JP4259161B2 - Gasoline engine combustion control device - Google Patents

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  • Valve Device For Special Equipments (AREA)
  • Ignition Installations For Internal Combustion Engines (AREA)

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、気筒内の予混合気を圧縮して自己着火により燃焼させるようにしたガソリンエンジンの燃焼制御装置に関し、特に、その圧縮自己着火を補助するための点火制御の技術分野にする。
【０００２】
【従来の技術】
近年、ガソリンエンジンのさらなる燃費改善や排気清浄化を図るために、気筒内の予混合気を圧縮して自己着火により燃焼させるという新しい燃焼形態が提案されており、一般には、均一予混合圧縮着火（ＨＣＣＩ）という呼称で知られている（例えば特許文献１等を参照）。この新しい燃焼形態では、従来一般的な火炎伝播によるものと異なり、気筒内の多数の箇所で予混合気が略同時に自己着火して、殆ど一斉に燃焼を開始することから、熱効率が極めて高くなる。
【０００３】
また、気筒の圧縮比を従来よりも高く設定することができるので、圧縮上死点（ＴＤＣ）近傍における気筒内の温度及び圧力状態を高くして、希薄な予混合気を安定して自己着火させることが可能になり、このことで、窒素酸化物や煤の生成も抑えることができる。
【０００４】
しかし、一般的にガソリンエンジンは、圧縮比が概略１３〜１６らいの範囲で最も効率が高くなると言われており、それ以上に高くなれば却って効率の悪いものになってしまうし、特に高回転側の運転状態でノッキングを誘発する虞れもあるから、圧縮比を過度に高くすることは好ましくない。
【０００５】
この点について、例えば特許文献２に開示される圧縮自己着火ガソリンエンジンでは、通常のガソリンエンジンと同様に燃焼室の天井部に点火プラグを配置して、相対的に高負荷高回転側の運転領域では従来一般的な火炎伝播による燃焼を行う一方、相対的に低負荷低回転側の運転領域では吸排気弁のオーバーラップをなくして、多量の既燃ガスを残留させる（内部ＥＧＲ）ことにより、気筒内温度を高めて、予混合気の圧縮自己着火を可能ならしめている。
【０００６】
また、その文献によれば、前記の内部ＥＧＲガスに対し点火することによってラジカルを生成・増殖させ、このラジカルを気筒の吸入及び圧縮行程全般に渡って保持することにより、ＴＤＣ近傍の適切な時期に予混合気の自己着火を誘発することができる、としている。
【０００７】
【特許文献１】
特開平７−３３２１４１号公報
【０００８】
【特許文献２】
特開２００１−３７７１号公報
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、前記後者の従来例（特許文献２）のように、エンジンの運転状態に対応して燃焼の形態を切換えるようにした場合、その切換えの前後で制御の遅れに起因する不具合の発生する虞れがある。すなわち、前記のものでは、低負荷側の運転領域では気筒内温度を高めるために内部ＥＧＲガスを極めて多い状態にする必要があり、一方、高負荷側で従来型の燃焼を行う場合には内部ＥＧＲガスをあまり多くすることはできない。従って、エンジンが前記高負荷側の運転領域から低負荷側の運転領域に移行するときには、吸排気弁の作動時期を最大限、急速に変更して内部ＥＧＲガス量を増大させるようにしても、その量が一時的に不足して気筒内温度を十分に上昇させることができず、予混合気の自己着火が安定的に行えない状態になるのである。
【００１０】
本発明は、斯かる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、低負荷側の第１運転領域において多量の既燃ガスを残留させて気筒内温度を高めることにより、予混合気の圧縮着火性を確保するようにしたガソリンエンジンの燃焼制御装置において、従来一般的な火炎伝播による燃焼を行う第２運転領域から前記第１運転領域に移行したときの過渡的な既燃ガス残留量の不足に着目し、このことによって一時的に気筒内温度が低くなってしまっても、予混合気の圧縮による着火安定性を確保することにある。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
前記の目的を達成するために、本発明の解決手段では、エンジンが前記第２運転領域から第１運転領域へ移行するときに、過渡的に気筒の既燃ガス残留量が不足する所定期間は、補助的な点火を行うことによって、予混合気の自己着火を誘発するようにした。
【００１２】
具体的に、請求項１に係る発明は、エンジンが相対的に低負荷且つ低回転側の第１運転領域にあるときに、それよりも高負荷乃至高回転側の第２運転領域に比べて気筒内の既燃ガスの残留量を多くして、当該気筒内の予混合気を自己着火により燃焼させるようにしたガソリンエンジンの燃焼制御装置を前提とする。
【００１３】
そして、エンジンが前記第２運転領域から第１運転領域に移行するときに、前記気筒の吸気弁の開時期及び排気弁の閉時期の少なくとも一方を当該気筒内の既燃ガスの残留量が増大するように変更する動弁時期変更手段と、エンジンの前記第２運転領域から第１運転領域への移行時に所定期間、前記気筒の点火プラグによって前記予混合気の自己着火を補助するための補助点火を行わせるとともに、この補助点火制御を前記所定期間が経過したときに終了する点火制御手段と、を備える。
【００１４】
その上さらに、前記動弁時期変更手段を、気筒の吸気弁の開時期及び排気弁の閉時期の少なくとも一方を変更可能な可変動弁機構と、エンジンが少なくとも第１又は第２運転領域のいずれかにあるときに、前記気筒内の既燃ガスの残留量がエンジンの運転状態に対応する目標値になるように、前記可変動弁機構の作動制御を行う動弁時期制御手段とからなるものとする。そして、点火制御手段は、エンジンの前記第２運転領域から第１運転領域への移行時に補助点火制御を行う期間を、その移行の前後における前記既燃ガス残留量の目標値の偏差が大きいときほど、長くするものとする。
【００１５】
前記の構成により、エンジンが相対的に低負荷低回転側の第１運転領域にあるときには、気筒内の既燃ガスの残留量を相対的に多くして当該気筒内の温度を高めることにより、予混合気を圧縮上死点近傍で略一斉に自己着火させて、燃焼させることができる（予混合圧縮着火燃焼）。このような燃焼形態では熱効率が高くなって燃費の改善が図られる上に、窒素酸化物等の有害物質の生成が非常に少なくなる。一方、エンジンが相対的に高負荷乃至高回転側の第２運転領域にあるときには、気筒内の既燃ガスの残留量を相対的に少なくすることで、吸気の充填効率を高めて所要の出力を得ることが可能になる。
【００１６】
また、前記第２運転領域から第１運転領域への移行時には、気筒内の既燃ガスの残留量が増大するように動弁時期変更手段によって当該気筒の吸気弁の開時期及び排気弁の閉時期の少なくとも一方が変更されるが、この動弁時期の変更にはある程度の時間を必要とするので、過渡的には気筒内に残留する既燃ガスの量が少なくなってしまい、当該気筒内の温度が予混合気の圧縮自己着火に十分なほど高くはない状態になる。
【００１７】
これに対し、この発明では、エンジンが前記第２運転領域から第１運転領域へ移行するときに、過渡的に気筒の既燃ガス残留量が不足する所定期間は、点火プラグによって予混合気に補助的に点火することにより、予混合気全体の自己着火を誘発するようにしている。すなわち、気筒内の予混合気に所定のタイミングにて補助的な点火を行えば、これにより生成した火炎の作用によって予混合気全体の温度及び圧力を上昇させることができ、これにより、その予混合気の自己着火を確実に発生させることができる。
【００１８】
但し、前記のような補助点火を行うと、予混合気の一部は火炎伝播により燃焼することになり、その分、圧縮自己着火による熱効率の向上という面では不利になるから、本発明では、前記所定期間が経過したときには補助点火制御を終了し、その後は補助点火は行わないようにしている。
【００１９】
さらに、本発明では、気筒内に残留する既燃ガスの量は、エンジンの運転状態に応じて動弁時期制御手段による可変動弁機構の作動制御が行われることによって、変更される。そして、エンジンの運転領域移行時には、その移行の前後における既燃ガス残留量の偏差が大きいときほど、気筒内が予混合気の圧縮着火に必要な高温度状態になるまでの時間が長くなるので、この発明では、既燃ガス残留量の目標値の偏差が大きいときほど、運転領域移行時の補助点火制御の期間を長くするようにしている。
【００２０】
つまり、エンジンの運転領域の移行時に既燃ガスの残留による気筒内温度の上昇が不十分で補助点火が必要な期間のみ、補助点火を行うことにより、その間の予混合気の圧縮着火性を安定確保しながら、同時に、第１運転領域においてエンジンの運転効率を改善するという圧縮自己着火燃焼の作用効果を十分に得ることができる。
【００２１】
請求項２の発明では、前記請求項１の発明において、エンジンの吸気通路に吸気量センサを配設するとともに、点火プラグにはイオン電流センサを接続する。そして、エンジンが第１運転領域にあるときに、前記点火プラグに対して火炎核のみを生成するように電圧を印加して、そのときに前記イオン電流センサにより検出される電流値に基づいて気筒内の空燃比を検出する空燃比検出手段を備える。さらに、前記吸気量センサからの信号、前記空燃比検出手段により検出された気筒内空燃比、及び当該気筒への燃料供給量に基づいて、当該気筒内に残留している既燃ガス量を推定する既燃ガス残留量推定手段と、前記気筒内の既燃ガス残留量の推定値がその目標値に近づくように、動弁時期制御手段による可変動弁機構の作動制御量を学習補正する学習補正手段と、を備える構成とする。
【００２２】
この構成では、エンジンが第１運転領域にあるときに気筒内の既燃ガス残留量を推定し、この推定値に基づいて吸排気弁の動作時期の制御を学習補正することによって、エンジンの運転状態に応じた既燃ガス残留量の制御精度を向上することができる。よって、予混合気の圧縮自己着火による燃焼状態を一層、良好なものとすることができ、エンジン運転効率のさらなる改善が図られる。しかも、エンジンが第２運転領域から第１運転領域に移行したときの既燃ガス残留量の制御精度も向上するので、前記請求項１の発明の作用効果がさらに高くなる。
【００２３】
請求項３の発明では、エンジンが第１運転領域にあるときに気筒内の予混合気の空燃比が所定のリーン状態になるように、少なくとも燃料噴射量を制御する空燃比制御手段を備えるとともに、点火制御手段は、前記リーンな予混合気への補助点火を気筒の圧縮行程中期以降で行わせるものとした。
【００２４】
このことで、エンジンが相対的に低負荷側の第１運転領域にあるときには、空燃比制御手段によって気筒内の予混合気の空燃比が所定のリーン状態になるように制御されるから、エンジンが第２運転領域から前記第１運転領域に移行したときに所定期間が経過するまでは、そのリーンな予混合気に対して圧縮行程中期以降に補助点火が行われることになる。これにより、補助点火により生成した火炎を空燃比のリーンな予混合気中で比較的緩慢に成長させて、ＴＤＣ近傍の適切な時期に予混合気全体を自己着火させることが可能になる。
【００２５】
請求項４の発明では、気筒内燃焼室の天井部略中央に放電電極を臨ませて、主点火プラグを配設する一方、該燃焼室の周縁部に放電電極を臨ませて補助点火プラグを配設し、且つこの補助点火プラグの容量放電電圧を前記主点火プラグに比べて小さな値に設定する。そして、点火制御手段は、エンジンが第２運転領域にあるときには少なくとも前記主点火プラグにより気筒内の予混合気に点火して燃焼させる一方、該第２運転領域から第１運転領域への移行時には前記補助点火プラグにより補助点火を行わせるものとする。
【００２６】
このことで、エンジンの運転領域移行時には補助点火を燃焼室の周縁部にて行い、且つその放電エネルギーを比較的小さくすることで、生成した火炎の成長を適度に抑制することができ、これにより、予混合気の大部分を圧縮自己着火により燃焼させることができる。一方、燃焼室周縁部の点火によっては火炎の急速な伝播は期待できないので、第２運転領域では気筒の略中心に位置する主点火プラグによって予混合気に点火して、従来一般的な火炎伝播による良好な燃焼状態を実現する。
【００２７】
請求項５の発明では、気筒内燃焼室の天井部略中央に放電電極を臨ませて主点火プラグを配設する一方、該燃焼室の吸気側周縁部に放電電極を臨ませて補助点火プラグを配設し、その上で、点火制御手段を、エンジンが第２運転領域にあるときには少なくとも前記主点火プラグにより気筒内の予混合気に点火して燃焼させる一方、該第２運転領域から第１運転領域への移行時には前記補助点火プラグにより補助点火を行わせるものとする。
【００２８】
このことで、エンジンの運転領域移行時には補助点火を燃焼室の吸気側周縁部にて行うことで、この吸気側の温度状態が比較的低いことと、燃焼室壁面への放熱が比較的大きいこととが相俟って、補助点火により生成した火炎の成長を適度に抑制することができ、これにより、予混合気の大部分を圧縮自己着火により燃焼させることができる。一方、燃焼室周縁部の点火によっては火炎の急速な伝播は期待できないので、第２運転領域では気筒の略中心に位置する主点火プラグによって予混合気に点火して、従来一般的な火炎伝播による良好な燃焼状態を実現する。
【００２９】
請求項６の発明では、前記請求項４又は５の発明において補助点火プラグの放電電極を燃焼室の吸気側の周縁部に臨ませたことを特徴とする。このことで、燃焼室の吸気側では比較的温度状態が低く、また、燃焼室の周縁部では壁面への放熱が比較的大きいので、それらが相俟って補助点火による火炎の成長を適度に抑制することができる。
【００３０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
【００３１】
図１（A）は、本願発明に係るガソリンエンジンのシリンダヘッド１の断面を示し、このシリンダヘッド１は、図には上端部のみを示すシリンダブロック２の上部に取り付けられて、図示しない複数のヘッドボルトにより強固に締結されている。そのシリンダブロック２の上面には気筒３（シリンダ）の上端が開口され、この開口部を覆うシリンダヘッド１の下面には概略円形の凹部が形成されていて、この凹部と、当該気筒３内に嵌装されたピストン４の頂面との間に、燃焼室５が区画形成されている。つまり、前記ピストン４の頂面が燃焼室５の底面になり、シリンダヘッド１の凹部が燃焼室５の天井部となる。また、この実施形態では、後述の如く気筒３内の予混合気を圧縮して自己着火させるのに好適なよう、当該気筒３の幾何学的な圧縮比を約１２に設定しているが、この限りではなく、気筒３の幾何学的な圧縮比は例えば１１〜１３くらいの範囲に設定すればよい。
【００３２】
図の例では、前記燃焼室５の天井部は、２つの傾斜面５ａ，５ｂが互いに差し掛けられた屋根のような形状をなすペントルーフ型のものであり、図示の如くエンジン前後方向に見ると、２つの傾斜面５ａ，５ｂはそれぞれ天井部の略中央から左右両側に向かって徐々にシリンダブロック２との合わせ面に近づくように延びている。そして、図の右側に示す一方の傾斜面５ａには吸気ポート６の下流端が開口し、そこから斜め上方に向かって略直線的に延びる吸気ポート６の上流端は、図の右側に示すシリンダヘッド１の一側面に開口している。また、排気ポート７の上流端が他方の傾斜面５ｂに開口し、そこから略水平に延びる排気ポート７の下流端はシリンダヘッド１の他側面（図の左側面）に開口している。
【００３３】
同図（B）に示すように、この実施形態のエンジンは、前記吸気及び排気ポート６，７が１つの気筒３に対して２つずつ設けられた４弁式のものであり、該各ポート６，７の燃焼室５を臨む開口端には、吸気及び排気弁８，９が配設されている。この吸気弁８及び排気弁９は、それぞれ、軸端部に固定されたリテーナ１０，１０を介してコイルスプリング１１，１１により上方（弁を閉じる方向）に付勢される一方、バルブリフタ１２，１２を介してカムシャフト１３，１３により弁軸方向に押圧されることにより、前記スプリング１１の付勢力に抗して押し下げられるようになっている（弁の開作動）。つまり、前記２本のカムシャフト１３，１３が各々図外のクランクシャフトに同期して回転されることで、吸気弁８及び排気弁９がそれぞれ所定のタイミングで開閉される。
【００３４】
また、前記吸気及び排気カムシャフト１３，１３には、それぞれ、クランクシャフトに対する回転位相（位相角）を所定の角度範囲において連続的に変化させる可変動弁機構１５，１５（以下、ＶＶＴともいう）が付設されており、このＶＶＴ１５によって前記吸気弁８及び排気弁９の開閉時期がそれぞれ独立に変更されるようになっている。詳しくは、例えば吸気側について図２に一例を示すように、前記ＶＶＴ１５は、吸気側カムシャフト１３の前端部に固定されたロータ１５ａと、このロータ１５ａを覆うように配置されてスプロケット１５ｂに固定されたケーシング１５ｃとからなる。
【００３５】
前記ＶＶＴ１５のロータ１５ａの外周には外方に向かって放射状に突出する４つのベーンが設けられ、一方、ケーシング１５ｃの内周には内方に向かって延びる４つの区画壁が設けられていて、それらのベーンと区画壁とのの間に複数の油圧作動室１５ｄ，１５ｅ，…が形成されている。そして、そこに供給されるエンジンオイルの油圧がオイルコントロールバルブ１５ｆ（以下、ＯＣＶという）によって調整されることで、前記ロータ１５ａ及びケーシング１５ｃ、即ちカムシャフト１３及びスプロケット１５ａの相対的な回転位置が変更されて、該カムシャフト１３のクランクシャフトに対する回転位相が変化する。
【００３６】
すなわち、前記ＶＶＴ１５のロータ１５ａ及びケーシング１５ｃの間には、進角側の油圧作動室１５ｄ，１５ｄ，…と遅角側の油圧作動室１５ｅ，１５ｅ，…とが周方向に交互に配置されており、その進角側作動室１５ｄ，１５ｄ，…の油圧力が増大すると、ロータ１５ａはケーシング１５ｃに対しカムシャフト１３の回転する向き（図に矢印で示す）に回動され、これにより、図３に破線で示すように、吸排気弁８，９の開弁時期IO及び閉弁時期ICが進角側にシフトされる。反対に、前記遅角側作動室１５ｅ，１５ｅ，…の油圧力が増大すると、ロータ１５ａはケーシング１５ｃに対しカムシャフト１３の回転する向きとは反対に回動され、これにより、吸排気弁８，９の開弁時期IO及び閉弁時期ICは遅角側にシフトされる（図３に仮想線で示す）。
【００３７】
従って、前記吸気及び排気カムシャフト１３，１３のＶＶＴ１５，１５をそれぞれ遅角側及び進角側に作動させることによって、吸排気弁８，９のオーバーラップをなくすことができ、これにより燃焼室５に多量の既燃ガス（内部ＥＧＲガス）を滞留させることができる。その際、排気弁９が閉じてから吸気弁８が開くまでの期間（クランク角で表すマイナスのオーバーラップ期間）が相対的に短ければ、内部ＥＧＲガス量は相対的に少なくなり、このマイナスオーバーラップ期間が相対的に長くなれば、これに応じて内部ＥＧＲガス量も増大する。
【００３８】
尚、前記図３に示す吸排気弁８，９の弁揚程曲線において、開弁時期IO,EXO、閉弁時期IC,EXCというのは、それぞれ緩衝部を除いた弁揚程曲線の始端及び終端のことである。また、この実施形態では、可変動弁機構として油圧式の連続位相変更方式のものを用いているが、これに限るものではなく、連続位相変更方式のものであっても電磁作動式のものを用いてもよいし、例えば特開平６−２８０５２５号公報に開示されるように、カム面がテーパ状に傾斜したカムシャフトを用いて吸排気弁のリフト量を変更するようにした機構を用いることもできる。
【００３９】
前記図１に示すように、各気筒３毎の燃焼室５の上方には、４つの吸排気弁８，９に取り囲まれるようにして点火プラグ１６が配設されている。この点火プラグ１６は、気筒３内に充填した混合気に圧縮行程中期以降の所定タイミングで点火して、従来一般的な火炎伝播による燃焼状態とするための主点火プラグであり、その先端の放電電極は、壁面への放熱によって火炎面の伝播速度が低下することを避けるべく、燃焼室５天井部から所定以上、突出するように位置付けられている。また、この実施形態のエンジンでは、前記主点火プラグ１６の基端部にはイグナイタを内蔵した点火コイル１７が接続されている。
【００４０】
一方、前記燃焼室５の吸気側の周縁部には、２つの吸気ポート８，８の下方においてそれらに挟まれるようにして、補助点火プラグ１８が配設されている。この補助点火プラグ１８は、後述の如く気筒３内に充填した混合気をピストン４の上昇により圧縮して、自己着火により燃焼させる場合に、所定の条件下でその圧縮による自己着火を補助するための点火を行うためのものである。このため、前記補助点火プラグ１８の先端の放電電極は、壁面への適度な放熱によって火炎の拡大が適度に遅くなるように、燃焼室５周縁部の気筒壁面に近接して配置されている。
【００４１】
また、前記補助点火プラグ１８の基端部にも前記主点火プラグ１６と同様にイグナイタを内蔵した点火コイル１９が接続されており、この点火コイル１９は、その容量放電電圧（１次側の電流を遮断したときに相互誘導作用により２次側コイルに最初に発生する電圧）が主点火プラグ１６の点火コイル１７よりも小さくなるように、例えば巻き数の相対的に少ないものとされている。すなわち、前記主点火プラグ１６に発生する容量放電電圧が通常、２０〜３５ｋｖくらいであるのに対し、前記補助点火プラグ１８では例えば１０〜１５ｋｖくらいであればよく、こうすることで、詳しくは後述するが、補助点火によて生成した火炎の成長を適度に抑制することができる。
【００４２】
さらに、前記補助点火プラグ１８には、その放電電極すなわち正極及び負極の間の放電ギャップを流れるイオン電流を検出するためのイオン電流検出回路２０（イオン電流センサ）が接続されている。このイオン電流検出回路２０は、例えば、点火コイル１９の２次側に接続されたイオン電源部の電圧値を検出して、これをイオン電流値に変換するようにしたものであり、点火コイル１９の１次側に通常よりも短い時間だけ通電して、補助点火プラグ１８に対し火炎核のみを生成するように電圧を印加し、そのときの電流値を検出するものである。
【００４３】
尚、この実施形態のエンジンでは、図示しないが、前記シリンダヘッド１の一側面に開口する吸気ポート８の上流端に連通するようにして、気筒３内の燃焼室５に吸気を供給するための吸気通路が接続されていて、この吸気通路の下流端部から吸気ポート８に向かって燃料を噴射するように、インジェクター２１（図４を参照）が配設されている。このインジェクター２１は、ニードル弁及び電磁ソレノイドを内蔵し、このソレノイドに印加されるパルス信号の幅（燃料噴射パルス幅）に対応する分量の燃料を噴射するものである。
【００４４】
図４は、この実施形態に係るガソリンエンジンの燃焼制御装置Ｓの概要を示すブロック図であり、この制御装置Ｓの主要部であるエンジンコントロールユニット３０（以下、ＥＣＵという）は、周知の如くＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、Ｉ／Ｏインターフェース回路等を備えており、少なくとも、前記イオン電流検出回路２０と、クランクシャフトの回転速度を検出するエンジン回転速度センサ２２と、吸気通路に配設されて吸気の流量を検出するエアフローセンサ２３（吸気量センサ）と、例えばシリンダブロック２の側壁に配設されて、ノッキングによる振動を検出するノックセンサ２４（検出手段）と、車両のアクセルペダルの操作量を検出するアクセルセンサ２５とからそれぞれ出力される検出信号を受け入れるようになっている。
【００４５】
そして、前記ＥＣＵ３０は、前記センサから入力した信号に基づいてエンジンの運転状態を検出し、これに応じてアクチュエータを作動させることによって、エンジンの種々の制御パラメータを制御する。すなわち、ＥＣＵ３０は、吸気通路に配設された電気式スロットル弁２６の開度を調節して吸気の流量を制御するとともに、燃料噴射パルスによりインジェクター２１の開弁時間を調整して燃料噴射量を制御し、これにより、予混合気の空燃比を制御する（空燃比制御部３０ａ）。
【００４６】
また、前記ＥＣＵ３０は、ＶＶＴ１５の油圧制御によって吸気及び排気弁８，９の開閉時期を変更することにより、それらのオーバーラップ期間を制御するバルブオーバーラップ制御部３０ｂ（動弁時期制御手段）を備えている。このバルブオーバーラップ制御部３０ｂは、詳しくは後述するが、エンジンの運転状態に基づいて気筒３内の内部ＥＧＲガス量の目標値（目標ＥＧＲ量）を決定し、さらに、この目標ＥＧＲ量に多対応する吸排気弁８，９の作動時期を決定して、ＶＶＴ１５，１５の作動制御を行うものである。
【００４７】
さらに、前記ＥＣＵ３０は、主点火プラグ１６及び補助点火プラグ１８のイグナイタ１７，１９の作動制御によって予混合気への点火の形態を変更する点火制御部３０ｃを備え、これによりエンジンの運転状態に応じて予混合気の燃焼形態を切換えるようになっている。
【００４８】
詳しくは、図５の制御マップに一例を示すように、この実施形態の燃焼制御装置Ｓによれば、エンジンが相対的に低負荷且つ低回転側に予め設定した第１運転領域Ｉ（図に斜線を入れて示す領域）にあるときには、気筒３内の燃焼室５における予混合気の空燃比が所定のリーン状態（例えばＡ／Ｆ＝１５〜３０くらい）になるように、インジェクター２１による燃料噴射量とスロットル弁２６の開度とを制御し、そのリーンな予混合気に対して主点火プラグ１６により点火することなく、予混合気を圧縮行程の終盤に自己着火させて燃焼させるようにしている（以下、運転領域Ｉを自己着火領域ともいう）。その際、吸排気弁８，９のオーバーラップはなくして内部ＥＧＲガス量の極めて多い状態とすることで、気筒３内の温度を高めるようにしており、このことによって、予混合気の圧縮による自己着火の安定性を高めることができる。
【００４９】
そのような予混合気の圧縮による自己着火については従来より知られており、一般にはＨＣＣＩ（Homogenious Charge Compression Ignition）と呼ばれている。このＨＣＣＩによる燃焼では、従来一般的な火炎伝播によるものとは異なり、気筒内の多数の箇所で予混合気が略同時に自己着火して、殆ど一斉に燃焼を開始することで、熱効率が極めて高くなると考えられている。例えば、図６は、ＨＣＣＩの燃焼圧力がクランク角に応じて変化する様子を示すグラフ（指圧波形）を従来型燃焼と対比して示すものであり、同図に実線で示すＨＣＣＩの指圧波形では、破線で示す従来型燃焼と比べて圧縮上死点（ＴＤＣ）近傍での燃焼圧力の立ち上がりがかなり急峻になっていることが分かる。
【００５０】
また、前記ＨＣＣＩの指圧波形ではＴＤＣ近傍での着火前の気筒内圧力も従来型に比べて高くなっているが、これは気筒の幾何学的な圧縮比が比較的高いことと、多大な内部ＥＧＲによって気筒内温度が高められていることとによる。さらに、ＨＣＣＩのグラフでは排気行程の後期から吸気行程の初期にかけて気筒内圧の上昇が見られるが、これは、吸排気弁のオーバーラップをなくして気筒内に多量の内部ＥＧＲガスを残留させていることによる。
【００５１】
尚、前記のようなＨＣＣＩ燃焼を行うときには、イオン電流検出回路２０により検出した電流値に基づいて気筒３内の空燃比を検出し（空燃比検出手段）、この空燃比と、エアフローセンサ２３からの信号と、前記空燃比制御部３０ａにおいて決定された気筒３への燃料供給量とに基づいて、内部ＥＧＲガス量を推定し（既燃ガス残留量推定手段）、この推定値が目標ＥＧＲ量に近づくように、前記バルブオーバーラップ制御部３０ｂによるＶＶＴ１５，１５の作動制御量を学習補正することが好ましい（学習補正手段）。
【００５２】
一方、この実施形態のエンジンは、前記図５の制御マップに示すように、自己着火領域Ｉ以外の相対的に高負荷乃至高回転側の運転領域IIにおいては、気筒３内に略理論空燃比かそれよりもリッチな予混合気を形成し、これに対して気筒３の圧縮行程中期以降の所定のタイミングで主点火プラグ１６により点火して、従来一般的な火炎伝播による燃焼を実現するようにしている。その際、燃焼に伴う窒素酸化物の生成を抑制するためには、気筒３内にある程度以上のＥＧＲガスが存在することが好ましいので、この実施形態では、同図に破線で示す境界線ｂ１よりも低負荷低回転側においては、所要の内部ＥＧＲ状態となるように、吸排気弁８，９のオーバーラップ期間を制御するようにしている。
【００５３】
また、前記自己着火領域Ｉよりもさらに低負荷低回転の運転領域IIIは、アイドリング時を除けば、例えば、車両が長い下り坂を走行していて殆どアクセルを踏まないでいるというような非常に頻度の低い運転状態に対応するものであり、このような運転状態では気筒３の温度がかなり低くなることを考慮して、この実施形態のエンジンでは従来一般的な火炎伝播による燃焼を行うようにする。
【００５４】
ところで、この実施形態では、上述の如く、エンジンが自己着火領域Ｉにあるときに、ＶＶＴ１５，１５の制御により多量の内部ＥＧＲガスを残留させて、気筒３内の温度を上昇させるようにしており、一方、相対的に高負荷側乃至高回転側の運転領域IIにおいては、内部ＥＧＲガス量は比較的少なくしているから、例えば図５に白抜きの矢印で示すように、エンジンが高負荷側の運転領域IIから自己着火領域Ｉに移行するときには、吸排気のＶＶＴ１５，１５を最大限、急速に作動させて、内部ＥＧＲガス量を速やかに増大させる必要がある。
【００５５】
しかし、ＶＶＴ１５，１５の作動を如何に高速に行ったとしても、それにはある程度の時間がかかるし、一旦、排気ポート９排出された既燃ガスが気筒３内に戻ってくることはないから、過渡的には当該気筒３の内部ＥＧＲ量が不足して、気筒３内の温度を十分に高めることのできない状態になってしまい、そのままでは予混合気の圧縮による着火安定性が損なわれる虞れがある。
【００５６】
この点について、この実施形態では、本願発明の特徴部分として、エンジンが高負荷乃至高回転側の運転領域IIから自己着火領域Ｉに移行するときに、前記の如く過渡的に内部ＥＧＲガス量が不足する期間だけは、補助点火プラグ１８によって予混合気に補助的な点火を行い、これにより、その予混合気全体の圧縮による自己着火を誘発することによって、着火安定性を確保するようにしている。
【００５７】
（エンジンの燃焼制御の手順）
次に、この実施形態に係るエンジンの燃焼制御の概略について、図７のフローチャート図に基づいて説明する。尚、このフローに示す制御手順はエンジンの各気筒３毎に行われ、当該気筒３の燃焼サイクル毎に所定のクランク角（例えば排気行程の所定クランク角）に開始される。
【００５８】
まず、スタート後のステップＳＡ１では、エンジン制御用のデータとして少なくともエンジン負荷とエンジン回転速度とを求める。尚、エンジン負荷は、例えばエアフローセンサ２３からの出力とエンジン回転速度とに基づいて求められる吸気充填効率とに基づいて演算するようにしてもよいし、さらにアクセルペダルの操作量を加味して求めるようにしてもよい。或いは、気筒３内の圧力を検出するセンサを設けて、このセンサからの出力に基づいて当該気筒３の平均有効圧等を計算するようにしてもよい。
【００５９】
続いて、ステップＳＡ２では、前記エンジン負荷等のデータに基づいて、予め設定した目標ＥＧＲマップから内部ＥＧＲガス量の目標値（目標ＥＧＲ量）を読み出す。この目標ＥＧＲマップは、ＨＣＣＩ燃焼と従来型の火炎伝播による燃焼とでそれぞれエンジンの運転状態に対応する最適な目標ＥＧＲ量を予め実験的に求めて、この値をエンジン負荷とエンジン回転速度とに対応付けてマップとして設定したものであり、ＥＣＵ３０のメモリ（例えばＲＯＭ、ＲＡＭ等）に電子的に格納されている。尚、ＨＣＣＩ燃焼における目標ＥＧＲ量は、いわゆるＥＧＲ率で略３０〜６０％くらいであり、また、従来型の火炎伝播による燃焼においては０〜２０％くらいである。
【００６０】
続いて、ステップＳＡ３において、前記ステップＳＡ２で読み出した目標ＥＧＲ量から、これに対応する吸気及び排気の各ＶＶＴ１５，１５の制御量を決定し、これに対応する制御信号を各ＶＶＴ１５のＯＣＶ１５ｆに出力して、該各ＶＶＴ１５をそれぞれ進角又は遅角作動させることにより、吸排気弁８，９のオーバーラップ量を制御する。すなわち、ＨＣＣＩ燃焼のときには、吸気ＶＶＴ１５を遅角側に作動させるとともに、排気ＶＴ１５を進角側に作動させて、吸排気弁のオーバーラップをなくすことにより、気筒３内に多量の内部ＥＧＲガスが残留するようにする。
【００６１】
前記各ＶＶＴ１５，１５の制御量は、前記目標ＥＧＲ量とエンジン負荷及びエンジン回転速度とに対応する最適値を予め実験的に求めてＶＶＴマップとして設定しておき、このＶＶＴマップから読み出すようにすればよい。また、特に自己着火領域Ｉにおいては、イオン電流等に基づいて推定した気筒３内の実際のＥＧＲガス量と前記目標ＥＧＲ量との偏差に基づいて、この偏差が小さくなるように前記ＶＶＴマップのデータを学習補正するのが好ましい。こうすれば、エンジンの運転状態に応じた内部ＥＧＲガス量の制御精度を向上して、予混合気の圧縮自己着火による燃焼を一層、良好なものとすることができる。
【００６２】
続いて、ステップＳＡ４において、前記図５に示す制御マップを参照して、エンジンが予混合気の圧縮による自己着火領域Ｉにあるかどうか判別し、この判別結果がＮＯでエンジンが自己着火領域Ｉ外にあれば、後述するステップＳＡ１１に進む一方、判別結果がＹＥＳでエンジンが自己着火領域Ｉにあれば、ステップＳＡ５に進んで、今度は前回の制御サイクルにおいて運転領域IIにあったかどうか判別する。すなわち、例えば制御サイクル毎にエンジンの運転領域を判定して、領域Ｉ、II、III毎に異なるフラグをオンにするとともに、それらこのフラグの状態をＥＣＵ３０のメモリに記憶するようにしておき、このフラグの状態変化の履歴に基づいて、前回制御サイクルにおけるエンジンの運転領域を判別するようにすればよい。
【００６３】
前記ステップＳＡ５における前記運転領域の判別結果がＮＯであれば、エンジンは自己着火領域Ｉへの移行直後ではないので、後述するステップＳＡ８に進む一方、判定がＮＯであれば、エンジンは従来一般的な火炎伝播による燃焼を行う高負荷側の運転領域IIから自己着火領域Ｉへ移行したところであるから、このときにはステップＳＡ６に進んで、まず、その移行の前後における運転状態でそれぞれ目標ＥＧＲ量（ＥＧＲマップに記憶されている値）を読み込み、その偏差を演算する。続くステップＳＡ７では、前記目標ＥＧＲ量の偏差に応じて、偏差の絶対値が大きいときほど、長い時間となるように、補助点火プラグ１８により予混合気に補助点火を行う期間（アシスト期間）の長さを設定して、ステップＳＡ８へ進む。
【００６４】
そして、ステップＳＡ８では、例えばＥＣＵ３０のタイマカウント等によって前記の如く設定したアシスト期間が経過したかどうか判別し、この判定がＹＥＳならば、エンジンが自己着火領域Ｉに移行した後で既にある程度の時間が経過していて、内部ＥＧＲガス量がその目標値に達しており、これによる気筒３内温度の上昇によって十分に安定した圧縮自己着火が可能であるから、この場合にはステップＳＡ９に進んで、点火プラグ１６，１８による点火は行わずにリターンする。
【００６５】
一方、前記ステップＳＡ８の判別結果がＮＯで、エンジンが自己着火領域Ｉに移行してからアシスト期間の経過する前であれば、内部ＥＧＲガス量はその目標値に達しておらず、内部ＥＧＲガスによる気筒３内温度の上昇が不十分な状態であるから、この場合にはステップＳＡ１０に進んで、補助点火プラグ１８により予混合気に点火して、しかる後にリターンする。より詳しくは、自己着火領域Ｉへの移行後、アシスト期間が経過するまでの間は、気筒３の圧縮行程中期以降の所定のタイミング（例えば、主点火プラグ１６により予混合気に点火して従来型の火炎伝播による燃焼を行わせるのと略同じタイミング）で、補助点火プラグ１８により吸気側周縁部の予混合気に点火する。
【００６６】
その際、前記補助点火プラグ１８における容量放電電圧が相対的に小さく設定されていて、点火のエネルギーが比較的小さなものとなり、しかも燃焼室５の吸気側壁面によって燃焼熱が奪われることで、生成した火炎の初期成長が適度に抑制される。また、気筒３内の吸気側周縁部では予混合気の温度が比較的低く、しかも、その予混合気の空燃比が所定のリーン状態であることから、前記火炎の成長は、以下に述べるように適度に緩慢なものとなる。
【００６７】
すなわち、図８に模式的に示すように、気筒３内燃焼室５の吸気側周縁部から排気側に向かって比較的緩慢に進行する燃焼反応によって予混合気全体が圧縮され、これにより温度及び圧力が上昇した予混合気は、ちょうどＴＤＣ近傍の適切な時期に気筒３内の多数の箇所で略同時に自己着火して、殆ど一斉に燃焼を開始するようになる。つまり、エンジンの領域移行に伴い過渡的に気筒３内の温度が低い状態になっていても、補助点火によって予混合気の圧縮による自己着火を誘発し、安定したＨＣＣＩ燃焼を実現することができる。
【００６８】
一方、前記ステップＳＡ４においてＮＯ、即ちエンジンが高負荷乃至高回転側の領域IIにあるか、或いは自己着火領域Ｉよりも低負荷側の領域IIIにあるか、のいずれかと判定して進んだステップＳＡ１１では、主点火プラグ１６のみにより気筒３内の予混合気に点火して、しかる後にリターンする。つまり、エンジンが自己着火領域Ｉ外にあれば、気筒３内の予混合気に対して主点火プラグ１６により点火して、従来一般的な火炎伝播による燃焼状態とする。
【００６９】
前記図７に示すフローのステップＳＡ２，ＳＡ３の各ステップは、エンジンが自己着火領域Ｉにあるときに、それよりも高負荷乃至高回転側の領域IIにあるときよりも気筒３内の既燃ガスの残留量（内部ＥＧＲガス量）を多くするとともに、エンジンが前記運転領域IIから自己着火領域Ｉに移行するときには、前記気筒３の吸気弁８の開時期及び排気弁９の閉時期の少なくとも一方を変更して、内部ＥＧＲガス量を増大させる、というオーバーラップ制御部３０ｂの制御手順に対応している。
【００７０】
また、同じフローのステップＳＡ４〜ＳＡ１１の各ステップは、エンジンの運転状態に応じて主点火プラグ１６及び補助点火プラグ１８による点火の形態を変更する点火制御部３０ｃに対応しており、特にステップＳＡ５，ＳＡ８〜ＳＡ１０の制御手順は、エンジンの運転領域IIから自己着火領域Iへの移行時に所定のアシスト期間、補助点火プラグ１８によって気筒３内の予混合気の自己着火を補助するための補助点火を行わせるとともに、この補助点火制御を前記アシスト期間が経過したときに終了する、という手順に対応している。
【００７１】
また、前記ステップＳＡ６，ＳＡ７の制御手順は、前記アシスト期間をエンジンの運転領域移行前後における目標ＥＧＲ量の偏差が大きいときほど、長くする、という手順に対応しており、さらに、ステップＳＡ４からＳＡ１１へと進む制御手順は、エンジンが前記自己着火領域Ｉ外の領域II又は領域IIIのいずれかにあるときには、主点火プラグ１６により気筒３内の予混合気に点火して燃焼させる、という手順に対応している。
【００７２】
したがって、この実施形態に係るガソリンエンジンの燃焼制御装置Ｓによると、まず、エンジンが相対的に低負荷低回転側の自己着火領域Ｉにあるときには、内部ＥＧＲガス量を相対的に多くして気筒３内の温度を高めることにより、当該気筒３内に充填したリーンな予混合気をＴＤＣ近傍で同時多点的に自己着火させて、熱効率の高いＨＣＣＩ燃焼により燃費を大幅に低減することができるとともに、窒素酸化物等の有害成分の生成を抑制することができる。
【００７３】
一方、エンジンが相対的に高負荷乃至高回転側の運転領域II等にあって、ＨＣＣＩ燃焼の実現が難しい場合には、気筒３の略中心に位置する主点火プラグ１６によって予混合気に点火して、従来一般的な火炎伝播による良好な燃焼を実現することができる。その際、高負荷側の領域IIでは、内部ＥＧＲガス量を相対的に少なくすることで、気筒３への吸気充填効率を高めて所要の出力を得ることができる。
【００７４】
そして、エンジンが前記高負荷側の領域IIから自己着火領域Ｉに移行するときには、移行後に所定のアシスト期間が経過するまでの間、即ち、過渡的に内部ＥＧＲガス量が不足する期間、補助点火プラグ１８によって予混合気に補助的な点火を行うことにより、その予混合気の圧縮自己着火の安定性を確保することができる。
【００７５】
また、前記アシスト期間の経過後は補助点火を行わず、気筒３の圧縮作動によって予混合気全体を自己着火させることにより、上述した圧縮着火燃焼によるエンジン運転効率の改善という作用効果を一層、高めることができる。すなわち、前記の如く補助点火を行うと、混合気の一部は火炎伝播により燃焼することになるから、その分、圧縮自己着火による熱効率の向上という面では不利になり、このことから、補助点火は必要なときにのみ行うのが好ましいものである。
【００７６】
（他の実施形態）
尚、本願発明の構成は前記した実施形態のものに限定されることはなく、その他の種々の構成を包含するものである。すなわち、前記実施形態では、補助点火プラグ１８を２つの吸気ポート６，６の中間に挟むようにして、燃焼室５の吸気側周縁部の中でも最も吸気側寄りの端縁部に配置しているが、これに限らず、補助点火プラグ１８は、燃焼室５を吸気側及び排気側に分けて、その吸気側の周縁部に配置すればよい。また、吸気ポート６と排気ポート７との間に配置する場合には中央寄りもやや排気側寄りの位置まで、燃焼室５の吸気側周縁部に含めるものとする。
【００７７】
また、前記補助点火プラグ１８の容量放電電圧は主点火プラグ１６と略同じに設定してもよいし、補助点火のタイミングも気筒３の圧縮行程中期以降に限るものではない。要するに、補助点火によって生成された火炎があまり成長する前に気筒３内の予混合気の温度及び圧力を上昇させて、当該気筒３の圧縮上死点近傍で同時多点的な自己着火を発生させることができるように、その気筒３の温度状態、予混合気の空燃比やＥＧＲ率等に対応付けて、容量放電電圧や補助点火時期を適切に設定すればよい。
【００７８】
さらに、前記実施形態では、自己着火領域Ｉよりも低負荷の運転領域IIIでは予混合気に主点火プラグ１６により点火して、従来型の火炎伝播による燃焼形態とするようにしているが、これに限らず、前記運転領域IIIでもＨＣＣＩ燃焼を行うようにすることもできる。この場合、前記運転領域IIIでは自己着火領域Ｉよりも気筒３内の温度が低くて、予混合気の着火安定性を確保するのが難しいから、エンジンが運転領域IIIにあるときには補助点火によって予混合気の圧縮自己着火を誘発するようにするのが好ましい。
【００７９】
さらにまた、前記実施形態では、本願発明を、燃料を吸気ポート６に噴射するようにしたガソリンエンジンに適用しているが、これに限らず、燃料を気筒３内に直接、噴射するようにした直噴ガソリンエンジンにも適用可能である。
【００８０】
【発明の効果】
以上のように、本願請求項１の発明に係るガソリンエンジンの燃焼制御装置によると、エンジンが低負荷側の第１運転領域にあるときに多量の既燃ガスを残留させて気筒内温度を高めることにより、予混合気の圧縮着火性を確保するようにしたものにおいて、従来一般的な火炎伝播による燃焼を行う高負荷側の第２運転領域から前記第１運転領域に移行するときに、過渡的に気筒の既燃ガス残留量が不足する所定期間は、補助的な点火によって予混合気の自己着火を誘発することで、予混合気の自己着火安定性を確保することができる。
【００８１】
また、エンジンの運転領域移行時には、移行前後における既燃ガス残留量の偏差が大きくて気筒内温度の上昇遅れが大きいときほど、補助点火制御の期間を長くすることで、予混合気に補助点火する期間を過不足なく設定することができ、これにより、運転領域移行時に予混合気の圧縮着火性を安定確保しながら、圧縮着火燃焼によるエンジン運転効率の改善効果を十分に得ることができる。
【００８２】
請求項２の発明によると、気筒内の既燃ガス残留量の推定値に基づいて吸排気弁の動作時期の制御を学習補正することで、エンジン運転状態に応じた既燃ガス残留量の制御精度を向上することができ、これにより、圧縮自己着火による燃焼状態をさらに良好なものとすることができる。また、エンジンの運転領域移行時にも既燃ガス残留量の制御精度が向上することで、前記請求項１の発明の効果がさらに高くなる。
【００８３】
請求項３の発明によると、エンジンが第１運転領域にあるときに予混合気の空燃比を所定のリーン状態に制御し、その第１運転領域への移行直後は前記リーンな予混合気に対して当該気筒の圧縮行程中期以降に補助点火するようにしたことで、予混合気の圧縮自己着火をＴＤＣ近傍の適切な時期に起こさせることができる。
【００８４】
請求項４の発明によると、補助点火を燃焼室の周縁部にて行い、且つその放電エネルギーを比較的小さくすることで、火炎の成長を適度に抑制して、予混合気全体をＴＤＣ近傍の適切な時期に自己着火させることができる。また、第２運転領域では気筒の略中心に位置する主点火プラグによって予混合気に点火して、従来一般的な火炎伝播による良好な燃焼状態を実現できる。
【００８５】
請求項５の発明によると、比較的温度の低い燃焼室の吸気側周縁部にて補助点火を行うことで、火炎の成長を適度に抑制して、予混合気全体をＴＤＣ近傍の適切な時期に自己着火させることができる。また、第２運転領域では気筒の略中心に位置する主点火プラグによって予混合気に点火して、従来一般的な火炎伝播による良好な燃焼状態を実現できる。
【００８６】
請求項６の発明によると、補助点火を、比較的温度の低い燃焼室の吸気側で行うことで、火炎の成長を適度に抑えることができ、これにより、予混合気全体の圧縮自己着火のタイミングをより適切に制御することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の実施形態に係るガソリンエンジンのシリンダヘッドの構成を示す断面図である。
【図２】 可変動弁機構を一部分、切り欠いてその構成を示す斜視図である。
【図３】 吸気弁及び排気弁の作動時期の変化を示す説明図である。
【図４】 エンジンの燃焼制御装置の概略構成を示すブロック図である。
【図５】 エンジンの制御マップの一例を示す図である。
【図６】 ＨＣＣＩ燃焼の指圧波形を従来型燃焼と対比して示すグラフ図である。
【図７】 エンジンの燃焼制御手順の概略を示すフローチャート図である。
【図８】 補助点火によって生成した火炎が拡大する様子のイメージ図である。
【符号の説明】
Ｓ エンジンの燃焼制御装置
３ 気筒（シリンダ）
５ 燃焼室
１５ ＶＶＴ（可変動弁機構）
１６ 主点火プラグ
１８ 補助点火プラグ
２０ イオン電流検出回路（イオン電流センサ、空燃比検出手段）
３０ ＥＣＵ
３０ａ 空燃比制御部（空燃比制御手段）
３０ｂ バルブオーバーラップ制御部（動弁時期制御手段）
３０ｃ 点火制御部（点火制御手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
  The present invention relates to a combustion control device for a gasoline engine in which a premixed gas in a cylinder is compressed and burned by self-ignition, and more particularly to a technical field of ignition control for assisting the compression self-ignition.
[0002]
[Prior art]
  In recent years, a new combustion mode has been proposed in which premixed gas in a cylinder is compressed and burned by self-ignition in order to further improve fuel economy and clean exhaust of gasoline engines. In general, uniform premixed compression ignition is proposed. (HCCI) is known (see, for example, Patent Document 1). In this new combustion mode, unlike the conventional flame propagation method, the premixed gas self-ignites almost simultaneously at a large number of locations in the cylinder and starts combustion almost simultaneously, so that the thermal efficiency becomes extremely high. .
[0003]
  In addition, since the compression ratio of the cylinder can be set higher than before, the temperature and pressure state in the cylinder near the compression top dead center (TDC) is increased, and the lean premixed gas is stably self-ignited. This makes it possible to suppress generation of nitrogen oxides and soot.
[0004]
  However, in general, gasoline engines are said to be most efficient when the compression ratio is in the range of approximately 13 to 16, and if it is higher than that, it becomes inefficient, especially at high speed. Since there is a risk of causing knocking in the driving state on the side, it is not preferable to make the compression ratio too high.
[0005]
  With regard to this point, for example, in the compression self-ignition gasoline engine disclosed in Patent Document 2, an ignition plug is disposed on the ceiling portion of the combustion chamber in the same manner as a normal gasoline engine, so that the operation region on the relatively high load high rotation side is relatively high. In the conventional combustion by flame propagation, in the operation region on the relatively low load and low rotation side, the overlap of the intake and exhaust valves is eliminated, and a large amount of burned gas remains (internal EGR). The internal temperature of the cylinder is increased to enable compression self-ignition of the premixed gas.
[0006]
  Further, according to the document, by igniting the internal EGR gas, radicals are generated and propagated, and the radicals are held throughout the entire intake and compression strokes of the cylinder, so that an appropriate time in the vicinity of the TDC is obtained. It is possible to induce self-ignition of premixed gas.
[0007]
[Patent Document 1]
        JP-A-7-332141
[0008]
[Patent Document 2]
        JP 2001-3771 A
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
  However, when the combustion mode is switched in accordance with the operating state of the engine as in the latter conventional example (Patent Document 2), there is a risk that a malfunction due to a control delay occurs before and after the switching. There is. That is, in the above-described case, in the operating region on the low load side, it is necessary to make the internal EGR gas extremely large in order to increase the temperature in the cylinder, while on the other hand, when performing conventional combustion on the high load side, The EGR gas cannot be increased too much. Therefore, when the engine shifts from the high load side operation region to the low load side operation region, the operation timing of the intake and exhaust valves is changed to the maximum and rapidly to increase the internal EGR gas amount. This amount is temporarily insufficient and the in-cylinder temperature cannot be sufficiently increased, and the pre-mixed gas cannot be ignited stably.
[0010]
  The present invention has been made in view of such points, and the object of the present invention is to increase the in-cylinder temperature by leaving a large amount of burned gas in the first operating region on the low load side. In a combustion control apparatus for a gasoline engine that ensures the compression ignitability of an air-fuel mixture, a transitional burnt that occurs when the conventional operation is shifted from the second operation region in which combustion is performed by flame propagation to the first operation region. Focusing on the shortage of the residual gas amount, this is to ensure ignition stability by compression of the premixed gas even if the in-cylinder temperature temporarily decreases.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, according to the solution means of the present invention, when the engine shifts from the second operation region to the first operation region, the predetermined period during which the remaining amount of burned gas in the cylinder is transiently insufficient is In addition, by performing supplementary ignition, the self-ignition of the premixed gas is induced.
[0012]
  Specifically, when the engine is in the first operation region on the relatively low load and low rotation side, the invention according to claim 1 is higher than the second operation region on the high load or high rotation side. It is premised on a combustion control device for a gasoline engine in which the residual amount of burned gas in a cylinder is increased and the premixed gas in the cylinder is burned by self-ignition.
[0013]
  When the engine shifts from the second operation region to the first operation region, the amount of burnt gas remaining in the cylinder increases at least one of the opening timing of the intake valve and the closing timing of the exhaust valve of the cylinder. Valve timing change means for changing the engine timing and auxiliary means for assisting self-ignition of the premixed gas by the ignition plug of the cylinder for a predetermined period when the engine shifts from the second operation region to the first operation region. Ignition control means for igniting and terminating the auxiliary ignition control when the predetermined period has elapsed..
[0014]
  Furthermore, the valve timing change means includes a variable valve mechanism capable of changing at least one of the opening timing of the intake valve and the closing timing of the exhaust valve of the cylinder, and at least one of the first and second operating regions of the engine. And a valve timing control means for controlling the operation of the variable valve mechanism so that the remaining amount of burned gas in the cylinder becomes a target value corresponding to the operating state of the engine. And The ignition control means performs a period of performing auxiliary ignition control when the engine shifts from the second operation region to the first operation region, when the deviation of the target value of the burnt gas residual amount before and after the transition is large. The longerAnd
[0015]
  With the above configuration, when the engine is in the first operating region on the relatively low load and low rotation side, the residual amount of burned gas in the cylinder is relatively increased to increase the temperature in the cylinder, The premixed gas can be self-ignited and burned substantially simultaneously near the compression top dead center (premixed compression ignition combustion). In such a combustion mode, the thermal efficiency becomes high and the fuel consumption is improved, and the generation of harmful substances such as nitrogen oxides is extremely reduced. On the other hand, when the engine is in the second operating region on the relatively high load or high rotation side, the remaining amount of burned gas in the cylinder is relatively reduced, so that the intake charging efficiency is increased and the required output is increased. Can be obtained.
[0016]
  Further, at the time of transition from the second operation region to the first operation region, the valve timing change means is used to open the intake valve and close the exhaust valve so that the residual amount of burned gas in the cylinder increases. At least one of the timings is changed. However, since a certain amount of time is required for changing the valve timing, the amount of burnt gas remaining in the cylinder is transiently reduced, and the inside of the cylinder The temperature is not high enough for compression self-ignition of the premixed gas.
[0017]
  On the other hand, in the present invention, when the engine shifts from the second operation region to the first operation region, the pre-mixed gas is made into the premixed gas by the spark plug during a predetermined period in which the remaining amount of burned gas in the cylinder is transiently insufficient. By auxiliary ignition, self-ignition of the whole premixed gas is induced. That is, if auxiliary ignition is performed on the premixed gas in the cylinder at a predetermined timing, the temperature and pressure of the entire premixed gas can be increased by the action of the flame generated thereby, and thus the premixed gas can be increased. Self-ignition of the air-fuel mixture can be reliably generated.
[0018]
  However, when the auxiliary ignition is performed as described above, a part of the premixed gas is burned by flame propagation, which is disadvantageous in terms of improving thermal efficiency by compression self-ignition.,BookIn the present invention, the auxiliary ignition control is terminated when the predetermined period has elapsed, and thereafter the auxiliary ignition is not performed.
[0019]
  Furthermore, in the present invention,The amount of burnt gas remaining in the cylinder is changed by controlling the operation of the variable valve mechanism by the valve timing control means in accordance with the operating state of the engine. And when the engine operating region shifts, the longer the deviation of the burnt gas residual amount before and after the shift, the longer the time until the inside of the cylinder becomes a high temperature state necessary for the compression ignition of the premixed gas. In the present invention, as the deviation of the target value of the burnt gas residual amount is larger, the auxiliary ignition control period at the time of shifting to the operation region is lengthened.
[0020]
  In other words, during the transition to the engine operating range, only the period during which the temperature inside the cylinder due to residual burned gas is not sufficient and auxiliary ignition is required, the auxiliary ignition is performed, thereby stabilizing the compression ignition of the premixed gas during that period. At the same time, the effect of compression self-ignition combustion that improves the engine operating efficiency in the first operating region can be sufficiently obtained.
[0021]
  Claim2In the invention of claim1In this invention, an intake air amount sensor is disposed in the intake passage of the engine, and an ion current sensor is connected to the spark plug. When the engine is in the first operating region, a voltage is applied to the spark plug so as to generate only flame nuclei, and the cylinder is based on the current value detected by the ion current sensor at that time. An air-fuel ratio detecting means for detecting the air-fuel ratio is provided. Further, the amount of burnt gas remaining in the cylinder is estimated based on the signal from the intake air amount sensor, the air-fuel ratio in the cylinder detected by the air-fuel ratio detection means, and the fuel supply amount to the cylinder. Learning residual amount estimating means for learning, and learning for correcting the learning control amount of the variable valve mechanism by the valve timing control means so that the estimated value of the residual amount of burned gas in the cylinder approaches its target value And a correcting means.
[0022]
  In this configuration, when the engine is in the first operating region, the residual amount of burned gas in the cylinder is estimated, and the control of the intake / exhaust valve operation timing is learned and corrected based on this estimated value, thereby operating the engine. The control accuracy of the burned gas residual amount according to the state can be improved. Therefore, the combustion state by the compression self-ignition of the premixed gas can be further improved, and the engine operation efficiency can be further improved. In addition, since the control accuracy of the burnt gas residual amount when the engine shifts from the second operation region to the first operation region is improved, the claim is made.1The effect of the invention is further enhanced.
[0023]
  Claim3In the invention, the air-fuel ratio control means for controlling at least the fuel injection amount is provided so that the air-fuel ratio of the premixed gas in the cylinder is in a predetermined lean state when the engine is in the first operating region, and ignition control is performed. The means is that the auxiliary ignition to the lean premixed gas is performed after the middle of the compression stroke of the cylinder.
[0024]
  Thus, when the engine is in the first operating region on the relatively low load side, the air-fuel ratio control means controls the air-fuel ratio of the premixed gas in the cylinder to be in a predetermined lean state. Until the predetermined period elapses when the engine shifts from the second operation region to the first operation region, auxiliary ignition is performed on the lean premixed gas after the middle of the compression stroke. As a result, it is possible to cause the flame generated by the auxiliary ignition to grow relatively slowly in the lean premixed air-fuel ratio and to self-ignite the entire premixed gas at an appropriate time near the TDC.
[0025]
  Claim4In this invention, the discharge electrode faces the center of the ceiling of the combustion chamber in the cylinder and the main spark plug is disposed, while the auxiliary spark plug is disposed on the periphery of the combustion chamber and the discharge electrode. In addition, the capacity discharge voltage of the auxiliary spark plug is set to a value smaller than that of the main spark plug. The ignition control means ignites and burns the premixed gas in the cylinder by at least the main spark plug when the engine is in the second operating region, and at the time of transition from the second operating region to the first operating region. Auxiliary ignition is performed by the auxiliary ignition plug.
[0026]
  This makes it possible to moderately suppress the growth of the generated flame by performing auxiliary ignition at the periphery of the combustion chamber at the time of transition to the engine operating region and relatively reducing the discharge energy. Most of the premixed gas can be burned by compression self-ignition. On the other hand, rapid ignition of the flame cannot be expected due to the ignition of the peripheral portion of the combustion chamber. Therefore, in the second operation region, the premixed gas is ignited by the main ignition plug located substantially at the center of the cylinder, and the conventional general flame propagation is performed. To achieve a good combustion state.
[0027]
  Claim5In this invention, the main spark plug is disposed with the discharge electrode facing the substantially center of the ceiling of the combustion chamber in the cylinder, while the auxiliary spark plug is disposed with the discharge electrode facing the intake side peripheral edge of the combustion chamber. In addition, when the engine is in the second operation region, the ignition control means ignites and burns the premixed gas in the cylinder by at least the main ignition plug, and from the second operation region to the first operation region. It is assumed that auxiliary ignition is performed by the auxiliary ignition plug at the time of transition to (1).
[0028]
  As a result, auxiliary ignition is performed at the intake side peripheral edge of the combustion chamber when shifting to the engine operating region, so that the temperature state on the intake side is relatively low and the heat radiation to the wall surface of the combustion chamber is relatively large In combination with this, it is possible to moderately suppress the growth of the flame generated by the auxiliary ignition, so that most of the premixed gas can be burned by the compression self-ignition. On the other hand, rapid ignition of the flame cannot be expected due to the ignition of the peripheral portion of the combustion chamber. Therefore, in the second operation region, the premixed gas is ignited by the main ignition plug located substantially at the center of the cylinder, and the conventional general flame propagation is performed. To achieve a good combustion state.
[0029]
  Claim6In the invention of claim4Or5According to the invention, the discharge electrode of the auxiliary spark plug faces the peripheral portion on the intake side of the combustion chamber. As a result, the temperature state is relatively low on the intake side of the combustion chamber, and the heat radiation to the wall surface is relatively large at the periphery of the combustion chamber. Can be suppressed.
[0030]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0031]
  FIG. 1 (A) shows a cross section of a cylinder head 1 of a gasoline engine according to the present invention. This cylinder head 1 is attached to the upper part of a cylinder block 2 showing only the upper end portion in the figure, Fastened with head bolts. An upper end of the cylinder 3 (cylinder) is opened on the upper surface of the cylinder block 2, and a substantially circular recess is formed on the lower surface of the cylinder head 1 covering the opening. A combustion chamber 5 is defined between the top surface of the fitted piston 4. That is, the top surface of the piston 4 becomes the bottom surface of the combustion chamber 5, and the concave portion of the cylinder head 1 becomes the ceiling portion of the combustion chamber 5. In this embodiment, the geometric compression ratio of the cylinder 3 is set to about 12 so that the premixed gas in the cylinder 3 is compressed and self-ignited as described later. However, the geometric compression ratio of the cylinder 3 may be set in a range of about 11 to 13, for example.
[0032]
  In the example shown in the figure, the ceiling of the combustion chamber 5 is a pent roof type having a roof-like shape in which two inclined surfaces 5a and 5b are put against each other. The two inclined surfaces 5a and 5b extend so as to gradually approach the mating surface with the cylinder block 2 from the approximate center of the ceiling portion toward the left and right sides, respectively. The downstream end of the intake port 6 opens on one inclined surface 5a shown on the right side of the figure, and the upstream end of the intake port 6 extending substantially linearly upward from there is the cylinder shown on the right side of the figure. Opened on one side of the head 1. Further, the upstream end of the exhaust port 7 opens to the other inclined surface 5b, and the downstream end of the exhaust port 7 extending substantially horizontally therefrom opens to the other side surface (left side surface in the figure) of the cylinder head 1.
[0033]
  As shown in FIG. 2B, the engine of this embodiment is a four-valve type in which the intake and exhaust ports 6 and 7 are provided two for each cylinder 3, and each port Intake and exhaust valves 8 and 9 are arranged at the open ends facing the combustion chambers 6 and 7. The intake valve 8 and the exhaust valve 9 are urged upward (in the direction of closing the valve) by coil springs 11 and 11 via retainers 10 and 10 fixed to shaft ends, respectively, while valve lifters 12 and 12 By being pressed in the valve shaft direction by the camshafts 13 and 13 through the camshaft 13, the camshaft 13 is pushed down against the urging force of the spring 11 (valve opening operation). That is, when the two camshafts 13 and 13 are rotated in synchronization with a crankshaft (not shown), the intake valve 8 and the exhaust valve 9 are opened and closed at predetermined timings.
[0034]
  The intake and exhaust camshafts 13 and 13 are respectively variable valve mechanisms 15 and 15 (hereinafter also referred to as VVT) that continuously change the rotation phase (phase angle) with respect to the crankshaft in a predetermined angle range. The VVT 15 allows the intake valve 8 and the exhaust valve 9 to be opened and closed independently. Specifically, for example, as shown in FIG. 2 for the intake side, for example, the VVT 15 is fixed to the front end of the intake side camshaft 13 and the rotor 15a so as to cover the rotor 15a and fixed to the sprocket 15b. Casing 15c.
[0035]
  Four vanes projecting radially outward are provided on the outer periphery of the rotor 15a of the VVT 15, while four partition walls extending inward are provided on the inner periphery of the casing 15c. A plurality of hydraulic working chambers 15d, 15e,... Are formed between the vanes and the partition walls. The oil pressure of the engine oil supplied thereto is adjusted by an oil control valve 15f (hereinafter referred to as OCV), so that the relative rotational positions of the rotor 15a and the casing 15c, that is, the camshaft 13 and the sprocket 15a are adjusted. As a result, the rotational phase of the camshaft 13 relative to the crankshaft changes.
[0036]
  In other words, between the rotor 15a of the VVT 15 and the casing 15c, the advanced hydraulic operating chambers 15d, 15d,... And the retarded hydraulic operating chambers 15e, 15e,. When the hydraulic pressure in the advance side working chambers 15d, 15d,... Increases, the rotor 15a is rotated relative to the casing 15c in the direction in which the camshaft 13 rotates (indicated by an arrow in the figure). As indicated by a broken line in FIG. 3, the valve opening timing IO and the valve closing timing IC of the intake and exhaust valves 8 and 9 are shifted to the advance side. On the contrary, when the hydraulic pressure in the retard side working chambers 15e, 15e,... Increases, the rotor 15a is rotated relative to the casing 15c in the direction opposite to the direction in which the camshaft 13 rotates. 9, the valve opening timing IO and the valve closing timing IC are shifted to the retard side (indicated by phantom lines in FIG. 3).
[0037]
  Accordingly, by operating the VVTs 15 and 15 of the intake and exhaust camshafts 13 and 13 to the retard side and the advance side, respectively, the overlap of the intake and exhaust valves 8 and 9 can be eliminated, whereby the combustion chamber 5 A large amount of burned gas (internal EGR gas) can be retained. At that time, if the period from when the exhaust valve 9 is closed to when the intake valve 8 is opened (a negative overlap period expressed by a crank angle) is relatively short, the internal EGR gas amount becomes relatively small. If the lap period becomes relatively long, the amount of internal EGR gas increases accordingly.
[0038]
  In the valve lift curves of the intake and exhaust valves 8 and 9 shown in FIG. 3, the valve opening timings IO and EXO and the valve closing timings IC and EXC are the start and end points of the valve lift curve excluding the buffer portion, respectively. That is. Further, in this embodiment, a hydraulic continuous phase change type is used as the variable valve mechanism, but the present invention is not limited to this, and even a continuous phase change type is an electromagnetically operated type. For example, as disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 6-280525, a mechanism in which the lift amount of the intake / exhaust valve is changed using a camshaft whose cam surface is inclined in a tapered shape is used. Can also.
[0039]
  As shown in FIG. 1, a spark plug 16 is disposed above the combustion chamber 5 for each cylinder 3 so as to be surrounded by the four intake and exhaust valves 8 and 9. This spark plug 16 is a main spark plug for igniting the air-fuel mixture filled in the cylinder 3 at a predetermined timing after the middle of the compression stroke so as to make a combustion state by conventional flame propagation. The electrode is positioned so as to protrude from the ceiling portion of the combustion chamber 5 by a predetermined amount or more so as to avoid a decrease in the propagation speed of the flame surface due to heat radiation to the wall surface. In the engine of this embodiment, an ignition coil 17 incorporating an igniter is connected to the base end portion of the main spark plug 16.
[0040]
  On the other hand, an auxiliary spark plug 18 is disposed at the peripheral portion on the intake side of the combustion chamber 5 so as to be sandwiched between the two intake ports 8 and 8. The auxiliary spark plug 18 assists the self-ignition by compression under a predetermined condition when the air-fuel mixture filled in the cylinder 3 is compressed by raising the piston 4 and burned by self-ignition as described later. It is for performing ignition. For this reason, the discharge electrode at the tip of the auxiliary spark plug 18 is arranged close to the cylinder wall surface at the peripheral edge of the combustion chamber 5 so that the expansion of the flame is moderately slowed by the appropriate heat radiation to the wall surface.
[0041]
  An ignition coil 19 containing an igniter is connected to the base end of the auxiliary ignition plug 18 in the same manner as the main ignition plug 16, and this ignition coil 19 has its capacity discharge voltage (primary current). For example, the number of turns is relatively small so that the voltage generated first in the secondary coil by the mutual induction action becomes smaller than that of the ignition coil 17 of the main spark plug 16. That is, the capacity discharge voltage generated in the main spark plug 16 is usually about 20 to 35 kv, whereas the auxiliary spark plug 18 may be about 10 to 15 kv, for example. However, the growth of the flame generated by the auxiliary ignition can be moderately suppressed.
[0042]
  Further, the auxiliary ignition plug 18 is connected to an ion current detection circuit 20 (ion current sensor) for detecting an ion current flowing through the discharge electrode, that is, a discharge gap between the positive electrode and the negative electrode. The ion current detection circuit 20 detects, for example, the voltage value of an ion power source connected to the secondary side of the ignition coil 19 and converts it to an ion current value. The primary side is energized for a time shorter than usual, a voltage is applied to the auxiliary spark plug 18 so as to generate only flame nuclei, and the current value at that time is detected.
[0043]
  In the engine of this embodiment, although not shown, the intake air is supplied to the combustion chamber 5 in the cylinder 3 so as to communicate with the upstream end of the intake port 8 opened on one side of the cylinder head 1. An intake passage is connected, and an injector 21 (see FIG. 4) is disposed so as to inject fuel from the downstream end portion of the intake passage toward the intake port 8. The injector 21 incorporates a needle valve and an electromagnetic solenoid, and injects an amount of fuel corresponding to the width of a pulse signal (fuel injection pulse width) applied to the solenoid.
[0044]
  FIG. 4 is a block diagram showing an outline of a combustion control device S for a gasoline engine according to this embodiment. An engine control unit 30 (hereinafter referred to as ECU) which is a main part of the control device S is a CPU as is well known. ROM, RAM, I / O interface circuit, and the like. At least the ion current detection circuit 20, the engine rotation speed sensor 22 for detecting the rotation speed of the crankshaft, and the intake passage are disposed in the intake passage. An air flow sensor 23 (intake air amount sensor) that detects the flow rate, a knock sensor 24 (detection means) that is disposed on the side wall of the cylinder block 2, for example, detects vibration caused by knocking, and detects the amount of operation of the accelerator pedal of the vehicle. The detection signals output from the accelerator sensor 25 are received.
[0045]
  The ECU 30 detects the operating state of the engine based on the signal input from the sensor, and controls the various control parameters of the engine by operating the actuator in accordance with this. That is, the ECU 30 controls the flow rate of the intake air by adjusting the opening of the electric throttle valve 26 disposed in the intake passage, and adjusts the valve opening time of the injector 21 by the fuel injection pulse, thereby adjusting the fuel injection amount. Thus, the air-fuel ratio of the premixed gas is controlled (air-fuel ratio control unit 30a).
[0046]
  The ECU 30 includes a valve overlap control unit 30b (valve timing control means) that controls the overlap period of the intake and exhaust valves 8 and 9 by changing the opening and closing timing of the VVT 15 by hydraulic control. ing. As will be described in detail later, the valve overlap control unit 30b determines a target value (target EGR amount) of the internal EGR gas amount in the cylinder 3 based on the operating state of the engine, and further increases the target EGR amount. The operation timing of the corresponding intake / exhaust valves 8 and 9 is determined, and the operation control of the VVTs 15 and 15 is performed.
[0047]
  Further, the ECU 30 includes an ignition control unit 30c that changes the mode of ignition of the premixed gas by controlling the operation of the igniters 17 and 19 of the main spark plug 16 and the auxiliary spark plug 18, thereby responding to the operating state of the engine. Thus, the combustion mode of the premixed gas is switched.
[0048]
  Specifically, as shown in the control map of FIG. 5, according to the combustion control device S of this embodiment, the first operation region I (shown in the drawing) in which the engine is preset in a relatively low load and low rotation side. When the fuel gas is injected by the injector 21 so that the air-fuel ratio of the premixed air in the combustion chamber 5 in the cylinder 3 is in a predetermined lean state (for example, A / F = about 15 to 30). The injection amount and the opening degree of the throttle valve 26 are controlled so that the lean premixed gas is not ignited by the main spark plug 16 and the premixed gas is self-ignited and combusted at the end of the compression stroke. (Hereinafter, the operation region I is also referred to as a self-ignition region). In this case, the temperature of the cylinder 3 is increased by eliminating the overlap of the intake / exhaust valves 8 and 9 so that the amount of internal EGR gas is extremely large, thereby causing the premixed gas to be compressed. The stability of self-ignition can be increased.
[0049]
  Such self-ignition by compression of a premixed gas has been conventionally known, and is generally called HCCI (Homogenious Charge Compression Ignition). In this combustion by HCCI, unlike conventional flame propagation, the premixed gas self-ignites almost simultaneously at a number of locations in the cylinder and starts combustion almost simultaneously, so that the thermal efficiency is extremely high. It is thought to be. For example, FIG. 6 shows a graph (finger pressure waveform) showing how the combustion pressure of HCCI changes according to the crank angle in comparison with the conventional combustion. In the HCCI acupressure waveform shown by the solid line in FIG. It can be seen that the rise of the combustion pressure in the vicinity of the compression top dead center (TDC) is considerably steep compared to the conventional combustion indicated by the broken line.
[0050]
  In the HCCI acupressure waveform, the pressure in the cylinder before ignition in the vicinity of TDC is higher than that in the conventional type. This is because the cylinder has a relatively high geometric compression ratio and a large internal pressure. This is because the temperature in the cylinder is increased by EGR. Further, in the HCCI graph, an increase in the cylinder internal pressure is seen from the late stage of the exhaust stroke to the early stage of the intake stroke, which eliminates the overlap of the intake and exhaust valves and leaves a large amount of internal EGR gas in the cylinder. It depends.
[0051]
  When performing HCCI combustion as described above, the air-fuel ratio in the cylinder 3 is detected based on the current value detected by the ion current detection circuit 20 (air-fuel ratio detection means). , And the amount of fuel supplied to the cylinder 3 determined by the air-fuel ratio control unit 30a, the internal EGR gas amount is estimated (burned gas residual amount estimating means), and this estimated value is the target EGR amount. It is preferable that the operation control amounts of the VVTs 15 and 15 by the valve overlap control unit 30b are learned and corrected so as to approach (study correcting means).
[0052]
  On the other hand, as shown in the control map of FIG. 5, the engine of this embodiment has a substantially stoichiometric air-fuel ratio in the cylinder 3 in a relatively high load or high rotation side operation region II other than the self-ignition region I. A premixed gas richer than that is formed, and is ignited by the main spark plug 16 at a predetermined timing after the middle of the compression stroke of the cylinder 3 to realize combustion by conventional flame propagation. I have to. At this time, in order to suppress the generation of nitrogen oxides accompanying combustion, it is preferable that a certain amount or more of EGR gas exists in the cylinder 3, so in this embodiment, from the boundary line b1 indicated by a broken line in FIG. On the other hand, on the low load and low rotation side, the overlap period of the intake and exhaust valves 8 and 9 is controlled so that the required internal EGR state is obtained.
[0053]
  In addition, the operation region III with a lower load and lower rotation than the self-ignition region I is very, for example, that the vehicle travels on a long downhill and hardly steps on the accelerator except during idling. Considering that the temperature of the cylinder 3 becomes considerably low in such an operating state, the engine of this embodiment is configured to perform combustion by conventional general flame propagation. To do.
[0054]
  By the way, in this embodiment, as described above, when the engine is in the self-ignition region I, a large amount of internal EGR gas is left under the control of the VVTs 15 and 15 to increase the temperature in the cylinder 3. On the other hand, since the internal EGR gas amount is relatively small in the operation region II on the relatively high load side to the high rotation side, for example, as shown by a white arrow in FIG. When shifting from the operation region II on the side to the self-ignition region I, the intake and exhaust VVTs 15 and 15 need to be operated as quickly as possible to quickly increase the internal EGR gas amount.
[0055]
  However, no matter how fast the operation of the VVTs 15 and 15 is performed, it takes a certain amount of time, and the burned gas discharged from the exhaust port 9 does not return into the cylinder 3 once. In a transient state, the internal EGR amount of the cylinder 3 is insufficient, and the temperature in the cylinder 3 cannot be sufficiently increased, and the ignition stability due to the compression of the premixed gas may be impaired as it is. There is.
[0056]
  In this regard, in this embodiment, as a characteristic part of the present invention, when the engine shifts from the high load or high rotation side operation region II to the self-ignition region I, the internal EGR gas amount transiently changes as described above. Only during the deficient period, auxiliary ignition is performed on the premixed gas by the auxiliary spark plug 18, thereby inducing self-ignition by compression of the entire premixed gas, thereby ensuring ignition stability. Yes.
[0057]
  (Engine combustion control procedure)
  Next, the outline of the combustion control of the engine according to this embodiment will be described based on the flowchart of FIG. The control procedure shown in this flow is performed for each cylinder 3 of the engine, and is started at a predetermined crank angle (for example, a predetermined crank angle of the exhaust stroke) for each combustion cycle of the cylinder 3.
[0058]
  First, in step SA1 after the start, at least an engine load and an engine speed are obtained as engine control data. The engine load may be calculated based on, for example, the intake charging efficiency obtained based on the output from the air flow sensor 23 and the engine rotational speed, and further obtained by considering the operation amount of the accelerator pedal. You may do it. Alternatively, a sensor that detects the pressure in the cylinder 3 may be provided, and the average effective pressure or the like of the cylinder 3 may be calculated based on the output from the sensor.
[0059]
  Subsequently, in step SA2, a target value (target EGR amount) of the internal EGR gas amount is read from a preset target EGR map based on the engine load data and the like. In this target EGR map, the optimal target EGR amount corresponding to the operating state of the engine is obtained in advance by HCCI combustion and combustion by conventional flame propagation, and this value is calculated as the engine load and the engine speed. The map is associated and set as a map, and is electronically stored in a memory (for example, ROM, RAM, etc.) of the ECU 30. The target EGR amount in the HCCI combustion is about 30 to 60% as a so-called EGR rate, and is about 0 to 20% in the combustion by the conventional flame propagation.
[0060]
  Subsequently, in step SA3, the control amount of each of the intake and exhaust VVTs 15 and 15 corresponding to the target EGR amount read in step SA2 is determined, and the corresponding control signal is output to the OCV 15f of each VVT 15. Then, the amount of overlap between the intake and exhaust valves 8 and 9 is controlled by operating each VVT 15 to advance or retard. That is, at the time of HCCI combustion, the intake VVT 15 is operated to the retard side and the exhaust VT 15 is operated to the advance side to eliminate the overlap of the intake and exhaust valves, so that a large amount of internal EGR gas is generated in the cylinder 3. To remain.
[0061]
  The control amount of each of the VVTs 15 and 15 is set such that an optimum value corresponding to the target EGR amount, the engine load and the engine speed is experimentally obtained in advance and set as a VVT map, and is read out from the VVT map. That's fine. Further, particularly in the self-ignition region I, the VVT map is configured so that the deviation is reduced based on the deviation between the actual EGR gas amount in the cylinder 3 estimated based on the ion current and the like and the target EGR amount. Preferably, the data is corrected for learning. In this way, it is possible to improve the control accuracy of the internal EGR gas amount in accordance with the operating state of the engine, and to further improve the combustion by the compression self-ignition of the premixed gas.
[0062]
  Subsequently, in step SA4, with reference to the control map shown in FIG. 5, it is determined whether or not the engine is in the self-ignition region I due to the compression of the premixed gas. The determination result is NO and the engine is in the self-ignition region I. If it is outside, the process proceeds to step SA11, which will be described later. On the other hand, if the determination result is YES and the engine is in the self-ignition region I, the process proceeds to step SA5 to determine whether or not the operation region II was present in the previous control cycle. That is, for example, the engine operating region is determined for each control cycle, different flags are turned on for each of the regions I, II, and III, and the states of these flags are stored in the memory of the ECU 30. The engine operating region in the previous control cycle may be determined based on the flag state change history.
[0063]
  If the determination result of the operation region in the step SA5 is NO, the engine is not immediately after the transition to the self-ignition region I. Therefore, the process proceeds to step SA8, which will be described later. In this case, the process proceeds to step SA6, and first, at this time, the target EGR amount (EGR) in the operation state before and after the transition is reached. Read the value stored in the map) and calculate the deviation. In the subsequent step SA7, in accordance with the deviation of the target EGR amount, a period (assist period) in which auxiliary ignition is performed on the premixed gas by the auxiliary ignition plug 18 so that the longer the absolute value of the deviation is, the longer the time is. The length is set and the process proceeds to step SA8.
[0064]
  In step SA8, it is determined whether the assist period set as described above has elapsed, for example by the timer count of the ECU 30, and if this determination is YES, a certain amount of time has already passed after the engine has shifted to the self-ignition region I. Has elapsed, the internal EGR gas amount has reached its target value, and due to the rise in the temperature in the cylinder 3 due to this, sufficiently stable compression self-ignition is possible. In this case, the process proceeds to step SA9. Returning without ignition by the spark plugs 16, 18.
[0065]
  On the other hand, if the determination result in step SA8 is NO and the assist period elapses after the engine shifts to the self-ignition region I, the internal EGR gas amount has not reached the target value, and the internal EGR gas In this case, the process proceeds to step SA10, where the premixed gas is ignited by the auxiliary spark plug 18, and then the process returns. More specifically, after the transition to the self-ignition region I, until the assist period elapses, a predetermined timing after the middle of the compression stroke of the cylinder 3 (for example, the premixed gas is ignited by the main spark plug 16 to The pre-mixed gas at the intake side peripheral portion is ignited by the auxiliary spark plug 18 at substantially the same timing as the combustion by the flame propagation of the mold.
[0066]
  At that time, the capacity discharge voltage in the auxiliary spark plug 18 is set to be relatively small, the ignition energy becomes relatively small, and the combustion heat is taken away by the intake side wall surface of the combustion chamber 5, thereby generating The initial growth of the flame is moderately suppressed. Further, since the temperature of the premixed gas is relatively low at the intake side peripheral portion in the cylinder 3 and the air-fuel ratio of the premixed gas is in a predetermined lean state, the growth of the flame is described below. Moderately sluggish.
[0067]
  That is, as schematically shown in FIG. 8, the entire premixed gas is compressed by a combustion reaction that progresses relatively slowly from the intake side peripheral portion of the combustion chamber 5 in the cylinder 3 toward the exhaust side. The premixed gas whose pressure has increased is self-ignited almost simultaneously at a number of locations in the cylinder 3 at an appropriate time in the vicinity of the TDC, and starts to burn almost simultaneously. That is, even when the temperature in the cylinder 3 is transiently lowered as the engine shifts, the auxiliary ignition can induce self-ignition due to compression of the premixed gas, and stable HCCI combustion can be realized. .
[0068]
  On the other hand, step SA4 is NO, that is, the process proceeds by determining whether the engine is in the region II on the high load or high rotation side or in the region III on the low load side from the self-ignition region I. In SA11, the premixed gas in the cylinder 3 is ignited only by the main spark plug 16, and then the process returns. That is, if the engine is outside the self-ignition region I, the premixed gas in the cylinder 3 is ignited by the main spark plug 16 to obtain a combustion state by conventional general flame propagation.
[0069]
  Steps SA2 and SA3 of the flow shown in FIG. 7 are performed when the engine is in the self-ignition region I and the burned in the cylinder 3 is higher than when the engine is in the region II on the higher load or high rotation side. When the residual amount of gas (internal EGR gas amount) is increased and the engine shifts from the operation region II to the self-ignition region I, at least the opening timing of the intake valve 8 and the closing timing of the exhaust valve 9 of the cylinder 3 This corresponds to the control procedure of the overlap control unit 30b in which one side is changed to increase the internal EGR gas amount.
[0070]
  Steps SA4 to SA11 in the same flow correspond to the ignition control unit 30c that changes the form of ignition by the main spark plug 16 and the auxiliary spark plug 18 according to the operating state of the engine, and in particular, step SA5. , SA8 to SA10, the auxiliary ignition for assisting the self-ignition of the premixed gas in the cylinder 3 by the auxiliary ignition plug 18 during a predetermined assist period at the time of transition from the engine operation region II to the self-ignition region I. And the auxiliary ignition control is terminated when the assist period elapses.
[0071]
  Further, the control procedure of Steps SA6 and SA7 corresponds to a procedure in which the assist period is increased as the deviation of the target EGR amount before and after the engine operating region shift is larger, and further, Steps SA4 to SA11 are performed. The control procedure to proceed to is a procedure in which when the engine is in either the region II or the region III outside the self-ignition region I, the premixed gas in the cylinder 3 is ignited and burned by the main spark plug 16. It corresponds.
[0072]
  Therefore, according to the combustion control apparatus S for a gasoline engine according to this embodiment, first, when the engine is in the self-ignition region I on the relatively low load and low rotation side, the internal EGR gas amount is relatively increased and the cylinder is increased. By increasing the temperature in the cylinder 3, the lean premixed gas filled in the cylinder 3 can be self-ignited simultaneously at multiple points in the vicinity of the TDC, and fuel efficiency can be greatly reduced by HCCI combustion with high thermal efficiency. In addition, generation of harmful components such as nitrogen oxides can be suppressed.
[0073]
  On the other hand, when it is difficult to realize HCCI combustion when the engine is in a relatively high load or high rotation side operation region II or the like, the main spark plug 16 located substantially at the center of the cylinder 3 ignites the premixed gas. Thus, it is possible to realize good combustion by conventional general flame propagation. At this time, in the region II on the high load side, by reducing the internal EGR gas amount relatively, the intake charge efficiency to the cylinder 3 can be increased and the required output can be obtained.
[0074]
  When the engine shifts from the high load region II to the self-ignition region I, the auxiliary ignition is performed until a predetermined assist period elapses after the shift, that is, during a period when the internal EGR gas amount is transiently insufficient. By performing auxiliary ignition to the premixed gas with the plug 18, the stability of the compression self-ignition of the premixed gas can be ensured.
[0075]
  Further, after the lapse of the assist period, auxiliary ignition is not performed, and the entire premixed gas is self-ignited by the compression operation of the cylinder 3, thereby further improving the effect of improving the engine operating efficiency by the above-described compression ignition combustion. be able to. That is, when auxiliary ignition is performed as described above, a part of the air-fuel mixture is combusted by flame propagation, which is disadvantageous in terms of improving thermal efficiency by compression self-ignition. Is preferably performed only when necessary.
[0076]
  (Other embodiments)
  In addition, the structure of this invention is not limited to the thing of above-described embodiment, Other various structures are included. That is, in the above-described embodiment, the auxiliary spark plug 18 is disposed between the two intake ports 6 and 6 and is disposed at the edge portion closest to the intake side of the intake side peripheral portion of the combustion chamber 5, The auxiliary spark plug 18 is not limited to this, and the combustion chamber 5 may be divided into the intake side and the exhaust side, and may be disposed at the peripheral portion on the intake side. Further, when it is arranged between the intake port 6 and the exhaust port 7, it is included in the intake side peripheral portion of the combustion chamber 5 up to a position slightly closer to the exhaust side than the center.
[0077]
  Further, the capacity discharge voltage of the auxiliary spark plug 18 may be set substantially the same as that of the main spark plug 16, and the timing of the auxiliary ignition is not limited to the middle of the compression stroke of the cylinder 3. In short, the temperature and pressure of the premixed gas in the cylinder 3 are raised before the flame generated by the auxiliary ignition grows so much that simultaneous multi-point self-ignition occurs near the compression top dead center of the cylinder 3. The capacity discharge voltage and the auxiliary ignition timing may be appropriately set in association with the temperature state of the cylinder 3, the air-fuel ratio of the premixed gas, the EGR rate, and the like.
[0078]
  Furthermore, in the above-described embodiment, the premixed gas is ignited by the main spark plug 16 in the operation region III having a lower load than the self-ignition region I, and the conventional combustion mode of flame propagation is used. However, the HCCI combustion can be performed not only in the operation region III. In this case, in the operation region III, the temperature in the cylinder 3 is lower than that in the self-ignition region I, and it is difficult to ensure the ignition stability of the premixed gas. It is preferable to induce compression self-ignition of the mixture.
[0079]
  Furthermore, in the above embodiment, the present invention is applied to a gasoline engine in which fuel is injected into the intake port 6. However, the present invention is not limited to this, and the fuel is directly injected into the cylinder 3. It can also be applied to direct injection gasoline engines.
[0080]
【The invention's effect】
  As described above, according to the combustion control apparatus for a gasoline engine according to the first aspect of the present invention, when the engine is in the first operating region on the low load side, a large amount of burned gas remains to increase the in-cylinder temperature. Thus, in the case where the compression ignitability of the premixed gas is ensured, the transition from the second operation region on the high load side where combustion by the conventional general flame propagation is performed to the first operation region is made transient. In particular, the self-ignition stability of the premixed gas can be ensured by inducing self-ignition of the premixed gas by auxiliary ignition during a predetermined period when the residual amount of burned gas in the cylinder is insufficient.
[0081]
  AlsoWhen the engine operating region shifts, the pre-mixed gas is auxiliary-ignited by extending the auxiliary ignition control period as the deviation of the burnt gas residual amount before and after the shift increases and the rise in the cylinder temperature increases. The period can be set without excess or deficiency, so that the effect of improving the engine operation efficiency by the compression ignition combustion can be sufficiently obtained while stably securing the compression ignitability of the premixed gas at the time of shifting to the operation region.
[0082]
  Claim2According to the invention, the control accuracy of the residual amount of burned gas according to the engine operating state is improved by learning and correcting the control of the operation timing of the intake and exhaust valves based on the estimated value of the burnt gas residual amount in the cylinder. Thus, the combustion state by compression self-ignition can be further improved. Further, the control accuracy of the residual amount of burned gas is improved even when the engine operating region is shifted, so that the claim can be made.1The effect of the invention is further enhanced.
[0083]
  Claim3According to the invention, when the engine is in the first operating region, the air-fuel ratio of the premixed gas is controlled to a predetermined lean state, and immediately after the transition to the first operating region, the lean premixed gas By performing auxiliary ignition after the middle of the compression stroke of the cylinder, it is possible to cause compression self-ignition of the premixed gas at an appropriate time in the vicinity of TDC.
[0084]
  Claim4According to the invention, auxiliary ignition is performed at the peripheral edge of the combustion chamber, and the discharge energy thereof is made relatively small, so that the growth of the flame is moderately suppressed and the entire premixed gas is brought into an appropriate time in the vicinity of the TDC. Can self-ignite. Further, in the second operation region, the premixed gas is ignited by the main spark plug located substantially at the center of the cylinder, so that a good combustion state by conventional flame propagation can be realized.
[0085]
  Claim5According to the invention, by performing auxiliary ignition at the intake side peripheral edge of the combustion chamber having a relatively low temperature, the growth of the flame is moderately suppressed and the entire premixed gas is self-ignited at an appropriate time in the vicinity of the TDC. Can be made. Further, in the second operation region, the premixed gas is ignited by the main spark plug located substantially at the center of the cylinder, so that a good combustion state by conventional flame propagation can be realized.
[0086]
  Claim6According to the invention, by performing auxiliary ignition on the intake side of the combustion chamber having a relatively low temperature, it is possible to moderately suppress the growth of the flame, thereby further increasing the timing of compression self-ignition of the entire premixed gas. It can be controlled appropriately.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a configuration of a cylinder head of a gasoline engine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a perspective view showing a configuration of a part of the variable valve mechanism cut out.
FIG. 3 is an explanatory diagram showing changes in the operation timing of intake valves and exhaust valves.
FIG. 4 is a block diagram showing a schematic configuration of an engine combustion control device.
FIG. 5 is a diagram showing an example of an engine control map.
FIG. 6 is a graph showing a finger pressure waveform of HCCI combustion in comparison with conventional combustion.
FIG. 7 is a flowchart showing an outline of an engine combustion control procedure;
FIG. 8 is an image view of a state in which a flame generated by auxiliary ignition expands.
[Explanation of symbols]
      S Engine combustion control system
      3 cylinders
      5 Combustion chamber
    15 VVT (Variable valve mechanism)
    16 Main spark plug
    18 Auxiliary spark plug
    20 Ion current detection circuit (ion current sensor, air-fuel ratio detection means)
    30 ECU
    30a Air-fuel ratio control unit (air-fuel ratio control means)
    30b Valve overlap controller (valve timing control means)
    30c Ignition control unit (ignition control means)

Claims (6)

エンジンが相対的に低負荷且つ低回転側の第１運転領域にあるときに、それよりも高負荷乃至高回転側の第２運転領域に比べて気筒内の既燃ガスの残留量を多くして、当該気筒内の予混合気を自己着火により燃焼させるようにしたガソリンエンジンの燃焼制御装置において、
エンジンが前記第２運転領域から第１運転領域に移行するときに、前記気筒の吸気弁の開時期及び排気弁の閉時期の少なくとも一方を当該気筒内の既燃ガスの残留量が増大するように変更する動弁時期変更手段と、
エンジンの前記第２運転領域から第１運転領域への移行時に所定期間、前記気筒の点火プラグによって前記予混合気の自己着火を補助するための補助点火を行わせるとともに、この補助点火制御を前記所定期間が経過したときに終了する点火制御手段と、を備え、
前記動弁時期変更手段は、
前記気筒の吸気弁の開時期及び排気弁の閉時期の少なくとも一方を変更可能な可変動弁機構と、
エンジンが少なくとも第１又は第２運転領域のいずれかにあるときに、前記気筒内の既燃ガスの残留量がエンジンの運転状態に対応する目標値になるように、前記可変動弁機構の作動制御を行う動弁時期制御手段とからなり、
前記点火制御手段は、エンジンの前記第２運転領域から第１運転領域への移行時に補助点火制御を行う期間を、その移行の前後における前記既燃ガス残留量の目標値の偏差が大きいときほど、長くするように構成されている
ことを特徴とするガソリンエンジンの燃焼制御装置。When the engine is in the first operation region on the relatively low load and low rotation side, the amount of residual burned gas in the cylinder is increased compared to the second operation region on the high load or high rotation side. In the gasoline engine combustion control device, the premixed gas in the cylinder is burned by self-ignition.
When the engine shifts from the second operation region to the first operation region, the residual amount of burned gas in the cylinder increases at least one of the opening timing of the intake valve and the closing timing of the exhaust valve of the cylinder. Valve timing change means to change to,
During the transition from the second operating region to the first operating region of the engine, auxiliary ignition for assisting self-ignition of the premixed gas is performed by the ignition plug of the cylinder for a predetermined period, and the auxiliary ignition control is performed as described above. Ignition control means that terminates when a predetermined period has elapsed ,
The valve timing change means is:
A variable valve mechanism capable of changing at least one of the opening timing of the intake valve and the closing timing of the exhaust valve of the cylinder;
When the engine is at least in either the first or second operating region, the variable valve mechanism is operated so that the residual amount of burned gas in the cylinder becomes a target value corresponding to the operating state of the engine. Valve timing control means for controlling,
The ignition control means performs a period of performing auxiliary ignition control at the time of transition from the second operation region to the first operation region of the engine as the deviation of the target value of the burnt gas residual amount before and after the transition increases. A combustion control device for a gasoline engine, characterized by being configured to be long . 請求項１において、
エンジンの吸気通路には吸気量センサが配設され、
点火プラグにはイオン電流センサが接続され、
エンジンが第１運転領域にあるときに、前記点火プラグに対して火炎核のみを生成するように電圧を印加して、そのときに前記イオン電流センサにより検出される電流値に基づいて気筒内の空燃比を検出する空燃比検出手段と、
前記吸気量センサからの信号と、前記空燃比検出手段により検出された気筒内空燃比と、当該気筒への燃料供給量とに基づいて、当該気筒内に残留している既燃ガス量を推定する既燃ガス残留量推定手段と、
前記気筒内の既燃ガス残留量の推定値がその目標値に近づくように、動弁時期制御手段による可変動弁機構の作動制御量を学習補正する学習補正手段と、を備えることを特徴とするガソリンエンジンの燃焼制御装置。In claim 1,
An intake air amount sensor is disposed in the intake passage of the engine,
An ion current sensor is connected to the spark plug,
When the engine is in the first operating region, a voltage is applied to the spark plug so as to generate only flame nuclei, and the current in the cylinder is determined based on the current value detected by the ion current sensor. Air-fuel ratio detecting means for detecting the air-fuel ratio;
Based on a signal from the intake air amount sensor, an in-cylinder air-fuel ratio detected by the air-fuel ratio detection means, and a fuel supply amount to the cylinder, an amount of burnt gas remaining in the cylinder is estimated. Means for estimating the amount of residual burned gas,
Learning correction means for learning and correcting the operation control amount of the variable valve mechanism by the valve timing control means so that the estimated value of the residual amount of burned gas in the cylinder approaches the target value ; Gasoline engine combustion control device. 請求項１又は２のいずれかにおいて、
エンジンが第１運転領域にあるときに気筒内の予混合気の空燃比が所定のリーン状態になるように、少なくとも燃料噴射量を制御する空燃比制御手段を備え、
点火制御手段は、前記リーンな予混合気への補助点火を気筒の圧縮行程中期以降で行わせるように構成されていることを特徴とするガソリンエンジンの燃焼制御装置。In either claim 1 or 2,
Air-fuel ratio control means for controlling at least the fuel injection amount so that the air-fuel ratio of the premixed gas in the cylinder is in a predetermined lean state when the engine is in the first operating region;
A gasoline engine combustion control device characterized in that the ignition control means is configured to perform auxiliary ignition to the lean premixed gas after the middle of the compression stroke of the cylinder . 請求項１〜３のいずれか１つにおいて、
気筒内燃焼室の天井部略中央に放電電極を臨ませて主点火プラグが配設される一方、
前記燃焼室の周縁部に放電電極を臨ませて補助点火プラグが配設され、この補助点火プラグの容量放電電圧が前記主点火プラグに比べて小さな値に設定されており、
点火制御手段は、エンジンが第２運転領域にあるときには少なくとも前記主点火プラグにより気筒内の予混合気に点火して燃焼させる一方、該第２運転領域から第１運転領域への移行時には前記補助点火プラグにより補助点火を行わせるように構成されていることを特徴とするガソリンエンジンの燃焼制御装置。In any one of Claims 1-3,
While the main spark plug is disposed with the discharge electrode facing the center of the ceiling of the combustion chamber in the cylinder,
An auxiliary spark plug is disposed with the discharge electrode facing the peripheral edge of the combustion chamber, and the capacity discharge voltage of the auxiliary spark plug is set to a value smaller than that of the main spark plug,
The ignition control means ignites and burns the premixed gas in the cylinder by at least the main ignition plug when the engine is in the second operating region, and the auxiliary control means when the engine is shifted from the second operating region to the first operating region. A combustion control apparatus for a gasoline engine, characterized in that auxiliary ignition is performed by an ignition plug . 請求項１〜４のいずれか１つにおいて、
気筒内燃焼室の天井部略中央に放電電極を臨ませて主点火プラグが配設される一方、該燃焼室の吸気側周縁部に放電電極を臨ませて補助点火プラグが配設され、
点火制御手段は、エンジンが第２運転領域にあるときには少なくとも前記主点火プラグにより気筒内の予混合気に点火して燃焼させる一方、該第２運転領域から第１運転領域への移行時には前記補助点火プラグにより補助点火を行わせるように構成されていることを特徴とするガソリンエンジンの燃焼制御装置。In any one of Claims 1-4,
While the main spark plug so as to face the ceiling portion substantially center the discharge electrode of the cylinder in the combustion chamber is disposed, the auxiliary spark plug is disposed so as to face the discharge electrodes on the intake side peripheral portion of the combustion chamber,
The ignition control means ignites and burns the premixed gas in the cylinder by at least the main ignition plug when the engine is in the second operating region, and the auxiliary control means when the engine is shifted from the second operating region to the first operating region. A combustion control apparatus for a gasoline engine, characterized in that auxiliary ignition is performed by an ignition plug. 請求項４又は５のいずれかにおいて、
補助点火プラグの放電電極が燃焼室の吸気側の周縁部に配置されていることを特徴とするガソリンエンジンの燃焼制御装置。 In either of claims 4 or 5 ,
A combustion control device for a gasoline engine, characterized in that the discharge electrode of the auxiliary spark plug is arranged at the peripheral portion on the intake side of the combustion chamber .
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