JP4078894B2

JP4078894B2 - In-cylinder direct injection spark ignition internal combustion engine controller

Info

Publication number: JP4078894B2
Application number: JP2002183777A
Authority: JP
Inventors: 勇堀田; 博文土田; 賢明久保; 徹野田
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2002-06-25
Filing date: 2002-06-25
Publication date: 2008-04-23
Anticipated expiration: 2022-06-25
Also published as: JP2004027924A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、直噴火花点火式内燃機関の制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
火花点火燃焼に際し、燃料噴射弁から筒内に燃料を直接噴射し、筒内に成層化した混合気を形成することで、大幅な希薄燃焼を行う内燃機関は、特に低・中負荷において、大幅に燃料消費が低減できることが知られている。
【０００３】
このような直噴火花点火式内燃機関においては、混合気を着実に点火・燃焼せしめるために、機関の回転・負荷に応じて、筒内に適切な大きさ・空燃比の混合気塊を、確実に成層化した状態で形成することが重要である。
【０００４】
このような直噴火花点火式内燃機関において、燃料噴射弁から噴射される燃料噴霧をピストンボウルヘ衝突させ、ピストンボウル形状に沿った噴霧の循環流を形成することにより、筒内に適切な成層混合気を形成する手法がある。このような成層混合気形成手段として、例えば特開平１１−８２０２８号公報に示されているものがある。これは、燃料噴射弁をピストンボウルの真上近傍に配置し、燃料噴霧をピストンボウル周壁面に衝突させ、ピストンボウル中心部へ向かう噴霧循環流を形成することにより、筒内に適切な成層混合気を形成する手法である。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、機関の負荷の増減に対して、混合気塊の空燃比をいわゆる理論空燃比近傍に維持するためには、混合気塊の大きさを制御する必要があるが、前記のようにピストンボウルを使って主に混合気の成層化を行う場合、ピストンボウル容積を負荷に対して可変にすることは困難であるので、低負荷時は混合気塊の空燃比が過薄となり、高負荷時は混合気塊の空燃比が過濃となる傾向が生じてしまうという問題があった。
【０００６】
本発明は、かかる問題点に鑑みてなされたもので、機関の運転条件に応じて、適切な濃度・大きさの混合気塊を、容積の固定されたピストンボウルを持つ燃焼室内に形成可能とする手段を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
そこで、本発明は、燃焼室上部に設置された燃料噴射弁から噴射される噴霧の単位時間当たりの運動量を機関負荷に応じて変化させている。
【０００８】
【発明の効果】
本発明によれば、燃料噴射弁から噴射される噴霧の単位時間当たりの運動量を機関負荷に応じて変化させることにより、燃焼室内に形成される混合気塊を適切な濃度及び大きさに制御することができる。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１０】
図１は本発明の実施例の構成を示すものである。この内燃機関は、シリンダヘッド１、シリンダブロック２及びピストン３により画成される燃焼室４を有し、排気バルブ５及び吸気バルブ６を介して、吸気ポート７から新気を導入及び排気ポート８から排気を排出する。前記バルブを駆動するカム軸端には燃料ポンプ９が配置され、燃料ポンプ９は、燃圧センサ９ａを有しておりフィードバック制御により任意の圧力に制御可能となっている。燃料ポンプ９により加圧された燃料は燃料配管１０を介して燃料噴射弁１１より燃焼室４へ噴射可能である。また、燃料噴射弁１１はピエゾ式のアクチュエータを有し、針弁リフト量を任意に制御可能となっており、任意の噴口断面積に制御可能となっている。
【００１１】
ピストン３の燃料噴射弁１１に対面する部分、すなわちピストン冠面には、燃料噴射弁１１から噴射される噴霧の中心軸と略同一中心軸となるような、略円形状のリエントラント型のピストンキャビティ３ｂが形成されている。
【００１２】
このピストンキャビティ３ｂに噴射された燃料は、キャビティ底面３ｃの略中心部に衝突し、キャビティ底面３ｃの略中心部からキャビティ底面３ｃの外周側に向かって広がり、燃料噴射弁１１から噴射される噴霧の中心軸に対して傾いたキャビティ側壁３ｄに衝突することによって、このピストンキャビティ３ｂ内に混合気塊を形成する。そして、この混合気は、点火プラグ１２により点火・燃焼せしめられる。但し、燃料ポンプ９は、別に配置された電気モータにより駆動される形式としてもよい。
【００１３】
尚、この内燃機関はエンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）１３にて統合的に制御される。このためＥＣＵ１３にはクランク角センサ信号、冷却水温、アクセル開度信号が入力され、これらの信号を基に、前記の各制御を行う。
【００１４】
また、本内燃機関では、燃焼形態として主に、圧縮行程中（特に、圧縮行程後半）に燃料噴射を行うことでリーン運転を実現し燃費を向上させる成層燃焼モードと、吸気行程中（特に吸気行程前半）に燃料噴射を行いストイキ運転（理論空燃比運転）を実現する均質燃焼モードとが設けられており、運転状態に応じて選択されるようになっている。
【００１５】
図２及び図３に本実施形態における、運転負荷と燃料噴射弁１１より噴射される単位時間あたりの噴霧の運動量との関係及び各運転負荷における燃焼室内の燃料混合気分布を示す。
【００１６】
成層燃焼モードにおける低負荷においては、噴射される燃料量が少ないため、単位時間あたりの噴霧の運動量が大きいと、噴射された燃料が燃焼室内部で高拡散され、着火及び燃焼安定性の悪い希薄混合気が形成される。そのため、低負荷時においては、単位時間あたりの噴霧の運動量を低下させ、噴霧の高拡散を抑制することにより、着火及び燃焼安定性に優れるストイキ近傍の混合気を形成可能となる（図３ａを参照）。
【００１７】
一方、成層燃焼モードにおける高負荷時においては、噴射される燃料量が多いため、単位時間あたりの噴霧の運動量が小さいと、噴射された燃料が燃焼室内部で比較的コンパクトに混合気形成され、エミッション性能の悪い過濃混合気が形成される。そのため、成層燃焼モードにおいては、負荷の増大に伴って、単位時間あたりの噴霧の運動量を増加させ、噴霧を高拡散させることにより、着火及び燃焼安定性に優れるストイキ近傍の混合気を形成可能となる（図３ｂ，図３ｃを参照）。
【００１８】
また、均質燃焼モードにおいては、吸気行程前半に燃料を噴射し、吸入空気のガス流動を利用して噴射燃料を拡散させることによって、燃焼室４内に均質混合気を形成可能となる（図３ｄを参照）。
【００１９】
本実施形態における燃料噴射弁１１より噴射される単位時間あたりの噴霧の運動量は、概略燃料噴射圧力と噴口断面積との積により決定される。
【００２０】
そのため、運転負荷の増大に伴い、噴口断面積一定で燃料噴射圧力を増大することにより適切な混合気分布を形成可能となる。この場合、ピエゾ式燃料噴射弁等のように針弁リフト量を変化させ、噴口断面積を変化させる必要が無く、低コストで実現可能となる。
【００２１】
一方、運転負荷の増大に伴い、燃料噴射圧力一定で噴口断面積を増大することにより適切な混合気分布を形成可能となる。この場合、可変燃圧ポンプ等を用いる必要が無く、低コストで実現可能であり、また、噴射圧力の増加に伴う燃料ポンプのエネルギ損失が無くなる為、機関の燃料消費も低減可能となる。
【００２２】
また、低負荷時においては、噴口断面積を小さくし燃料噴射圧力を増大することにより、燃料の微粒化特性を良好にし且つコンパクトな燃料混合気の形成が可能となる。
【００２３】
以上のように、負荷に応じて燃料噴射弁１１より噴射される単位時間あたりの噴霧の運動量を制御することで、低負荷時においては、噴霧の拡散・混合を抑制して、比較的小さな混合気塊を形成し、比較的高負荷時においては、噴霧の拡散・混合を促進して、ピストンキャビティ３ｂ内から外部に至る比較的大きな混合気塊を形成し、幅広い機関運転条件下において、良好に燃焼せしめるのである。これが本発明の要旨である。
【００２４】
図４に本実施形態における燃料噴射制御ルーチンの制御フローを示す。このルーチンはＥＣＵ１３内で所定時間毎に実行される。
【００２５】
Ｓ１では、エンジン回転速度Ｎｅ、目標トルクｔＴｃ、燃料圧力ｒＰｆを読み込む。なお、エンジン回転速度Ｎｅはクランク角センサからの信号に応じて算出される値であり、目標トルクｔＴｃはエンジン回転速度Ｎｅとアクセル開度センサ出力とに基づいて算出される値であり、燃料圧力ｒＰｆは燃圧センサ９ａの検出値である。
【００２６】
Ｓ２では、現在のエンジン運転条件（エンジン回転速度Ｎｅ、目標トルクｔＴｃ）が成層燃焼運転領域にあるか否かを判断する。本実施形態では、低回転低負荷領域を成層燃焼領域とし、高回転高負荷領域を均質燃焼領域としている（図５参照）。
【００２７】
エンジン運転条件が成層燃焼運転領域にある場合はＳ３へ進み、目標トルクｔＴｃに基づいて燃料噴射量Ｑｆを算出する。
【００２８】
Ｓ４では、目標トルクｔＴｃとエンジン回転速度Ｎｅとに基づいて燃料噴霧の単位時間当たりの目標運動量ｔＭｆを算出する。図２で説明した通り、エンジン負荷（目標トルクｔＴｃ）が高くなるほど燃料噴霧の単位時間当たりの目標運動量ｔＭｆを大きくする。なお、図２のｔＭｆは図５中の一点鎖線上（エンジン回転速度一定）の目標運動量特性を示したものである。
【００２９】
Ｓ５では、目標トルクｔＴｃとエンジン回転速度Ｎｅとに基づいて目標燃料圧力ｔＰｆを算出する。具体的には、図２に示すように、成層燃焼領域内の中負荷領域で目標燃料圧力ｔＰｆを低圧側固定値ＰｆＬに設定し、成層燃焼領域内の低負荷領域と高負荷領域では高圧側固定値ＰｆＨに設定する。ＥＣＵ１３は、本ステップ（あるいは後述のＳ１１）で算出した目標燃料圧力ｔＰｆと実際の燃料圧力ｒＰｆとに基づいて燃圧のフィードバック制御（燃料ポンプ９の制御）を行う。燃料噴霧の運動量のみに着目すれば、負荷が高いほど目標燃料圧力ｔＰｆを高く設定するのが有利であるが、本実施形態では低負荷時の燃料微粒化のため、低負荷領域でも高圧側固定値ＰｆＨを使用している。
【００３０】
Ｓ６では、燃料噴霧の単位時間当たりの目標運動量ｔＭｆと実際の燃料圧力ｒＰｆとに基づいて燃料噴射弁１１のリフト量Ｌｉを算出する。具体的には、ｔＭｆとｒＰｆとに対応させてＬｉを記憶させてある制御マップから値をルックアップする。本実施形態では、燃圧制御の応答遅れを考慮して実際の燃料圧力ｒＰｆを使っているが、応答遅れが小さい場合はｒＰｆの代わりに目標燃料圧力ｔＰｆを使用してＬｉを算出してもよい。
【００３１】
Ｓ７では、燃料噴射量Ｑｆと燃料噴射弁リフト量Ｌｉと燃料圧力ｒＰｆとに基づいて燃料噴射弁１１の駆動時間Ｔｉを算出する。
【００３２】
Ｓ８では、エンジン回転速度Ｎｅと燃料噴射弁駆動時間Ｔｉとに基づいて燃料噴射時期ＩＴを算出する。ここでは、ピストンキャビティ３ｂの内部およびその上方に成層混合気が形成されるよう圧縮行程後半の噴射時期が算出される。Ｎｅが低いほど、また、Ｔｉが短いほどＩＴは圧縮上死点に近いクランク角度となり、反対にＮｅが高いほど、また、Ｔｉが長いほど圧縮上死点から進角したクランク角度となる。
【００３３】
Ｓ２でエンジン運転条件が成層燃焼運転領域にない（均質燃焼運転領域にある）場合はＳ９へ進み、目標トルクｔＴｃに基づいて燃料噴射量Ｑｆを算出する。均質燃焼と成層燃焼とでは燃焼の効率が異なるので、同じ目標トルクｔＴｃに対して算出されるＱｆがＳ３と本ステップとでは異なっている。
【００３４】
Ｓ１０では、燃料噴霧の単位時間当たりの目標運動量ｔＭｆを均質燃焼用の固定値Ｍｆｈｏに設定する。均質燃焼用の混合気を形成する場合は吸入空気のガス流動を利用して燃料を拡散させることができるため、ここでの目標運動量ｔＭｆは成層燃焼時と比較して小さい値となっている。
【００３５】
Ｓ１１では、目標燃料圧力ｔＰｆを低圧側固定値ＰｆＬに設定する。大きな運動量が必要ない場合、燃圧を低くしたほうが燃費の点で有利である。
【００３６】
Ｓ１２では、燃料噴射弁リフト量Ｌｉを均質燃焼用の固定値Ｌｉｈｏに設定する。
【００３７】
Ｓ１３では、燃料噴射量Ｑｆと燃料噴射弁リフト量Ｌｉと燃料圧力ｒＰｆとに基づいて燃料噴射弁１１の駆動時間Ｔｉを算出する。
【００３８】
Ｓ１４では、エンジン回転速度Ｎｅと燃料噴射弁駆動時間Ｔｉとに基づいて燃料噴射時期ＩＴを算出する。ここでは、燃焼室全体に均質混合気が形成されるよう吸気行程中の噴射時期が算出される。
【００３９】
エンジン回転に同期して実行される燃料噴射実行ルーチンでは、各気筒のクランク角度が上記のルーチンで算出された燃料噴射時期ＩＴになると燃料噴射弁駆動時間Ｔｉ相当の噴射弁駆動パルス信号を燃料噴射弁１１へ出力する。
【００４０】
次に、本発明の第２の実施形態について説明する。本実施形態では第１の実施形態との違いについてのみ説明する。
【００４１】
図６は本発明に係る直噴火花点火式内燃機関の第２の実施形態の構成を示すシステム図である。本実施形態での構成は、基本的に第１の実施形態（図１）の構成に類似しているが、カム軸端には空気ポンプ１４が配置され、空気ポンプ１４は、空気圧センサを有しておりフィードバック制御により任意の圧力に制御可能となっている。空気ポンプ１４により加圧された空気は空気配管１５を介してエアアシスト噴射弁１６より燃焼室４へ噴射可能である。また、エアアシスト噴射弁１６はピエゾ式のアクチュエータを有し、針弁リフト量を任意に制御可能となっており、任意の噴口断面積に制御可能となっている。
【００４２】
エアアシスト噴射弁１６について更に詳しく説明する。
【００４３】
前記バルブを駆動するカム軸端に燃料ポンプ９が配置され、燃料配管１０を経由して、エアアシスト噴射弁１６に加圧された燃料を供給する。もう一方のカム軸端には空気ポンプ１４が配置され、空気配管１５を経由して、エアアシスト噴射弁１６に加圧された空気を供給する。但し、燃料ポンプ９及び空気ポンプ１３は、別に配置された電気モータにより駆動される形式としてもよい。
【００４４】
エアアシスト噴射弁１６は、図７に概略構造図を示すように、燃焼室内に臨む主インジェクタ１７と、主インジェクタ１７の混合気室１７ａに臨む副インジェクタ１８とから構成される。
【００４５】
すなわち、エアアシスト噴射弁１６の本体である主インジェクタ１７の内部に、前記空気配管１５が接続される混合気室１７ａがあり、この混合気室１７ａは燃焼室内に臨む主インジェクタ１７の噴口１７ｂに接続されている。この噴口１７ｂはピエゾ式アクチュエータにより駆動される針弁１７ｃにより開閉される。また、副インジェクタ１８の内部に、前記燃料配管１０が接続され、混合気室１７ａへ直接燃料を噴射可能となっている。
【００４６】
本実施形態におけるエアアシスト噴射弁１６より噴射される単位時間あたりの噴霧の運動量は、概略エアアシスト噴射弁１６の空気噴射圧力と噴口断面積との積により決定される。
【００４７】
そのため、運転負荷の増大に伴い、噴口断面積一定で空気噴射圧力を増大することにより適切な混合気分布を形成可能となり、特に高負荷時には、空気噴射圧力の増加に伴う燃料の微細化特性が良好となる。この場合、ピエゾ式噴射弁等のように針弁リフト量を変化させ、噴口断面積を変化させる必要が無く、低コストで実現可能となる。
【００４８】
一方、運転負荷の増大に伴い、空気噴射圧力一定で噴口断面積を増大することにより適切な混合気分布を形成可能となる。この場合、可変空気圧ポンプ等を用いる必要が無く、低コストで実現可能であり、また、空気噴射圧力の増加に伴う空気ポンプのエネルギ損失が無くなる為、機関の燃料消費も低減可能となる。
【００４９】
また、低負荷時において噴口断画積を小さくし空気噴射圧力を増大することにより、噴霧の運動量を低下させつつ空気噴射圧力の増大が可能となるため、燃料の微粒化特性を良好にし且つコンパクトな燃料混合気の形成が可能となる。
【００５０】
図８は第２の実施形態におけるＥＣＵ１３での制御フローを示したものである。第２の実施形態は、空気噴射圧力及び噴口断面積を負荷に応じて制御して、エアアシスト噴射弁１６より噴射される単位時間あたりの噴霧の運動量を制御するものであるが、その制御は以下に示すように、予め運転条件に対して割り付けた燃料噴射タイミング及び燃料噴射量テーブル、空気噴射タイミング及び空気噴射量テーブルを参照することで、容易に実現可能である。
【００５１】
先ずステップ２１では、クランク各センサ、アクセル開度等からの信号に基づき、機関の回転速度や負荷を検出する。
【００５２】
次にステップ２２では、機関の運転条件に基づいた燃料噴射タイミング及び燃料噴射量を予め記憶させておいたテーブルより読み込む。
【００５３】
次にステップ２３では、機関の運転条件に基づいた空気噴射タイミング及び空気噴射量を予め記億させておいたテーブルより読み込む。ここで、これらのテーブルの設定により、機関負荷の増大に応じて、エアアシスト噴射弁１６より噴射される単位時間あたりの噴霧の運動量を増大せしめるべく、空気噴射圧力または噴口断面積を増大させることは言うまでもない。
【００５４】
次にステップ２４では、前ステップまでに決まった噴射パラメータに従って、所定の燃料圧力を供給する燃料ポンプ９を駆動する信号と、所定の空気圧力を供給する空気ポンプ１４及びエアアシスト噴射弁１６の針弁１７ｃを駆動する信号とを出力することで、燃料および空気の噴射を制御する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態の構成を示す説明図。
【図２】運転負荷に対する単位時間当たりの噴霧の運動量、噴射弁リフト量及び目標燃料圧力の関係を示す説明図。
【図３】各運転負荷における燃焼室内の燃料混合気分布を示す説明図。
【図４】本発明の第１の実施形態における制御の流れを示すフローチャート。
【図５】エンジン運転条件を判定する際に用いるマップ図。
【図６】本発明の第２の実施形態の構成を示す説明図。
【図７】エアアシスト噴射弁の概略構成を示す説明図。
【図８】本発明の第２の実施形態における制御の流れを示すフローチャート。
【符号の説明】
１…シリンダヘッド
２…シリンダブロック
３…ピストン
３ｂ…ピストンキャビティ
４…燃焼室
５…排気バルブ
６…吸気バルブ
７…吸気ポート
８…排気ポート
９…燃料ポンプ
１０…燃料配管
１１…燃料噴射弁
１２…点火プラグ
１３…エンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）
１４…空気ポンプ
１５…空気配管
１６…エアアシスト噴射弁
１７…主インジェクタ
１７ａ…混合気室
１７ｂ…噴口
１７ｃ…針弁
１８…副インジェクタ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a direct injection spark ignition internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
In spark ignition combustion, internal combustion engines that perform significant lean combustion by directly injecting fuel into the cylinder from the fuel injection valve and forming a stratified mixture in the cylinder, especially at low and medium loads, It is known that fuel consumption can be reduced.
[0003]
In such a direct-injection spark-ignition internal combustion engine, in order to ignite and burn the air-fuel mixture steadily, an air-fuel mixture of an appropriate size and air-fuel ratio is provided in the cylinder according to the rotation and load of the engine. It is important to form in a surely stratified state.
[0004]
In such a direct-injection spark-ignition internal combustion engine, fuel spray injected from the fuel injection valve collides with the piston bowl to form a circulation flow of the spray along the shape of the piston bowl. There is a method of forming an air-fuel mixture. As such a stratified air-fuel mixture forming means, for example, there is one disclosed in JP-A-11-82028. This places the fuel injection valve in the vicinity just above the piston bowl, the fuel spray to collide with the piston bowl wall surface, by forming a spray circulation towards the piston bowl center, appropriate stratification mixed in a cylinder It is a technique to form a mind.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, in order to maintain the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in the vicinity of the so-called stoichiometric air-fuel ratio as the engine load increases or decreases, the size of the air-fuel mixture needs to be controlled. It is difficult to make the piston bowl volume variable with respect to the load when the air-fuel mixture is stratified mainly using the, so the air-fuel ratio of the air-fuel mixture becomes excessively thin at low loads, and at high loads However, there is a problem that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture tends to be excessive.
[0006]
The present invention has been made in view of such problems, and according to the operating conditions of the engine, it is possible to form an air-fuel mixture having an appropriate concentration and size in a combustion chamber having a piston volume with a fixed volume. It aims at providing the means to do.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, the present invention changes the momentum per unit time of the spray injected from the fuel injection valve installed in the upper part of the combustion chamber in accordance with the engine load.
[0008]
【The invention's effect】
According to the present invention, control the momentum per unit time of the spray injected from the fuel injection valve by changing in accordance with the engine load, the air-fuel mixture mass is formed in the combustion chamber proper concentration and size can do.
[0009]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0010]
FIG. 1 shows the configuration of an embodiment of the present invention. This internal combustion engine has a combustion chamber 4 defined by a cylinder head 1, a cylinder block 2 and a piston 3, and introduces fresh air from an intake port 7 and an exhaust port 8 via an exhaust valve 5 and an intake valve 6. Exhaust exhaust from A fuel pump 9 is disposed at the camshaft end that drives the valve, and the fuel pump 9 has a fuel pressure sensor 9a and can be controlled to an arbitrary pressure by feedback control. The fuel pressurized by the fuel pump 9 can be injected into the combustion chamber 4 from the fuel injection valve 11 through the fuel pipe 10. Moreover, the fuel injection valve 11 has a piezo-type actuator, can arbitrarily control the needle valve lift amount, and can be controlled to an arbitrary nozzle cross-sectional area.
[0011]
A portion of the piston 3 facing the fuel injection valve 11, that is, a piston crown surface, has a substantially circular reentrant type piston cavity that has substantially the same central axis as the central axis of spray injected from the fuel injection valve 11. 3b is formed.
[0012]
The fuel injected into the piston cavity 3b collides with the substantially center portion of the cavity bottom surface 3c, spreads from the substantially center portion of the cavity bottom surface 3c toward the outer peripheral side of the cavity bottom surface 3c, and is sprayed from the fuel injection valve 11. The air-fuel mixture is formed in the piston cavity 3b by colliding with the cavity side wall 3d inclined with respect to the central axis of the piston cavity 3b. The air-fuel mixture is ignited and burned by the spark plug 12. However, the fuel pump 9 may be driven by an electric motor arranged separately.
[0013]
The internal combustion engine is integrally controlled by an engine control unit (ECU) 13. For this reason, the crank angle sensor signal, the coolant temperature, and the accelerator opening signal are input to the ECU 13, and the above-described controls are performed based on these signals.
[0014]
In the internal combustion engine, the combustion mode mainly includes a stratified combustion mode in which a lean operation is realized by performing fuel injection during the compression stroke (particularly in the latter half of the compression stroke) to improve fuel consumption, and during the intake stroke (particularly the intake stroke). A homogeneous combustion mode in which fuel injection is performed in the first half of the stroke and a stoichiometric operation (theoretical air-fuel ratio operation) is realized, and is selected according to the operating state.
[0015]
2 and 3 show the relationship between the operating load and the momentum of the spray per unit time injected from the fuel injection valve 11 in this embodiment, and the fuel mixture distribution in the combustion chamber at each operating load.
[0016]
At low load in the stratified combustion mode, the amount of fuel injected is small, so if the momentum of spray per unit time is large, the injected fuel is highly diffused in the combustion chamber, and the ignition and combustion stability are poor. A mixture is formed. Therefore, at the time of low load, by reducing the momentum of the spray per unit time and suppressing the high diffusion of the spray, it becomes possible to form an air-fuel mixture in the vicinity of stoichiometry that is excellent in ignition and combustion stability (see FIG. 3a). reference).
[0017]
On the other hand, at the time of high load in the stratified combustion mode, the amount of injected fuel is large, so if the momentum of spray per unit time is small, the injected fuel is formed into a relatively compact mixture in the combustion chamber, A rich mixture with poor emission performance is formed. Therefore, in the stratified charge combustion mode, as the load increases, the momentum of the spray per unit time is increased, and the spray is highly diffused, so that an air-fuel mixture near the stoichiometry that is excellent in ignition and combustion stability can be formed. (See FIGS. 3b and 3c).
[0018]
Further, the homogeneous combustion mode to your information, the fuel injected into the intake stroke first half, by diffusing the injected fuel by utilizing the gas flow of the intake air, and can form a uniform mixture in the combustion chamber 4 ( See Figure 3d).
[0019]
The momentum of the spray per unit time injected from the fuel injection valve 11 in this embodiment is determined by the product of the approximate fuel injection pressure and the nozzle cross-sectional area.
[0020]
Therefore, as the operating load increases, an appropriate mixture distribution can be formed by increasing the fuel injection pressure with a constant nozzle cross-sectional area. In this case, it is not necessary to change the needle valve lift amount and change the cross-sectional area of the nozzle hole as in the case of a piezo-type fuel injection valve or the like, which can be realized at low cost.
[0021]
On the other hand, as the operating load increases, an appropriate mixture distribution can be formed by increasing the cross-sectional area of the nozzle with a constant fuel injection pressure. In this case, it is not necessary to use a variable fuel pressure pump or the like, which can be realized at a low cost. Further, since there is no energy loss of the fuel pump accompanying an increase in injection pressure, the fuel consumption of the engine can be reduced.
[0022]
Further, at the time of low load, by reducing the nozzle cross-sectional area and increasing the fuel injection pressure, it is possible to improve the atomization characteristics of the fuel and to form a compact fuel mixture.
[0023]
As described above, by controlling the momentum of the spray per unit time injected from the fuel injection valve 11 according to the load, the spray diffusion / mixing is suppressed at a low load, and a relatively small mixing is performed. Forms air mass, promotes diffusion and mixing of sprays at relatively high loads, and forms a relatively large air mass from the piston cavity 3b to the outside, which is good under a wide range of engine operating conditions. It is burned in. This is the gist of the present invention.
[0024]
FIG. 4 shows a control flow of the fuel injection control routine in the present embodiment. This routine is executed every predetermined time in the ECU 13.
[0025]
In S1, the engine speed Ne, the target torque tTc, and the fuel pressure rPf are read. The engine speed Ne is a value calculated according to a signal from the crank angle sensor, and the target torque tTc is a value calculated based on the engine speed Ne and the accelerator opening sensor output, and the fuel pressure rPf is a detection value of the fuel pressure sensor 9a.
[0026]
In S2, it is determined whether or not the current engine operating conditions (engine rotational speed Ne, target torque tTc) are in the stratified charge combustion operation region. In the present embodiment, the low rotation / low load region is a stratified combustion region, and the high rotation / high load region is a homogeneous combustion region (see FIG. 5).
[0027]
When the engine operating condition is in the stratified combustion operation region, the process proceeds to S3, and the fuel injection amount Qf is calculated based on the target torque tTc.
[0028]
In S4, the target momentum tMf per unit time of the fuel spray is calculated based on the target torque tTc and the engine speed Ne. As described with reference to FIG. 2, the target momentum tMf per unit time of fuel spray is increased as the engine load (target torque tTc) increases. Note that tMf in FIG. 2 indicates the target momentum characteristic on the one-dot chain line in FIG. 5 (the engine speed is constant).
[0029]
In S5, the target fuel pressure tPf is calculated based on the target torque tTc and the engine speed Ne. Specifically, as shown in FIG. 2, the target fuel pressure tPf is set to the low pressure side fixed value PfL in the middle load region in the stratified combustion region, and the high pressure side is set in the low load region and the high load region in the stratified combustion region. Set to a fixed value PfH. The ECU 13 performs feedback control of the fuel pressure (control of the fuel pump 9) based on the target fuel pressure tPf calculated in this step (or S11 described later) and the actual fuel pressure rPf. Focusing only on the momentum of the fuel spray, it is advantageous to set the target fuel pressure tPf higher as the load is higher. In this embodiment, the fuel atomization at the low load is performed, so that the high pressure side is fixed even in the low load region. The value PfH is used.
[0030]
In S6, the lift amount Li of the fuel injection valve 11 is calculated based on the target momentum tMf per unit time of fuel spray and the actual fuel pressure rPf. Specifically, a value is looked up from a control map in which Li is stored in association with tMf and rPf. In this embodiment, the actual fuel pressure rPf is used in consideration of the response delay of fuel pressure control. However, when the response delay is small, Li may be calculated using the target fuel pressure tPf instead of rPf. .
[0031]
In S7, the drive time Ti of the fuel injection valve 11 is calculated based on the fuel injection amount Qf, the fuel injection valve lift amount Li, and the fuel pressure rPf.
[0032]
In S8, the fuel injection timing IT is calculated based on the engine speed Ne and the fuel injection valve drive time Ti. Here, the injection timing in the latter half of the compression stroke is calculated so that a stratified mixture is formed inside and above the piston cavity 3b. The lower the Ne and the shorter Ti, the closer the IT is to the crank angle near the compression top dead center. On the contrary, the higher the Ne and the longer Ti is, the crank angle advanced from the compression top dead center.
[0033]
If the engine operating condition is not in the stratified combustion operation region in S2 (is in the homogeneous combustion operation region), the process proceeds to S9, and the fuel injection amount Qf is calculated based on the target torque tTc. Since homogeneous combustion and stratified combustion have different combustion efficiencies, Qf calculated for the same target torque tTc differs between S3 and this step.
[0034]
In S10, the target momentum tMf per unit time of fuel spray is set to a fixed value Mfho for homogeneous combustion. When the air-fuel mixture for homogeneous combustion is formed, the fuel can be diffused by using the gas flow of the intake air, so the target momentum tMf here is a small value compared to that during stratified combustion.
[0035]
In S11, the target fuel pressure tPf is set to the low pressure side fixed value PfL. If a large momentum is not required, lowering the fuel pressure is advantageous in terms of fuel consumption.
[0036]
In S12, the fuel injection valve lift amount Li is set to a fixed value Liho for homogeneous combustion.
[0037]
In S13, the drive time Ti of the fuel injection valve 11 is calculated based on the fuel injection amount Qf, the fuel injection valve lift amount Li, and the fuel pressure rPf.
[0038]
In S14, the fuel injection timing IT is calculated based on the engine speed Ne and the fuel injection valve drive time Ti. Here, the injection timing during the intake stroke is calculated so that a homogeneous mixture is formed in the entire combustion chamber.
[0039]
In the fuel injection execution routine executed in synchronization with the engine rotation, when the crank angle of each cylinder reaches the fuel injection timing IT calculated in the above routine, an injection valve drive pulse signal corresponding to the fuel injection valve drive time Ti is injected. Output to valve 11 .
[0040]
Next, a second embodiment of the present invention will be described. In the present embodiment, only differences from the first embodiment will be described.
[0041]
FIG. 6 is a system diagram showing the configuration of the second embodiment of the direct injection spark ignition type internal combustion engine according to the present invention. Structure of the present embodiment is similar to the configuration of the basic first embodiment (FIG. 1), the air pump 14 is arranged on the camshaft end, the air pump 14, have a pressure sensor Therefore, it can be controlled to an arbitrary pressure by feedback control. The air pressurized by the air pump 14 can be injected into the combustion chamber 4 from the air assist injection valve 16 via the air pipe 15. Moreover, the air assist injection valve 16 has a piezo-type actuator, can arbitrarily control the needle valve lift amount, and can be controlled to an arbitrary nozzle cross-sectional area.
[0042]
The air assist injection valve 16 will be described in more detail.
[0043]
A fuel pump 9 is disposed at the end of the camshaft that drives the valve, and supplies pressurized fuel to the air assist injection valve 16 via the fuel pipe 10. An air pump 14 is disposed at the other camshaft end and supplies pressurized air to the air assist injection valve 16 via the air pipe 15. However, the fuel pump 9 and the air pump 13 may be driven by an electric motor arranged separately.
[0044]
As shown in the schematic structural diagram of FIG. 7, the air assist injection valve 16 includes a main injector 17 facing the combustion chamber and a sub-injector 18 facing the air-fuel mixture chamber 17 a of the main injector 17.
[0045]
That is, inside the main injector 17 which is the main body of the air assist injection valve 16, there is an air-fuel mixture chamber 17a to which the air pipe 15 is connected, and this air-fuel mixture chamber 17a is connected to the injection port 17b of the main injector 17 facing the combustion chamber. It is connected. This nozzle 17b is opened and closed by a needle valve 17c driven by a piezo actuator. Further, the fuel pipe 10 is connected inside the sub-injector 18 so that fuel can be directly injected into the mixture chamber 17a.
[0046]
The momentum of the spray per unit time injected from the air assist injection valve 16 in the present embodiment is determined by the product of the air injection pressure of the air assist injection valve 16 and the nozzle cross-sectional area.
[0047]
Therefore, as the operating load increases, it becomes possible to form an appropriate mixture distribution by increasing the air injection pressure with a constant cross-sectional area of the nozzle, and particularly at high loads, the fuel refinement characteristics associated with the increase in air injection pressure It becomes good. In this case, it is not necessary to change the needle valve lift amount and change the injection hole cross-sectional area as in the case of a piezo-type injection valve or the like, which can be realized at low cost.
[0048]
On the other hand, as the operating load increases, an appropriate air-fuel mixture distribution can be formed by increasing the nozzle cross-sectional area at a constant air injection pressure. In this case, it is not necessary to use a variable air pressure pump or the like, which can be realized at a low cost. Further, since the energy loss of the air pump accompanying the increase in the air injection pressure is eliminated, the fuel consumption of the engine can be reduced.
[0049]
In addition, by reducing the nozzle area and increasing the air injection pressure at low loads, the air injection pressure can be increased while reducing the spray momentum. It is possible to form a simple fuel mixture.
[0050]
FIG. 8 shows a control flow in the ECU 13 in the second embodiment. In the second embodiment, the air injection pressure and the nozzle cross-sectional area are controlled in accordance with the load, and the momentum of the spray per unit time injected from the air assist injection valve 16 is controlled. As shown below, it can be easily realized by referring to the fuel injection timing and fuel injection amount table, the air injection timing and the air injection amount table assigned in advance to the operating conditions.
[0051]
First, at step 21, the engine speed and load are detected based on signals from the crank sensors, the accelerator opening, and the like.
[0052]
Next, at step 22, the fuel injection timing and the fuel injection amount based on the engine operating conditions are read from a previously stored table.
[0053]
Next, in step 23, the air injection timing and the air injection amount based on the engine operating conditions are read from a previously stored table. Here, by setting these tables, the air injection pressure or the nozzle cross-sectional area is increased in order to increase the momentum of the spray injected from the air assist injection valve 16 per unit time as the engine load increases. Needless to say.
[0054]
Next, in step 24, a signal for driving the fuel pump 9 for supplying a predetermined fuel pressure, the air pump 14 for supplying a predetermined air pressure, and the needles of the air assist injection valve 16 in accordance with the injection parameters determined up to the previous step. The fuel and air injection are controlled by outputting a signal for driving the valve 17c .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an explanatory diagram showing a configuration of a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an explanatory diagram showing the relationship between the momentum of spray per unit time, the injection valve lift amount, and the target fuel pressure with respect to the operating load.
FIG. 3 is an explanatory diagram showing a fuel mixture distribution in a combustion chamber at each operating load.
FIG. 4 is a flowchart showing a control flow in the first embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a map used for determining engine operating conditions.
FIG. 6 is an explanatory diagram showing a configuration of a second embodiment of the present invention.
FIG. 7 is an explanatory diagram showing a schematic configuration of an air assist injection valve.
FIG. 8 is a flowchart showing a control flow in the second embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Cylinder head 2 ... Cylinder block 3 ... Piston 3b ... Piston cavity 4 ... Combustion chamber 5 ... Exhaust valve 6 ... Intake valve 7 ... Intake port 8 ... Exhaust port 9 ... Fuel pump 10 ... Fuel piping 11 ... Fuel injection valve 12 ... Spark plug 13 ... Engine control unit (ECU)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 14 ... Air pump 15 ... Air piping 16 ... Air assist injection valve 17 ... Main injector 17a ... Mixture chamber 17b ... Injection hole 17c ... Needle valve 18 ... Sub-injector

Claims

A stratified combustion mode in which a fuel injection valve is installed in the upper part of the combustion chamber and stratified combustion is performed by injecting fuel into the cylinder from the fuel injection valve during the compression stroke to form a stratified mixture, and during the intake stroke A homogeneous combustion mode in which homogeneous combustion is performed by injecting fuel into the cylinder from the fuel injection valve to form a substantially homogenous mixture can be selected according to the operating state,
In the stratified combustion mode, the state quantity of the spray injected from the fuel injection valve determined by the product of the fuel injection pressure of the fuel injection valve and the cross-sectional area of the injection port of the fuel injection valve is changed according to the engine load. A control device for an in-cylinder direct injection spark ignition internal combustion engine,
A substantially circular reentrant type piston cavity having substantially the same central axis as the central axis of spray injected from the fuel injection valve is formed on the piston crown surface,
The fuel spray colliding with the substantially central portion of the bottom surface of the cavity is spread from the substantially central portion of the bottom surface of the cavity toward the outer peripheral side of the bottom surface of the cavity, and is inclined with respect to the central axis of the spray injected from the fuel injection valve. Collide with the cavity sidewall,
At the time of low load in the stratified combustion mode, the state quantity of the spray is reduced to suppress the spread of the spray, and a small air-fuel mixture mass near the stoichiometric is formed in the piston cavity.
At the time of high load in the stratified combustion mode, the state quantity of the spray is increased to promote the diffusion of the spray, and a large air-fuel mixture near the stoichiometric is formed .
By increasing the fuel injection pressure of the fuel injection valve, the state quantity of the spray is increased,
A controller for an in-cylinder direct injection spark ignition internal combustion engine, characterized in that the fuel injection pressure is increased by reducing the cross-sectional area of the fuel injection valve at the time of low load .

A state quantity of spray injected from the fuel injection valve having a fuel injection valve installed in the upper part of the combustion chamber and determined by the product of the fuel injection pressure of the fuel injection valve and the cross-sectional area of the injection port of the fuel injection valve Is a control device for a direct injection spark ignition internal combustion engine that changes the engine according to the engine load,
A substantially circular reentrant type piston cavity having substantially the same central axis as the central axis of spray injected from the fuel injection valve is formed on the piston crown surface,
The fuel spray colliding with the substantially central portion of the bottom surface of the cavity is spread from the substantially central portion of the bottom surface of the cavity toward the outer peripheral side of the bottom surface of the cavity, and is inclined with respect to the central axis of the spray injected from the fuel injection valve. Collide with the cavity sidewall,
When the load is low, the spray state quantity is reduced to suppress spray diffusion to form a small air-fuel mixture in the piston cavity, and the spray state quantity is increased as the load increases. Promotes diffusion to form large air-fuel mixtures ,
By increasing the fuel injection pressure of the fuel injection valve, the state quantity of the spray is increased,
A controller for an in-cylinder direct injection spark ignition internal combustion engine, characterized in that the fuel injection pressure is increased by reducing the cross-sectional area of the fuel injection valve at the time of low load .

A fuel injection valve that is installed in the upper portion of the combustion chamber and injects fuel and at least one kind of gas. The gas injection pressure of the gas injected from the fuel injection valve with the fuel and the cross-sectional area of the injection port of the fuel injection valve A control device for a direct injection type spark ignition internal combustion engine that changes the state quantity of spray injected from the fuel injection valve determined by the product of
A substantially circular reentrant type piston cavity having substantially the same central axis as the central axis of spray injected from the fuel injection valve is formed on the piston crown surface,
The fuel spray colliding with the substantially central portion of the bottom surface of the cavity is spread from the substantially central portion of the bottom surface of the cavity toward the outer peripheral side of the bottom surface of the cavity, and is inclined with respect to the central axis of the spray injected from the fuel injection valve. Collide with the cavity sidewall,
When the load is low, the spray state quantity is reduced to suppress spray diffusion to form a small air-fuel mixture in the piston cavity, and the spray state quantity is increased as the load increases. Promotes diffusion to form large air-fuel mixtures ,
In- cylinder direct injection, wherein the cross-sectional area of the injection port of the fuel injection valve is reduced when increasing the gas injection pressure of the gas injected from the fuel injection valve with fuel at low load -Type spark ignition internal combustion engine control device.