurs. There are things to do.
[0005]
The applicant of the present application has already filed an application for developing the following technology in order to cause the air-fuel mixture to undergo compression self-ignition combustion without causing knock even under high-load operating conditions (Japanese Patent Application No. 2002-188042). issue). In such a technique, first, an air-fuel mixture of fuel and air is formed in the combustion chamber. This mixture will be referred to as the first mixture. Next, the piston is raised to compress the first air-fuel mixture. Under operating conditions with a low load, the piston can be raised in this way to compress the first air-fuel mixture, so that it can be self-ignited almost at the compression top dead center. On the other hand, under operating conditions with a high load, the ratio of fuel to air is reduced so that the first air-fuel mixture does not self-ignite during compression. Then, fuel is directly injected into the combustion chamber at an appropriate time after the middle of the compression stroke, and a second air-fuel mixture is formed in a part of the combustion chamber, and at a desired timing near the compression top dead center. I will ignite the mixture of 2. The ignited second air-fuel mixture burns quickly and raises the pressure in the combustion chamber. As a result, the first air-fuel mixture is compressed and self-ignition occurs. If it carries out like this, the 1st air-fuel mixture can be made to self-ignite at a desired time by controlling the timing to ignite the second air-fuel mixture. Therefore, it is possible to realize premixed compression self-ignition combustion without generating knock even under high load operating conditions.
[0006]
In such an applied technology, in order to auto-ignite the first air-fuel mixture, a spark is blown into the second air-fuel mixture and burned. That is, for a part of the air-fuel mixture, as with the conventional combustion method, it is ignited with sparks and combusted with the propagation of flame, so compared to the case where all the air-fuel mixture is compressed and self-ignited, The effect of improving air pollutant emissions and fuel consumption will be diminished. In order to prevent the improvement effect from being reduced as much as possible, the proportion of fuel injected during the compression stroke may be reduced as much as possible. By doing so, the rate of combustion by flame propagation decreases, so the reduction in improvement effect can be suppressed.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
However, if the ratio of the fuel injected during the compression stroke is too small, there is a problem that it is difficult to reliably ignite the second air-fuel mixture. For example, if the region where the second air-fuel mixture is formed becomes narrower due to a reduction in the amount of fuel to be injected, the second air-fuel mixture may deviate from the ignition position, resulting in an ignition failure. Further, even when the fuel concentration of the second air-fuel mixture becomes too thin as a result of reducing the amount of fuel to be injected, it is difficult to reliably ignite the second air-fuel mixture. Of course, in actuality, there is a concern that these factors may affect each other in a superimposed manner to cause ignition failure.
[0008]
For this reason, there is a demand for the development of a technique that can ignite reliably by efficiently forming the second air-fuel mixture even when the amount of fuel injected during the compression stroke is small.
[0009]
The present invention has been made to solve the above-described problems in the prior art, and in an internal combustion engine to which the premixed compression self-ignition combustion system is applied, without reducing the emission amount of air pollutants and the fuel consumption efficiency, An object of the present invention is to provide a technique capable of reliably igniting an air-fuel mixture.
[0010]
[Means for solving the problems and their functions and effects]
  In order to solve at least a part of the problems described above, the internal combustion engine of the present invention employs the following configuration. That is,
  The fuel / air mixture is compressed in the combustion chamber and the compressed mixture is combusted to generate power.The first gas is not ignited under the first condition with a relatively low load, and the mixture is ignited without being ignited.A combustion engine,
  A piston that forms part of the combustion chamber and compresses the mixture;,
Under a relatively heavy second condition,First air-fuel mixture forming means for forming, in the combustion chamber, a first air-fuel mixture in which fuel and air are mixed at a rate that does not ignite automatically when compressed by the piston;,
Under the second condition,A fuel injection valve for injecting the fuel into the first air-fuel mixture to form a second air-fuel mixture in a partial region in the combustion chamber;,
Under the second condition,Ignition means for increasing the pressure in the combustion chamber by igniting and burning the second air-fuel mixture and compressing and igniting the first air-fuel mixture;
  With
  On the top surface of the piston facing the combustion chamber,
Before under the second conditionA first recess for receiving the fuel injected from the fuel injection valve;,
Before use under said second conditionA second recess provided at a position facing the ignition means;,
Before under the second conditionA guide groove for guiding the fuel received by the first recess to the second recess;
    The gist is that is provided.
[0011]
  Further, the piston of the present invention corresponding to the internal combustion engine described above,
  The fuel / air mixture is compressed in the combustion chamber and the compressed mixture is combusted to generate power.The first gas is not ignited under the first condition with a relatively low load, and the mixture is ignited without being ignited.A piston that is used in a combustion engine and forms a part of the combustion chamber and compresses the mixture;
  The internal combustion engine,
Under a relatively heavy second condition,First air-fuel mixture forming means for forming, in the combustion chamber, a first air-fuel mixture in which fuel and air are mixed at a rate that does not ignite automatically when compressed by the piston;,
Under the second condition,A fuel injection valve for injecting the fuel into the first air-fuel mixture to form a second air-fuel mixture in a partial region in the combustion chamber;,
Under the second condition,Ignition means for increasing the pressure in the combustion chamber by igniting and burning the second air-fuel mixture and compressing and igniting the first air-fuel mixture;
    With
  On the top surface of the piston facing the combustion chamber,
Before under the second conditionA first recess for receiving the fuel injected from the fuel injection valve;,
Before use under said second conditionA second recess provided at a position facing the ignition means;,
Before under the second conditionA guide groove for guiding the fuel received by the first recess to the second recess in the previous period;
    The gist is that is provided.
[0012]
  Furthermore, the control method of the present invention corresponding to the above internal combustion engine or piston is as follows:
  The fuel / air mixture is compressed in the combustion chamber using a piston and the compressed mixture is burned to generate power.The first gas is not ignited under the first condition with a relatively low load, and the mixture is ignited without being ignited.A control method for a combustion engine,,
Under a relatively heavy second condition,A first step of forming, in the combustion chamber, a first air-fuel mixture in which fuel and air are mixed at a rate that does not ignite when compressed by the piston;,
Under the second condition,A second step of forming a second air-fuel mixture in a partial region of the combustion chamber by injecting the fuel into the first air-fuel mixture;,
Under the second condition,A third step of igniting and combusting the second air-fuel mixture to raise the pressure in the combustion chamber and compressing and igniting the first air-fuel mixture;
  With
  The second step includes
    Receiving the injected fuel in a first recess provided in a top surface of the piston;
    Guiding the fuel received in the first recess to a second recess provided at a desired position of the piston top surface to form the second air-fuel mixture in the second recess;
    It is a summary to provide.
[0013]
In the internal combustion engine, the piston, and the control method of the present invention, after the first air-fuel mixture is formed in the combustion chamber, the fuel is injected from the fuel injection valve toward the piston top surface. The injected fuel is received by a first recess provided on the top surface of the piston, and guided to the second recess through the guide groove to form a second air-fuel mixture. The second recess is provided at a position facing an ignition means for igniting the air-fuel mixture in the combustion chamber, and thus ignites the second air-fuel mixture formed in the second recess. Then, the pressure in the combustion chamber rises due to the combustion of the second air-fuel mixture, and as a result, the first air-fuel mixture formed in advance is compressed and self-ignited.
[0014]
In this way, even if the ratio of the fuel in the first air-fuel mixture is small with respect to the air and the ratio does not cause self-ignition only by being compressed by the piston, the first air-fuel mixture is compressed by igniting the second air-fuel mixture. Can self-ignite. The second air-fuel mixture is obtained by receiving the fuel injected from the fuel injection valve in the first recess provided on the piston top surface, and then guiding the fuel to the second recess through the guide groove. It can be efficiently formed in the second recess. Furthermore, since the second recess is provided at a position facing the ignition device, ignition can be reliably performed. As described above, according to the present invention, since the second air-fuel mixture can be efficiently formed using the fuel injected from the fuel injection valve, it is possible to reliably ignite only by injecting a small amount of fuel. A second gas mixture can be formed.
[0015]
In the internal combustion engine, the piston, and the control method of the present invention, the second recess may be a recess smaller than the first recess.
[0016]
By so doing, the first recess can be made wide, so that the fuel injected from the fuel injection valve can be efficiently received by the first recess. If the fuel received in this way is guided to the second recess formed smaller than the first recess, the second air-fuel mixture can be formed more efficiently in the second recess.
[0017]
In such an internal combustion engine, piston, and control method, the second recess may be provided closer to the center of the piston top surface than the first recess.
[0018]
When the second recess is provided near the center of the piston top surface, the ignition means is provided near the center of the combustion chamber. It is preferable to provide the ignition means near the center of the combustion chamber, particularly in the case of a multi-valve engine having a plurality of intake valves and exhaust valves, since the design of the combustion chamber can be made easy and rational.
[0019]
In such an internal combustion engine, a piston, and a control method, the interval between the side walls of the guide groove may be narrowed from the first recess toward the second recess.
[0020]
This is preferable because the fuel received by the first recess can be efficiently guided to the second recess and the second air-fuel mixture can be efficiently formed in the second recess. is there.
[0021]
Alternatively, the height of the side wall of the guide groove may be higher when closer to the second recess than the first recess.
[0022]
In this case, even when the fuel received in the first recess spreads little by little while being guided to the second recess, the fuel can be prevented from getting over the guide groove. Preferably, the second air-fuel mixture can be efficiently formed in the two concave portions.
[0023]
Furthermore, it is good also as providing the protrusion which narrows the opening to the said combustion chamber in the at least one part area | region where the side wall of this guide groove or the 2nd recessed part intersects with the said piston top surface.
[0024]
In this case, even when the fuel received in the first recess spreads little by little while being guided to the second recess, the second air-fuel mixture is likely to overflow from the second recess. Even in such a case, it is possible to suppress overflowing from the guide groove or the second recess by being blocked by the protrusion. As a result, it is preferable because the second air-fuel mixture can be efficiently formed in the second recess.
[0025]
In the internal combustion engine, the piston, and the control method described above, a heat storage layer that stores heat flowing from a combustion chamber in at least a part of the first recess, the second recess, or the guide groove; It is good also as providing the heat storage layer and the heat insulation layer which insulates this piston.
[0026]
In this way, the heat generated by the compression of the air-fuel mixture or the combustion of the air-fuel mixture is stored in the heat storage layer, and the stored heat can be used to vaporize the fuel injected from the fuel injection valve. Therefore, the second air-fuel mixture can be formed more efficiently.
[0027]
In the internal combustion engine, piston, and control method described above, the top surface of the piston may be shaped as follows. That is, when fuel is injected from the fuel injection valve at 40 degrees before compression top dead center, all of the injected fuel is received by at least one of the first recess and the guide groove. At the same time, when the fuel is injected at 50 degrees before the compression top dead center, a part of the injected fuel may be received outside the first recess and the guide groove.
[0028]
The second air-fuel mixture is preferably formed in a desired region so that ignition can be reliably performed, whereas the first air-fuel mixture formed prior to the second air-fuel mixture is: In order to obtain an air-fuel mixture that does not self-ignite when compressed by a piston, it is desirable that the fuel and air be mixed to some extent homogeneously. From this, when it is injected at a time of 40 degrees before compression top dead center, if all the injected fuel is configured to be received by at least one of the first recess or the guide groove, This is preferable because the second air-fuel mixture can be efficiently formed in a desired region. In addition, when fuel is injected at a time of 50 degrees before compression top dead center, the fuel is injected if a part of the injected fuel is received outside the first recess and the guide groove. Therefore, it is preferable to uniformly disperse the fuel with respect to the air, and the first air-fuel mixture can be appropriately formed.
[0029]
Or in such an internal combustion engine, it is good also as providing a 3rd recessed part in the position facing the said 2nd recessed part.
[0030]
In this way, even when the second air-fuel mixture overflows from the second recess, the second air-fuel mixture is prevented from diffusing by being received by the third recess, This is preferable because an air-fuel mixture can be formed efficiently.
[0031]
In the internal combustion engine having the third recess, the ignition means may be provided in the third recess.
[0032]
By doing so, it is preferable to ignite the air-fuel mixture in the second concave portion by igniting the second air-fuel mixture flowing into the third concave portion.
[0033]
The present invention can be suitably applied to an internal combustion engine that is operated in two cycles.
[0034]
An internal combustion engine that is operated in two cycles can easily perform compression auto-ignition of an air-fuel mixture as compared with a four-cycle internal combustion engine. Therefore, the compression ratio of the internal combustion engine can be set to be low. This is due to the following reason. Unlike the four-cycle internal combustion engine, the two-stroke internal combustion engine is not completely separated from the exhaust stroke and the intake stroke, and the intake stroke is started with the high-temperature exhaust gas remaining. At the beginning, the temperature of the mixture is high. In addition, the active component in the exhaust gas exists, and coupled with the high temperature of the air-fuel mixture, the two-cycle internal combustion engine is more likely to self-ignite compared to the four cycles. As described above, the two-cycle internal combustion engine can be operated by effectively compressing and igniting the air-fuel mixture. Therefore, by combining the present invention, it becomes possible to perform more efficient operation. Is preferred.
[0035]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
In order to more clearly describe the operation and effect of the present invention, examples of the present invention will be described in the following order.
A. First embodiment:
A-1. Device configuration:
A-2. Overview of engine control:
A-3. Combustion control of air-fuel mixture in the first embodiment:
A-4. Effect of piston top surface shape:
A-5. Variations:
B. Second embodiment:
B-1. Device configuration:
B-2. Combustion control of air-fuel mixture in the second embodiment:
[0036]
A. First embodiment:
A-1. Device configuration:
FIG. 1 is an explanatory diagram conceptually showing the structure of an engine 10 of a first embodiment to which a premixed compression auto-ignition combustion system is applied. The engine 10 of the first embodiment is a four-cycle engine that outputs power by burning an air-fuel mixture in a combustion chamber while repeating four strokes of intake, compression, expansion, and exhaust. In FIG. 1, in order to show the structure of the engine 10, a cross section is shown at the approximate center of the combustion chamber. As shown in the figure, the main body of the engine 10 is configured by assembling a cylinder head 130 on top of a cylinder block 140. A cylindrical cylinder 142 is provided in the cylinder block 140, and a piston 144 is slidably provided in the cylinder 142. A space surrounded by the cylinder 142, the piston 144, and the lower surface of the cylinder head 130 is a combustion chamber.
[0037]
The piston 144 is connected to the crankshaft 148 via a connecting rod 146, and the piston 144 slides up and down in the cylinder 142 as the crankshaft 148 rotates.
[0038]
The cylinder head 130 includes an intake passage 12 for taking intake air into the combustion chamber, a fuel injection valve 14 for injecting fuel into the combustion chamber, an ignition plug 136 for igniting an air-fuel mixture in the combustion chamber, and a combustion chamber. An exhaust passage 16 for discharging the combustion gas generated in is connected. The cylinder head 130 is provided with an intake valve 132 and an exhaust valve 134. The intake valve 132 and the exhaust valve 134 are each driven by a cam mechanism, and open and close the intake passage 12 and the exhaust passage 16 in synchronization with the movement of the piston 144.
[0039]
An air cleaner 20 is provided on the upstream side of the intake passage 12, and the air cleaner 20 incorporates a filter for removing foreign substances in the air. The air sucked into the engine is sucked into the combustion chamber after foreign matter is removed by a filter when passing through the air cleaner 20. In addition, a throttle valve 22 is provided in the intake passage 12, and the amount of air taken into the combustion chamber is controlled by driving the electric actuator 24 to control the throttle valve 22 to an appropriate opening degree. Can do.
[0040]
A catalyst 26 for purifying air pollutants contained in the exhaust gas is provided downstream of the exhaust passage 16. As will be described later, if the premixed compression auto-ignition combustion method is applied, the concentration of air pollutants in the exhaust gas can be significantly reduced. However, by providing the catalyst 26 in the exhaust passage, Even slightly contained contaminants can be completely purified. An NOx sensor 21 that detects the concentration of nitrogen oxides contained in the exhaust gas is provided upstream of the catalyst 26.
[0041]
The operation of the engine 10 is controlled by an engine control unit (hereinafter, ECU) 30. The ECU 30 is a well-known microcomputer configured by connecting a CPU, a RAM, a ROM, an A / D conversion element, a D / A conversion element, and the like with a bus. The ECU 30 detects the engine rotational speed Ne and the accelerator opening degree θac, controls the throttle valve 22 to an appropriate opening degree based on these, and drives the fuel injection valve 14 and the spark plug 136 at an appropriate timing. The engine speed Ne can be detected by a crank angle sensor 32 provided at the tip of the crankshaft 148. The accelerator opening degree θac can be detected by an accelerator opening degree sensor 34 incorporated in the accelerator pedal.
[0042]
Further, the ECU 30 can detect the occurrence of knock based on the output of the knock sensor 25 provided in the cylinder block 140. The knock sensor 25 detects the occurrence of knocking by detecting the air column vibration generated in the cylinder 142 when knocking occurs in the combustion chamber, using a resonance phenomenon. Alternatively, instead of the knock sensor 25, a pressure sensor 23 for detecting the pressure in the combustion chamber may be provided in the cylinder block 140 or the cylinder head 130. When the pressure sensor 23 is provided in place of the knock sensor 25, the ECU 30 reads the pressure in the combustion chamber detected by the pressure sensor 23 and calculates the increase rate of the pressure in the combustion chamber, thereby generating the knock. Can be detected. Furthermore, by reading the output of the NOx sensor 21 provided in the exhaust passage 16, it is possible to detect the concentration of nitrogen oxides contained in the exhaust gas. As will be described later, the ECU 30 detects the occurrence of knocking or the concentration of nitrogen oxides exceeding the allowable value, and reflects these in the control contents, so that the engine 10 is always operated appropriately. Do the control.
[0043]
In FIG. 1, the fuel injection valve 14 is provided on the intake side, but may be provided on the exhaust side. If it is provided on the intake side, there is an advantage that the exhaust gas does not flow above the fuel injection valve 14 and the fuel injection valve 14 is not easily exposed to high temperatures. On the other hand, the exhaust port has a smaller cross-sectional area than the intake port and has a high degree of freedom in the shape of the port. Therefore, if it is provided on the exhaust side, the fuel injection valve 14 can be easily mounted at an appropriate position. is there.
[0044]
FIG. 2 is an explanatory view showing the structure of the combustion chamber of the engine 10. FIG. 2A is an explanatory view showing a cross-sectional structure of the combustion chamber. In the engine 10, the top surface of the piston 144 has a special shape in order to efficiently form an air-fuel mixture in the vicinity of the spark plug 136 while guiding the fuel injected from the fuel injection valve 14 toward the spark plug 136. Yes. FIG. 2B is a top view of the top surface of the piston constituting a part of the combustion chamber as viewed from the cylinder head 130 side. In order to clarify the positional relationship of the shape of the piston top surface with respect to the fuel injection valve 14, the ignition plug 136, the intake valve 132, and the exhaust valve 134 provided in the combustion chamber, in FIG. The valve 14, spark plug 136, intake valve 132, and exhaust valve 134 are indicated by thin broken lines.
[0045]
As shown in FIG. 2B, the top surface of the piston 144 is provided with a first recess 143 for receiving fuel spray injected from the fuel injection valve 14 and a position opposed to the spark plug 136. Two recesses 145 and a guide groove 147 that smoothly connects the first recess 143 and the second recess 145 are formed. The second recess 145 is formed in a shape smaller than that of the first recess 143, and the guide groove 147 is formed so as to be narrowed toward the second recess 145 from the first recess 143. ing.
[0046]
A-2. Overview of engine control:
The engine 10 having the above configuration outputs power under the control of the ECU 30 while compressing and igniting the air-fuel mixture in the combustion chamber. FIG. 3 is a flowchart showing a flow of an engine operation control routine performed by the ECU 30. Hereinafter, it demonstrates according to a flowchart.
[0047]
When the engine control routine is started, first, the ECU 30 performs a process of calculating a target output torque to be generated by the engine 10 (step S100). The target output torque is calculated based on the accelerator opening θac detected by the accelerator opening sensor 34. That is, the engine operator performs an operation of increasing the accelerator pedal when he wants to increase the output torque of the engine, and performs an operation of returning the accelerator pedal when he wants to decrease the output torque. In particular, when it is considered that it is not necessary to generate torque from the engine, the accelerator pedal is fully closed. From this, it can be considered that the operation amount of the accelerator pedal represents the torque requested by the engine operator. In step S100, based on this principle, a target output torque to be output by the engine is calculated from the accelerator opening θac.
[0048]
Next, the ECU 30 detects the engine speed Ne (step S102). The engine speed Ne can be calculated based on the output of the crank angle sensor 32.
[0049]
When the target output torque and the engine rotation speed are detected, a process for setting a control method is performed (step S104). This is the following process. As described above, an engine that uses the premixed compression auto-ignition combustion system has excellent characteristics such as low emission of air pollutants and low fuel consumption, but knocks when the engine load increases. It is easy to wake up. As will be described in detail later, in order to solve such problems, the engine 10 of the first embodiment injects additional fuel into the combustion chamber at an appropriate timing after the middle of the compression stroke under a condition where the engine load is high. Then, a mixture having a high fuel concentration is formed in a part of the combustion chamber, and the mixture is ignited to cause the mixture in the remaining region to self-ignite, thereby avoiding the occurrence of knocking. Therefore, in step S104, whether to perform control for avoiding the occurrence of knocks by injecting additional fuel during the compression stroke, or to perform control for normal premixed compression self-ignition combustion is determined. Perform processing to set according to the load. Specifically, the ROM built in the ECU 30 stores in advance in map form whether the low load condition or the high load condition is controlled according to the combination of the engine speed and the target output torque. When the load is low, normal premixed compression auto-ignition combustion control is performed. When the load is high, additional fuel is injected during the compression stroke to prevent knocking. FIG. 4 conceptually shows a map stored in the ROM of the ECU 30.
[0050]
After the control method is set, a process for calculating the fuel amount and the intake air amount injected into the combustion chamber is performed (step S106). These values of the fuel injection amount and the intake air amount are calculated by referring to maps prepared for the low load condition and the high load condition, respectively.
[0051]
FIG. 5 is an explanatory diagram conceptually showing a map for a low load condition. Two maps, an intake air amount map and a fuel injection amount map, are prepared for the low load condition. Each map has an appropriate map according to the engine speed and the target output torque. An intake air amount and a fuel injection amount are set.
[0052]
Here, a basic concept for setting the intake air amount and the fuel injection amount as shown in FIG. 5 will be briefly described. FIG. 6 is a block diagram conceptually showing a basic concept for forming an air-fuel mixture in the premixed compression auto-ignition combustion system. In the premixed compression self-ignition combustion, first, a torque (requested torque) to be output by the internal combustion engine is set. When the required torque is determined, the amount of fuel can be determined according to this value. That is, the internal combustion engine burns fuel to increase the pressure in the combustion chamber, and converts this pressure into torque for output. Therefore, the torque generation amount and the fuel amount correspond to each other almost one-on-one, and if the required torque is determined, the necessary fuel amount can be determined according to this. Once the fuel amount is determined, the air amount is then determined. In order to compress and self-ignite the air-fuel mixture, it is necessary that air and fuel are mixed at a predetermined ratio. Therefore, when the amount of fuel is determined, the amount of air to be mixed with this fuel can be determined automatically. The required torque can be output if the air-fuel mixture of the determined amount of fuel and air is compressed and ignited in the combustion chamber.
[0053]
In the map shown in FIG. 5, appropriate values obtained by an experimental method are set based on the concept shown in FIG. The map for the low load condition is a map that is referred to under a condition where the target output torque is small. In the region above a certain target output torque, the map value of the fuel injection amount and the map value of the intake air amount are clipped. Value is set. From a theoretical point of view, it is sufficient for the map for low load conditions to have a map value set only in the region where the target output torque is small, but for some reason, during the control for low load conditions, the region where the target output torque is high. Considering the case of reference, the map value is set once. However, it is clipped to a small target output torque map value so that knock does not occur.
[0054]
FIG. 7 is an explanatory diagram conceptually showing a map for high load conditions. There are three maps for the high load condition, that is, a map of intake air amount, a map of main fuel injection amount, and a map of sub fuel injection amount. In each map, an intake air amount, a main fuel injection amount, and a sub fuel injection amount are set in accordance with the engine speed and the target output torque. As the setting values of these maps, appropriate values obtained by an experimental method are set based on the concept shown in FIG.
[0055]
In step S106 in FIG. 3, the intake air amount and the fuel injection amount are calculated at the time of control for the low load condition while referring to the map corresponding to the above, and at the time of control for the high load condition, Processing for calculating the fuel injection amount and the sub fuel injection amount is performed.
[0056]
When the intake air amount and fuel injection amount (main fuel injection amount and sub fuel injection amount under high load conditions) are thus calculated, the opening of the throttle valve 22 is adjusted so that the calculated amount of air is sucked into each combustion chamber. The process which controls is performed (step S108). Control of the opening degree of the throttle valve can be performed by various known methods. For example, the intake air amount may be measured by an air flow sensor provided in the intake passage 12 and the opening degree of the throttle valve 22 may be controlled so as to obtain an appropriate air amount. Alternatively, instead of using an air flow sensor, the intake air amount may be calculated by measuring the pressure in the intake passage on the downstream side of the throttle valve 22. For simplicity, it is possible to set in advance a throttle opening so that an appropriate amount of air can be obtained according to the engine speed, and to set the throttle opening with reference to this map.
[0057]
The ECU 30 performs fuel injection control following the throttle control (step S110). In the fuel injection control, fuel is injected into the combustion chamber by driving the fuel injection valve 14 at an appropriate timing according to the movement of the piston 144. The fuel injection amount is previously calculated in step S106. Details of the fuel injection control will be described later with reference to another drawing.
[0058]
FIG. 8 is an explanatory diagram illustrating timings for driving the intake valve 132, the exhaust valve 134, and the fuel injection valve 14 in synchronization with the movement of the piston 144. In the figure, TDC is displayed when the piston 144 is at the top dead center, and BDC is displayed in the figure when the piston 144 is at the bottom dead center. As shown in the drawing, the intake valve 132 opens at a timing slightly before the piston reaches the top dead center, and closes at a timing slightly after the piston reaches the bottom dead center. The intake air is sucked into the combustion chamber when the piston 144 descends while the intake valve 132 is open, and this interval is the intake stroke. Further, after the intake valve 132 is closed, the air-fuel mixture in the combustion chamber is compressed as the piston 144 is raised. The period from when the intake valve 132 is closed until the piston reaches top dead center is the compression stroke. The expansion stroke is until the piston passes the top dead center and the exhaust valve 134 opens. The exhaust valve 134 opens at a timing slightly before the piston reaches the bottom dead center, and closes at a timing slightly after the top dead center is reached. The piston 144 ascends while the exhaust valve 134 is open, so that the combustion gas in the combustion chamber is discharged, and this interval is the exhaust stroke. In the fuel injection control (step S110) shown in FIG. 3, the fuel injection valve 14 is driven during the period indicated by hatching during the intake stroke to inject fuel into the combustion chamber.
[0059]
When the fuel injection control is performed, the ECU 30 determines whether or not the control method being executed is control for a high load condition (step S112). If the control method is for a high load condition (step S112: yes), sub fuel injection control is performed (step S114). This is a control for injecting the additional fuel previously calculated as the auxiliary fuel injection amount in step S106 from the fuel injection valve 14 into the combustion chamber at an appropriate timing after the middle of the compression stroke. Thereafter, control is performed to ignite the air-fuel mixture by blowing a spark from the spark plug at an appropriate timing near the compression top dead center (step S116). FIG. 8 also illustrates a period during which fuel is injected in the auxiliary fuel injection control and a timing at which a spark is blown from the spark plug 136 in the ignition control. Details of these controls will be described later with reference to other drawings. If the control method is not for high load conditions (step S112: no), the auxiliary fuel injection control (step S114) and ignition control (step S116) are performed by causing the air-fuel mixture in the combustion chamber to self-ignite only by compression by the piston. ) Is skipped.
[0060]
When the air-fuel mixture is burned in this way, the pressure in the combustion chamber rises abruptly and tries to push the piston 144 downward. This force is transmitted to the crankshaft 148 via the connecting rod 146, converted into torque by the crankshaft 148, and output as power.
[0061]
Next, the ECU 30 confirms whether or not to stop the engine is set (step S118), and if not set to stop, the ECU 30 returns to step S100 and repeats a series of subsequent processes. If it is set to stop the engine, the engine operation control routine is terminated as it is. Thus, the engine 10 is operated according to the control routine of FIG. 3 under the control of the ECU 30, and outputs torque according to the setting of the operator.
[0062]
A-3. Combustion control of air-fuel mixture in the first embodiment:
The contents of control for burning the air-fuel mixture in the combustion chamber by performing fuel injection control, sub fuel injection control, and ignition control in the engine operation control routine described above will be described. By realizing such combustion control, the engine 10 of the first embodiment is capable of premixed compression self-ignition combustion without causing knock even under operating conditions where the engine load is high. Yes.
[0063]
First, the control under the low load condition will be described with reference to FIG. FIG. 9 is an explanatory diagram conceptually showing a state in which the air-fuel mixture is combusted by compression self-ignition under low load conditions. FIG. 9A shows the inside of the combustion chamber during the intake stroke, FIG. 9B shows the inside of the combustion chamber after the middle of the compression stroke, and FIG. 9C shows the combustion near the compression top dead center. The inside of the room is shown.
[0064]
As described above with reference to FIG. 8, in the fuel injection control, driving of the fuel injection valve 14 is started at the first half of the intake stroke, and fuel spray is injected into the combustion chamber. FIG. 9A schematically shows a state in which fuel spray is injected from the fuel injection valve 14 into the combustion chamber. The fuel injection amount is controlled by changing the driving period. Specifically, the ECU 30 performs the following processing. First, the drive period of the fuel injection valve 14 is calculated based on the previously obtained fuel injection amount. The fuel injection amount used for the calculation is the fuel injection amount obtained with reference to the map of FIG. 5 if the control for the low load condition is being performed, and the map of FIG. 7 if the control for the high load condition is being performed. The main fuel injection amount obtained with reference to FIG. From the drive period thus calculated, the drive start timing and drive end timing of the fuel injection valve 14 are determined. Here, since the drive start timing is fixed, the drive end timing can be determined immediately from the drive period of the fuel injection valve. Of course, it is also possible to change the drive start timing in accordance with the operating conditions of the engine.
[0065]
During the intake stroke, the intake air is sucked into the piston 144 descending in the cylinder and the intake air flows in from the intake valve 132. Therefore, the fuel spray injected from the fuel injection valve 14 is mixed with the intake air while being mixed with the intake air. Flow into. Also, in addition to the intake air flowing in vigorously, the piston also drops after the inflow, so the intake air and fuel spray are agitated in the combustion chamber, and when the piston reaches bottom dead center, An air-fuel mixture is formed in which fuel and air are almost uniformly mixed.
[0066]
When the piston 144 has been lowered to the lowest position, the intake valve 132 is closed and the piston 144 is raised to compress the air-fuel mixture. The position where the piston is lowered is usually called the bottom dead center. FIG. 9B conceptually shows how the air-fuel mixture is compressed by raising the piston 144 in this way. As the pressure of the air-fuel mixture is increased and the pressure rises, the temperature gradually rises, eventually reaches the ignition point near the top dead center of the piston, and the whole air-fuel mixture self-ignites almost simultaneously. In other words, the fuel injection amount and the intake air amount are set so that the excess air ratio is such that self-ignition is achieved only by compression by the piston 144 under low load conditions. In this embodiment, the excess air ratio of the air-fuel mixture formed under the low load condition is set to a value in the vicinity of 1.2 to 3. Note that the value of the excess air ratio varies depending on the setting of the compression ratio of the engine. The higher the compression ratio, the larger the set value of the excess air ratio. Usually, the substantial compression ratio is selected from the range of 11-17. In the gasoline engine 10 of the present embodiment, the substantial compression ratio is set to about 14. FIG. 9C conceptually shows how the air-fuel mixture in the combustion chamber self-ignites almost simultaneously at the vicinity of the top dead center of the piston. As will be described in detail later, in the premixed compression auto-ignition combustion system, the air-fuel mixture is self-ignited in the combustion chamber and combustion is started almost simultaneously, thereby reducing the amount of air pollutant emissions and fuel consumption. Can be improved at the same time.
[0067]
Here, the mixture is formed by injecting the fuel from the fuel injection valve 14 provided in the combustion chamber even under a low load condition. An injection valve may be provided, and fuel may be injected from the fuel injection valve provided in the intake passage when the load is low. In this way, since fuel and air are mixed in the intake passage, a more homogeneous air-fuel mixture can be formed in the combustion chamber. In such a case, fuel is injected after the intake valve 132 is closed. By doing so, it is possible to secure a time for forming the air-fuel mixture in the intake passage until the injected fuel is sucked into the combustion chamber, and the air-fuel mixture can be formed more effectively.
[0068]
Thus, in the premixed compression self-ignition combustion method, the air-fuel mixture in the combustion chamber is self-ignited and burned almost simultaneously, so that when the engine load increases (when trying to output a large torque), a strong knock occurs. End up. That is, when the amount of fuel and the amount of air sucked into the combustion chamber are increased in order to output a large torque, the pressure in the combustion chamber at the completion of the suction increases accordingly. When the intake valve 132 is closed in this state and the piston is raised, the mixture is compressed from a high pressure, so the pressure and temperature of the mixture rises more quickly than when the engine load is low, During the compression stroke, self-ignition occurs and a strong knock occurs. Therefore, in order to cause premixed compression self-ignition combustion without causing knock even under high load conditions, the engine 10 performs the following control under high load conditions.
[0069]
FIG. 10 is an explanatory view conceptually showing a state in which the air-fuel mixture is combusted by compression self-ignition under high load conditions. FIG. 10A conceptually shows a state in which the air-fuel mixture is sucked into the combustion chamber as the piston 144 descends during the intake stroke. The operation during the intake stroke is almost the same as the operation under the low load condition described above. However, the excess air ratio of the air-fuel mixture is set to a large value in order to avoid the occurrence of knocking under high load conditions. If the excess air ratio of the air-fuel mixture is set to a large value, it becomes difficult for the air-fuel mixture to self-ignite, so it is possible to avoid self-ignition while the piston is rising.
[0070]
Here, the excess air ratio is an index indicating the ratio between the amount of air and the amount of fuel contained in the air-fuel mixture. The air-fuel ratio, which is often used as an index indicating the ratio between the amount of air and the amount of fuel in the air-fuel mixture, represents the ratio of the amount of air to the amount of fuel by the weight ratio of the amount of air to the amount of fuel, whereas The excess air ratio expresses the ratio between the amount of air and the amount of fuel on the basis of the ratio at which air and fuel burn without excess or deficiency. An excess air ratio of “1” means that air and fuel are contained in the air-fuel mixture in such a ratio that they burn without excess and deficiency, and an excess air ratio of “2” means This means that the air-fuel mixture contains twice as much air as necessary to burn the fuel without excess or deficiency. In this embodiment, the excess air ratio of the air-fuel mixture formed during the intake stroke is set in the range of 2 to 3.5 when the load is high. Of course, if the setting of the compression ratio of the gasoline engine 10 is increased, the setting of the excess air ratio is changed to a larger value.
[0071]
Thus, the air-fuel mixture is sucked into the combustion chamber while lowering the piston 144, and when the piston 144 has been lowered to the lowest position, the intake valve 132 is closed and the piston 144 is raised to compress the air-fuel mixture. As described above, since the excess air ratio of the air-fuel mixture is set to a larger value than in the low load condition, the air-fuel mixture does not self-ignite during compression even under a high load condition. In this way, an additional fuel spray is injected during the compression stroke in order to auto-ignite the air-fuel mixture set to an excess air ratio that does not self-ignite only by compression by the piston.
[0072]
FIG. 10B is an explanatory diagram conceptually showing a state in which additional fuel spray is injected from the fuel injection valve 14 at the timing after the middle of the compression stroke. In FIG. 10B, the rough hatching in the entire combustion chamber schematically shows that the fuel spray injected during the intake stroke forms an air-fuel mixture in the combustion chamber. Is. The fuel injection amount can be adjusted by changing the drive period of the fuel injection valve 14 in the same manner as the fuel injection during the intake stroke. Specifically, the drive period of the fuel injection valve 14 is calculated based on the auxiliary fuel injection amount obtained in step S106 of the engine operation control routine shown in FIG. 3, and the drive start timing is calculated from the obtained drive period. To decide. In this embodiment, for fuel injection in the compression stroke, the drive end timing of the fuel injection valve is fixed, and the drive start timing can be easily determined from the drive period. The period during which the fuel is injected during the compression stroke is usually within the range of 90 degrees before compression top dead center to 30 degrees before compression top dead center, and more preferably from 60 degrees before compression top dead center. It is often set to an appropriate period within the range of 30 degrees before the point.
[0073]
The fuel spray injected in the latter half of the compression stroke collides with the top surface of the piston 144 and changes the spray direction. In FIG.10 (b), the fuel spray which has collided with the piston top surface is shown with fine hatching. Since the top surface of the piston 144 has the shape described above with reference to FIG. 2, the collided fuel spray is efficiently guided to the vicinity of the spark plug 136, and the air-fuel mixture having a small excess air ratio is near the spark plug 136. Form. The function of the piston top surface for forming an air-fuel mixture with a small excess air ratio will be described later.
[0074]
In the high load condition, the excess air ratio of the air-fuel mixture formed in the vicinity of the spark plug 136 in this way is set to an appropriate value selected from the range of 1.3 to 1.7. In other words, an appropriate map value is set in advance in the map for the auxiliary combustion injection amount referred to in step S106 of the engine operation control routine so that such an air-fuel mixture having an excess air ratio is formed. Yes. It should be noted that the air excess ratio of the air-fuel mixture formed in the vicinity of the spark plug 136 can be suitably applied with substantially the same value even in a two-cycle internal combustion engine.
[0075]
The fuel spray injected in the latter half of the compression stroke must be dispersed in the air-fuel mixture in a relatively short period from the injection to the top dead center of compression to form an air-fuel mixture with a small excess air ratio. For this reason, the fuel injection valve 14 includes a hollow cone type (hollow cone type) fuel injection valve and a full cone type (solid cone type) fuel injection valve so that the atomized fuel spray can be injected as much as possible. Alternatively, a porous collision type fuel injection valve or the like can be preferably used.
[0076]
Next, at an appropriate timing near the compression top dead center, a spark is blown from the spark plug 136 to ignite the air-fuel mixture with a small excess air ratio. The ignition timing is determined so that an air-fuel mixture having a large excess air ratio formed over a wide range in the combustion chamber self-ignites at an appropriate timing (typically compression top dead center BTDC). It is preset as a map for the target output torque. FIG. 10C conceptually shows how ignition is performed by the spark plug 136. In the drawing, the air-fuel mixture having a small excess air ratio formed in the vicinity of the spark plug 136 is shown with fine hatching. Since this air-fuel mixture has a small excess air ratio, the combustion speed is high, and when it is ignited, the combustion is completed quickly. As a result, the pressure in the combustion chamber rises due to the pressure due to combustion, and the air-fuel mixture having a large excess air ratio formed over a wide range in the combustion chamber can be self-ignited almost simultaneously.
[0077]
FIG. 11 conceptually shows that an air-fuel mixture with a large excess air ratio due to fuel injected during the intake stroke and an air-fuel mixture with a small excess air ratio due to fuel injected during the compression stroke are formed in the combustion chamber. It shows. In the figure, the area where the air-fuel mixture with a large excess air ratio is formed is shown with rough hatching, and the area where the air-fuel mixture with a small air excess ratio is formed is shown with fine hatching. Has been. Since the air-fuel mixture with a large excess air ratio has a high combustion speed, it quickly burns when ignited and compresses the air-fuel mixture with a large air excess ratio formed around it. In FIG. 11, the black arrow displayed toward the periphery from the area with fine hatching represents the concept that the air-fuel mixture with a small excess air ratio burns and compresses the air-fuel mixture with a large air excess ratio in the vicinity. It is shown as an example.
[0078]
As described above, when the engine load is high, the excess air ratio of the air-fuel mixture due to the fuel injected during the intake stroke is set to a large value and is not self-ignited only by being compressed by the piston 144. As shown in FIG. 11, the fuel is further compressed along with the combustion of the air-fuel mixture injected during the compression stroke, and eventually self-ignition occurs. FIG. 12 conceptually shows how the air-fuel mixture in the combustion chamber self-ignites in this way. When the air-fuel mixture with a small excess air ratio burns, the pressure in the entire combustion chamber increases, so the air-fuel mixture in the surrounding area is uniformly compressed and self-ignites almost simultaneously.
[0079]
As described above, under a condition where the engine load is high, the excess air ratio of the air-fuel mixture sucked during the intake stroke is set to a value large enough not to self-ignite only by being compressed by the piston. By doing so, it is possible to reliably avoid the occurrence of knocking due to the self-ignition of the air-fuel mixture during compression even under high load conditions. Further, by injecting and burning additional fuel in the vicinity of the compression top dead center, the gasoline mixture that is not self-ignited only by compression by the piston is further compressed and self-ignited. In this way, by controlling the timing at which the air-fuel mixture is ignited, the air-fuel mixture in the combustion chamber can be self-ignited at an appropriate time.
[0080]
Thus, in the engine 10 of the present embodiment, the air-fuel mixture can be compressed and ignited not only under a low load condition but also under a high load condition. In this way, the air-fuel mixture is compressed and ignited and burned, so that it becomes possible to simultaneously reduce the amount of air pollutants discharged and the amount of fuel consumed. Hereinafter, the reason will be described.
[0081]
The reason why such an effect can be obtained by compression-ignition combustion of the air-fuel mixture is due to three factors: "Improved isovolume", "Increased excess air ratio", and "Increased specific heat" it is conceivable that. First, the “first improvement” “improvement of equal volume” will be described. According to the teachings of cycle theory for internal combustion engines, the efficiency of a gasoline engine is that the piston burns at the top dead center and all the mixture in the combustion chamber burns instantaneously (ie in an infinitesimal time). Sometimes maximum efficiency is achieved. Of course, the air-fuel mixture in the combustion chamber cannot be burned instantaneously, but the efficiency of the engine can be improved as the air-fuel mixture in the combustion chamber is burned in a shorter time. The equal volume can be considered as an index indicating how quickly the combustion of all the air-fuel mixtures has been completed. The higher the isovolume, the higher the engine efficiency.
[0082]
In the premixed compression self-ignition combustion system, combustion of the air-fuel mixture in the combustion chamber can be started almost simultaneously by compressing the air-fuel mixture and causing it to self-ignite. As a result, combustion of all the air-fuel mixtures is completed almost simultaneously, and the isovolume can be greatly improved. Since the isovolume can be improved in this way, the efficiency of the engine is improved and the fuel consumption can be greatly reduced.
[0083]
Next, a description will be given of “increase in excess air ratio”, which is a second factor that shows the excellent characteristics of the premixed compression auto-ignition combustion method. In the premixed compression self-ignition combustion method, the air-fuel mixture having a large excess air ratio of the air-fuel mixture is combusted. Therefore, the emission amount of air pollutants can be reduced by two mechanisms. The first is due to a decrease in the combustion rate. The burning rate referred to here is the rate at which the combustion reaction proceeds. The aforementioned equal volume is an index related to the time required to burn all the air-fuel mixture in the combustion chamber.For example, if the air-fuel mixture is burned sequentially from the end of the combustion chamber, Even if the speed of the combustion reaction (that is, the combustion speed) is high, it takes a certain amount of time to burn all the air-fuel mixture, and the isovolume is reduced. Thus, it is necessary to clearly distinguish between the combustion speed of the air-fuel mixture and the time required for burning all the air-fuel mixture in the combustion chamber.
[0084]
In general, the combustion speed of the air-fuel mixture strongly depends on the excess air ratio, and the combustion speed is the fastest near the excess air ratio “1”, and the combustion speed tends to decrease as the excess air ratio increases. . As described above, in the premixed compression auto-ignition combustion method, the air-fuel mixture with a large excess air ratio is combusted, so the combustion speed is reduced. If the combustion rate can be reduced, the emission amount of nitrogen oxides, which are air pollutants, can be reduced for the following reason.
[0085]
Most of the nitrogen oxides contained in the exhaust gas are considered to be generated when nitrogen molecules and oxygen molecules contained in the air react under the influence of heat from combustion. That is, since the nitrogen molecule is a stable compound, it is considered that the nitrogen molecule reacts with oxygen to form nitrogen oxides only after being exposed to a considerably high temperature. Here, when the combustion speed is low, and thus the air-fuel mixture burns slowly, most of the heat generated by the combustion is transferred to the surroundings, and the remaining heat raises the temperature of the air-fuel mixture in the burning part. In particular, a fine flow called “turbulence” remains in the air-fuel mixture formed in the combustion chamber of the engine, and the heat of combustion diffuses more and more around due to the influence of this disturbance. On the other hand, when the combustion rate is high, the combustion is completed without the time to diffuse the heat generated by the combustion, so that the portion that is burning positively in the air-fuel mixture becomes extremely hot. Since air contains a large amount of nitrogen molecules, when a high temperature is reached even for a short time, the nitrogen molecules react with oxygen to generate nitrogen oxides. However, nitrogen oxides are hardly generated unless the temperature at which nitrogen molecules react with oxygen is reached.
[0086]
In the premixed compression auto-ignition combustion system, the air-fuel mixture with a large excess of air is burned, so the combustion speed is low and the temperature in the burning region is low. For this reason, the air-fuel mixture can be burned with little generation of nitrogen oxides for the reasons described above.
[0087]
In addition, in the premixed compression auto-ignition combustion method, the air-fuel mixture with a large excess of air is combusted, so in principle, the air pollutants such as carbon monoxide and hydrocarbons are Emissions can be greatly reduced.
[0088]
It can be considered that air pollutants such as carbon monoxide and hydrocarbons are discharged without being able to sufficiently react with oxygen when burned under conditions where oxygen is insufficient with respect to the fuel. In the premixed compression self-ignition combustion system, the air-fuel mixture with a large excess air ratio is combusted, so that it can be combusted under the condition that oxygen is sufficiently present with respect to the fuel. For this reason, in principle, it is possible to greatly reduce emissions of carbon monoxide and hydrocarbons.
[0089]
Finally, the third factor “increase in specific heat”, which shows excellent characteristics of the premixed compression auto-ignition combustion method, will be described. This factor is also closely related to burning an air-fuel mixture with a large excess air ratio. When an air-fuel mixture with an excess air ratio smaller than “1” is burned, there is not enough oxygen for the fuel, so the fuel is not oxidized to the state of carbon dioxide or water, but instead of carbon monoxide or hydrogen. The reaction stops in the state. Further, even if the excess air ratio in the entire air-fuel mixture exceeds “1”, there is some variation in the fuel concentration, so that a region where oxygen is insufficient locally occurs. Carbon oxide and hydrogen are generated. On the other hand, in the premixed compression auto-ignition combustion system, since the air-fuel mixture having a sufficiently large excess air ratio is combusted, the fuel is completely oxidized to the state of carbon dioxide and water vapor.
[0090]
Here, carbon dioxide and water vapor are triatomic molecules formed by gathering three atoms, whereas carbon monoxide and hydrogen molecules are diatomic molecules formed by gathering two atoms. According to the teachings of statistical thermodynamics, triatomic molecules have higher specific heat values than diatomic molecules, and therefore, triatomic molecules are less likely to rise in temperature. For this reason, in the premixed compression auto-ignition combustion system, the air-fuel mixture with a large excess of air is burned, so that the specific heat increases as the proportion of carbon dioxide and water vapor that are triatomic molecules increases. As a result, it is considered that the combustion temperature is suppressed and the emission amount of nitrogen oxides is greatly reduced.
[0091]
The engine 10 of the present embodiment burns an air-fuel mixture having a small excess air ratio (high fuel concentration) formed in a part of the combustion chamber under a high engine load condition, and the remaining pressure is increased by the pressure increase at this time. The air-fuel mixture having a large excess air ratio formed in the region is compressed and ignited. Therefore, the air-fuel mixture can be burned by premixed compression self-ignition regardless of the engine load, and the emission amount of air pollutants and the fuel consumption amount can be reduced at the same time.
[0092]
Of course, all the air-fuel mixture in the combustion chamber is compressed and ignited under low engine load conditions, whereas not all air-fuel mixture is compressed and ignited under high load conditions. That is, since some of the air-fuel mixture is burned by being ignited with sparks, the effect is somewhat reduced compared to the case of a low load condition. In order to obtain a large effect even under high load conditions as in the case of low load conditions, the ratio of the air-fuel mixture to be burned and burned may be reduced. For this purpose, the air-fuel mixture may be efficiently formed in the vicinity of the spark plug 136 without diffusing the fuel injected during the compression stroke over a wide range. In this way, by simply injecting a small amount of fuel during the compression stroke, the air-fuel mixture in the vicinity of the spark plug 136 can be reliably ignited and the remaining air-fuel mixture can be reliably compressed and ignited. Even under conditions, it is possible to reduce air pollutant emissions and fuel consumption to almost the same extent as under low load conditions. In the engine 10 of the present embodiment, the shape of the piston top surface is the shape shown in FIG. 2, thereby reducing the amount of air pollutants discharged and the amount of fuel consumed even under high load conditions. Hereinafter, the operation of the piston top surface shape will be described.
[0093]
A-4. Effect of piston top surface shape:
FIG. 13 is an explanatory diagram showing a state in which the fuel injected into the combustion chamber during the compression stroke forms an air-fuel mixture in the vicinity of the spark plug 136 due to the action of the piston top surface shape. FIG. 13A shows a state where the fuel spray 154 is injected from the fuel injection valve 14 at a timing when the crank angle is 40 degrees before the compression top dead center. As described above with reference to FIG. 2, the top surface of the piston 144 is formed with a recess composed of the first recess 143, the second recess 145, and the guide groove 147, and the injected fuel spray 154. Collides into the recess.
[0094]
FIG. 13B is an explanatory diagram showing a state in which the top surface of the piston 144 is viewed from the cylinder head 130 side. The piston position is the timing when the crank angle is 40 degrees before the compression top dead center, as in FIG. In FIG. 13 (b), the injected fuel spray 154 is hatched and displayed at the location where it collides with the recess on the top surface of the piston. As shown in the drawing, all of the injected fuel spray 154 enters the first recess 143 or the guide groove 147 formed on the top surface of the piston. The fuel spray 154 advances in the guide groove 147 toward the second recess 145 by its own inertia. In FIG. 13B, the state in which the fuel spray proceeds in the guide groove 147 due to inertia is schematically shown using arrows. While the fuel spray 154 proceeds in the guide groove 147 toward the second recess 145, the fuel spray 154 is vaporized and mixed with the surrounding air-fuel mixture to form an air-fuel mixture. When the piston 144 reaches the compression top dead center, most of the fuel spray reaches the second recess 145 to form an air-fuel mixture. Since the second recess 145 is provided at a position facing the spark plug 136, if the spark is blown from the spark plug 136, the air-fuel mixture thus formed can be reliably ignited. In this way, the fuel spray injected during the compression stroke can be guided to the vicinity of the spark plug 136 and the air-fuel mixture can be formed efficiently, so that the fuel injected during the compression stroke can be a small amount of fuel. .
[0095]
Further, since the second recess 145 is formed smaller than the first recess 143, even when the fuel injection valve 14 having a wide spray angle is used, the fuel spray is collected near the spark plug 136 and mixed efficiently. Qi can be formed. As described above, when fuel is injected during the compression stroke, it is necessary to form an air-fuel mixture by dispersing it in the air-fuel mixture in a relatively short period until the compression top dead center. However, even when such an injection valve is used, an air-fuel mixture can be efficiently formed in the vicinity of the spark plug 136.
[0096]
Further, as shown in FIG. 13A, the side wall of the guide groove 147 becomes higher from the first recess 143 toward the second recess 145. For this reason, even when the fuel spray traveling in the guide groove 147 diffuses, the overflow from the guide groove 147 can be suppressed. Therefore, since the fuel spray can be guided to the second recess 145 and the air-fuel mixture can be efficiently formed in the vicinity of the spark plug 136, the amount of fuel injected during the compression stroke can be small.
[0097]
The size of the first recess 143 formed on the top surface of the piston or the guide groove 147 following the first recess 143 is a size capable of receiving all of the fuel spray injected during the compression stroke. It is desirable. However, if it is made unnecessarily large, fuel spray cannot be collected effectively, and it may be harmful. The size of the recess formed on the top surface of the piston is related to the spray angle of the fuel injection valve 14 and, from experience, should be sized so as to accept all fuel spray injected at a timing of 40 degrees before compression top dead center. That's fine. In such a case, when fuel is injected at an earlier timing, a part of the spray protrudes. FIG. 13C shows, as an example, a location where fuel spray injected at a timing of 50 degrees before compression top dead center collides with the first recess 143 and the guide groove 147 on the top surface of the piston. Since the fuel spray injected from the fuel injection valve 14 has a predetermined spread called spray angle, the position where the spray collides is widened at a position where the piston is low, and a part of the spray is the first recess 143, Or it will protrude from the guide groove 147. In the figure, the portion where the fuel spray protrudes is indicated by a black arrow.
[0098]
  Actually, the timing of injecting fuel during the compression stroke can be various timings depending on the engine or the operating conditions. However, if the size of the recess formed on the piston top surface is set to such a size.The various types ofWhen fuel is injected by immingTogetherAn air-fuel mixture can be efficiently formed in the vicinity of the spark plug 136.
[0099]
A-5. Variations:
Various modifications exist in the first embodiment. Hereinafter, these modified examples will be briefly described.
[0100]
(1) First modification:
In the first embodiment described above, the second recess 145 is formed as a recess smaller than the first recess 143. However, the second recess 145 is not necessarily a recess smaller than the first recess 143. FIG. 14 shows the piston top surface shape of the first modified example. As shown in the figure, also in the first modification, the second recess 145 is provided at a position facing the spark plug 136 on the piston top surface. For this reason, the fuel spray injected from the fuel injection valve 14 collides with the first recess 143 and then mixes with the vaporization and the surrounding air-fuel mixture while proceeding in the guide groove 147, and the second recess 145. The air-fuel mixture is formed during As a result, fuel can be injected during the compression stroke to guide the fuel to the second recess 145, and an air-fuel mixture can be efficiently formed in the vicinity of the spark plug 136. can do.
[0101]
(2) Second modification:
As the spark plug, a so-called projecting plug type spark plug can be suitably applied. A protruding plug is a spark plug whose center electrode is longer than a normal spark plug. FIG. 14A conceptually shows a state where such a protruding plug 236 is attached to the cylinder head 130. If the protruding plug 236 is used, a gap for sparking by the spark plug can be brought close to the second recess 145, so that the air-fuel mixture formed in the second recess can be more reliably ignited. Is possible.
[0102]
(3) Third modification:
In the first embodiment described above, a so-called capacitive discharge type ignition device (CDI) can be suitably applied. FIG. 15A is an explanatory diagram conceptually showing the structure of the capacitive discharge ignition device. The capacitive discharge type ignition device roughly includes a transformer T, a capacitor C provided in parallel on the primary side of the transformer T, a battery B that applies a voltage to the capacitor C, and a capacitor C and a transformer T. It is comprised from the thyristor S etc. which were provided in. The spark plug 136 is connected to the secondary side of the transformer T. When the thyristor S receives a signal from the ECU 30, the thyristor S enters an “ON” state. As a result, the charge stored in the capacitor C flows into the primary side of the transformer all at once. As a result, a high voltage is generated on the secondary side of the transformer by electromagnetic induction. If this voltage is led to the spark plug 136, a spark can be blown from the spark plug 136. Since the capacity discharge type ignition device can reduce the winding of the primary side coil of the transformer T, the rate of increase of the secondary side voltage can be increased as compared with other types of ignition devices.
[0103]
FIG. 15B is an explanatory diagram conceptually showing changes in the voltage applied to the spark plug 136. In the figure, a waveform indicated by a solid line is a voltage waveform by a capacitive discharge type ignition device (CDI), and a waveform indicated by a broken line is a voltage waveform by a normal ignition device. As shown in the figure, after the ignition signal is input from the ECU, the voltage waveform rises quickly in the capacity discharge type ignition device, and therefore, the break voltage is reached earlier than the normal ignition device. The break voltage is a voltage at which a spark is generated by breaking the insulation state between the spark plug gaps. Further, as shown in the figure, the discharge time is shorter in the capacity discharge type ignition device than in the normal ignition device. As described above, when the capacity discharge type ignition device is employed, it is possible to ignite promptly after receiving the ignition signal from the ECU 30. In addition, since the electric power is supplied at once in a short discharge time, the air-fuel mixture can be reliably ignited. As a result, since the variation in ignition of the air-fuel mixture in the vicinity of the spark plug is reduced, the air-fuel mixture having a large excess air ratio formed in the vicinity can be reliably compressed and ignited at a stable timing.
[0104]
(4) Fourth modification:
In the first embodiment described above, the concave portion is provided exclusively on the top surface of the piston, but a concave portion may also be provided on the cylinder head 130 side. FIG. 16 is an explanatory diagram conceptually showing the structure of the engine of the fourth modified example. FIG. 16A shows a sectional structure of the combustion chamber, and FIG. 16B is an explanatory view of the combustion chamber on the cylinder head 130 side as viewed from the piston 144 side. In the drawing, in order to show the positional relationship between the first recess 143, the second recess 145, and the guide groove 147 formed on the piston top surface, these are indicated by thin broken lines. As shown in FIGS. 16A and 16B, the cylinder head 130 of the fourth modified example is provided with a third recess 149 near the center of the combustion chamber. The spark plug 136 is provided in the third recess 149.
[0105]
In the fourth modified example having such a configuration, the fuel spray injected from the fuel injection valve 14 during the compression stroke is formed in the first concave portion formed on the piston top surface, as in the various embodiments described above. After colliding with 143, the guide groove 147 moves toward the second recess 145. The piston 144 continues to rise during the movement of the fuel spray, and when the fuel spray reaches the second recess 145, the piston 144 almost reaches top dead center. In the fourth modified example, since the third recess 149 is also provided on the cylinder head 130 side, the air-fuel mixture flowing into the second recess 145 remains in the third recess 149 provided on the cylinder head side. Inflow. That is, the fuel injected during the compression stroke is confined in a region between the second recess 145 formed on the piston top surface and the third recess 149 formed on the cylinder head 130 side. Thus, the air-fuel mixture is efficiently formed in the vicinity of the spark plug 136. If the air-fuel mixture thus formed is ignited, even if the amount of fuel injected during the compression stroke is small, it can be ignited reliably, and as a result, the air-fuel mixture in the combustion chamber can be reliably compressed and ignited. Is possible.
[0106]
(5) Fifth modification:
The second recess 145 or the guide groove 147 formed on the piston top surface may be provided with a warped portion for preventing the air-fuel mixture from overflowing from these recesses. FIG. 17 is an explanatory view showing the piston top surface shape of the fifth modified example in which such a warped portion is provided. FIG. 17A shows the piston top surface shape viewed from the cylinder head 130 side, and FIG. 17B shows the cross-sectional shape of the guide groove 147.
[0107]
In the piston 144 of the fifth modified example illustrated in FIG. 17, a warped portion 147 a is provided near the opening of the guide groove 147, and the opening to the combustion chamber is narrow. For this reason, it can suppress effectively that the fuel spray injected from the fuel injection valve 14 spreads while moving the guide groove 147, and overflows from the guide groove 147. Further, since such a warped portion is also provided in the second recess 145, it is possible to effectively suppress the fuel spray from overflowing from the second recess 145 even after the fuel spray has moved to the second recess 145. can do. As a result, it is possible to effectively form an air-fuel mixture in the vicinity of the spark plug only by injecting a small amount of fuel during the compression stroke.
[0108]
In the example shown in FIG. 17, such a curved portion is provided on the entire circumference of the second concave portion 145 and a part of the guide groove 147 following the second concave portion. It is good also as providing in the at least one part of the 2nd recessed part 145 or the guide groove 147. FIG. Even if the warped portion is provided only in part, it is possible to effectively suppress the fuel spray or the mixture from overflowing from that portion.
[0109]
(6) Sixth modification:
Or it is good also as providing a heat insulation layer and a thermal storage layer in the piston top surface in which the 1st crevice 143, the 2nd crevice 145, and guide groove 147 were formed. FIG. 18 is an explanatory view showing the structure of the piston 244 of the sixth modified example. FIG. 18A is a top view showing the shape of the top surface of the piston, and FIG. 18B is a cross-sectional view.
[0110]
As shown in the figure, the piston 244 of the sixth modification example has a heat insulation layer 240 formed on the first recess 143, the second recess 145, and the guide groove 147, and a heat storage layer 242 formed thereon. Has been. The heat insulating layer 240 is a ceramic layer sprayed on the piston base material, and the heat storage layer 242 is formed by spraying a material having high thermal conductivity such as silver or gold.
[0111]
When the piston 244 of the sixth modified example having such a structure is used, the fuel spray injected during the compression stroke moves in the guide groove 147 from the first recess 143 toward the second recess 145. Since the gas is vaporized by heat conduction from the heat storage layer 242, the air-fuel mixture can be efficiently formed in the second recess 145. Moreover, since the heat insulation layer 240 is provided between the heat storage layer 242 and the piston base material, the combustion heat of the air-fuel mixture is stored in the heat storage layer 242 without escape to the piston base material. Furthermore, since the temperature of the air-fuel mixture rises due to adiabatic compression in the compression stroke, heat flows from the air-fuel mixture into the heat storage layer 242 and is stored. By injecting fuel spray from the fuel injection valve 14 to the heat storage layer 242 in which heat is stored in this manner, it is possible to effectively vaporize the fuel and efficiently form an air-fuel mixture.
[0112]
(7) Other variations:
In the various embodiments described above, the ignition timing has been set in advance, but it is also possible to adjust the ignition timing by diagnosing the combustion state of the air-fuel mixture. The combustion state of the air-fuel mixture can be diagnosed by various methods as follows.
[0113]
First, the combustion state of the air-fuel mixture can be diagnosed by detecting the concentration of nitrogen oxides in the exhaust gas. The nitrogen oxide concentration can be detected based on the output of the NOx sensor 21 provided in the exhaust passage 16. If the ignition timing is too early, the air-fuel mixture in the combustion chamber will self-ignite during the compression stroke, and the combustion gas that has become hot after combustion will be further adiabatically compressed, so the combustion gas temperature will be higher. As a result, the concentration of nitrogen oxides increases. Therefore, in such a case, the concentration of nitrogen oxides can be reduced by delaying the ignition timing, and an appropriate ignition timing can be obtained.
[0114]
If the ignition timing is too early, knocking occurs because self-ignition occurs during the compression stroke. Therefore, when the occurrence of knocking is detected, the ignition timing may be delayed. The occurrence of knock can be detected based on the output of the knock sensor 25 provided in the cylinder block 140. Alternatively, the knock can be detected by detecting the pressure in the combustion chamber using the pressure sensor 23 and analyzing the pressure. For example, the rate of increase of the pressure in the combustion chamber is calculated, and when the pressure increase rate exceeds a predetermined value, it can be determined that knocking has occurred. When knocking is detected in this way, the occurrence of knocking can be quickly avoided by delaying the ignition timing.
[0115]
B. Second embodiment:
In the first embodiment described above, the engine 10 is described as being a four-cycle engine, but the present invention is not limited to a four-cycle engine, and can be applied to other types of engines. In particular, in a two-cycle engine, combustion and air-fuel mixture formation are continuously performed as described later. For this reason, intermediate products (so-called radicals) and high-temperature exhaust gas generated during combustion can be used for combustion in subsequent cycles, so mixing is relatively easy without setting the compression ratio so high. It is possible to self-ignite. In addition, the 4-cycle engine burns the air-fuel mixture at a rate of once every two revolutions of the crankshaft, but the 2-cycle engine burns the air-fuel mixture every time the crankshaft makes one revolution. If the engine rotation speed, it is possible to generate a torque twice that of a four-cycle engine. For this reason, there is also an advantage that a wide torque range can be covered even under a low load condition. Below, the case where it applies to such a 2-cycle engine as 2nd Example is demonstrated.
[0116]
B-1. Device configuration:
FIG. 19 is an explanatory diagram conceptually showing the structure of the two-cycle engine 300 of the second embodiment. The two-cycle engine also burns the air-fuel mixture in the combustion chamber, converts the combustion heat generated at that time into mechanical work, and outputs it as power. The structure of the engine 300 of the second embodiment is substantially the same as that of the engine 10 of the first embodiment described above, but is greatly different in that a supercharger 50 is provided. The supercharger 50 includes a turbine 52 provided in the exhaust passage 16, a compressor 54 provided in the intake passage 12, a shaft 56 that connects the turbine 52 and the compressor 54, and the like. When the exhaust gas exhausted from the combustion chamber passes through the exhaust passage 16 and rotates the turbine 52, the compressor 54 is driven through the shaft 56, and the intake air in the intake passage 12 can be pressurized. It has become. In the engine 300 of the second embodiment, an intercooler 62 and a surge tank 60 are also provided in the intake passage 12. The intercooler 62 has a function of cooling the intake air that has been pressurized by the compressor 54 and has risen in temperature. Further, the surge tank 60 has a function of relaxing a pressure wave generated when the intake air is sucked into the combustion chamber.
[0117]
The gasoline engine 300 of the second embodiment having such a configuration is a two-cycle gasoline engine, and can output a relatively large torque without increasing the load so much. That is, even when the required torque is relatively large, the engine can be operated in the same combustion mode as the premixed compression auto-ignition combustion method described above. However, if an excessively large torque is to be output, strong knocking occurs as in the case of a 4-cycle engine. Therefore, in the gasoline engine 300 of the second embodiment to which the compression auto-ignition combustion system is applied, the control for the low load condition and the control for the high load condition are performed in the same manner as in the first embodiment. Switch according to. Specifically, as shown in FIG. 4, an appropriate control method is stored in the RAM of the ECU 30 as a map using the engine rotation speed and the target output torque as parameters. By referring to this map, The control for the low load condition and the control for the high load condition are switched.
[0118]
B-2. Combustion control of air-fuel mixture in the second embodiment:
FIG. 20 is an explanatory diagram conceptually showing the operation of the engine 300 of the second embodiment under a low load condition. Unlike the four-cycle gasoline engine described above, the two-cycle gasoline engine has a unique stroke called a scavenging stroke. Further, the two-cycle engine is different from the four-cycle engine in that the entire cycle is completed during one rotation of the crankshaft. Therefore, for the convenience of understanding, as a preparation for explaining the operation of the gasoline engine 300 of the second embodiment, the operation of a general two-cycle gasoline engine will be briefly described with reference to FIG.
[0119]
20A to 20F conceptually show the respective strokes of the expansion stroke, the exhaust stroke, the scavenging stroke, the intake stroke, and the compression stroke of the two-cycle engine. In the two-cycle engine, these strokes are switched one after another by opening and closing the two valves of the intake valve 132 and the exhaust valve 134 at appropriate timing while moving the piston 144 up and down in the cylinder 142. FIG. 21 schematically shows the timing for opening and closing the intake valve or the exhaust valve in accordance with the movement of the piston.
[0120]
For convenience of explanation, a description will be given from a state in which the air-fuel mixture is ignited by the spark plug 136 and the air-fuel mixture in the combustion chamber is combusted. When the air-fuel mixture is burned, high-pressure combustion gas is generated in the combustion chamber and tries to push down the piston. As shown in FIG. 20A, in the expansion stroke, the pressure generated in the combustion chamber is converted into torque and output as power while lowering the piston.
[0121]
When the piston is lowered to some extent, open the exhaust valve at the appropriate timing. Since the combustion gas is still confined at a high pressure in the combustion chamber, the combustion gas can be discharged by opening the exhaust valve even when the piston is lowered. FIG. 20B conceptually shows a state in which the exhaust valve is opened and the exhaust gas is discharged while the piston is descending.
[0122]
As the combustion gas is discharged, the pressure in the combustion chamber gradually decreases and the combustion gas cannot be discharged effectively. Therefore, the intake valve is opened at an appropriate timing. Since the intake passage is pressurized by the supercharger, when the intake valve is opened, the pressurized air flows in and exhausts the combustion gas remaining in the combustion chamber to be discharged from the exhaust valve. FIG. 20 (c) conceptually shows how the combustion gas in the combustion chamber is discharged by the air thus pressurized. The hatched portion in the figure indicates the region where the combustion gas remains. Moreover, the part which is not attached | subjected hatching represents the area | region where the intake air flowed. Thus, the operation of discharging the combustion gas from the combustion chamber by pushing it out with the intake air is called “scavenging”. Further, the process of scavenging is called a scavenging process.
[0123]
In the two-cycle engine, since the inside of the intake passage is pressurized, the combustion gas in the combustion chamber can still be scavenged even when the piston passes the bottom dead center and starts to rise. FIG. 20D conceptually shows a state in which the combustion chamber is scavenged while raising the piston in the second half of the scavenging stroke.
[0124]
In FIG. 20, the fuel injection valve is provided at a position where fuel spray can be directly injected into the combustion chamber, and only air is introduced from the intake valve. However, this is because FIG. 20 shows the operation of the gasoline engine 300 of the second embodiment under a low load condition. In a general two-cycle gasoline engine, the fuel injection valve is provided in the intake port. From the intake valve, fuel spray flows together with air.
[0125]
The exhaust valve is closed as shown in FIG. 20 (e) at the timing when the combustion gas is almost discharged from the combustion chamber by scavenging. As a result, intake air (air mixture in a normal two-cycle engine) flows from the intake valve until the pressure in the combustion chamber reaches the pressure in the intake passage. At the timing when the pressure in the combustion chamber reaches the pressure in the intake passage, the intake valve is closed and the piston is raised to compress the air-fuel mixture in the combustion chamber. FIG. 20F conceptually shows a state in which the air-fuel mixture in the combustion chamber is compressed by raising the piston. Then, the spark is blown from the spark plug at a predetermined timing near the top dead center of the piston, and the compressed air-fuel mixture is ignited. Thereafter, returning to the state shown in FIG. 20A, the same operation is repeated.
[0126]
Based on the above description, the operation of the gasoline engine 300 according to the second embodiment under a low load condition will be described. In the gasoline engine 300 of the second embodiment, the fuel injection valve 14 is provided below the intake port. Regarding the operations of the expansion stroke (see FIG. 20A) and the exhaust stroke (see FIG. 20B), the gasoline engine 300 of the second embodiment is the same as the operation of the general two-cycle engine described above. is there.
[0127]
At a timing when the combustion gas flows out from the exhaust valve to some extent, the intake valve 132 is opened as shown in FIG. As shown in FIG. 19, since the air in the intake passage 12 is pressurized to a predetermined pressure by the supercharger 50, the combustion gas in the combustion chamber can be scavenged by opening the intake valve 132 in this way. it can. In the engine 300 of the second embodiment, as shown in FIG. 21, the intake valve is opened at a timing of about 30 ° before the bottom dead center (BDC) of the piston.
[0128]
While continuing scavenging, fuel spray is injected from the fuel injection valve 14 into the combustion chamber at a predetermined timing in the vicinity of the piston turning upward. FIG. 20D conceptually shows a state in which fuel spray is injected in the latter stage of the scavenging stroke. If the scavenging stroke is also in the second half, the exhaust valve 134 is closed soon. Therefore, if the fuel spray is injected at a timing in the vicinity, the injected fuel spray is not discharged from the exhaust valve. As shown in FIG. 21, in the second embodiment, the fuel spray injection period is a period from the bottom dead center (BDC) of the piston to just before the exhaust valve is closed, specifically, the scavenging stroke. It is set to an appropriate period set within the range of 20 degrees before the dead center to 60 degrees after the bottom dead center.
[0129]
After the fuel is injected, after the exhaust valve 134 is closed at a predetermined timing, the pressurized air from the intake valve 132 flows into the combustion chamber, as shown in FIG. The timing for closing the exhaust valve 134 can be suitably set within a range of about 20 ° to about 50 ° after the bottom dead center (BDC) of the piston (see FIG. 21). The fuel spray injected in the second half of the scavenging stroke is dispersed in the combustion chamber by the flow of the intake air and mixed with the intake air. When the intake valve 132 is closed at a predetermined timing, the air-fuel mixture in the combustion chamber is compressed as the piston rises thereafter. While the intake valve 132 is open, the air-fuel mixture in the combustion chamber cannot be compressed even if the piston rises. From this, in the two-cycle engine, the timing at which the intake valve 132 is closed determines the substantial compression ratio of the air-fuel mixture. In the two-cycle engine of the second embodiment, the closing timing of the intake valve 132 is set to about 60 ° after the bottom dead center (BDC) of the piston as shown in FIG. The timing for closing the intake valve 132 can be suitably set in a range of typically about 50 ° to about 70 °.
[0130]
When the piston 144 is raised after the intake valve 132 is closed at an appropriate timing, the air-fuel mixture is compressed in the combustion chamber and self-ignited near the top dead center of the piston, as shown in FIG. . As a result, the air-fuel mixture formed in the combustion chamber can be burned quickly.
[0131]
The gasoline engine 300 according to the second embodiment to which the compression auto-ignition combustion system is applied performs compression auto-ignition of the air-fuel mixture having a large excess air ratio under the low load condition as described above. By so doing, the air-fuel mixture can be combusted in the same manner as in the premixed compression auto-ignition combustion system described above, so that the amount of air pollutant emissions and fuel consumption can be reduced at the same time.
[0132]
Here, the mixture is formed by injecting the fuel from the fuel injection valve 14 provided in the combustion chamber even under a low load condition. An injection valve may be provided, and fuel may be injected from the fuel injection valve provided in the intake passage when the load is low.
[0133]
As described in the first embodiment, in the method in which the air-fuel mixture is burned while being compressed and ignited, knocking is likely to occur when the load increases. Therefore, under conditions where the engine load is high, the engine 300 is operated as follows in order to cause the air-fuel mixture to undergo compression self-ignition without causing knock.
[0134]
FIG. 22 is an explanatory diagram conceptually showing how the two-cycle engine 300 compresses and ignites the air-fuel mixture under a high load condition. FIG. 22A shows a state in which fuel is injected in the latter stage of the scavenging stroke. Thus, the injected fuel spray rides on the flow of intake air and diffuses to form an air-fuel mixture. The air-fuel mixture formed under high load conditions has a larger excess air ratio (typically, excess air ratio of 2 to 3.5) than under low load conditions so that self-ignition does not occur only by compression by the piston. Is set.
[0135]
Next, the piston is raised to compress the air-fuel mixture in the combustion chamber, and additional fuel spray is injected from the fuel injection valve 14 into the combustion chamber at a predetermined timing. The timing for injecting additional fuel is generally set to an appropriate period within a range of 60 degrees before top dead center and 20 degrees before top dead center during the compression stroke. In the second embodiment, as shown in FIG. 21, an additional fuel spray is injected in the vicinity of about 50 ° before the top dead center (TDC) of the piston. FIG. 22 (b) conceptually shows how the additional fuel spray is injected in this way. In the figure, the additionally injected fuel spray is shown with fine hatching. In addition, rough hatching indicates an air-fuel mixture by fuel spray injected in the latter half of the scavenging stroke. As shown in the figure, the injected fuel spray collides with the top surface of the piston, and is conveyed to the vicinity of the spark plug 136 so as to be guided to the top surface shape. Similar to the first embodiment described above, the top surface of the piston 144 of the second embodiment is also formed with a first recess 143, a second recess 145, and a guide groove 147 connecting these two recesses. Accordingly, the injected fuel spray forms an air-fuel mixture while moving in the guide groove 147 from the first recess 143 toward the second recess 145. As a result, the air-fuel mixture can be efficiently formed in the vicinity of the spark plug 136 at the timing near the compression top dead center.
[0136]
In this way, the air-fuel mixture formed in the vicinity of the spark plug 136 is ignited with a spark at an appropriate timing near the compression top dead center. Since the air-fuel mixture formed in the vicinity of the spark plug has a small excess air ratio, after ignition, the combustion is quickly completed and the pressure in the combustion chamber is increased. The air-fuel mixture formed by the fuel injected during the scavenging stroke has a large excess air ratio as described above, and does not self-ignite only by being compressed by the piston, but in the vicinity of the spark plug. As a result of the air-fuel mixture being compressed as a result of the combustion, the temperature rises, eventually reaching the ignition point and causing self-ignition.
[0137]
As described above, also in the engine 300 of the second embodiment, in order to avoid the occurrence of knock during high load operation, additional fuel is injected during the compression stroke, and the excess air ratio is increased in the vicinity of the spark plug 136. By forming a small air-fuel mixture and igniting the air-fuel mixture, the air-fuel mixture having a large excess air ratio in the combustion chamber is compressed and ignited. Therefore, as the amount of fuel injected during the compression stroke decreases, the amount of air pollutants or fuel consumed during high load operation can be reduced. In the engine 300 of the second embodiment, a first recess 143, a second recess 145, and a guide groove 147 connecting these two recesses are provided on the top surface of the piston, so that the fuel injected during the compression stroke is spark plug 136. The air-fuel mixture can be efficiently formed. For this reason, it is possible to ensure that the air-fuel mixture in the combustion chamber is compressed and self-ignited by simply injecting a small amount of fuel during the compression stroke. Can be suppressed simultaneously.
[0138]
Although various embodiments have been described above, the present invention is not limited to all the embodiments described above, and can be implemented in various modes without departing from the scope of the invention.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an explanatory view conceptually showing the structure of an engine 10 of a first embodiment to which a premixed compression auto-ignition combustion system is applied.
FIG. 2 is an explanatory view conceptually showing the structure of a combustion chamber of the engine of the first embodiment.
FIG. 3 is a flowchart showing a flow of an engine operation control routine.
FIG. 4 is an explanatory diagram conceptually showing a state in which whether a low load condition or a high load condition is controlled according to a combination of an engine speed and a target output torque is stored in a map format. It is.
FIG. 5 is an explanatory diagram conceptually showing a state where a fuel injection amount and an intake air amount are set in a map for a low load condition.
FIG. 6 is a block diagram conceptually showing a basic concept for forming an air-fuel mixture in a premixed compression auto-ignition combustion system.
FIG. 7 is an explanatory view conceptually showing a state in which a main fuel injection amount, a sub fuel injection amount, and an intake air amount are set in a map for a high load condition.
FIG. 8 is an explanatory view conceptually showing the relationship between intake valve and exhaust valve opening / closing timing, fuel injection timing, and ignition timing.
FIG. 9 is an explanatory view conceptually showing a state in which an air-fuel mixture is burned by compression autoignition under low load conditions.
FIG. 10 is an explanatory diagram conceptually showing a state in which an air-fuel mixture is burned by compression self-ignition under a high load condition.
FIG. 11 is an explanatory view conceptually showing how the remaining air-fuel mixture is compressed by igniting a part of the air-fuel mixture in the combustion chamber.
FIG. 12 is an explanatory diagram conceptually showing a state in which the remaining air-fuel mixture is compressed and self-ignited by combustion of a part of the air-fuel mixture.
FIG. 13 is an explanatory view conceptually showing how fuel spray forms an air-fuel mixture in the vicinity of a spark plug by a first recess and a second recess formed on the piston top surface and a guide groove connecting them. is there.
FIG. 14 is an explanatory diagram showing a first modification and a second modification of the first embodiment.
FIG. 15 is an explanatory view showing a third modification of the first embodiment.
FIG. 16 is an explanatory view showing a fourth modification of the first embodiment.
FIG. 17 is an explanatory view showing a fifth modification of the first embodiment.
FIG. 18 is an explanatory diagram showing a sixth modification of the first embodiment.
FIG. 19 is an explanatory diagram conceptually showing the structure of the engine of the second embodiment.
FIG. 20 is an explanatory diagram conceptually showing the operation of the gasoline engine according to the second embodiment under a low load condition.
FIG. 21 is an explanatory diagram showing valve timing and fuel injection timing of the gasoline engine of the second embodiment.
FIG. 22 is an explanatory diagram conceptually showing the operation of the gasoline engine of the second embodiment under high load conditions.
[Explanation of symbols]
10 ... Engine
12 ... Intake passage
14 ... Fuel injection valve
16 ... Exhaust passage
20 ... Air cleaner
21 ... NOx sensor
22 ... Throttle valve
23 ... Pressure sensor
24 ... Electric actuator
25 ... Knock sensor
26 ... Catalyst
30 ... ECU
32 ... Crank angle sensor
34 ... accelerator opening sensor
50 ... supercharger
52 ... Turbine
54 ... Compressor
56 ... Shaft
60 ... Surge tank
62 ... Intercooler
130 ... Cylinder head
132 ... Intake valve
134. Exhaust valve
136 ... Spark plug
140 ... Cylinder block
142 ... Cylinder
143 ... first recess
144 ... Piston
145 ... second recess
146 ... Connecting rod
147 ... Guide groove
147a ... Warping back part
148 ... crankshaft
149 ... concave portion
154 ... Fuel spray
236 ... Plug
240 ... heat insulation layer
242 ... Thermal storage layer
244 ... Piston
300 ... Engine

Claims

The fuel / air mixture is compressed in the combustion chamber, and the compressed mixture is burned to output power. Under the first condition of relatively low load, the mixture is not ignited without igniting the mixture. An internal combustion engine that self-ignites a mixture,
A piston that forms part of the combustion chamber and compresses the mixture;
Forming a first air-fuel mixture that forms, in the combustion chamber, a first air-fuel mixture in which the fuel and air are mixed at a rate that does not self-ignite when compressed by the piston under a relatively high second condition. Means,
A fuel injection valve that forms a second air-fuel mixture in a partial region of the combustion chamber by injecting the fuel into the first air-fuel mixture under the second condition;
Igniting means for increasing the pressure in the combustion chamber by igniting and burning the second air-fuel mixture under the second condition and causing the first air-fuel mixture to undergo compression self-ignition,
On the top surface of the piston facing the combustion chamber,
A first recess for receiving the fuel injected from the fuel injection valve under the second condition;
A second recess provided at a position facing the ignition means used under the second condition;
A guide groove for guiding the fuel received by the first recess under the second condition to the second recess, and
The top surface shape of the piston is
Under the second condition, when fuel is injected from the fuel injection valve at a time point of 40 degrees before compression top dead center, all the injected fuel flows into the first recess or the guide groove. And at least one of them
When the fuel is injected from the fuel injection valve at a time of 50 degrees before compression top dead center under the second condition, a part of the injected fuel is part of the first recess and the guide groove. internal combustion engine that has a shape that is received by the external.

The internal combustion engine according to claim 1, wherein the second recess is a recess smaller than the first recess.

The internal combustion engine according to claim 1, wherein the second recess is provided closer to the center of the top surface of the piston than the first recess.

An internal combustion engine according to any one of claims 1 to 3,
The guide groove is an internal combustion engine in which a side wall of the guide groove is formed in a shape that narrows toward the second recess from the first recess.

An internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4,
The guide groove is an internal combustion engine that is a groove formed such that a side wall of the guide groove is higher in the direction closer to the second recess than in the first recess.

An internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4,
An internal combustion engine in which a protrusion that narrows an opening to the combustion chamber is provided on at least a partial region where the side wall of the guide groove and the top surface of the piston intersect on the combustion chamber side of the side wall.

An internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4,
An internal combustion engine in which a protrusion for narrowing the opening to the combustion chamber is provided on the combustion chamber side of the side wall in at least a part of the region where the side wall of the second recess and the top surface of the piston intersect. organ.

An internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4,
In the first recess, the second recess, or at least a part of the guide groove,
A heat storage layer that constitutes part of the combustion chamber and stores heat flowing from the combustion chamber;
An internal combustion engine provided with a heat insulating layer that insulates the heat storage layer and the piston.

An internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4,
The internal combustion engine, wherein the combustion chamber is provided with a third recess at a position facing the second recess.

The internal combustion engine according to claim 9, wherein the ignition means is provided in the third recess.

The internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the internal combustion engine is operated in two cycles.

The fuel / air mixture is compressed in the combustion chamber, and the compressed mixture is combusted to output power. Under the first condition of relatively low load, the mixture is not ignited and A piston that is used in an internal combustion engine that self-ignites an air-fuel mixture and that forms part of the combustion chamber and compresses the air-fuel mixture;
The internal combustion engine
Forming a first air-fuel mixture that forms, in the combustion chamber, a first air-fuel mixture in which the fuel and air are mixed at a rate that does not self-ignite when compressed by the piston under a relatively high second condition. Means,
A fuel injection valve that forms a second air-fuel mixture in a partial region of the combustion chamber by injecting the fuel into the first air-fuel mixture under the second condition;
Igniting means for increasing the pressure in the combustion chamber by igniting and burning the second air-fuel mixture under the second condition and causing the first air-fuel mixture to undergo compression self-ignition,
On the top surface of the piston facing the combustion chamber,
A first recess for receiving the fuel injected from the fuel injection valve under the second condition;
A second recess provided at a position facing the ignition means used under the second condition;
A guide groove for guiding the fuel received by the first recess under the second condition to the second recess, and
The top surface shape of the piston is
Under the second condition, when fuel is injected from the fuel injection valve at a time point of 40 degrees before compression top dead center, all the injected fuel flows into the first recess or the guide groove. And at least one of them
When the fuel is injected from the fuel injection valve at the time of 50 degrees before the compression top dead center under the second condition, a part of the injected fuel is the first recess and the guide groove. piston that has a shape that is received by the external.

The piston according to claim 12 , wherein the second recess is a recess smaller than the first recess.

A mixture of fuel and air is compressed in a combustion chamber using a piston, and power is output by burning the compressed mixture, and the mixture is ignited under a relatively low first condition. A control method for an internal combustion engine that self-ignites the air-fuel mixture without
A first step of forming, in the combustion chamber, a first air-fuel mixture in which the fuel and air are mixed at a ratio that does not self-ignite when compressed by the piston under a relatively high second condition;
A second step of forming a second air-fuel mixture in a partial region in the combustion chamber by injecting the fuel into the first air-fuel mixture under the second condition;
A third step of igniting and burning the second air-fuel mixture under the second condition to raise the pressure in the combustion chamber and causing the first air-fuel mixture to undergo compression self-ignition. ,
The second step includes
Receiving the injected fuel in a first recess provided on a top surface of the piston;
Guiding the fuel received in the first recess to a second recess provided at a desired position on the top surface of the piston to form the second mixture in the second recess. ,
The top surface shape of the piston is
When fuel is injected from the fuel injection valve at a time of 40 degrees before compression top dead center under the second condition, all of the injected fuel flows through the first recess or the guide groove. And at least one of
When the fuel is injected from the fuel injection valve at a time of 50 degrees before compression top dead center under the second condition, a part of the injected fuel is part of the first recess and the guide groove. Control method having a shape that can be received externally .

The control method according to claim 14 , comprising:
The control method is a control method in which the second step is a step of guiding the fuel received in the first recess to the second recess smaller than the first recess to form the second air-fuel mixture.