JP4725531B2 - Spark ignition gasoline engine - Google Patents

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Description

本発明は火花点火式ガソリンエンジンに関する。   The present invention relates to a spark ignition gasoline engine.

一般に、非特許文献1に開示されているように、火花点火式ガソリンエンジンは、理論上はオットーサイクル(Otto Cycle)に従うものとされており、その理論熱効率をηthとすると
ηth=1−(1/εκ-1) (1)
(但し、εは圧縮比、κは比熱比)になる、とされている。
In general, as disclosed in Non-Patent Document 1, a spark-ignition gasoline engine theoretically follows an Otto Cycle, and its theoretical thermal efficiency is η th.
η th = 1− (1 / ε κ−1 ) (1)
(Where ε is a compression ratio and κ is a specific heat ratio).

(1)式から明らかなように、火花点火式ガソリンエンジンの理論熱効率(従って、図示、正味熱効率)は、あるレベルまでは、圧縮比が高い方が向上する。この点、非特許文献1には、スロットル全開(いわゆるWOT: Wide-Open Throttle)にて火花点火式ガソリンエンジンを2000rpmで運転した場合における種々の圧縮比(8≦ε≦20)による理論熱効率の変化を調べた研究が紹介されている。その記載によれば、理論熱効率および平均有効圧力(MEP: Mean Effective Pressure)は、圧縮比が17あたりまでは比例的に上昇し、それ以降は横ばいになる、とされている。   As is clear from the equation (1), the theoretical thermal efficiency of the spark-ignition gasoline engine (therefore, shown in the figure, net thermal efficiency) is improved to a certain level when the compression ratio is high. In this regard, Non-Patent Document 1 describes the theoretical thermal efficiency of various compression ratios (8 ≦ ε ≦ 20) when a spark ignition gasoline engine is operated at 2000 rpm with the throttle fully open (so-called WOT: Wide-Open Throttle). Research that examines changes is introduced. According to the description, the theoretical thermal efficiency and mean effective pressure (MEP) increase proportionally until the compression ratio reaches around 17, and then remain flat.

以上のような研究成果を背景にして、高圧縮エンジンの実用化が試みられてきた。   Against the background of the above research results, practical application of a high compression engine has been attempted.

しかし、高圧縮比の火花点火式エンジンでは、スロットル全開域を含む高負荷運転領域のノッキングによる出力低下が不可避となる。   However, in a spark-ignition engine with a high compression ratio, output reduction due to knocking in a high-load operation region including the throttle full open region is inevitable.

この点、一般的なノッキング対策としては、点火タイミングをリタードさせる点火リタードが広く知られている。しかしながら、スロットル全開域を含む高負荷運転領域では、点火リタードによるノッキング回避は出力の低下が大きく、商品性を大きく損なってしまうものと考えられてきた。   In this regard, as a general countermeasure against knocking, ignition retard that retards the ignition timing is widely known. However, in the high load operation region including the throttle fully open region, it has been considered that knocking avoidance by ignition retard greatly reduces the output and greatly impairs the merchantability.

図1は高負荷運転時における点火リタードの一例を示すグラフである。   FIG. 1 is a graph showing an example of ignition retard during high load operation.

例えば、図1に示すように、通常のエンジンにおいて広く採用されている圧縮比(ε=11)では、点火タイミングを圧縮上死点前4°に設定するとノッキングは生じないが、高圧縮比(ε=13)の場合には、点火タイミングが圧縮上死点前4°であってもノッキングは発生する。従って、高圧縮比を採用するためには、大幅な点火タイミングのリタードが必要であると考えられてきた。このことは、圧縮比を13程度まで上げると、ノッキングを防止するための点火タイミングのリタードによる出力低下が、圧縮比向上分による出力上昇分を凌ぎ、出力が大幅に低下することを意味する。このため従来では、点火タイミングのリタードによる出力低下を考慮して、スロットル全開域を含む高負荷運転領域については、圧縮比12を高圧縮比の限界として設定し、それ以上の高圧縮比を用いないようにしていた。   For example, as shown in FIG. 1, with a compression ratio (ε = 11) widely used in ordinary engines, knocking does not occur when the ignition timing is set to 4 ° before compression top dead center, but a high compression ratio ( In the case of ε = 13), knocking occurs even if the ignition timing is 4 ° before compression top dead center. Therefore, it has been considered that a large ignition timing retard is necessary to employ a high compression ratio. This means that when the compression ratio is increased to about 13, the output reduction due to the retard of the ignition timing for preventing knocking surpasses the output increase due to the compression ratio improvement, and the output is greatly reduced. For this reason, conventionally, in consideration of the output decrease due to the retard of the ignition timing, the compression ratio 12 is set as the limit of the high compression ratio and the higher compression ratio is used for the high load operation region including the throttle full open range. I didn't like it.

そこで、スロットル全開域を含む高負荷運転領域については、いわゆるアトキンソンサイクル(Atkinson Cycle)や、ミラーサイクル(Miller Cycle)を用いて有効圧縮比を下げる方法が知られている。しかし、高負荷運転時に吸気弁の閉タイミングを変更して、有効圧縮比を下げると、吸気行程において、新気が損なわれて圧力が低下し、充填効率が下がって出力が低下する。   In view of this, in the high load operation region including the throttle fully open region, a method of reducing the effective compression ratio by using a so-called Atkinson cycle or Miller cycle is known. However, if the closing timing of the intake valve is changed during high load operation and the effective compression ratio is lowered, the fresh air is lost and the pressure is reduced and the charging efficiency is lowered and the output is reduced in the intake stroke.

そこで、スロットル全開域を含む高負荷運転領域において、エンジンの幾何学的圧縮比を低減する技術も知られている。例えば、特許文献1、2には、幾何学的圧縮比を変更する可変圧縮比機構をエンジンに設け、運転状況に応じて幾何学的圧縮比を変更する技術が開示されている。
特開2005−076579号公報 特開2005−146991号公報 John B. Heywood著、“Internal Combustion Engine Fundamentals”
Therefore, a technique for reducing the geometric compression ratio of the engine in a high load operation region including the throttle full open region is also known. For example, Patent Documents 1 and 2 disclose a technique in which a variable compression ratio mechanism for changing a geometric compression ratio is provided in an engine, and the geometric compression ratio is changed according to an operation state.
Japanese Patent Laying-Open No. 2005-076579 JP 2005-146991 A “Internal Combustion Engine Fundamentals” by John B. Heywood

上述した従来技術では、何れもスロットル全開域では、圧縮比を低減してノッキングを回避することとしていた。このため、火花点火式ガソリンエンジンにおける高圧縮比へのアプローチは、出力を犠牲にするか、コストをかけるかの二者択一を迫られているのが実情だった。   In the above-described conventional techniques, in all throttle areas, the compression ratio is reduced to avoid knocking. For this reason, the approach to high compression ratios in spark-ignited gasoline engines has been forced to choose between sacrificing output and cost.

しかも、各特許文献1、2に開示されているように幾何学的圧縮比を変更する機構を設けることは、エンジンが複雑になり、コストも高くなる。   Moreover, providing a mechanism for changing the geometric compression ratio as disclosed in Patent Documents 1 and 2 complicates the engine and increases the cost.

本発明は上記不具合に鑑みてなされたものであり、低速域における高負荷運転領域(特にスロットル全開域)においても、低廉性と高出力性とを兼備した火花点火式ガソリンエンジンを提供することを課題としている。   The present invention has been made in view of the above problems, and provides a spark ignition type gasoline engine that has both low cost and high output even in a high load operation region (especially a throttle full open region) in a low speed region. It is an issue.

本件発明者は鋭意研究の結果、ノッキング限界から決まる点火タイミングが圧縮上死点以降になるくらい高い圧縮比(ε=13以上)のエンジンでは、圧縮上死点以降において、筒内での冷炎反応が顕著になり、この冷炎反応によって、圧縮比向上分による出力上昇分がノッキングを防止するための点火タイミングのリタードによる出力低下を遙かに凌ぐことを見出し、本件発明を完成させるに至った。   As a result of diligent research, the present inventor has found that in an engine having a compression ratio (ε = 13 or more) so high that the ignition timing determined from the knocking limit is after the compression top dead center, the cool flame in the cylinder after the compression top dead center is reached. The reaction became prominent, and by this cold flame reaction, it was found that the output increase due to the compression ratio improvement far surpassed the output decrease due to the ignition timing retard to prevent knocking, and the present invention was completed. It was.

すなわち、上記課題を解決するために本発明は、少なくとも点火プラグを有する火花点火式ガソリンエンジンにおいて、幾何学的圧縮比が14以上に設定されたエンジン本体と、前記エンジン本体の気筒に接続された吸気ポートおよび排気ポートにそれぞれ設けられ、対応するポートを開閉する吸気弁および排気弁と、前記吸気ポートに設けられ、燃料を噴射するポート式燃料噴射弁と、前記エンジン本体の運転状態を検出する運転状態検出手段と、前記運転状態検出手段の検出に基づいて、少なくとも前記点火プラグの点火タイミングの調整制御と吸気弁の閉タイミング調整制御による有効圧縮比の調整制御と前記ポート式燃料噴射弁による燃料噴射タイミングの調整制御とを実行する制御手段とを備え、前記制御手段は、当該エンジン本体の運転領域が、少なくとも低速域においてスロットル全開域を含む高負荷運転領域である場合には、弁リフト1mmで規定した吸気弁閉タイミングで求められる前記有効圧縮比を13以上に維持するように吸気弁閉タイミングを調整するとともに点火タイミングを圧縮上死点後の所定期間内にリタードする一方、前記低速域における低中負荷運転領域である場合には、前記有効圧縮比を13未満に下げるとともに点火タイミングを圧縮上死点前の所定期間内に設定するものであることを特徴とする火花点火式ガソリンエンジンである。この態様では、通常であれば、ノッキングを防止するため、大幅な点火タイミングのリタードが必要であると考えられてきた運転領域において、弁リフト1mmで規定した吸気弁閉タイミングで求められる有効圧縮比を13以上とした高いトルクと燃費を維持したまま、エンジン本体が運転されることになる。すなわち、有効圧縮比を13以上とし、ノッキング回避のためにリタードされる点火タイミングが、圧縮上死点後に設定されている場合には、ピストンが圧縮上死点経過後に、筒内での冷炎反応が顕著になり、圧縮上死点経過後の燃焼過程が多段発火となる結果、時間損失を低減しつつ熱発生率(dQ/dθ)を維持することができ、充分なトルクを得ることが可能になる。また、このような熱発生率の維持により、当該リタード量を可及的に低減することが可能になる。他方、冷炎反応が生じる領域では、モル数が上昇する結果、圧力上昇分ほどは筒内温度が上昇しなくなる。加えて、冷炎反応は燃焼室の中央側で生じ、端ガス(End Gas)での発生が少ないことから、筒内温度の上昇も抑制される。このような温度条件により、ホルムアルデヒド(HCHO)が生成されるとともに、このホルムアルデヒドがノッキングの原因となるOHラジカルの消費を促進し、この点からも自着火が抑制される。少なくとも低速域においてスロットル全開域を含む高負荷運転領域での高圧縮比化において、このようなノッキング抑制メカニズムを構成することにより、点火タイミングのリタードによる出力低下を熱効率改善分が補い、出力を犠牲にすることなく、可及的にディーゼルエンジン並みの燃費を得ることも可能となる。また、有効圧縮比が、吸気弁の閉タイミング調整制御によって決定される構成になっているため、幾何学的圧縮比を変更するための複雑な機構を用いる必要がなくなる。加えて、前記低速域における低中負荷運転領域である場合には、前記有効圧縮比を13未満に下げるとともに点火タイミングを圧縮上死点前の所定期間内に設定するので、高圧縮比条件下での有効圧縮比低減(有効圧縮比低減は燃焼不安定方向)によって高膨張比が確保できる。他方、通常の圧縮比のエンジン(幾何学的圧縮比で10〜11、有効圧縮比で8弱〜9弱程度のエンジン)よりも有効圧縮比を高く設定できるので、低中負荷運転領域においても、燃焼安定性が向上する。さらに、ポート噴射式の燃料噴射弁を採用しているので、燃焼ロバストウィンドウの広い均質リーン燃焼が可能となり、大幅な燃費の改善を図ることが可能になる。   That is, in order to solve the above problems, the present invention is a spark ignition gasoline engine having at least a spark plug, and is connected to an engine body having a geometric compression ratio set to 14 or more and a cylinder of the engine body. An intake valve and an exhaust valve, which are provided in the intake port and the exhaust port, respectively, open and close the corresponding ports, a port type fuel injection valve which is provided in the intake port and injects fuel, and detects the operating state of the engine body Based on the operating state detecting means, and based on the detection of the operating state detecting means, at least the ignition timing adjustment control of the ignition plug and the effective compression ratio adjustment control by the intake valve closing timing adjustment control, and the port type fuel injection valve Control means for performing adjustment control of fuel injection timing, and the control means includes the engine main unit. When the operation region is a high load operation region including the throttle fully open region at least in the low speed region, the intake air intake is maintained so that the effective compression ratio obtained at the intake valve closing timing defined by the valve lift of 1 mm is maintained at 13 or more. While adjusting the valve closing timing and retarding the ignition timing within a predetermined period after compression top dead center, while in the low and medium load operation region in the low speed region, the effective compression ratio is lowered to less than 13 and ignition is performed. The spark ignition gasoline engine is characterized in that the timing is set within a predetermined period before compression top dead center. In this mode, normally, in order to prevent knocking, an effective compression ratio obtained at the intake valve closing timing defined by the valve lift of 1 mm in an operation region where it is considered that a significant ignition timing retard is necessary. The engine body is driven while maintaining a high torque and fuel consumption of 13 or more. That is, when the effective compression ratio is 13 or more and the ignition timing retarded to avoid knocking is set after the compression top dead center, the cool flame in the cylinder after the compression top dead center has elapsed. The reaction becomes remarkable, and the combustion process after the elapse of the compression top dead center becomes multistage ignition. As a result, the heat generation rate (dQ / dθ) can be maintained while reducing time loss, and sufficient torque can be obtained. It becomes possible. In addition, by maintaining such a heat generation rate, the amount of retard can be reduced as much as possible. On the other hand, in the region where the cold flame reaction occurs, the number of moles increases, and as a result, the in-cylinder temperature does not increase as much as the pressure increases. In addition, the cold flame reaction occurs on the center side of the combustion chamber, and since there is little generation of end gas, an increase in the in-cylinder temperature is also suppressed. Under such temperature conditions, formaldehyde (HCHO) is generated, and this formaldehyde promotes consumption of OH radicals that cause knocking, and autoignition is also suppressed from this point. By constructing such a knocking suppression mechanism in the high load operation range including the throttle full open range at least in the low speed range, the reduction in output due to the retard of the ignition timing compensates for the thermal efficiency improvement, and the output is sacrificed It is also possible to obtain as much fuel efficiency as a diesel engine as much as possible. Further, since the effective compression ratio is determined by the closing timing adjustment control of the intake valve, it is not necessary to use a complicated mechanism for changing the geometric compression ratio. In addition, in the low to medium load operation region in the low speed region, the effective compression ratio is lowered to less than 13 and the ignition timing is set within a predetermined period before the compression top dead center. A high expansion ratio can be ensured by reducing the effective compression ratio at (in which the effective compression ratio is reduced in the unstable combustion direction). On the other hand, an effective compression ratio can be set higher than an engine having a normal compression ratio (an engine having a geometric compression ratio of 10 to 11 and an effective compression ratio of about 8 to 9). , Combustion stability is improved. Further, since the port injection type fuel injection valve is employed, homogeneous lean combustion with a wide combustion robust window becomes possible, and fuel efficiency can be greatly improved.

好ましい態様において、前記エンジン本体は、オクタン価が96RON以上の燃料を用いて運転されるものである。この態様では、低速域において少なくともスロットル全開域を含む高負荷運転領域において、有効圧縮比を13以上にするとともに、点火タイミングを所定期間内にリタードさせることにより、最も有効に筒内での冷炎反応を利用し、高いトルクを得ることができる。詳しくは後述するように、96RON以上の燃料が噴射される場合には、筒内が、圧縮比が13以上で冷炎反応を引き起こす活性化エネルギー以上となり、点火リタードによって冷炎反応による熱発生量を向上し、トルクを高めることが可能になるのである。   In a preferred aspect, the engine body is operated using a fuel having an octane number of 96 RON or more. In this aspect, in the high load operation region including at least the throttle fully open region in the low speed region, the effective compression ratio is set to 13 or more, and the ignition timing is retarded within a predetermined period, so that the cool flame in the cylinder is most effective. High torque can be obtained by utilizing the reaction. As will be described in detail later, when fuel of 96 RON or more is injected, the inside of the cylinder becomes more than the activation energy that causes the cold flame reaction when the compression ratio is 13 or more, and the amount of heat generated by the cold flame reaction due to the ignition retard It is possible to improve the torque and increase the torque.

上述した火花点火式ガソリンエンジンにおいて、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比の上限は、16であることが好ましい。その場合には、吸気温度が高い低速全負荷運転の場合や温間時のエンジンを再始動する場合等の自着火が生じやすい状況下で高い有効圧縮比を維持しても、プリイグニション等の発生を防止することができる。   In the spark ignition gasoline engine described above, the upper limit of the geometric compression ratio of the engine body is preferably 16. In such a case, even if a high effective compression ratio is maintained in a situation where self-ignition is likely to occur, such as when the intake air temperature is low and the engine is warm, or when the engine is warm, the pre-ignition etc. Occurrence can be prevented.

好ましい態様において、前記エンジン本体は、オクタン価が100RON以上の燃料を用いて運転されるものであり、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比の上限は、16.5であることが好ましい。その場合には、吸気温度が高い場合や温間時のエンジンを再始動する場合等の自着火が生じやすい状況下で高い有効圧縮比を維持しても、プリイグニション等の発生を防止することができる。   In a preferred embodiment, the engine body is operated using a fuel having an octane number of 100 RON or more, and the upper limit of the geometric compression ratio of the engine body is preferably 16.5. In such a case, prevent pre-ignition from occurring even if a high effective compression ratio is maintained under conditions where auto-ignition is likely to occur, such as when the intake air temperature is high or when the engine is warm. Can do.

本発明の別の態様は、少なくとも点火プラグを有する火花点火式ガソリンエンジンにおいて、幾何学的圧縮比が13.5以上に設定され、オクタン価が91RON以上の燃料を用いて運転されるエンジン本体と、前記エンジン本体の気筒に接続された吸気ポートおよび排気ポートにそれぞれ設けられ、対応するポートを開閉する吸気弁および排気弁と、前記吸気ポートに設けられ、燃料を噴射するポート式燃料噴射弁と、前記エンジン本体の運転状態を検出する運転状態検出手段と、前記運転状態検出手段の検出に基づいて、少なくとも前記点火プラグの点火タイミングの調整制御と吸気弁の閉タイミング調整制御による有効圧縮比の調整制御と前記ポート式燃料噴射弁による燃料噴射タイミングの調整制御とを実行する制御手段とを備え、前記制御手段は、当該エンジン本体の運転領域が、少なくとも低速域においてスロットル全開域を含む高負荷運転領域である場合には、弁リフト1mmで規定した吸気弁閉タイミングで求められる前記有効圧縮比を12.5以上に維持するように吸気弁閉タイミングを調整するとともに点火タイミングを圧縮上死点後の所定期間内にリタードする一方、前記低速域における低中負荷運転領域である場合には、前記有効圧縮比を12.5未満に下げるとともに点火タイミングを圧縮上死点前の所定期間内に設定するものであることを特徴とする火花点火式ガソリンエンジンである。この態様では、比較的オクタン価が低い燃料が使用される場合においても、低速域において少なくともスロットル全開域を含む高負荷運転領域において、有効に筒内での冷炎反応を利用し、高いトルクを得ることができる。   Another aspect of the present invention is a spark ignition gasoline engine having at least a spark plug, an engine body that is operated using a fuel having a geometric compression ratio set to 13.5 or higher and an octane number of 91 RON or higher, An intake port and an exhaust valve that are respectively provided in an intake port and an exhaust port connected to a cylinder of the engine body, and open and close corresponding ports; a port type fuel injection valve that is provided in the intake port and injects fuel; Based on the detection of the operating state detecting means for detecting the operating state of the engine body and the operating state detecting means, the adjustment of the effective compression ratio by at least the ignition timing adjustment control of the ignition plug and the intake valve closing timing adjustment control Control means for performing control and adjustment control of fuel injection timing by the port type fuel injection valve, When the operating region of the engine body is a high load operating region including the throttle fully open region at least in the low speed region, the control means calculates the effective compression ratio obtained at the intake valve closing timing defined by the valve lift of 1 mm. While adjusting the intake valve closing timing to maintain 12.5 or more and retarding the ignition timing within a predetermined period after compression top dead center, while in the low and medium load operation region in the low speed region, A spark ignition gasoline engine characterized in that the effective compression ratio is lowered to less than 12.5 and the ignition timing is set within a predetermined period before compression top dead center. In this aspect, even when a fuel having a relatively low octane number is used, a high flame is obtained by effectively utilizing the in-cylinder cool flame reaction in a high load operation region including at least the throttle fully open region in the low speed region. be able to.

幾何学的圧縮比が14以上に設定された態様において、前記点火タイミングをリタードする所定期間は、前記低速低負荷運転領域の場合の点火タイミングの圧縮上死点からのアドバンス量よりも小さく設定されるものである。この態様では、点火タイミングを一般的なエンジンと同様に圧縮上死点からアドバンスさせることにより、運転領域に応じた比較的高い圧縮比で適正燃焼を実現することが可能になる。また、吸気弁閉タイミングで有効圧縮比を変更することとしているので、ポンピングロスを低減し、燃費の向上を図ることが可能になる。すなわち、通常の圧縮比のエンジンで吸気弁の遅閉じ(または早閉じ)を実行すると、有効圧縮比が相当低くなることに伴い、燃焼が不安定になってくる。このため、遅閉じ(または早閉じ)可能な範囲に制約が多くなったり、EGRを充分に導入できない等の制約があった。しかるに本発明では、幾何学的圧縮比が相当高く設定されているので、有効圧縮比を下げたとしても、実圧縮比は依然高いため、燃焼安定性は高くなる。そのため、吸気弁の遅閉じ(または早閉じ)の範囲を広くすることが可能になるとともに、バルブタイミングが同じであれば、低圧縮比のものに比べ、EGR率を高めることが可能になる。他方、前記低速域における前記スロットル全開域で点火タイミングをリタードさせる際のリタード量は、比較的小さな値に設定されることになる。この結果、低速域での高負荷運転領域では、膨張行程に移行した後、ノッキングを回避しつつも極めて高いトルクを維持することが可能になる。   In the aspect in which the geometric compression ratio is set to 14 or more, the predetermined period for retarding the ignition timing is set to be smaller than the advance amount from the compression top dead center of the ignition timing in the low-speed low-load operation region. Is. In this aspect, by making the ignition timing advance from the compression top dead center in the same manner as a general engine, it is possible to achieve proper combustion at a relatively high compression ratio according to the operating region. In addition, since the effective compression ratio is changed at the intake valve closing timing, it is possible to reduce the pumping loss and improve the fuel consumption. In other words, when the intake valve is slowly closed (or quickly closed) with an engine having a normal compression ratio, the effective compression ratio becomes considerably low, and combustion becomes unstable. For this reason, there are many restrictions on the range in which late closing (or early closing) is possible, and there are restrictions such as insufficient introduction of EGR. However, in the present invention, since the geometric compression ratio is set to be considerably high, even if the effective compression ratio is lowered, the actual compression ratio is still high, so that the combustion stability is increased. For this reason, the range of the late closing (or early closing) of the intake valve can be widened, and if the valve timing is the same, the EGR rate can be increased as compared with the low compression ratio. On the other hand, the retard amount when the ignition timing is retarded in the throttle full open range in the low speed range is set to a relatively small value. As a result, in the high load operation region in the low speed region, after shifting to the expansion stroke, it is possible to maintain extremely high torque while avoiding knocking.

幾何学的圧縮比が14以上に設定された態様において、前記制御手段に設定される前記低速域は、エンジンの回転域を、低速、中速、高速の三段階に分けたときの低速域であり、前記点火タイミングをリタードする所定期間は、前記ピストンが上死点経過後10%以下のストローク範囲であることが好ましい。その場合には、運転領域をエンジン回転速度域で三段階に分割し、その低速回転速度域において、全開域で有効圧縮比を13以上に維持するように吸気弁閉タイミングを調整するとともに、点火タイミングを、当該ピストンが上死点経過後10%以下のストローク範囲でリタードさせることにより、運転領域に応じた比較的高い圧縮比で適正燃焼を実現することが可能になる。なお、エンジンの回転域の分割は、必ずしも等分割である必要はない。   In the aspect in which the geometric compression ratio is set to 14 or more, the low speed range set in the control means is a low speed range when the engine rotational range is divided into three stages of low speed, medium speed, and high speed. In addition, it is preferable that the predetermined period during which the ignition timing is retarded is a stroke range of 10% or less after the top dead center has elapsed. In that case, the operation area is divided into three stages in the engine speed range, and in the low speed speed range, the intake valve closing timing is adjusted so that the effective compression ratio is maintained at 13 or more in the full open range, and the ignition is performed. By retarding the timing within a stroke range of 10% or less after the top dead center has elapsed, it is possible to achieve proper combustion at a relatively high compression ratio according to the operating region. It should be noted that the engine rotation range is not necessarily divided equally.

幾何学的圧縮比が14以上に設定された態様において、前記制御手段は、中速回転域以上のエンジン回転領域で点火タイミングを圧縮上死点以前に切り換えるものであることが好ましい。   In the aspect in which the geometric compression ratio is set to 14 or more, it is preferable that the control means switches the ignition timing before the compression top dead center in the engine rotation range equal to or higher than the medium speed rotation range.

各態様において、圧縮上死点後に点火タイミングがリタードされた場合に混合気の燃焼期間を短縮する燃焼期間短縮手段を備えていることが好ましい。その場合には、燃焼期間短縮手段によって、膨張行程での熱発生率(dQ/dθ)を可及的に高め、時間損失を抑制し、高いトルクを得ることが可能になる。   Each aspect preferably includes a combustion period shortening means for shortening the combustion period of the air-fuel mixture when the ignition timing is retarded after compression top dead center. In that case, the heat generation rate (dQ / dθ) in the expansion stroke can be increased as much as possible by the combustion period shortening means, time loss can be suppressed, and high torque can be obtained.

各態様において、前記燃焼期間短縮手段は、筒内に乱流を生成する乱流生成手段であることが好ましい。その場合には、比較的簡素な機構ないし制御により、膨張行程での熱発生率(dQ/dθ)を可及的に高め、時間損失を抑制し、高いトルクを得ることが可能になる。   Each aspect WHEREIN: It is preferable that the said combustion period shortening means is a turbulent flow production | generation means which produces | generates a turbulent flow in a cylinder. In that case, a relatively simple mechanism or control can increase the heat generation rate (dQ / dθ) in the expansion stroke as much as possible, suppress time loss, and obtain a high torque.

各態様において、各気筒に複数の点火プラグを設け、前記燃焼期間短縮手段は、複数の点火プラグを作動させる多点点火手段であることが好ましい。その場合には、多点点火によって燃焼速度を促進することができるので、膨張行程での熱発生率(dQ/dθ)を可及的に高め、時間損失を抑制し、高いトルクを得ることが可能になる。   In each aspect, it is preferable that a plurality of spark plugs are provided in each cylinder, and the combustion period shortening means is a multipoint ignition means for operating a plurality of spark plugs. In that case, since the combustion rate can be accelerated by multipoint ignition, the heat generation rate (dQ / dθ) in the expansion stroke can be increased as much as possible, time loss can be suppressed, and high torque can be obtained. It becomes possible.

各態様において、前記制御手段によって外部EGR量を調整可能な外部EGRシステムを設け、前記制御手段は、エンジン本体の運転領域が、低速域において少なくとも所定の中負荷運転領域からスロットル全開域を含む中高負荷運転領域の場合には、外部EGRを導入するものであることが好ましい。その場合には、外部EGRによって燃焼温度を下げることができるので、ノッキングを回避しつつ、冷却損失を低減でき、熱効率が高くなる。その結果、高いトルクや燃費を得ることが可能になる。すなわち、圧縮比が高い場合には、圧縮行程において、筒内温度が急激に上昇することにより、ノッキングが生じやすくなる。さらに、急激に生じた熱は、シリンダの壁面等に吸収されて下がるため、熱損失が大きくなる。これに対し、排気弁より排出された既燃ガスが導入された場合には、比較的有効圧縮比が高い状態であっても、燃焼温度が低くなる結果、ノッキングとともに熱損失も抑制され、高いトルクや燃費を維持することが可能になるのである。   In each aspect, an external EGR system capable of adjusting the amount of external EGR by the control means is provided, and the control means includes a medium-high range in which the operating range of the engine body includes at least a predetermined full load operating range from a predetermined medium load operating range in the low speed range. In the case of a load operation region, it is preferable to introduce an external EGR. In that case, since the combustion temperature can be lowered by the external EGR, the cooling loss can be reduced while avoiding knocking, and the thermal efficiency is increased. As a result, high torque and fuel consumption can be obtained. That is, when the compression ratio is high, the in-cylinder temperature rapidly rises during the compression stroke, so that knocking is likely to occur. Furthermore, since the heat generated suddenly is absorbed by the wall surface of the cylinder and the like, the heat loss increases. On the other hand, when the burned gas discharged from the exhaust valve is introduced, even when the effective compression ratio is relatively high, the combustion temperature is lowered, and as a result, heat loss is suppressed together with knocking, which is high. Torque and fuel consumption can be maintained.

各態様において、前記制御手段は、少なくとも低速低負荷運転領域では、外部EGRを導入するものであることが好ましい。その場合には、有効圧縮比が下がるのと相俟って熱損失を可及的に低減し、高い燃費を維持することが可能になる。   In each aspect, it is preferable that the control means introduces an external EGR at least in the low speed and low load operation region. In that case, it is possible to reduce the heat loss as much as possible in combination with the decrease in the effective compression ratio and maintain high fuel efficiency.

各態様において、前記制御手段は、少なくとも低速低負荷運転領域では、前記圧縮比を低減するように前記吸気弁の閉弁タイミングを吸気下死点から所定量ずらすものであることが好ましい。その場合には、比較的燃焼状態が不安定になりがちな運転領域で有効圧縮比が低減され、高膨張比を確保することになる。この結果、高圧縮比に由来するノッキングを防止しつつ、ポンピングロスを低減し、燃費の向上を図ることが可能になる。   In each aspect, it is preferable that the control means shifts the closing timing of the intake valve by a predetermined amount from the intake bottom dead center so as to reduce the compression ratio at least in the low speed and low load operation region. In that case, the effective compression ratio is reduced in an operation region where the combustion state tends to be relatively unstable, and a high expansion ratio is secured. As a result, it is possible to reduce the pumping loss and improve fuel efficiency while preventing knocking due to the high compression ratio.

各態様において、制御手段の制御によりEGRを筒内に導入するEGR手段を設け、前記制御手段は、少なくとも前記低速低負荷運転領域では、EGRを導入するものであることが好ましい。その場合には、有効圧縮比が下がるのと相俟って熱損失を可及的に低減し、高い燃費を維持することが可能になる。すなわち、圧縮比が高い場合には、圧縮行程において、筒内温度が急激に上昇することになる。ここで、急激に生じた熱は、シリンダの壁面等に吸収されて下がるため、熱損失が大きくなる。これに対し、排気弁より排出された既燃ガスが導入された場合には、有効圧縮比が下がることと相俟って、燃焼温度が低くなる結果、熱損失も抑制され、高い燃費を維持することが可能になるのである。   In each aspect, it is preferable that EGR means for introducing EGR into the cylinder by control of the control means is provided, and the control means introduces EGR at least in the low-speed low-load operation region. In that case, it is possible to reduce the heat loss as much as possible in combination with the decrease in the effective compression ratio and maintain high fuel efficiency. That is, when the compression ratio is high, the in-cylinder temperature rapidly increases during the compression stroke. Here, since the heat generated suddenly is absorbed by the wall surface of the cylinder and the like, the heat loss increases. On the other hand, when the burned gas discharged from the exhaust valve is introduced, the effective compression ratio is lowered, and as a result, the combustion temperature is lowered, so that heat loss is suppressed and high fuel consumption is maintained. It becomes possible to do.

各態様において、前記制御手段は、前記低速低負荷運転領域では、空燃比を理論空燃比に設定するものであることが好ましい。上記のように、高圧縮比条件下での有効圧縮比低減によって高膨張比が確保できることにより、理論空燃比での運転でも充分に燃費向上が図れるため、排気通路には、NOx触媒に比較して安価で浄化率が高い三元触媒を配置できることから、低速低負荷運転領域においても、充分な排気性能を奏することができるのである。   In each aspect, it is preferable that the control means sets the air-fuel ratio to the stoichiometric air-fuel ratio in the low-speed and low-load operation region. As described above, since the high expansion ratio can be secured by reducing the effective compression ratio under the high compression ratio condition, the fuel consumption can be sufficiently improved even in the operation at the stoichiometric air-fuel ratio. Since a three-way catalyst that is inexpensive and has a high purification rate can be arranged, sufficient exhaust performance can be achieved even in the low-speed and low-load operation region.

各態様において、前記制御手段に設定される前記低速低負荷運転領域は、アイドリング運転領域を含むものであることが好ましい。その場合には、使用頻度が高いアイドリング運転領域においても、高い燃費を維持することが可能になる。   In each aspect, it is preferable that the low-speed and low-load operation region set in the control means includes an idling operation region. In that case, high fuel efficiency can be maintained even in the idling operation region where the frequency of use is high.

各態様において、前記エンジン本体の筒内温度を推定する筒内温度推定手段を備え、前記制御手段は、冷間始動時は、吸気弁閉弁タイミングを吸気下死点近傍に設定し、有効圧縮比を高め且つ充分な吸気を確保するように吸気弁閉タイミングを調整制御するものであることが好ましい。その場合には、有効圧縮比を高めるとともに充分な吸気が確保されることにより、体積効率を高めることができるので、良好な着火/燃焼性能とエンジン回転数を立ち上げるのに充分なトルクを得ることが可能になる。   Each aspect includes in-cylinder temperature estimating means for estimating the in-cylinder temperature of the engine body, and the control means sets the intake valve closing timing in the vicinity of the intake bottom dead center at the time of cold start, and performs effective compression. It is preferable that the intake valve closing timing is adjusted and controlled so as to increase the ratio and ensure sufficient intake. In that case, the volumetric efficiency can be increased by increasing the effective compression ratio and securing sufficient intake air, so that sufficient ignition / combustion performance and sufficient torque to increase the engine speed can be obtained. It becomes possible.

各態様において、前記エンジンの加速を検出するエンジン加速検出手段を備え、前記制御手段は、低負荷運転領域からの急加速時には、点火タイミングを圧縮上死点後の所定期間の最大許容値に一気にリタードさせるものであることが好ましい。その場合には、急加速時に吸入される高い温度の新気に起因するノッキングを回避することとしている。   Each aspect includes engine acceleration detecting means for detecting acceleration of the engine, and the control means at a rapid acceleration from a low load operation region, the ignition timing is set to a maximum allowable value for a predetermined period after compression top dead center. It is preferable to retard. In that case, knocking due to high temperature fresh air sucked during sudden acceleration is avoided.

各態様において、前記エンジン本体は、冠面中央部分に形成された凹部を有するピストンを気筒毎に備えていることが好ましい。その場合には、有効圧縮比εr を13以上で運転する運転領域において、凹部が圧縮上死点経過後に燃焼室での冷炎の生成に寄与し、一層、出力を高める要素にもなる。 Each aspect WHEREIN: It is preferable that the said engine main body is equipped with the piston which has the recessed part formed in the crown surface center part for every cylinder. In that case, in the operation region where the effective compression ratio ε r is operated at 13 or more, the concave portion contributes to the generation of the cool flame in the combustion chamber after the compression top dead center has elapsed, and it becomes an element for further increasing the output.

以上説明したように本発明は、従来、高価な機構を採用したり、吸気弁の閉タイミングの調整制御で有効圧縮比を下げることにより出力を犠牲にして対応していた低速域における高負荷運転領域において、高い圧縮比を維持したままノッキングの回避を図っているので、低廉性と高出力性とを兼備しつつ可及的にディーゼルエンジン並みの燃費を得ることができるという顕著な効果を奏する。   As described above, the present invention is conventionally operated at a high load in a low speed range, which has been used at the expense of output by adopting an expensive mechanism or lowering the effective compression ratio by adjusting the closing timing of the intake valve. In the region, knocking is avoided while maintaining a high compression ratio, so that the fuel efficiency equivalent to that of a diesel engine can be obtained as much as possible while combining low cost and high output. .

[高圧縮比エンジンの燃焼出力メカニズム]
まず、本発明に係る高圧縮比とノッキング抑制との関係について詳述する。
[Combustion output mechanism of high compression ratio engine]
First, the relationship between the high compression ratio and the knocking suppression according to the present invention will be described in detail.

本件発明者は、ノッキングと幾何学的圧縮比との関係を研究する過程で、ノッキング限界から決まる点火タイミングが圧縮上死点以降になるくらい圧縮比を上げると、ノッキング防止のためにリタードされる点火タイミングのリタード量が少なくなり、圧縮比向上分による出力上昇分がノッキングを防止するための点火タイミングのリタードによる出力低下を遙かに凌ぐ現象を見出した。この現象について、本件発明者は、図2の丸印で示すように、圧縮比が13以上になると、上記リタード量が比較的小さいストローク範囲に逓減するという仮説を立てた。図2は、本発明の開発過程における仮説を説明するためのクランク角度とトルク(図示平均有効圧(IMEP))との関係を示すグラフである。   In the course of studying the relationship between knocking and the geometric compression ratio, the inventor is retarded to prevent knocking if the compression ratio is increased so that the ignition timing determined from the knocking limit is after the compression top dead center. We found a phenomenon in which the amount of retarded ignition timing decreased and the output increase due to the compression ratio improvement far surpassed the output decrease due to ignition timing retard to prevent knocking. With respect to this phenomenon, the present inventor has made a hypothesis that the retard amount gradually decreases to a relatively small stroke range when the compression ratio is 13 or more, as indicated by a circle in FIG. FIG. 2 is a graph showing the relationship between the crank angle and the torque (the indicated mean effective pressure (IMEP)) for explaining the hypothesis in the development process of the present invention.

この仮説は、圧縮上死点以降に点火タイミングをリタードさせた場合には、圧縮比を高めることによって、圧縮上死点での圧力・温度が一旦高まるものの、点火リタードによって、筒内の端ガス(end gas)で自着火(Autoignition)が生じる前にピストンが急降下して圧力・温度が低下するため、自着火が生じ難くなるという考えに基づいていた。   This hypothesis is that when the ignition timing is retarded after the compression top dead center, the pressure / temperature at the compression top dead center is temporarily increased by increasing the compression ratio. It was based on the idea that self-ignition is difficult to occur because the piston suddenly descends and the pressure and temperature drop before autoignition occurs at (end gas).

この仮説を検証するため、本件発明者は、数値シミュレーションによって、図示平均有効圧(IMEP)と点火タイミングとの関係をシミュレートした結果、図3に示すグラフを得た。図3は、点火タイミングとIMEPとの関係を示すシミュレーション結果を示すグラフである。   In order to verify this hypothesis, the present inventor obtained the graph shown in FIG. 3 as a result of simulating the relationship between the indicated mean effective pressure (IMEP) and the ignition timing by numerical simulation. FIG. 3 is a graph showing a simulation result showing the relationship between the ignition timing and IMEP.

図3に示すように、圧縮比が11と12とを比較した場合、12と13とを比較した場合では、IMEPが僅かずつ上昇するのに対し、13と14とを比較した場合、IMEPは、大きく上昇し、14と15とを比較した場合、IMEPの上昇比率が、13から14の場合に比べ、低減することが数値シミュレーションから明らかになった。この出力変化を検証するために、本件発明者は、各圧縮比における熱発生率について調べた。   As shown in FIG. 3, when comparing compression ratios 11 and 12, when comparing 12 and 13, IMEP slightly increases, whereas when comparing 13 and 14, IMEP is As a result of numerical simulation, it has been clarified that the increase ratio of IMEP decreases when compared with 14 and 15 when compared with 14 and 15. In order to verify this output change, the present inventor examined the heat generation rate at each compression ratio.

図4は、圧縮比が11、13、14、15のエンジンにおいて、圧縮上死点経過後8°CAで点火した場合の熱発生率とクランク角度との関係を示すグラフである。   FIG. 4 is a graph showing the relationship between the heat generation rate and the crank angle when an engine having a compression ratio of 11, 13, 14, 15 is ignited at 8 ° CA after the compression top dead center has elapsed.

図4に示すように、圧縮比が11、13では、圧縮上死点から点火タイミングまでの熱発生率が緩やかに上昇しているのに対し、圧縮比が14の場合には、点火タイミング直前の熱発生率が大きく上昇している。この結果から、圧縮比がある値(96RONの場合、ε=13)からある値(96RONの場合、ε=14)に高く設定されることにより、ピストン上昇による圧力上昇によって周囲の冷損を上回る僅かな発熱反応を伴う冷炎反応が生じることがわかる。   As shown in FIG. 4, when the compression ratio is 11 or 13, the heat generation rate from the compression top dead center to the ignition timing is gradually increasing, whereas when the compression ratio is 14, immediately before the ignition timing. The heat generation rate of is significantly increased. From this result, the compression ratio is set higher from a certain value (ε = 13 in the case of 96 RON) to a certain value (ε = 14 in the case of 96 RON), thereby exceeding the surrounding cooling loss due to the pressure increase due to the piston rising. It can be seen that a cold flame reaction with a slight exothermic reaction occurs.

図3および図4の結果から、高圧縮比であって、点火タイミングが圧縮上死点以降にリタードされた場合には、圧縮上死点以降の燃焼過程が多段発火となり、特に所定の圧縮比(例えば、オクタン価が96RONで、幾何学的圧縮比が14の場合)においては、冷炎反応が顕著になることが明らかになった。以下に冷炎反応のノック悪化抑制効果について説明する。   From the results of FIGS. 3 and 4, when the compression ratio is high and the ignition timing is retarded after the compression top dead center, the combustion process after the compression top dead center becomes multistage ignition, and in particular, the predetermined compression ratio. In the case of an octane number of 96 RON and a geometric compression ratio of 14, for example, it has been revealed that the cold flame reaction becomes significant. The effect of suppressing the deterioration of knock of the cold flame reaction will be described below.

図5は、高圧縮比で圧縮上死点経過後の燃焼過程を模擬したグラフであり、上段が圧力と時間の関係、下段がモル数増加割合と時間との関係を示している。この計算値は、高温高圧の定容量器を用意し、時間変化で圧力とモル数の変化を計算したものである。   FIG. 5 is a graph simulating the combustion process after the compression top dead center has elapsed at a high compression ratio. The upper graph shows the relationship between pressure and time, and the lower graph shows the relationship between the number of moles increase and time. The calculated values are obtained by preparing a high-temperature and high-pressure constant capacity vessel and calculating changes in pressure and moles over time.

図5に示すように、ピストンが圧縮上死点を通過して経過時間がt1に達すると、冷炎反応が発生し、圧力が僅かに上昇する。この冷炎反応が生じる時間では、体積が一定でモル数が増加するため、理想気体の状態方程式
PV=nRT (1−1)
但し、P:圧力、V:体積、n:モル数、R:気体定数、T:温度
から明らかなように、圧力が上昇する程の温度上昇は生じない。このため、温度との関係では、筒内の端ガスにおいても圧力が上昇するほどの温度上昇はなく,自着火が生じにくくなる。そして、燃焼室(定容量器)では、所定時間経過後(t2)に連鎖反応によって熱炎反応が生じ、圧力が急上昇するという多段発火現象に至る。
As shown in FIG. 5, when the elapsed time reaches t1 after the piston passes through the compression top dead center, a cold flame reaction occurs and the pressure slightly increases. In the time when this cold flame reaction occurs, the volume is constant and the number of moles increases.
PV = nRT (1-1)
However, as apparent from P: pressure, V: volume, n: number of moles, R: gas constant, T: temperature, the temperature does not increase as much as the pressure increases. For this reason, in relation to the temperature, there is no temperature increase that increases the pressure even in the end gas in the cylinder, and self-ignition is less likely to occur. In the combustion chamber (constant capacity device), after a predetermined time elapses (t2), a hot flame reaction occurs due to a chain reaction, resulting in a multistage ignition phenomenon in which the pressure rapidly increases.

次に、ピストンが圧縮上死点に達した時点で、筒内温度は、図6のように変化する。図6は、圧縮上死点に達した時点での燃焼室の温度分布を示す等高線である。   Next, when the piston reaches compression top dead center, the in-cylinder temperature changes as shown in FIG. FIG. 6 is a contour line showing the temperature distribution of the combustion chamber when the compression top dead center is reached.

図6に示すように、ピストンが圧縮上死点に達したときの燃焼室は、中央部が冷炎反応によって高温になるが、周辺部分(端ガス部分)は、壁温の影響を受けて冷炎反応が進行し難いため、周辺部分の筒内温度は、約800K程度に留まっている。このため、冷炎反応が生じている過程では、周辺部分の筒内温度は、相対的に低温のまま燃焼が進行し、ノッキング悪化が抑制されることになる。   As shown in FIG. 6, the combustion chamber when the piston reaches compression top dead center becomes hot at the center due to the cold flame reaction, but the peripheral portion (end gas portion) is affected by the wall temperature. Since the cold flame reaction does not easily proceed, the in-cylinder temperature in the peripheral portion remains at about 800K. For this reason, in the process in which the cold flame reaction is occurring, the in-cylinder temperature in the peripheral portion remains relatively low, so that the combustion proceeds and the knocking deterioration is suppressed.

次に、燃焼室内で冷炎反応が進行している間は、ホルムアルデヒド(HCHO)が生成されることになる。このホルムアルデヒドは、燃焼室の温度が900K以下である場合、ノッキングの原因となるOHラジカルを吸収するので、ノッキングが抑制されることになる。   Next, while the cold flame reaction proceeds in the combustion chamber, formaldehyde (HCHO) is generated. Since this formaldehyde absorbs OH radicals that cause knocking when the temperature of the combustion chamber is 900K or less, knocking is suppressed.

図7は、燃焼時の筒内圧力と周辺部分の端ガス部分の断熱圧縮温度履歴を示すグラフであり、上段が圧力とクランク角度との関係、下段が端ガス温度とクランク角度との関係を示している。   FIG. 7 is a graph showing the in-cylinder pressure during combustion and the adiabatic compression temperature history of the end gas portion in the peripheral portion. The upper row shows the relationship between the pressure and the crank angle, and the lower row shows the relationship between the end gas temperature and the crank angle. Show.

図7に示すように、ある気筒のピストンが下死点から圧縮上死点を経て下死点に至る過程で、圧力は、圧縮上死点から所定クランク角度上昇し、これに伴って温度も同じタイミングで上昇するが、吸気温度が極端に高くない限り、燃焼室の端ガス部分の温度は、900Kを超えることはない。従って、ノッキング限界から決まる点火タイミングが圧縮上死点以降になる位に圧縮比の高いエンジンにおいても、多段発火現象が生じるので、冷炎反応において生成されたホルムアルデヒドがノッキングの抑制に寄与することがわかった。   As shown in FIG. 7, in the process of the piston of a cylinder from the bottom dead center through the compression top dead center to the bottom dead center, the pressure increases by a predetermined crank angle from the compression top dead center, and the temperature also increases accordingly. The temperature rises at the same timing, but the temperature of the end gas portion of the combustion chamber does not exceed 900K unless the intake air temperature is extremely high. Therefore, even in an engine with a high compression ratio such that the ignition timing determined from the knocking limit is after the compression top dead center, a multi-stage ignition phenomenon occurs, so that formaldehyde generated in the cold flame reaction contributes to suppression of knocking. all right.

上述したように、ノッキング限界から決まる点火タイミングが圧縮上死点以降になる位に圧縮比の高いエンジンにおいては、ノッキング抑制メカニズムとして、
(1) 冷炎反応によって、燃焼室は、圧力の上昇分ほどの温度上昇がないこと、
(2) 冷炎反応は、主として燃焼室の中央部で生じるので、端ガス部分の温度は相対的に低いこと、
(3) ピストンが圧縮上死点を通過した後も燃焼室が所定温度(900K)以下になるため、ホルムアルデヒドがOHラジカルを消費すること
が機能していることが判明した。そこで、本件発明者は、これらノッキング抑制メカニズムを従来の化学反応に基づく計算に加味し、ノッキング限界を計算した。
As described above, in an engine with a high compression ratio such that the ignition timing determined from the knocking limit is after compression top dead center, as a knocking suppression mechanism,
(1) Due to the cold flame reaction, the combustion chamber does not rise as much as the pressure rises.
(2) Since the cold flame reaction mainly occurs in the center of the combustion chamber, the temperature of the end gas portion is relatively low,
(3) Since the combustion chamber remained at a predetermined temperature (900K) or less even after the piston passed through compression top dead center, it was found that formaldehyde consumed OH radicals. Therefore, the present inventors calculated the knocking limit by adding these knocking suppression mechanisms to the calculation based on the conventional chemical reaction.

図3の丸印は、各圧縮比におけるノッキング限界のシミュレーション結果を示している。図3の丸印で示すように、各圧縮比11〜15でのノック限界は、圧縮比が11と12とを比較した場合、12と13とを比較した場合では、リタード量がほぼ同じ量なのに対し、13と14とを比較した場合、リタード量は殆ど変化しないことがわかった。さらに、14と15とを比較した場合、リタード量が再び増加することがわかった。   The circles in FIG. 3 indicate the knocking limit simulation results at each compression ratio. As indicated by the circles in FIG. 3, the knock limit at each compression ratio 11 to 15 is such that when the compression ratios 11 and 12 are compared, and when 12 and 13 are compared, the retard amount is substantially the same. On the other hand, when 13 and 14 were compared, it was found that the retard amount hardly changed. Furthermore, when comparing 14 and 15, it was found that the retard amount increased again.

これらの結果から、ノッキング抑制のためのリタード量は、冷炎反応の熱発生量に依存していることが判明し、ある圧縮比をピークにして逓減し、その圧縮比を超えると、再び増加することがわかった。   From these results, it was found that the amount of retard for suppressing knocking was dependent on the amount of heat generated in the cold flame reaction, and gradually decreased at a certain compression ratio and increased again when the compression ratio was exceeded. I found out that

次に本件発明者は、冷炎反応とトルクとの関係についてシミュレーションを実施した。   Next, the present inventor performed a simulation on the relationship between the cold flame reaction and the torque.

図8は、圧縮比が14の場合の熱発生率とクランク角度との関係を示すグラフであり、図9は、数値シミュレーションに基づく圧縮比14のときのPV線図である。各図において、C11は、実際のエンジンと同様に冷炎反応を圧縮上死点経過後に生じせしめた場合、C12は、故意に冷炎反応が生じていない場合を示している。   FIG. 8 is a graph showing the relationship between the heat generation rate and the crank angle when the compression ratio is 14, and FIG. 9 is a PV diagram when the compression ratio is 14 based on numerical simulation. In each figure, C11 shows a case where a cold flame reaction is caused after the elapse of the compression top dead center as in the case of an actual engine, and C12 shows a case where a cold flame reaction is not intentionally caused.

図8に示すように、点火リタードによって、冷炎反応を圧縮上死点経過後に生じせしめた場合、熱発生率は、圧縮上死点経過直後から緩やかに高くなり、点火後(圧縮上死点経過後8°CA)プリイグニションを伴うことなく上昇する。   As shown in FIG. 8, when a cold flame reaction is caused by the ignition retard after the compression top dead center has elapsed, the heat release rate gradually increases immediately after the compression top dead center has elapsed, and after ignition (compression top dead center). After the elapse of 8 ° CA) Ascending without pre-ignition.

この前提に基づいて、PV特性を演算した結果、図9に示すように、PV特性は、圧縮上死点経過後の圧力が高い状態のまま燃焼し、冷炎反応が生じなかった場合に比べ、時間損失が低減することがわかった。   As a result of calculating the PV characteristics based on this assumption, as shown in FIG. 9, the PV characteristics are combusted while the pressure after the compression top dead center is high, and compared with the case where no cold flame reaction occurs. It was found that time loss was reduced.

これらのシミュレーション結果から、圧縮比を高く設定し、且つ、点火タイミングを圧縮上死点以降にリタードした場合、圧縮比が14の場合に冷炎反応による熱発生率の上昇を高め、時間損失を低減して、高いトルクを得ることができることが判明した。   From these simulation results, when the compression ratio is set high and the ignition timing is retarded after the compression top dead center, when the compression ratio is 14, the increase in the heat generation rate due to the cold flame reaction is increased and the time loss is reduced. It has been found that a high torque can be obtained with a reduction.

次に、本件発明者は、上述したような圧縮比とノッキング限界の関係が、オクタン価によってどのように変化するかを検討した。   Next, the inventor of the present invention examined how the relationship between the compression ratio and the knocking limit as described above changes depending on the octane number.

図10は、圧縮比と冷炎反応による発熱量との関係をオクタン価毎に示すグラフである。   FIG. 10 is a graph showing the relationship between the compression ratio and the amount of heat generated by the cold flame reaction for each octane number.

図10を参照して、オクタン価と圧縮比とを組み合わせて、冷炎反応による熱量を計測した結果、オクタン価が96RONの燃料を用いた場合、圧縮比が12.5以上のエンジンで冷炎反応が顕著になり、圧縮比が15以上のエンジンで冷炎反応が逓減した。この実測値に基づいて、91RON、100RONの場合を演算した場合、オクタン価が91RONの燃料を用いた場合には、圧縮比が12.0以上のエンジンで冷炎反応が顕著になり、圧縮比が14.5以上のエンジンで冷炎反応が逓減し、オクタン価が100RONの燃料を用いた場合には、圧縮比が13.0以上のエンジンで冷炎反応が顕著になり、圧縮比が15.5以上のエンジンで冷炎反応が逓減する。この図10のグラフに基づいて、オクタン価毎にノッキング発生点の出力を演算した。   Referring to FIG. 10, as a result of measuring the amount of heat by the cold flame reaction by combining the octane number and the compression ratio, when a fuel having an octane number of 96 RON is used, the cold flame reaction is caused by an engine having a compression ratio of 12.5 or more. It became prominent, and the cold flame reaction gradually decreased in an engine having a compression ratio of 15 or more. Based on this measured value, when 91 RON and 100 RON are calculated, when a fuel with an octane number of 91 RON is used, the cold flame reaction becomes significant in an engine with a compression ratio of 12.0 or more, and the compression ratio is When an engine with a compression ratio of 14.5 or higher is used and fuel with an octane number of 100 RON is used, the cold flame reaction becomes remarkable with an engine with a compression ratio of 13.0 or higher, and the compression ratio is 15.5. The cold flame reaction gradually decreases with the above engine. Based on the graph of FIG. 10, the output of the knocking occurrence point was calculated for each octane number.

図11は、図10のグラフに基づいて計算された圧縮比と図示平均有効圧(IMEP)との関係をオクタン価毎に示すグラフである。   FIG. 11 is a graph showing the relationship between the compression ratio calculated based on the graph of FIG. 10 and the indicated mean effective pressure (IMEP) for each octane number.

図11を参照して、オクタン価が96RONの燃料を用いた場合、圧縮比が13以上15以下のエンジンで冷炎反応が顕著になるので、この冷炎反応による時間損失の低減とノッキング悪化の抑制効果,圧縮比向上分によって、出力も向上する。同様に、オクタン価が100RONの燃料を用いた場合は、圧縮比が13.5以上15以下のエンジンで、オクタン価が91RONの燃料を用いた場合は、圧縮比が12.5から13.5以下のエンジンで、それぞれ冷炎反応発生直前の圧縮比の出力よりも向上する。   Referring to FIG. 11, when a fuel with an octane number of 96 RON is used, a cold flame reaction becomes significant in an engine having a compression ratio of 13 or more and 15 or less. The output is improved by the effect and the improvement of the compression ratio. Similarly, when a fuel with an octane number of 100 RON is used, an engine with a compression ratio of 13.5 to 15 and when a fuel with an octane number of 91 RON is used, the compression ratio is 12.5 to 13.5 or less. The engine improves the compression ratio output just before the cold flame reaction occurs.

特に、オクタン価が96RON、100RONの燃料では、冷炎反応が最も顕著に生じる圧縮比14近傍で出力が向上することが検証された。   In particular, it has been verified that the output is improved in the vicinity of a compression ratio of 14 at which the cold flame reaction is most prominent in fuels having an octane number of 96 RON and 100 RON.

次に、圧縮比の上限について説明する。   Next, the upper limit of the compression ratio will be described.

点火リタードが圧縮上死点以降になる圧縮比では、冷炎反応によって出力が上昇するのであるが、温度と圧力が高くて時間が長い場合には、プリイグニションが発生しやすくなる。例えば、温間時にエンジンがパーキングエリア等で一時停止し、吸気温が上昇しているときに再始動した場合には、吸気温度が異常に高くなる場合があり、その場合には、燃焼室の温度が急上昇してプリイグニションが発生する場合がある。また、最近では、吸気弁の閉タイミングを調整可能な可変バルブタイミングシステム(VVT)を有するエンジンも普及しているが、低速時のスロットル全開域では、吸気弁の閉タイミングが吸気下死点経過後30°CA以下であることから、図12に示すように、有効圧縮比と幾何学的圧縮比との差は、1以下になる。このため、吸気弁の閉タイミングを変更する手法を採用しても、有効圧縮比を低減可能な範囲は限られており、幾何学的圧縮比の上限を何らかの基準に基づいて、設定しておくことが好ましい。また、運転状況によっては、有効圧縮比を低減できない低速高負荷運転領域も存在する。そこで、本発明では、幾何学的圧縮比、有効圧縮比、オクタン価の組み合わせを表1のように設定することにより、出力の向上とノッキング抑制とを両立させることとしている。   At a compression ratio where the ignition retard is after compression top dead center, the output increases due to the cold flame reaction, but pre-ignition is likely to occur when the temperature and pressure are high and the time is long. For example, if the engine is temporarily stopped in the parking area when it is warm and restarted when the intake air temperature is rising, the intake air temperature may become abnormally high. The temperature may rise rapidly and pre-ignition may occur. Recently, an engine having a variable valve timing system (VVT) capable of adjusting the closing timing of the intake valve has become widespread. However, when the throttle is fully open at low speed, the intake valve closes at the bottom of the intake bottom dead center. Since it is 30 ° CA or less later, the difference between the effective compression ratio and the geometric compression ratio is 1 or less as shown in FIG. For this reason, even if the method of changing the closing timing of the intake valve is adopted, the range in which the effective compression ratio can be reduced is limited, and the upper limit of the geometric compression ratio is set based on some standard. It is preferable. In addition, there is a low-speed and high-load operation region where the effective compression ratio cannot be reduced depending on the operation state. Therefore, in the present invention, the combination of the geometric compression ratio, the effective compression ratio, and the octane number is set as shown in Table 1, thereby achieving both improvement in output and suppression of knocking.

Figure 0004725531
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なお、近年、エタノール(エチルアルコール)やメタノール(メチルアルコール)、食用油などからメチルエステルなどを作り、これを自動車用燃料として利用するバイオ燃料が開発されているが、バイオ燃料を用いるエンジンにおいても、オクタン価は、高くなる方向にあるので、本発明の技術思想を適用することが可能となる。   In recent years, biofuels have been developed that make methyl esters from ethanol (ethyl alcohol), methanol (methyl alcohol), edible oil, etc., and use them as fuel for automobiles. Since the octane number tends to increase, the technical idea of the present invention can be applied.

以上のような知見から、以下に示す実施形態が完成された。
[実施形態]
以下、添付図面を参照しながら本発明の好ましい実施の形態について説明する。
Based on the above findings, the following embodiment has been completed.
[Embodiment]
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.

図13は、本発明の実施の一形態に係る4サイクル火花点火式ガソリンエンジン10の概略構成を示す構成図であり、図14は図13に係るエンジン本体20の一つの気筒の構造を示す断面略図である。   13 is a block diagram showing a schematic configuration of a four-cycle spark ignition gasoline engine 10 according to an embodiment of the present invention, and FIG. 14 is a cross-sectional view showing the structure of one cylinder of the engine body 20 according to FIG. It is a schematic diagram.

図13および図14を参照して、図示の火花点火式ガソリンエンジン10は、エンジン本体20と、このエンジン本体20を制御するためのコントロールユニット100とを備えている。   Referring to FIGS. 13 and 14, the illustrated spark ignition gasoline engine 10 includes an engine body 20 and a control unit 100 for controlling the engine body 20.

エンジン本体20は、クランクシャフト21を回転自在に支持するシリンダブロック22と、シリンダブロック22の上部に配置されたシリンダヘッド23とを一体的に有しており、これらシリンダブロック22およびシリンダヘッド23には、複数の気筒24が設けられている。   The engine body 20 integrally includes a cylinder block 22 that rotatably supports the crankshaft 21 and a cylinder head 23 that is disposed above the cylinder block 22. Are provided with a plurality of cylinders 24.

各気筒24には、コンロッド25を介してクランクシャフト21に連結されたピストン26と、ピストン26が気筒24内に形成する燃焼室27とが設けられている。本実施形態において、各気筒24の幾何学的圧縮比は14に設定されている。   Each cylinder 24 is provided with a piston 26 connected to the crankshaft 21 via a connecting rod 25 and a combustion chamber 27 formed in the cylinder 24 by the piston 26. In the present embodiment, the geometric compression ratio of each cylinder 24 is set to 14.

図14を参照して、本実施形態に係るエンジン本体20は、当該クランクシャフト21の回転方向が右回りになる側(すなわち図14の状態)から見て気筒24のシリンダボア中心Z(図15参照)がクランクシャフト21の回転中心Oから右側にオフセットしている。このオフセット量Sは、気筒24のボア径が70mmの場合、例えば1mm〜2mmに設定されている。   Referring to FIG. 14, the engine body 20 according to the present embodiment has a cylinder bore center Z of the cylinder 24 (see FIG. 15) as viewed from the side in which the rotation direction of the crankshaft 21 is clockwise (that is, the state of FIG. 14). ) Is offset to the right from the rotation center O of the crankshaft 21. This offset amount S is set to, for example, 1 mm to 2 mm when the bore diameter of the cylinder 24 is 70 mm.

図15は気筒24を拡大して示す平面略図である。   FIG. 15 is a schematic plan view showing the cylinder 24 in an enlarged manner.

図15を参照して、シリンダヘッド23の下面には、気筒24毎に燃焼室27の天井部が構成され、この天井部は中央部分からシリンダヘッド23の下端まで延びる2つの傾斜面を有するいわゆるペントルーフ型となっている。   Referring to FIG. 15, a ceiling portion of combustion chamber 27 is formed for each cylinder 24 on the lower surface of cylinder head 23, and this ceiling portion has two inclined surfaces extending from the central portion to the lower end of cylinder head 23. It is a pent roof type.

各気筒24には、シリンダヘッド23に固定され、燃焼室27内にスパークを発する3個の点火プラグ34が配設されている。各点火プラグ34は、ピストン26の稜線部分と平行なシリンダ直径沿いに並んでおり、中央のものがシリンダボア中心Z上に配置され、両側のものが燃焼室27の側縁に配置されている。各点火プラグ34には、電子制御による点火タイミングのコントロールが可能な点火回路35(図14参照)が接続されており、この点火回路35がコントロールユニット100に制御されることにより、点火プラグ34は、選択的に点火制御されるようになっている。   Each cylinder 24 is provided with three spark plugs 34 that are fixed to the cylinder head 23 and emit a spark in the combustion chamber 27. The spark plugs 34 are arranged along the cylinder diameter parallel to the ridge line portion of the piston 26, the center one is disposed on the cylinder bore center Z, and both sides are disposed on the side edge of the combustion chamber 27. Each ignition plug 34 is connected to an ignition circuit 35 (see FIG. 14) that can control the ignition timing by electronic control. The ignition circuit 35 is controlled by the control unit 100, whereby the ignition plug 34 is The ignition control is selectively performed.

図16は本実施形態に係る燃焼室27の気流を示す説明図であり、(A)は圧縮行程初期、(B)は膨張行程初期をそれぞれ示している。   FIG. 16 is an explanatory diagram showing the airflow in the combustion chamber 27 according to the present embodiment, where (A) shows the initial stage of the compression stroke and (B) shows the initial stage of the expansion stroke.

図15および図16を参照して、前記燃焼室27の天井部を構成する一方の傾斜面(図16(A)(B)において右側の傾斜面)27aには各々独立した2つ一組の吸気ポート28が開口し、また、他方の傾斜面(図16(A)(B)において左側の傾斜面)27bには2つの排気ポート29が開口しており、各ポート28、29の開口端に吸気弁30および排気弁31が設けられている。前記吸気ポート28は、それぞれ燃焼室27から図16の右斜め上方に直線的に延びるストレートポートであり、図16に示す断面で吸気上流側ほどシリンダボア中心Zから離れるような形状とされている。   Referring to FIGS. 15 and 16, one inclined surface (the inclined surface on the right side in FIGS. 16 (A) and 16 (B)) 27a constituting the ceiling portion of the combustion chamber 27 is a set of two independent ones. The intake port 28 is opened, and two exhaust ports 29 are opened on the other inclined surface (the left inclined surface in FIGS. 16A and 16B) 27b. Are provided with an intake valve 30 and an exhaust valve 31. The intake ports 28 are straight ports that extend linearly from the combustion chamber 27 diagonally to the right in FIG. 16, and have a shape that is away from the cylinder bore center Z toward the intake upstream side in the cross section shown in FIG.

本実施形態においては、前記吸気ポート28に開口するポート噴射式の燃料噴射弁32がシリンダヘッド23内に設けられている。燃料噴射弁32は、コントロールユニット100からの燃料噴射パルスを受けて、このパルス幅に対応する燃料を各気筒24の吸気行程にて吸気ポート28を介し燃焼室27に噴射するように構成されている。   In this embodiment, a port injection type fuel injection valve 32 that opens to the intake port 28 is provided in the cylinder head 23. The fuel injection valve 32 is configured to receive a fuel injection pulse from the control unit 100 and inject fuel corresponding to this pulse width into the combustion chamber 27 via the intake port 28 in the intake stroke of each cylinder 24. Yes.

前記ピストン26の冠面には、吸気側の周縁部の所定範囲および排気側の周縁部の所定範囲に、シリンダヘッド23の傾斜面に沿うように傾斜するスキッシュエリア構成面26a、26bが設けられている。さらにこのスキッシュエリア構成面26a、26bの内側には、隆起部33が設けられている。   On the crown surface of the piston 26, squish area constituting surfaces 26a and 26b are provided so as to be inclined along the inclined surface of the cylinder head 23 in a predetermined range of the peripheral portion on the intake side and a predetermined range of the peripheral portion on the exhaust side. ing. Further, a raised portion 33 is provided inside the squish area constituting surfaces 26a and 26b.

隆起部33は、吸気弁30および排気弁31の投影面を含む所定範囲に設けられている。この隆起部33のすそ部分は、燃焼室天井部の両傾斜面27a、27bとほぼ平行な一対の傾斜面33a、33bを有する山形状に形成されている。両傾斜面33a、33bは、燃焼室27の天井面に対応するようなペントルーフ状に隆起し、天井面の稜線17cに対応する部分に頂部31cを有する形状となっている。そして、このピストン冠面の頂部31cとその両側の斜面31a,31bとにわたり、凹部264が形成されている。この凹部264の底面は球面に近似した湾曲面となっている。そして、凹部264の平面形状は、円に近い形状であるが、頂部(稜線)31cに沿った方向の径よりもこれと直交する方向の径が若干長い楕円形となっている。   The raised portion 33 is provided in a predetermined range including the projection surfaces of the intake valve 30 and the exhaust valve 31. The skirt portion of the raised portion 33 is formed in a mountain shape having a pair of inclined surfaces 33a and 33b substantially parallel to both inclined surfaces 27a and 27b of the combustion chamber ceiling. Both inclined surfaces 33a and 33b are raised in a pent roof shape corresponding to the ceiling surface of the combustion chamber 27, and have a shape having a top portion 31c at a portion corresponding to the ridge line 17c of the ceiling surface. And the recessed part 264 is formed over the top part 31c of this piston crown surface, and the slope 31a, 31b of the both sides. The bottom surface of the recess 264 is a curved surface that approximates a spherical surface. And although the planar shape of the recessed part 264 is a shape close | similar to a circle | round | yen, the diameter of the direction orthogonal to this is a slightly longer ellipse than the diameter of the direction along the top part (ridgeline) 31c.

このため本実施形態では以下のような作用を奏する。   For this reason, in this embodiment, there exist the following effects.

すなわち、吸気行程でのピストン26の下降によって燃焼室27に吸い込まれる吸気は、図16(A)のTa1、Ta2で示すように、2種類の流れを形成する。一方の流れTa1は、主に吸気ポート28開口の点火プラグ34に近い側から燃焼室27へ流れ込み、排気側の燃焼室周壁面に向かって流れ、続いて排気側周壁面に沿って下方へ向かった後、ピストン冠面に沿って吸気側へ流れ、そこから上方へ向う。他方の流れTa2は、スロート部のシリンダボア周縁側から流出した弱い流れである。これらの流れTa1、Ta2により、図16(B)で示すように、反時計回り方向に旋回する正タンブル流Ta1と、時計回り方向に旋回する逆タンブル流Ta2とが生成されるようになっている。   That is, the intake air sucked into the combustion chamber 27 by the lowering of the piston 26 in the intake stroke forms two types of flows as indicated by Ta1 and Ta2 in FIG. One flow Ta1 flows mainly into the combustion chamber 27 from the side near the spark plug 34 of the intake port 28 opening, flows toward the combustion chamber peripheral wall surface on the exhaust side, and then proceeds downward along the exhaust side peripheral wall surface. After that, it flows along the piston crown surface to the intake side, and from there upwards. The other flow Ta2 is a weak flow that has flowed out from the cylinder bore peripheral side of the throat portion. By these flows Ta1 and Ta2, as shown in FIG. 16B, a forward tumble flow Ta1 swirling counterclockwise and a reverse tumble flow Ta2 swirling clockwise are generated. Yes.

次に圧縮行程に移行すると、ピストン26の上昇に伴い、正逆タンブル流Ta1、Ta2が燃焼室27内を上下方向に押し縮められつつ互いに下流側がシリンダボアの中央側から反対向きに旋回する。   Next, when moving to the compression stroke, as the piston 26 rises, the forward and reverse tumble flows Ta1 and Ta2 are swung in the combustion chamber 27 in the vertical direction, and the downstream sides of the pistons 26 turn in the opposite direction from the center side of the cylinder bore.

圧縮行程初期乃至中期の段階では正タンブル流Ta1の方が、逆タンブル流Ta2よりも大きく、且つ強いが、圧縮行程が進行してピストン26が燃焼室天上部分に近づくにつれ、正タンブル流Ta1は中心が次第に排気側に移動するとともに小さくなる。そして、ピストン26が上死点付近にある圧縮行程終期ないし膨張行程初期には、正逆タンブル流Ta1、Ta2が同程度の大きさおよび強さで、燃焼室27内の排気側と吸気側とに分かれて互いに逆方向に旋回する状態となる。これら正逆タンブル流Ta1、Ta2により、ピストン26が上死点に近づく圧縮行程終期には、燃焼室天井部の傾斜面27a、27bとピストン冠面との間のスキッシュエリアから燃焼室27中央部側へ向う方向(図16(B)中の白抜矢印Ra、Rbとは反対の方向)に正スキッシュ流が生じ、ピストン26が上死点に達した後に下降し始める膨張行程初期には、図16(B)中の白抜矢印で示すような燃焼室27中央部側から前記スキッシュエリアに向う逆スキッシュ流Ra、Rbが生じる。   The normal tumble flow Ta1 is larger and stronger than the reverse tumble flow Ta2 in the initial to middle stage of the compression stroke. However, as the compression stroke proceeds and the piston 26 approaches the top portion of the combustion chamber, the normal tumble flow Ta1 is The center gradually becomes smaller as it moves to the exhaust side. At the end of the compression stroke or the early stage of the expansion stroke where the piston 26 is near the top dead center, the forward and reverse tumble flows Ta1 and Ta2 have the same magnitude and strength, and the exhaust side and the intake side in the combustion chamber 27 It will be in the state which turns into a mutually reverse direction. By these forward and reverse tumble flows Ta1 and Ta2, at the end of the compression stroke in which the piston 26 approaches the top dead center, the center of the combustion chamber 27 from the squish area between the inclined surfaces 27a and 27b of the combustion chamber ceiling and the piston crown surface. In the initial stage of the expansion stroke in which the forward squish flow is generated in the direction toward the side (the direction opposite to the white arrows Ra and Rb in FIG. 16B) and the piston 26 starts to descend after reaching the top dead center, Reverse squish flows Ra and Rb from the center of the combustion chamber 27 toward the squish area are generated as indicated by white arrows in FIG.

この場合に、正逆タンブル流Ta1、Ta2は、正スキッシュ流とは逆方向、逆スキッシュ流Ra、Rbとは同方向の流れとなるため、圧縮行程終期の正スキッシュ流を弱めて逆スキッシュ流の生成を早めるとともに、逆スキッシュ流Ra、Rbを強化する作用を発揮する。   In this case, the forward and reverse tumble flows Ta1 and Ta2 flow in the opposite direction to the forward squish flow and in the same direction as the reverse squish flow Ra and Rb. Therefore, the forward squish flow at the end of the compression stroke is weakened and the reverse squish flow is reversed. The effect of strengthening the reverse squish flow Ra, Rb is exhibited.

このように逆スキッシュ流Ra、Rbが強化されることにより、スキッシュエリア内の燃焼速度が充分に高められ、火炎の主燃焼速度が高くなって急速燃焼が実現される。しかも、正タンブル流Ta1が適度に弱められることにより、初期燃焼速度はあまり高くならず、端ガスゾーンにおける混合気の自発火が誘発されることもない。つまり、初期燃焼期間はあまり短くならずに、主燃焼期間が大幅に短縮されることにより、ノッキングが未然に抑制されるとともに急速燃焼により時間損失が低減され、熱効率が向上する。   By strengthening the reverse squish flows Ra and Rb in this manner, the combustion speed in the squish area is sufficiently increased, the main combustion speed of the flame is increased, and rapid combustion is realized. Moreover, since the normal tumble flow Ta1 is moderately weakened, the initial combustion rate is not so high, and the spontaneous combustion of the air-fuel mixture in the end gas zone is not induced. That is, the initial combustion period is not so shortened, and the main combustion period is significantly shortened, so that knocking is suppressed in advance, time loss is reduced by rapid combustion, and thermal efficiency is improved.

さらに、前記一対の傾斜面33a、33bが燃焼室天井部の傾斜面27a、27bと平行であるため、その間の空間では火炎伝播が均一に行われ、デトネーション防止にも効果的である。また、この凹部264は、有効圧縮比εr を13以上で運転する運転領域においては、圧縮上死点経過後に燃焼室27での冷炎の生成に寄与し、一層、出力を高める要素にもなる。 Further, since the pair of inclined surfaces 33a and 33b are parallel to the inclined surfaces 27a and 27b of the combustion chamber ceiling portion, flame propagation is performed uniformly in the space between them, which is effective in preventing detonation. In addition, the recess 264 contributes to the generation of a cool flame in the combustion chamber 27 after elapse of the compression top dead center in an operation region where the effective compression ratio ε r is operated at 13 or more, and is an element that further increases the output. Become.

次に、各吸気弁30は、動弁機構40によって駆動される構成になっている。動弁機構40は、吸気弁30の開閉タイミングを無段階で変更可能なVCT(Variable Camshaft Timing mechanism)42と、吸気弁30のリフト量(開弁量)を無段階で変更可能なVVE(Variable Valve Event)43とを備えている。   Next, each intake valve 30 is configured to be driven by a valve operating mechanism 40. The valve operating mechanism 40 has a variable camshaft timing mechanism (VCT) 42 that can change the opening / closing timing of the intake valve 30 steplessly, and a VVE (Variable) that can change the lift amount (opening amount) of the intake valve 30 steplessly. Valve Event) 43.

図17は、図13の実施形態に係る動弁機構40の具体的な構成を示す斜視図である。   FIG. 17 is a perspective view showing a specific configuration of the valve mechanism 40 according to the embodiment of FIG.

同図を参照して、動弁機構40は、各気筒24が並ぶ方向(図1参照)に沿って延びるカムシャフト41aを備えており、このカムシャフト41aにVCT42とVVE43とが組み込まれている。   With reference to the figure, the valve operating mechanism 40 includes a cam shaft 41a extending along the direction in which the cylinders 24 are arranged (see FIG. 1), and a VCT 42 and a VVE 43 are incorporated in the cam shaft 41a. .

VCT42は、カムシャフト41aの端部に固定されるロータ(入力部材)42aと、ロータ42aの外周に同心に配置されたケーシング(出力部材)42bと、このケーシング42bに固定され、前記カムシャフト41aの外周に相対的に回動自在に配置されたスプロケット42cとを有している。スプロケット42cには、クランクシャフト21(図13参照)から駆動力を伝達するチェーン42dが巻回されている。また、ロータ42aとケーシング42bとの間には、図略の作動油室が形成されており、電磁弁42eの油圧制御によって、ロータ42aとケーシング42bは、一体的な回転動作または相対的な回転動作に切換えられるようになっている。これにより、VCT42は、吸気弁30の開弁開始タイミングおよび閉弁タイミングを同時に変更可能な作動タイミング可変機構を構成している。後述するように、電磁弁42eは、コントロールユニット100によって、駆動制御されるようになっており、この駆動制御により、ロータ42aとケーシング42bとが連結/非連結するようになっている。   The VCT 42 includes a rotor (input member) 42a fixed to the end of the camshaft 41a, a casing (output member) 42b disposed concentrically on the outer periphery of the rotor 42a, and the casing 42b. And a sprocket 42c disposed on the outer periphery of the sprocket 42 relatively rotatably. A chain 42d for transmitting a driving force from the crankshaft 21 (see FIG. 13) is wound around the sprocket 42c. Further, a hydraulic oil chamber (not shown) is formed between the rotor 42a and the casing 42b, and the rotor 42a and the casing 42b are integrally rotated or relatively rotated by hydraulic control of the electromagnetic valve 42e. It can be switched to operation. Thus, the VCT 42 constitutes an operation timing variable mechanism that can simultaneously change the valve opening start timing and the valve closing timing of the intake valve 30. As will be described later, the electromagnetic valve 42e is driven and controlled by the control unit 100, and the rotor 42a and the casing 42b are connected / disconnected by this driving control.

次に、VVE43は、各吸気弁30に設けられた一対の吸気カム43a、43bを備えている。各吸気カム43aは、前記カムシャフト41aに固定されている。他方の吸気カム43bは、カムジャーナル43cを介してカムシャフト41aに対し、相対回転自在に取り付けられている。   Next, the VVE 43 includes a pair of intake cams 43 a and 43 b provided on each intake valve 30. Each intake cam 43a is fixed to the camshaft 41a. The other intake cam 43b is attached to the camshaft 41a via a cam journal 43c so as to be relatively rotatable.

図18は、図17のVVE43の要部を示す断面図であり、(A)は大リフト制御状態においてリフト量が0のときを示し、(B)は大リフト制御状態においてリフト量が最大のときを示し、(C)は小リフト制御状態においてリフト量が0のときを示し、(D)は小リフト制御状態においてリフト量が最大のときを示している。   18A and 18B are cross-sectional views showing the main part of the VVE 43 in FIG. 17, where FIG. 18A shows when the lift amount is 0 in the large lift control state, and FIG. 18B shows the maximum lift amount in the large lift control state. (C) shows the time when the lift amount is 0 in the small lift control state, and (D) shows the time when the lift amount is maximum in the small lift control state.

図17並びに図18(A)〜(D)を参照して、カムシャフト41aに対して相対回転自在に取り付けられた吸気カム43bを一方の吸気カム43aと同期させるために、カムシャフト41aには、気筒24毎に設けられた偏心カム43dが固定されている。この偏心カム43dは、図18(A)〜(D)から明らかなように、カムシャフト41aに対して偏心している。偏心カム43dの外周には、オフセットリンク43eが回動自在に取り付けられている。オフセットリンク43eの外周部には、径方向に突出する突部43fが一体に設けられている。この突部43fには、カムシャフト41aと平行な連結ピン43gが貫通しており、この連結ピン43gによって、オフセットリンク43eの両側面には、それぞれリンクアーム43h、43iの一端部が回動自在に取り付けられている。一方のリンクアーム43hは、オフセットリンク43eと前記吸気カム43bとを連結するものであり、その他端部が、カムシャフト41aと平行なピン43jによって吸気カム43bの膨出部近傍部分に回動自在に連結されている。また、他方のリンクアーム43iは、オフセットリンク43eの位相を変更するエキセントリックシャフト43kにオフセットリンク43eを連結するためのものであり、このエキセントリックシャフト43kに固定されたコントロールアーム43mの端部に対し、他端部がカムシャフト41aと平行なピン43nで回動自在に連結されている。   17 and 18A to 18D, in order to synchronize the intake cam 43b attached to the camshaft 41a so as to be rotatable relative to the camshaft 41a, the camshaft 41a includes An eccentric cam 43d provided for each cylinder 24 is fixed. As is apparent from FIGS. 18A to 18D, the eccentric cam 43d is eccentric with respect to the cam shaft 41a. An offset link 43e is rotatably attached to the outer periphery of the eccentric cam 43d. A protrusion 43f protruding in the radial direction is integrally provided on the outer peripheral portion of the offset link 43e. A connecting pin 43g parallel to the camshaft 41a passes through the projecting portion 43f, and one end of each of the link arms 43h and 43i is rotatable on both side surfaces of the offset link 43e by the connecting pin 43g. Is attached. One link arm 43h connects the offset link 43e and the intake cam 43b, and the other end of the link arm 43h is rotatable to the vicinity of the bulging portion of the intake cam 43b by a pin 43j parallel to the cam shaft 41a. It is connected to. The other link arm 43i is for connecting the offset link 43e to the eccentric shaft 43k that changes the phase of the offset link 43e. With respect to the end of the control arm 43m fixed to the eccentric shaft 43k, The other end is rotatably connected by a pin 43n parallel to the camshaft 41a.

図17に示すように、エキセントリックシャフト43kの途中部には、扇形のウォームホイール43pが固定されており、このウォームホイール43pに噛合するウォームギヤ43qが、ステッピングモータ43rによって回転駆動されるようになっている。後述するように、ステッピングモータ43rは、コントロールユニット100によって、駆動制御されるようになっており、この駆動制御により、コントロールアーム43mの位相が決定され、それによって、オフセットリンク43eの位相が決定されるので、タペット36を駆動する吸気カム43bの回動軌跡が当該吸気弁30の軸方向において変化し、バルブリフト量が無段階で変更されるようになっている。   As shown in FIG. 17, a fan-shaped worm wheel 43p is fixed in the middle of the eccentric shaft 43k, and a worm gear 43q meshing with the worm wheel 43p is driven to rotate by a stepping motor 43r. Yes. As will be described later, the stepping motor 43r is driven and controlled by the control unit 100. By this driving control, the phase of the control arm 43m is determined, and thereby the phase of the offset link 43e is determined. Therefore, the rotational trajectory of the intake cam 43b that drives the tappet 36 changes in the axial direction of the intake valve 30, and the valve lift amount is changed steplessly.

図18(B)を参照して、各吸気弁30のバルブステム30aに設けられたタペット36は、吸気弁30のバルブステム30aの端部に固定されている。他方、吸気弁30のバルブステム30aは、周知のバルブガイド30bにガイドされている。このバルブガイド30bの外周には、スプリングシート部30cが一体に形成されており、このスプリングシート部30cには、当該タペット36の内奥部に形成されたスプリングシート部36aとの間に縮設されるバルブスプリング30dが着座している。   Referring to FIG. 18B, the tappet 36 provided on the valve stem 30 a of each intake valve 30 is fixed to the end of the valve stem 30 a of the intake valve 30. On the other hand, the valve stem 30a of the intake valve 30 is guided by a known valve guide 30b. A spring seat portion 30c is integrally formed on the outer periphery of the valve guide 30b. The spring seat portion 30c is contracted between the spring seat portion 36a formed in the inner back portion of the tappet 36. A valve spring 30d is seated.

前記吸気カム43bは、このタペット36に接合し、バルブスプリング30dの付勢力を受けている。   The intake cam 43b is joined to the tappet 36 and receives the urging force of the valve spring 30d.

この状態において、図18(A)(B)に示すように、ステッピングモータ43rによりエキセントリックシャフト43kおよびコントロールアーム43mを回動させて、ピン43nをエキセントリックシャフト43kの下方に位置付けると、吸気カム43bの揺動角が大きくなり、リフトピークにおけるバルブのリフト量が最も大きな大リフト制御状態になる。また、そこからコントロールアーム43mなどの回動によってピン43nを上方へ移動させると、これに応じて吸気カム43bの揺動角は小さくなり、図18(C)(D)に示すようにピン43nをカムシャフト41aの上方に位置付けると、バルブのリフト量が最も小さな小リフト制御状態になる。   In this state, as shown in FIGS. 18A and 18B, when the eccentric shaft 43k and the control arm 43m are rotated by the stepping motor 43r and the pin 43n is positioned below the eccentric shaft 43k, the intake cam 43b The swing angle becomes large, and a large lift control state in which the lift amount of the valve at the lift peak is the largest is achieved. Further, when the pin 43n is moved upward by the rotation of the control arm 43m or the like, the swing angle of the intake cam 43b is reduced accordingly, and the pin 43n is shown in FIGS. 18C and 18D. Is positioned above the camshaft 41a, the small lift control state with the smallest valve lift amount is achieved.

図18(A)(B)に示す大リフト制御状態において、吸気カム43bは、同図(B)に示すようにカムノーズの先端側でタペット36を押圧し、該タペット36を介して吸気弁30を大きくリフトさせたリフトピークの状態(吸気カム43bがタペット36を介して吸気弁30を大きくリフトさせた状態)と、同図(D)に示すように吸気弁30のリフト量が0になる状態との間で揺動する。小リフト制御状態である図18(C)(D)の場合も同様にリフトピークの状態(カムノーズの基端側でタペット36を押圧)とリフト量0の状態との間で揺動する(同図(C)および(D)参照)。   In the large lift control state shown in FIGS. 18 (A) and 18 (B), the intake cam 43b presses the tappet 36 on the tip side of the cam nose as shown in FIG. The lift amount of the intake valve 30 becomes 0 as shown in FIG. 4D, when the lift valve is lifted greatly (the intake cam 43b lifts the intake valve 30 through the tappet 36). Swings between states. Similarly, in the case of FIGS. 18C and 18D, which are in the small lift control state, swinging occurs between the lift peak state (the tappet 36 is pressed on the base end side of the cam nose) and the lift amount 0 state (same as above). (See Figures (C) and (D)).

図19は、図18(B)(D)の制御状態を模式的に表わすものであり、(A)は大リフト制御位置、(B)は小リフト制御位置に対応している。なお図19(A)(B)では、コントロールアーム43m、連結リンク43hおよびリンクアーム43iについては簡略に直線で表しており、また、偏心カム43dの中心(オフセットリンク43eの外輪の中心)の回転軌跡を符号T0として示している。   FIGS. 19A and 19B schematically show the control states of FIGS. 18B and 18D. FIG. 19A corresponds to the large lift control position, and FIG. 19B corresponds to the small lift control position. 19A and 19B, the control arm 43m, the connecting link 43h, and the link arm 43i are simply represented by straight lines, and the center of the eccentric cam 43d (the center of the outer ring of the offset link 43e) is rotated. The trajectory is shown as T0.

まず、図19(A)を参照して吸気カム43b自体のプロファイルを説明すると、この吸気カム43bの周面には、曲率半径が所定角度範囲一定の基円面(ベースサークル区間)θ1と、該θ1に続いて曲率半径が漸次大きくなっているカム面(リフト区間)θ2とが形成されている。   First, the profile of the intake cam 43b itself will be described with reference to FIG. 19A. On the peripheral surface of the intake cam 43b, a base circle surface (base circle section) θ1 whose curvature radius is constant within a predetermined angle range, Following the θ1, a cam surface (lift section) θ2 having a gradually increasing radius of curvature is formed.

図19(A)に実線で示すのは吸気弁30がリフトピーク近傍にある図18(B)の状態であり、このときには、連結リンク43hによってピン43jが最も上方に引き上げられ、吸気カム43bは、カム面θ2のカムノーズ先端側がタペット36に当接した状態になっている。一方、仮想線で示すのはバルブリフト量Hが0の状態(図18(A))であり、このときには吸気カム43bの基円面θ1がタペット36に接していて、吸気弁30が閉じた状態になっている。   The solid line in FIG. 19A shows the state of FIG. 18B in which the intake valve 30 is in the vicinity of the lift peak. At this time, the pin 43j is pulled up most by the connecting link 43h, and the intake cam 43b The cam nose tip side of the cam surface θ2 is in contact with the tappet 36. On the other hand, the phantom line shows a state in which the valve lift amount H is 0 (FIG. 18A). At this time, the base circle surface θ1 of the intake cam 43b is in contact with the tappet 36 and the intake valve 30 is closed. It is in a state.

そして、カムシャフト41a(偏心カム43d)が図の時計回りに回転すると、これに伴いオフセットリンク43eの一端側(図の下端側)は、図に矢印で示すようにカムシャフト41aの軸心X周りを公転することになるが、このオフセットリンク43eの他端部の変位はそこに連結されたリンクアーム43iによって規制される。すなわち、リンクアーム43iは、エキセントリックシャフト43kの下方に位置付けられたピン43nを中心に図の実線の位置と仮想線の位置との間を揺動し、これに伴い、オフセットリンク43eの他端側(連結ピン43g)は、偏心カム43dが1回転する度に、ピン43nを中心として往復円弧運動をすることになる(この連結ピン43gの運動軌跡をT1として示す)。   When the camshaft 41a (eccentric cam 43d) rotates in the clockwise direction in the figure, one end side (lower end side in the figure) of the offset link 43e moves along the axis X of the camshaft 41a as indicated by the arrow in the figure. Although revolving around, the displacement of the other end of the offset link 43e is regulated by a link arm 43i connected thereto. That is, the link arm 43i swings between the position of the solid line and the position of the phantom line around the pin 43n positioned below the eccentric shaft 43k, and accordingly, the other end side of the offset link 43e. The (connecting pin 43g) reciprocates around the pin 43n every time the eccentric cam 43d rotates once (the movement locus of the connecting pin 43g is indicated as T1).

前記連結ピン43gの往復円弧運動T1に伴い、この同じ連結ピン43gによって一端部がオフセットリンク43eに連結されている連結リンク43hの他端部(ピン43j)は、図にT2として示す軌跡で往復円弧運動し、そのピン43jによって連結リンク43hに連結されている吸気カム43bが図の実線の位置と仮想線の位置との間で揺動運動をする。すなわち、前記連結ピン43gが上方に移動するときには、連結リンク43hによってピン43jが上方に引き上げられて、吸気カム43bのカムノーズがタペット36を押し下げ、これによりバルブスプリング30d(図18(B)参照)を圧縮しながら、吸気弁30をリフトさせる。   In accordance with the reciprocating arc motion T1 of the connecting pin 43g, the other end portion (pin 43j) of the connecting link 43h whose one end portion is connected to the offset link 43e by the same connecting pin 43g reciprocates along a locus indicated by T2 in the drawing. The intake cam 43b, which moves in an arc and is connected to the connection link 43h by the pin 43j, swings between the position of the solid line and the position of the phantom line in the figure. That is, when the connecting pin 43g moves upward, the pin 43j is pulled upward by the connecting link 43h, and the cam nose of the intake cam 43b pushes down the tappet 36, thereby the valve spring 30d (see FIG. 18B). The intake valve 30 is lifted while compressing.

一方、連結ピン43gが下方に移動するときには、連結リンク43hによってピン43jが下方に押し下げられて、吸気カム43bのカムノーズが上昇することになるので、前記の圧縮されたバルブスプリング30dの反力によってタペット36が押し上げられて、前記カムノーズの上昇に追従するように上方に移動し、吸気弁30が引き上げられて、吸気ポート28が閉じられる。   On the other hand, when the connecting pin 43g moves downward, the pin 43j is pushed downward by the connecting link 43h, and the cam nose of the intake cam 43b rises. Therefore, due to the reaction force of the compressed valve spring 30d, The tappet 36 is pushed up and moves upward so as to follow the rise of the cam nose, the intake valve 30 is pulled up, and the intake port 28 is closed.

つまり、大リフト制御状態では、吸気カム43bがその周面の基円面θ1およびカム面θ2の略全体によってタペット36を押圧するように大きく揺動し、このように大きな揺動角に対応してバルブのリフト量が大きくなるものである。   That is, in the large lift control state, the intake cam 43b swings greatly so as to press the tappet 36 by substantially the entire base circle surface θ1 and cam surface θ2 of the peripheral surface, and thus corresponds to such a large swing angle. This increases the lift amount of the valve.

また、前記の大リフト制御状態から、コントロールアーム43mをエキセントリックシャフト43kの軸心回りに上方へ略水平になるまで回動させて、図18(D)や図19(B)に示すように、リンクアーム43iの回動軸であるピン43nを大リフト制御状態よりもカムシャフト41aの回転方向の手前側に位置付けると、小リフト制御状態になる。この図19(B)においても図19(A)と同様に吸気弁30がリフトピーク近傍にある状態を実線で示し、リフト量Hが0の状態を仮想線で示している。   Further, from the above-described large lift control state, the control arm 43m is rotated upward about the axis of the eccentric shaft 43k until it becomes substantially horizontal, as shown in FIGS. 18 (D) and 19 (B), When the pin 43n, which is the rotation axis of the link arm 43i, is positioned closer to the front side in the rotational direction of the camshaft 41a than the large lift control state, the small lift control state is established. In FIG. 19B, as in FIG. 19A, the state where the intake valve 30 is in the vicinity of the lift peak is indicated by a solid line, and the state where the lift amount H is 0 is indicated by a virtual line.

図19(B)において、カムシャフト41a(偏心カム43d)が回転すると、前記大リフト制御状態と同様にオフセットリンク43eの連結ピン43gはリンクアーム43iによって変位が規制され、エキセントリックシャフト43kの側方に位置するピン43nを中心として、往復円弧運動T3をする(リンクアーム43iは図の実線位置と仮想線位置との間で往復回動する)。そして、その連結ピン43gの往復円弧運動T3に伴って連結リンク43hのピン43jが往復円弧運動T4をし、そのピン43jによって連結リンク43hに連結されている吸気カム43bが、図の実線の位置と仮想線の位置との間で揺動運動をして、吸気弁30を開閉するようになる。   In FIG. 19B, when the camshaft 41a (eccentric cam 43d) rotates, the displacement of the connecting pin 43g of the offset link 43e is restricted by the link arm 43i as in the large lift control state, and the side of the eccentric shaft 43k is controlled. A reciprocating arc motion T3 is performed around the pin 43n positioned at (the link arm 43i reciprocates between the solid line position and the virtual line position in the figure). Along with the reciprocating arc motion T3 of the connecting pin 43g, the pin 43j of the connecting link 43h performs the reciprocating arc motion T4, and the intake cam 43b connected to the connecting link 43h by the pin 43j is positioned in the solid line in the figure. The intake valve 30 is opened and closed by swinging between the imaginary line and the position of the imaginary line.

つまり、小リフト制御状態では、前記大リフト制御状態と比べて吸気カム43bの揺動角が小さくなり、この吸気カム43bが、その周面の基円面θ1およびこれに連続するカム面θ2の一部分のみによってタペット36を押圧するようになって、バルブのリフト量が小さくなるものである。   That is, in the small lift control state, the swing angle of the intake cam 43b is smaller than that in the large lift control state, and the intake cam 43b has a base circle surface θ1 on its peripheral surface and a cam surface θ2 continuous therewith. The tappet 36 is pressed only by a part, and the lift amount of the valve is reduced.

なお、上述のような動弁機構40を排気弁31にも設けて、当該排気弁31の閉タイミングを排気上死点よりもアドバンスさせることにより、筒内の既燃ガスを吸気行程移行に残存させ、内部EGRとすることが可能である。   The valve mechanism 40 as described above is also provided in the exhaust valve 31, and the closed timing of the exhaust valve 31 is advanced from the exhaust top dead center so that the burned gas in the cylinder remains in the intake stroke transition. It is possible to make it an internal EGR.

次に、図13および図14を参照して、エンジン本体20の吸気ポート28には、インテークマニホールド132の分岐吸気管133が接続している。分岐吸気管133は、気筒24毎に設けられており、それぞれがインテークマニホールド132に等長の吸気経路を形成した状態で接続されている。図示の実施形態において、前記分岐吸気管133の下流端は、2つ一組で構成された各気筒24の吸気ポート28に対応して二股に形成されている。分岐吸気管133の上流側合流部分には、開閉弁134が設けられている。開閉弁134は、三方電磁弁で具体化されたものであり、アクチュエータ135によって、個別に分岐吸気管133の集合部分を所望量だけ開閉できるように構成されている。他方、二股に分岐した分岐吸気管133の一方の分岐部分には、図14に示すように周知のスワール生成用開閉弁133aが設けられている。このスワール生成用開閉弁133aはアクチュエータ133bにより駆動されて開閉作動するもので、このスワール生成用開閉弁133aにより当該分岐吸気管133の一方の分岐部分が閉じられたときは他方の分岐部分を通る吸気によって燃焼室27内にスワールが生成され、スワール生成用開閉弁133aが開かれるにつれてスワールが弱められるようになっている。   Next, referring to FIG. 13 and FIG. 14, the branch intake pipe 133 of the intake manifold 132 is connected to the intake port 28 of the engine body 20. The branch intake pipe 133 is provided for each cylinder 24, and each branch intake pipe 133 is connected to the intake manifold 132 in a state where an equal-length intake path is formed. In the illustrated embodiment, the downstream end of the branched intake pipe 133 is bifurcated so as to correspond to the intake port 28 of each cylinder 24 constituted by two. An open / close valve 134 is provided at the upstream side merge portion of the branch intake pipe 133. The on-off valve 134 is embodied by a three-way solenoid valve, and is configured such that the actuator 135 can individually open and close the aggregate portion of the branch intake pipe 133 by a desired amount. On the other hand, a known swirl on-off valve 133a is provided at one branch portion of the branch intake pipe 133 branched into two branches as shown in FIG. The swirl on / off valve 133a is driven to open and close by being driven by an actuator 133b. When one of the branch portions of the branch intake pipe 133 is closed by the swirl on / off valve 133a, the swirl on / off valve 133a passes through the other branch. The swirl is generated in the combustion chamber 27 by the intake air, and the swirl is weakened as the swirl generating on-off valve 133a is opened.

インテークマニホールド132の上流側には、新気をインテークマニホールド132内部に導入するための吸気通路136が接続されている。この吸気通路136には、スロットルバルブ137が設けられている。   An intake passage 136 for introducing fresh air into the intake manifold 132 is connected to the upstream side of the intake manifold 132. A throttle valve 137 is provided in the intake passage 136.

排気ポート29には、各気筒24に2つ一組で形成された二股状の分岐排気管151が接続されている。各分岐排気管151の下流端は、エキゾーストマニホールド152に接続されている。このエキゾーストマニホールド152には、既燃ガスを排出する排気通路153が接続されている。   The exhaust port 29 is connected to a bifurcated branch exhaust pipe 151 formed in pairs for each cylinder 24. The downstream end of each branch exhaust pipe 151 is connected to the exhaust manifold 152. An exhaust passage 153 for discharging burned gas is connected to the exhaust manifold 152.

次に、前記インテークマニホールド132、エキゾーストマニホールド152の間には、排気された既燃ガスをインテークマニホールド132に還流させる外部EGRシステム160が設けられている。   Next, an external EGR system 160 for returning the exhausted burned gas to the intake manifold 132 is provided between the intake manifold 132 and the exhaust manifold 152.

外部EGRシステム160は、インテークマニホールド132とエキゾーストマニホールド152との間に形成された還流通路161に接続され、EGRクーラ162と、EGR弁163と、EGR弁163を駆動するアクチュエータ164とを備えた公知のバルブシステムである。   The external EGR system 160 is connected to a return passage 161 formed between the intake manifold 132 and the exhaust manifold 152, and includes an EGR cooler 162, an EGR valve 163, and an actuator 164 that drives the EGR valve 163. Valve system.

図13を参照して、エンジン本体20の運転状態を検出するために、吸気通路136には、エアフローセンサSW1が設けられ、開閉弁134の下流には筒内温度を予測するための吸気温度センサSW2(図14参照)が設けられている。また、シリンダブロック22には、クランクシャフト21の回転数を検出するクランク角センサSW3および冷却水の温度を検出するエンジン水温センサSW4が設けられている(図14参照)。さらに、排気通路153には、空燃比を制御するための酸素濃度センサSW5が設けられている。   Referring to FIG. 13, in order to detect the operating state of engine body 20, an air flow sensor SW <b> 1 is provided in intake passage 136, and an intake air temperature sensor for predicting the in-cylinder temperature downstream of on-off valve 134. SW2 (see FIG. 14) is provided. The cylinder block 22 is provided with a crank angle sensor SW3 for detecting the rotation speed of the crankshaft 21 and an engine water temperature sensor SW4 for detecting the temperature of the cooling water (see FIG. 14). Further, the exhaust passage 153 is provided with an oxygen concentration sensor SW5 for controlling the air-fuel ratio.

エンジン本体20には、制御手段としてのコントロールユニット100が設けられている。このコントロールユニット100には、エアフローセンサSW1、吸気温度センサSW2、クランク角センサSW3、エンジン水温センサSW4、酸素濃度センサSW5、並びにエンジン負荷を検出するためのアクセル開度センサSW6が入力要素として接続されている。これら各センサSW1〜SW6は、何れも本実施形態における運転状態検出手段の具体例である。他方、コントロールユニット100には、動弁機構40、スワール生成用開閉弁133aのアクチュエータ133b、開閉弁134のアクチュエータ135、スロットルバルブ137のアクチュエータ、外部EGRシステム160のアクチュエータ164が制御要素として接続されている。   The engine body 20 is provided with a control unit 100 as control means. The control unit 100 is connected with an air flow sensor SW1, an intake air temperature sensor SW2, a crank angle sensor SW3, an engine water temperature sensor SW4, an oxygen concentration sensor SW5, and an accelerator opening sensor SW6 for detecting engine load as input elements. ing. Each of these sensors SW1 to SW6 is a specific example of the operating state detection means in the present embodiment. On the other hand, the control unit 100 is connected with a valve operating mechanism 40, an actuator 133b of the swirl generating on-off valve 133a, an actuator 135 of the on-off valve 134, an actuator of the throttle valve 137, and an actuator 164 of the external EGR system 160 as control elements. Yes.

図13を参照して、コントロールユニット100は、CPU101、メモリ102、インターフェース103並びにこれらのユニット101〜103を接続するバス104を有するものであり、メモリ102に記憶されるプログラム並びにデータによって、運転状態を判定する運転状態判定手段を機能的に構成している。   Referring to FIG. 13, the control unit 100 includes a CPU 101, a memory 102, an interface 103, and a bus 104 that connects these units 101 to 103, and an operation state is determined by a program and data stored in the memory 102. The operation state determination means for determining is functionally configured.

メモリ102には、詳しくは後述する種々の制御マップが記憶されており、これら記憶マップに基づいて、エンジン本体20は、運転状態に応じて好適に運転されるようになっている。特に本実施形態においては、後述する運転領域に応じて、点火プラグ34を強制駆動する火花点火運転モードと、圧縮自己着火運転を実行する圧縮自己着火運転モードとを有している。さらに、圧縮自己着火運転モードにおいて、所定の運転領域では、圧縮自己着火をアシストするための火花点火を実行する着火アシスト運転モードが設定されている。   The memory 102 stores various control maps, which will be described in detail later. Based on these stored maps, the engine body 20 is suitably operated according to the operating state. In particular, the present embodiment has a spark ignition operation mode in which the spark plug 34 is forcibly driven and a compression self-ignition operation mode in which the compression self-ignition operation is executed in accordance with an operation region described later. Further, in the compression self-ignition operation mode, an ignition assist operation mode for executing spark ignition for assisting compression self-ignition is set in a predetermined operation region.

図20は、図13の実施形態において制御マップの基となるエンジン回転速度Nと要求トルクとの関係を示すグラフである。   FIG. 20 is a graph showing the relationship between the engine speed N that is the basis of the control map and the required torque in the embodiment of FIG.

図20を参照して、図示の実施形態では、点火タイミングを圧縮上死点後にリタードさせる点火リタード運転領域Aと、圧縮上死点前に点火する通常点火運転領域Bとに大別されている。点火リタード運転領域Aは、エンジン回転速度Nを低速域、中速域、高速域の三段階に分割した場合において、その低速域にあって、所定の中点火リタード運転領域A1からスロットル全開域AWOTの範囲に設定されている。そして、後述するように、本実施形態では、この点火リタード運転領域Aでは、吸気弁30の閉弁タイミングによって、弁リフト量が1mmで規定した吸気弁閉タイミングで求められる有効圧縮比εrを13以上に維持して運転されるようになっている。 Referring to FIG. 20, in the illustrated embodiment, the ignition timing is roughly divided into an ignition retard operation region A in which the ignition timing is retarded after compression top dead center, and a normal ignition operation region B in which ignition is performed before compression top dead center. . The ignition retard operation area A is divided into three stages of a low speed area, a medium speed area, and a high speed area when the engine rotation speed N is divided into three stages, and is from the predetermined medium ignition retard operation area A1 to the throttle fully open area A. The WOT range is set. In the present embodiment, as will be described later, in this ignition retard operation region A, the effective compression ratio ε r obtained at the intake valve closing timing defined by the valve lift amount of 1 mm is determined by the closing timing of the intake valve 30. It is designed to be operated while maintaining 13 or more.

他方、通常点火運転領域Bは、破線で示すように低速域から中速域の前半側に延びる低負荷運転領域B1を有しており、この低速低負荷運転領域B1は、アイドリング運転領域C1を含んでいる。さらに本実施形態において、この低負荷運転領域B1においては、均質リーン燃焼とされるように、燃料噴射量が設定されている。   On the other hand, the normal ignition operation region B has a low load operation region B1 extending from the low speed region to the first half of the medium speed region as indicated by a broken line, and the low speed low load operation region B1 is an idling operation region C1. Contains. Further, in the present embodiment, the fuel injection amount is set so that homogeneous lean combustion is performed in the low load operation region B1.

図21は、図13の実施形態において制御マップの基となる有効圧縮比εrの制御例を示すタイミングチャートである。 FIG. 21 is a timing chart showing a control example of the effective compression ratio ε r that is the basis of the control map in the embodiment of FIG.

図21を参照して、本実施形態では、上述したように、VVE43を備えた動弁機構40を採用している。この動弁機構40を用いることにより、吸気弁30は、その開弁タイミングとバルブリフト量とが無段階で制御される。   With reference to FIG. 21, in this embodiment, the valve operating mechanism 40 provided with VVE43 is employ | adopted as mentioned above. By using the valve operating mechanism 40, the valve opening timing and the valve lift amount of the intake valve 30 are controlled steplessly.

本実施形態において、点火リタード運転領域Aでは、図21から明らかなように、吸気弁30の閉弁タイミングを吸気下死点直後(最大30°CA)までリタードさせ、これによって、有効圧縮比εrを13以上に維持する一方、図20、図22で示すように、点火タイミングを圧縮上死点後にリタードさせることにより、点火リタード運転領域Aでのノッキングを確実に防止することとしている。 In the present embodiment, in the ignition retard operation region A, as is apparent from FIG. 21, the closing timing of the intake valve 30 is retarded until just after the intake bottom dead center (maximum 30 ° CA), thereby the effective compression ratio ε While r is maintained at 13 or more, as shown in FIGS. 20 and 22, the ignition timing is retarded after the compression top dead center, so that knocking in the ignition retard operation region A is surely prevented.

他方、残余の運転領域Bにおいては、原則として、吸気弁30を早閉じにして、有効圧縮比εrを13未満(例えば8程度)に下げるようにしている。これにより、ポンピングロスの低減を図ることができるようにしている。ここで、有効圧縮比をεrとすると、 On the other hand, in the remaining operation region B, as a rule, the intake valve 30 is closed early to reduce the effective compression ratio ε r to less than 13 (for example, about 8). As a result, the pumping loss can be reduced. Here, if the effective compression ratio is ε r ,

Figure 0004725531
Figure 0004725531

(2)式中、
ε :幾何学的圧縮比
s:行程容積(m3
c:隙間容積(m3
θ :バルブリフト量が1mmのときの吸気弁30の閉弁タイミングのクランク角度
:連桿比(コンロッド長/クランク半径)
である。
(2) where
ε : Geometric compression ratio v s : Stroke volume (m 3 )
v c : Clearance volume (m 3 )
θ : Crank angle R at the closing timing of the intake valve 30 when the valve lift is 1 mm : Continuous ratio (connector rod length / crank radius)
It is.

(2)式を用いることにより、バルブリフト量が1mmのときの吸気弁30の開弁角度に基づいて、有効圧縮比εrと開弁角度との関係をデータ化しておき、制御マップとすることで精緻に有効圧縮比εrを制御することが可能になる。 By using the expression (2), the relationship between the effective compression ratio ε r and the valve opening angle is converted into data based on the valve opening angle of the intake valve 30 when the valve lift is 1 mm, and used as a control map. Thus, the effective compression ratio ε r can be precisely controlled.

図22は、図13の実施形態において制御マップの基となる点火タイミングの一例を示すグラフである。   FIG. 22 is a graph showing an example of the ignition timing that is the basis of the control map in the embodiment of FIG.

図22を参照して、例えば、幾何学的圧縮比が11の場合、通常運転時の点火タイミングは、IGaで示すように圧縮上死点よりも相当量AIg(例えば、エンジン回転速度が1500rpm、クランク角度CA=6°〜8°)アドバンスしている。これに対し、幾何学的圧縮比が14の場合、圧縮比11と同じノッキング特性であればIGv で示すように、圧縮上死点の直前で点火していたところであるが、本実施形態では、IGbで示すように、圧縮上死点よりもさらにリタードさせた点火タイミングで火花点火することとしている。これにより、本実施形態では、リタード運転領域(低速域においてスロットル全開域AWOT を含む低速中高負荷運転域)Aにおいて、依然高圧縮比(εr ≦14)のままトルク低下を起こさない状態を維持することが可能になる(図11、図22参照)。 Referring to FIG. 22, for example, when the geometric compression ratio is 11, the ignition timing during normal operation is a considerable amount A Ig (for example, the engine rotational speed is higher than the compression top dead center as indicated by IG a ). 1500 rpm, crank angle CA = 6 ° to 8 °). In contrast, if the geometric compression ratio is 14, if the same knock characteristics as compression ratio 11 as shown by IG v, but is was not ignited immediately before the compression top dead center, in this embodiment , as shown by IG b, is set to be spark ignited at ignition timing is further retarded than the compression top dead center. As a result, in this embodiment, in the retard operation region (low speed medium and high load operation region including the throttle fully open region A WOT in the low speed region) A, a state in which the torque does not decrease with the high compression ratio (ε r ≦ 14) still remains. This can be maintained (see FIGS. 11 and 22).

点火タイミングを圧縮上死点後にリタードさせる場合、そのリタード量RIgは、筒内温度や筒内圧力等、ノッキングを決定する要因を考慮して実験的に集積され、制御マップによって定められるが、本実施形態では、例えば、圧縮上死点からのリタード量RIgをピストン26が上死点経過後10%以下のストローク範囲(クランク角度CA=圧縮上死点後35°付近)としている。点火タイミングIGb を圧縮上死点後にリタードさせることにより、ノッキングを抑制し、高圧縮比での運転が可能となるわけであるが、点火タイミングIGbが圧縮上死点よりもリタードしている分だけ、燃焼期間という点では不利になる。そこで本実施形態では、ノッキングを抑制可能な範囲であって、なおかつ早期に膨張行程に移行した燃料を燃焼させるために、リタード量RIgをピストン26が上死点経過後10%以下のストローク範囲としているのである。 When the ignition timing is retarded after compression top dead center, the retard amount R Ig is experimentally accumulated in consideration of factors that determine knocking, such as in-cylinder temperature and in-cylinder pressure, and is determined by a control map. In this embodiment, for example, the retard amount R Ig from the compression top dead center is set to a stroke range of 10% or less after the top dead center has elapsed (crank angle CA = around 35 ° after compression top dead center). By retarding ignition timing IG b after compression top dead center, knocking is suppressed and operation at a high compression ratio is possible, but ignition timing IG b is retarded from compression top dead center. This is disadvantageous in terms of the combustion period. Therefore, in the present embodiment, in order to combust the fuel that has been able to suppress knocking and has shifted to the expansion stroke at an early stage, the retard amount R Ig is set to a stroke range in which the piston 26 is 10% or less after the top dead center has elapsed. It is.

図23および図24は図13の実施形態に係る制御フローを示すフローチャートである。   23 and 24 are flowcharts showing a control flow according to the embodiment of FIG.

まず図23を参照して、以上の構成では、エンジン本体20に対する入力要素(SW1〜SW8)からの入力に基づき(ステップS10)、制御手段としてのコントロールユニット100は、エンジン本体20が稼働中であるか否かを判別する(ステップS11)。   First, referring to FIG. 23, in the above configuration, based on the input from the input elements (SW1 to SW8) to the engine main body 20 (step S10), the control unit 100 as the control means is in operation of the engine main body 20. It is determined whether or not there is (step S11).

エンジン本体20が停止中であった場合、コントロールユニット100は、さらに予め設定された所定の始動要求(例えば、アクセルが踏まれた場合等)があるか否かを判別し(ステップS11)、始動要求が検出されない場合には、ステップS10に戻って待機し、始動要求があった場合には、次のステップS13に移行する。   When the engine body 20 is stopped, the control unit 100 further determines whether or not there is a predetermined start request that is set in advance (for example, when the accelerator is stepped on) (step S11), and start If no request is detected, the process returns to step S10 and waits. If there is a start request, the process proceeds to the next step S13.

エンジン本体20が稼働中である場合、或いは始動要求があった場合、コントロールユニット100は、さらに低負荷運転領域Bから急加速要求があったか否かを判別する(ステップS13)。低負荷運転領域Bから急加速要求があった場合、有効圧縮比を高く設定することが好ましいため、予め実験等で定めた制御マップM1を用いることにより、点火タイミングを一気に圧縮上死点後の最大許容値(クランク角度CA=35°)にリタードすることとしている(ステップS14)。   When the engine body 20 is in operation or when there is a start request, the control unit 100 further determines whether or not there is a rapid acceleration request from the low load operation region B (step S13). When there is a sudden acceleration request from the low-load operation region B, it is preferable to set the effective compression ratio high. Therefore, by using the control map M1 determined in advance by experiments or the like, the ignition timing is immediately after the compression top dead center. The maximum retarding value (crank angle CA = 35 °) is retarded (step S14).

他方、ステップS13において、急加速要求がなかった場合、コントロールユニット100は、さらに、エンジン本体20の運転領域が点火リタード運転領域Aで運転されているか否かを判別する(ステップS15)。仮にエンジン本体20の運転領域が点火リタード運転領域Aであると判定された場合、コントロールユニット100は、図21で示したように、吸気弁30の閉タイミングを吸気下死点以降にリタードさせ、有効圧縮比εrを13以上に維持するようにする(ステップS16)。次いで、コントロールユニット100は、図22に基づく制御マップM2によって点火プラグ34のリタード量RIgを圧縮上死点後の所定クランク角度(本実施形態では、ピストン26が上死点経過後10%以下のストローク範囲)に設定しているので、ノッキングを抑制しつつ、早期に燃焼を開始して、大きなトルクが得られるようにしている(ステップS17)。 On the other hand, when there is no sudden acceleration request in step S13, the control unit 100 further determines whether or not the operation region of the engine body 20 is operated in the ignition retard operation region A (step S15). If it is determined that the operation region of the engine body 20 is the ignition retard operation region A, the control unit 100 retards the closing timing of the intake valve 30 after the intake bottom dead center, as shown in FIG. The effective compression ratio ε r is maintained at 13 or more (step S16). Next, the control unit 100 uses the control map M2 based on FIG. 22 to set the retard amount R Ig of the spark plug 34 to a predetermined crank angle after compression top dead center (in this embodiment, the piston 26 is 10% or less after top dead center elapses). Therefore, combustion is started at an early stage while suppressing knocking so that a large torque can be obtained (step S17).

ステップS14またはステップS17の後、コントロールユニット100は、外部EGRシステム160によって、外部EGRが可能な運転状態であるか否かを判別する(ステップS18)。この判別は、筒内温度や筒内圧力を検出/推定することにより、公知の方法で実行されるが、本実施形態では、特に、スロットル全開域AWOT を含む点火リタード運転領域Aの場合には、外部EGRを導入するように設定されている。 After step S14 or step S17, the control unit 100 determines whether or not the external EGR system 160 is in an operating state in which external EGR is possible (step S18). This determination is performed by a known method by detecting / estimating the in-cylinder temperature and the in-cylinder pressure. However, in this embodiment, particularly in the case of the ignition retard operation region A including the throttle fully open region A WOT. Is set to introduce an external EGR.

仮に外部EGRを導入可能な運転状態である場合、コントロールユニット100は、制御マップM3に基づき、EGR量、空燃比、燃料噴射タイミングを設定し(ステップS19)、その後、外部EGRシステム160を作動させ(ステップS20)、エンジン本体20を運転する(ステップS21)。これにより、筒内に既燃ガスが導入され、低い燃焼温度でエンジン本体20が運転されることにより、熱損失を可及的に低減することが可能になる。そして、ステップS21を実行した後は、ステップS10に戻って上述した制御を繰り返す。   If the operation state is such that external EGR can be introduced, the control unit 100 sets the EGR amount, air-fuel ratio, and fuel injection timing based on the control map M3 (step S19), and then operates the external EGR system 160. (Step S20), the engine body 20 is operated (Step S21). As a result, burned gas is introduced into the cylinder and the engine body 20 is operated at a low combustion temperature, so that heat loss can be reduced as much as possible. And after performing step S21, it returns to step S10 and repeats the control mentioned above.

また、ステップS18において、外部EGRが不能と判断された場合、コントロールユニット100は、外部EGRシステム160を停止し(ステップS22)、制御マップM4に基づいて、空燃比を設定(ステップS23)した後、ステップS21に移行する。   If it is determined in step S18 that the external EGR is not possible, the control unit 100 stops the external EGR system 160 (step S22), and sets the air-fuel ratio based on the control map M4 (step S23). The process proceeds to step S21.

次に、ステップS15において、エンジン本体20の運転領域が点火リタード運転領域Aではない場合の制御について、図24を参照しながら説明する。   Next, control in the case where the operation region of the engine body 20 is not the ignition retard operation region A in step S15 will be described with reference to FIG.

図24に示すように、エンジン本体20の運転領域が点火リタード運転領域Aではない場合、本実施形態では、コントロールユニット100が、エンジン水温センサSW4や吸気温度センサSW2の検出値に基づいて筒内温度Tを推定し、この筒内温度Tが予め設定された基準値TSTに満たないか否かを判別する(ステップS24)。そして、仮に、筒内温度Tが基準値TSTに満たない場合、コントロールユニット100は、制御マップM5に基づいて、吸気弁30の閉タイミングを設定し、有効圧縮比εrを上げる。すなわち、冷間時においては、噴霧の気化霧化が不十分で、端ガスの着火遅れも大きくなるので、有効圧縮比εrが低いままであれば、熱発生率(dQ/dθ)も低いままとなる。そこで、本実施形態では、高く設定されている幾何学的圧縮比を有効利用し、所定の冷間運転時であれば、有効圧縮比εrを高めて燃焼の安定化を図り、出力や燃費の向上を図っている。 As shown in FIG. 24, when the operation region of the engine body 20 is not the ignition retard operation region A, in the present embodiment, the control unit 100 performs in-cylinder operation based on the detection values of the engine water temperature sensor SW4 and the intake air temperature sensor SW2. the temperature T is estimated, and determines whether the in-cylinder temperature T is less than a predetermined reference value T ST (step S24). Then, if, when the in-cylinder temperature T is less than the reference value T ST, the control unit 100 based on a control map M5, set the closing timing of the intake valve 30, increasing the effective compression ratio epsilon r. That is, during cold, the vaporization and atomization of the spray is insufficient and the ignition delay of the end gas becomes large. Therefore, if the effective compression ratio ε r remains low, the heat generation rate (dQ / dθ) is also low. Will remain. Therefore, in the present embodiment, the geometric compression ratio that is set to be high is effectively used, and during a predetermined cold operation, the effective compression ratio ε r is increased to stabilize combustion, and the output and fuel consumption are increased. We are trying to improve.

さらに、コントロールユニット100は、設定される有効圧縮比εrが13以上であるか否かを判別し(ステップS26)、仮に有効圧縮比εrが13以上である場合には、ステップS14に移行して、点火リタード運転領域Aと同様な運転を実施する。これにより、高圧縮比を維持した場合のノッキングを確実に防止することが可能になる。ステップS24において、筒内温度Tが基準値以上であれば、コントロールユニット100は、制御マップM6に基づいて、吸気弁30の閉タイミングを設定し、有効圧縮比εrを下げる(ステップS27)。その後、或いは、ステップS26において、有効圧縮比εrが13未満に設定されたと判別された場合、コントロールユニット100は、制御マップM7に基づいて、点火タイミングを設定する(ステップS28)。その後、内部EGRが可能であるか否かが判別され(ステップS29)、可能であれば、コントロールユニット100は、制御マップM8に基づき、排気弁の開閉タイミング、空燃比、燃料噴射タイミングを設定する(ステップS30)。また、内部EGRを実行できない運転領域であれば、ステップS18に移行して外部EGRの可否が判別される。なお、上述したステップS19、S23、S30において、低速低負荷運転領域B1においては、有効圧縮比を低減した上で理論空燃比となるように燃料が噴射されるよう、各制御マップM3、M4、M8が設定されている。本実施形態では、高圧縮比条件下での有効圧縮比低減によって高膨張比が確保できることにより、理論空燃比での運転でも充分に燃費向上が図れるため、排気通路153には、NOx触媒に比較して安価で浄化率が高い三元触媒を配置できることから、低速低負荷運転領域においても、排気性能と燃費の向上を図ることが可能になる。 Further, the control unit 100 determines whether or not the set effective compression ratio ε r is 13 or more (step S26). If the effective compression ratio ε r is 13 or more, the control unit 100 proceeds to step S14. Then, the same operation as in the ignition retard operation region A is performed. This makes it possible to reliably prevent knocking when maintaining a high compression ratio. If the in-cylinder temperature T is equal to or higher than the reference value in step S24, the control unit 100 sets the closing timing of the intake valve 30 based on the control map M6, and lowers the effective compression ratio ε r (step S27). Thereafter, or when it is determined in step S26 that the effective compression ratio ε r is set to less than 13, the control unit 100 sets the ignition timing based on the control map M7 (step S28). Thereafter, it is determined whether or not internal EGR is possible (step S29). If possible, the control unit 100 sets the opening / closing timing of the exhaust valve, the air-fuel ratio, and the fuel injection timing based on the control map M8. (Step S30). If the operation region is incapable of executing internal EGR, the process proceeds to step S18 to determine whether external EGR is possible. In steps S19, S23, and S30 described above, in the low speed and low load operation region B1, the control maps M3, M4, M8 is set. In this embodiment, since the high expansion ratio can be secured by reducing the effective compression ratio under the high compression ratio condition, the fuel consumption can be sufficiently improved even in the operation at the stoichiometric air-fuel ratio. Therefore, the exhaust passage 153 is compared with the NOx catalyst. Since a three-way catalyst that is inexpensive and has a high purification rate can be arranged, it is possible to improve exhaust performance and fuel consumption even in a low-speed and low-load operation region.

以上説明したように本実施形態では、通常であれば、ノッキングを防止するため、大幅な点火タイミングのリタードが必要であると考えられてきた運転領域(低速点火リタード運転領域A1からスロットル全開域AWOTを含む中高負荷運転領域)Aにおいて、有効圧縮比εrを13以上とした高いトルクと燃費を維持したまま、エンジン本体20が運転されることになる。すなわち、図22に示すように、ノッキング回避のためにリタードされる点火タイミングが、圧縮上死点後に設定されている場合には、図3に示したように、ピストン26が圧縮上死点経過後に、筒内での冷炎反応が顕著になり、圧縮上死点経過後の燃焼過程が多段発火となる結果、時間損失を低減しつつ熱発生率を維持することができ、充分なトルクを得ることが可能になる。また、このような熱発生率の維持により、当該リタード量RIgを可及的に低減することが可能になる。他方、冷炎反応が生じる領域では、図5に示したように、モル数が上昇する結果、圧力上昇分ほどは筒内温度が上昇しなくなる。加えて、図6に示したように、冷炎反応は燃焼室27の中央側で生じ、端ガスでの発生が少ないことから、筒内温度の上昇も抑制される。このような温度条件により、ホルムアルデヒドが生成されるとともに、このホルムアルデヒドがノッキングの原因となるOHラジカルの消費を促進し、この点からも自着火が抑制される。少なくともスロットル全開域AWOTを含む低速での点火リタード運転領域Aでの高圧縮比化において、このようなノッキング抑制メカニズムを構成することにより、点火タイミングのリタードによる出力低下を熱効率改善分が補い、出力を犠牲にすることなく、可及的にディーゼルエンジン並みの燃費を得ることも可能となる。また、有効圧縮比εrが、吸気弁30の閉タイミング調整制御によって決定される構成になっているため、幾何学的圧縮比を変更するための複雑な機構を用いる必要がなくなる。加えて、エンジン本体20の運転領域が、低中負荷運転領域B1である場合には、弁リフト1mmで規定した吸気弁閉タイミングで求められる有効圧縮比εrを13未満に下げるとともに点火タイミングを圧縮上死点前の所定期間内に設定するので、高圧縮比条件下での有効圧縮比低減によって高膨張比が確保できる。他方、通常の圧縮比のエンジン(幾何学的圧縮比で10〜11、有効圧縮比で8弱〜9弱程度のエンジン)よりも有効圧縮比を高く設定できるので、当該有効圧縮比の低減に伴う燃焼不安定方向の懸念が弱まり、低中負荷運転領域Bにおいても、燃焼安定性が向上する。さらに、ポート噴射式の燃料噴射弁を採用しているので、燃焼ロバストウィンドウの広い均質リーン燃焼が可能となり、大幅な燃費の改善を図ることが可能になる。 As described above, in the present embodiment, normally, in order to prevent knocking, in order to prevent knocking, a retarded ignition timing is considered to be necessary (from the slow ignition retarding operation region A1 to the throttle full opening region A1). In the medium and high load operation region A including WOT ) A, the engine body 20 is operated while maintaining a high torque and fuel efficiency with an effective compression ratio ε r of 13 or more. That is, as shown in FIG. 22, when the ignition timing retarded to avoid knocking is set after the compression top dead center, as shown in FIG. Later, the cold flame reaction in the cylinder became prominent, and the combustion process after the compression top dead center was ignited in multiple stages. As a result, the heat generation rate can be maintained while reducing time loss, and sufficient torque can be maintained. It becomes possible to obtain. Further, by maintaining such a heat generation rate, the retard amount R Ig can be reduced as much as possible. On the other hand, in the region where the cold flame reaction occurs, as shown in FIG. 5, as the number of moles increases, the in-cylinder temperature does not increase as much as the pressure increase. In addition, as shown in FIG. 6, the cold flame reaction occurs on the center side of the combustion chamber 27, and since there is little generation of end gas, an increase in the in-cylinder temperature is also suppressed. Under such temperature conditions, formaldehyde is generated, and the formaldehyde promotes consumption of OH radicals that cause knocking, and autoignition is also suppressed from this point. By increasing the compression ratio in the ignition retard operation region A at low speed including at least the throttle fully open region A WOT , by configuring such a knocking suppression mechanism, the reduction in output due to the retard of the ignition timing compensates for the thermal efficiency improvement, It is also possible to obtain as much fuel efficiency as a diesel engine without sacrificing output. Further, since the effective compression ratio ε r is determined by the closing timing adjustment control of the intake valve 30, it is not necessary to use a complicated mechanism for changing the geometric compression ratio. In addition, when the operation region of the engine body 20 is the low / medium load operation region B1, the effective compression ratio ε r obtained at the intake valve closing timing defined by the valve lift of 1 mm is reduced to less than 13 and the ignition timing is decreased. Since it is set within a predetermined period before the compression top dead center, a high expansion ratio can be secured by reducing the effective compression ratio under high compression ratio conditions. On the other hand, since the effective compression ratio can be set higher than an engine having a normal compression ratio (an engine having a geometric compression ratio of 10 to 11 and an effective compression ratio of slightly less than 8 to 9), the effective compression ratio can be reduced. The concern about the unstable combustion direction is weakened, and the combustion stability is improved even in the low and medium load operation region B. Further, since the port injection type fuel injection valve is employed, homogeneous lean combustion with a wide combustion robust window becomes possible, and fuel efficiency can be greatly improved.

また、本実施形態では、点火リタード運転領域Aの場合における点火タイミングの圧縮上死点からのリタード量RIgは、低速低負荷運転領域B1の場合の点火タイミングの圧縮上死点からのアドバンス量よりも小さく設定されるものである。このため本実施形態では、低速低負荷運転領域B1の場合には、有効圧縮比εrを13未満に下げてノッキングを未然に確実に防止するとともに、点火タイミングを一般的なエンジンと同様に圧縮上死点からアドバンスさせることにより、運転領域に応じた比較的高い圧縮比で適正燃焼を実現することが可能になる。また、吸気弁30の閉タイミングで有効圧縮比εrを変更することとしているので、ポンピングロスを低減し、燃費の向上を図ることが可能になる。すなわち、通常の圧縮比のエンジンで吸気弁30の遅閉じ(または早閉じ)を実行すると、有効圧縮比εrが相当低くなることに伴い、燃焼が不安定になってくる。このため、遅閉じ(または早閉じ)可能な範囲に制約が多くなる、或いはEGRを充分に導入できなくなる等の制約があった。しかるに本実施形態では、幾何学的圧縮比が相当高く設定されているので、有効圧縮比εrを下げたとしても、実圧縮比は依然高いため、燃焼安定性は高くなる。そのため、吸気弁30の遅閉じ(または早閉じ)の範囲を広くすることが可能になるとともに、バルブタイミングが同じであれば、低圧縮比のものに比べ、EGR率を高めることが可能になる。他方、低速域における点火リタード運転領域Aで点火タイミングをリタードさせる際のリタード量RIgは、比較的小さな値に設定されることになる。この結果、低速域での高負荷運転領域(本実施形態では、点火リタード運転領域A)では、膨張行程に移行した後、ノッキングを回避しつつも極めて高いトルクを維持することが可能になる。 In the present embodiment, the retard amount R Ig from the compression top dead center of the ignition timing in the ignition retard operation region A is the advance amount from the compression top dead center of the ignition timing in the low speed and low load operation region B1. Is set to be smaller. For this reason, in the present embodiment, in the case of the low speed and low load operation region B1, the effective compression ratio ε r is lowered to less than 13 to reliably prevent knocking, and the ignition timing is compressed in the same manner as a general engine. By advancing from the top dead center, it is possible to achieve proper combustion at a relatively high compression ratio corresponding to the operating region. Further, since the effective compression ratio ε r is changed at the closing timing of the intake valve 30, it is possible to reduce the pumping loss and improve the fuel consumption. That is, when the intake valve 30 is closed late (or quickly closed) with an engine having a normal compression ratio, combustion becomes unstable as the effective compression ratio ε r becomes considerably low. For this reason, there are many restrictions on the range in which late closing (or early closing) is possible, or there is a restriction that EGR cannot be sufficiently introduced. However, in this embodiment, since the geometric compression ratio is set to be considerably high, even if the effective compression ratio ε r is lowered, the actual compression ratio is still high, so that the combustion stability is increased. Therefore, it is possible to widen the range of late closing (or early closing) of the intake valve 30 and, if the valve timing is the same, it is possible to increase the EGR rate as compared with the low compression ratio. . On the other hand, the retard amount R Ig when the ignition timing is retarded in the ignition retard operation region A in the low speed region is set to a relatively small value. As a result, in the high load operation region in the low speed region (in this embodiment, the ignition retard operation region A), after shifting to the expansion stroke, it is possible to maintain extremely high torque while avoiding knocking.

また、本実施形態における前記低速域は、エンジンの回転域を、低速、中速、高速の三段階に分けたときの低速域であり、この低速回転速度域における前記所定期間(リタード量RIg)は、ピストン26が上死点経過後10%以下のストローク範囲である。このため本実施形態では、所定の低速回転速度域において、全開域で有効圧縮比εrを13以上に維持するように吸気弁30の閉タイミングを調整するとともに、点火タイミングを、当該ピストン26が上死点経過後10%以下のストローク範囲でリタードさせることにより、運転領域に応じた比較的高い圧縮比で適正燃焼を実現することが可能になる。 Further, the low speed range in the present embodiment is a low speed range when the engine rotation range is divided into three stages of low speed, medium speed, and high speed, and the predetermined period (retard amount R Ig) in this low speed rotation speed range. ) Is a stroke range in which the piston 26 is 10% or less after the top dead center has elapsed. For this reason, in the present embodiment, the closing timing of the intake valve 30 is adjusted so that the effective compression ratio ε r is maintained at 13 or more in the full open range in a predetermined low speed rotation speed range, and the ignition timing is determined by the piston 26. By making the retard within a stroke range of 10% or less after the elapse of the top dead center, it is possible to realize proper combustion at a relatively high compression ratio according to the operation region.

また、本実施形態では、中速回転域以上のエンジン回転領域で点火タイミングを圧縮上死点以前に切り換えるものである。なお本実施形態においては、中速以降の高速側では、運転状態に応じて適宜有効圧縮比εrを13未満に下げるように構成されている。 Further, in the present embodiment, the ignition timing is switched before the compression top dead center in the engine rotation range above the medium speed rotation range. In the present embodiment, the effective compression ratio ε r is appropriately reduced to less than 13 on the high speed side after the medium speed according to the operating state.

また、本実施形態では、圧縮上死点後に点火タイミングがリタードされた場合に混合気の燃焼期間を短縮する燃焼期間短縮手段を備えている。このため本実施形態では、燃焼期間短縮手段によって、膨張行程での熱発生率(dQ/dθ)を可及的に高め、時間損失を抑制し、高いトルクを得ることが可能になる。   Further, in the present embodiment, there is provided combustion period shortening means for shortening the combustion period of the air-fuel mixture when the ignition timing is retarded after compression top dead center. For this reason, in this embodiment, the heat generation rate (dQ / dθ) in the expansion stroke can be increased as much as possible by the combustion period shortening means, time loss can be suppressed, and high torque can be obtained.

図25は本実施形態に関連するPV線図である。   FIG. 25 is a PV diagram related to this embodiment.

図25に示すように、圧縮上死点以降に点火タイミングをリタードさせると、仮想線の通り、時間損失が生じるわけであるが、燃焼期間短縮手段を設けることにより、点火後の圧力上昇を早め、時間損失を低減することが可能になるのである。   As shown in FIG. 25, when the ignition timing is retarded after compression top dead center, time loss occurs as indicated by the phantom line, but by providing a combustion period shortening means, the pressure increase after ignition is accelerated. It is possible to reduce time loss.

燃焼期間短縮手段の具体的な例としては、筒内に乱流を生成する乱流生成手段(図13および図14のスワール生成用開閉弁133aや、図16の逆スキッシュ)を好適に採用することが可能である。このため本実施形態では、比較的簡素な機構ないし制御により、膨張行程での熱発生率(dQ/dθ)を可及的に高め、時間損失を抑制し、高いトルクを得ることが可能になる。また、前記燃焼期間短縮手段は、各気筒に複数の点火プラグ34を設け、燃焼期間短縮手段は、複数の点火プラグ34を作動させる多点点火手段であってもよい。その態様では、多点点火によって燃焼速度を促進することができるので、膨張行程での熱発生率(dQ/dθ)を可及的に高め、時間損失を抑制し、高いトルクを得ることが可能になる。   As a specific example of the combustion period shortening means, turbulent flow generating means for generating turbulent flow in the cylinder (swirl generating on-off valve 133a in FIGS. 13 and 14 or reverse squish in FIG. 16) is preferably employed. It is possible. For this reason, in this embodiment, the heat generation rate (dQ / dθ) in the expansion stroke is increased as much as possible by a relatively simple mechanism or control, time loss can be suppressed, and high torque can be obtained. . Further, the combustion period shortening means may be provided with a plurality of spark plugs 34 for each cylinder, and the combustion period shortening means may be a multipoint ignition means for operating the plurality of spark plugs 34. In this mode, the combustion rate can be accelerated by multi-point ignition, so the heat generation rate (dQ / dθ) in the expansion stroke can be increased as much as possible, time loss can be suppressed, and high torque can be obtained. become.

また、本実施形態では、コントロールユニット100によって外部EGR量を調整可能な外部EGRシステム160を設け、コントロールユニット100は、エンジン本体20の運転領域が、少なくとも低速域においてスロットル全開域AWOT を含む点火リタード運転領域Aである場合には、外部EGRを導入するものである。このため本実施形態では、外部EGRによって燃焼温度を下げることができるので、ノッキングを回避しつつ、冷却損失を低減でき、熱効率が高くなる。その結果、高いトルクや燃費を得ることが可能になる。すなわち、圧縮比が高い場合には、圧縮行程において、筒内温度が急激に上昇することにより、ノッキングが生じやすくなる。さらに、急激に生じた熱は、気筒24の壁面等に吸収されて下がるため、熱損失が大きくなる。これに対し、排気弁31より排出された既燃ガスが導入された場合には、比較的有効圧縮比εrが高い状態であっても、燃焼温度が低くなる結果、ノッキングとともに熱損失も抑制され、高いトルクや燃費を維持することが可能になるのである。 Further, in the present embodiment, an external EGR system 160 that can adjust the amount of external EGR by the control unit 100 is provided, and the control unit 100 is an ignition that includes the throttle fully open region A WOT in the operating region of the engine body 20 at least in the low speed region. In the case of the retard operation region A, external EGR is introduced. For this reason, in the present embodiment, the combustion temperature can be lowered by the external EGR, so that cooling loss can be reduced and thermal efficiency is increased while knocking is avoided. As a result, high torque and fuel consumption can be obtained. That is, when the compression ratio is high, the in-cylinder temperature rapidly rises during the compression stroke, so that knocking is likely to occur. Furthermore, since the heat generated suddenly is absorbed by the wall surface of the cylinder 24 and the like, the heat loss increases. On the other hand, when the burned gas discharged from the exhaust valve 31 is introduced, even when the effective compression ratio ε r is in a relatively high state, the combustion temperature is lowered, and as a result, knocking and heat loss are suppressed. As a result, high torque and fuel consumption can be maintained.

また、本実施形態では、低速低負荷運転領域B1でも外部EGRを導入するものである。このため本実施形態では、有効圧縮比εrが下がるのと相俟って熱損失を可及的に低減し、高い燃費を維持することが可能になる。 In the present embodiment, the external EGR is also introduced in the low speed and low load operation region B1. For this reason, in this embodiment, it becomes possible to reduce heat loss as much as possible and maintain high fuel efficiency in combination with the decrease in the effective compression ratio ε r .

また、本実施形態では、少なくとも低速低負荷運転領域B1では、有効圧縮比εr を低減するように吸気弁30の閉弁タイミングを吸気下死点から所定量ずらすものである。このため本実施形態では、比較的燃焼状態が不安定になりがちな運転領域で有効圧縮比εrが低減され、高膨張比を確保することになる。この結果、高圧縮比に由来するノッキングを防止しつつ、ポンピングロスを低減し、燃費の向上を図ることが可能になる。 Further, in the present embodiment, in which at least the low-speed low-load operation zone B1, shifting a predetermined amount the valve closing timing of the intake valve 30 from the intake bottom dead center so as to reduce the effective compression ratio epsilon r. For this reason, in this embodiment, the effective compression ratio ε r is reduced in the operation region where the combustion state tends to be relatively unstable, and a high expansion ratio is ensured. As a result, it is possible to reduce the pumping loss and improve fuel efficiency while preventing knocking due to the high compression ratio.

また、本実施形態では、コントロールユニット100の制御によりEGRを筒内に導入するEGR手段としての外部EGRシステム160を設け、コントロールユニット100は、少なくとも前記低速低負荷運転領域B1では、EGRを導入するものである。このため本実施形態では、有効圧縮比が下がるのと相俟って熱損失を可及的に低減し、高い燃費を維持することが可能になる。すなわち、圧縮比が高い場合には、圧縮行程において、筒内温度が急激に上昇することになる。ここで、急激に生じた熱は、シリンダの壁面等に吸収されて下がるため、熱損失が大きくなる。これに対し、排気弁より排出された既燃ガスが導入された場合には、有効圧縮比が下がることと相俟って、燃焼温度が低くなる結果、熱損失も抑制され、高い燃費を維持することが可能になるのである。   In the present embodiment, an external EGR system 160 is provided as EGR means for introducing EGR into the cylinder under the control of the control unit 100, and the control unit 100 introduces EGR at least in the low-speed low-load operation region B1. Is. For this reason, in this embodiment, it becomes possible to reduce a heat loss as much as possible and to maintain a high fuel consumption in combination with a decrease in the effective compression ratio. That is, when the compression ratio is high, the in-cylinder temperature rapidly increases during the compression stroke. Here, since the heat generated suddenly is absorbed by the wall surface of the cylinder and the like, the heat loss increases. On the other hand, when the burned gas discharged from the exhaust valve is introduced, the effective compression ratio is lowered, and as a result, the combustion temperature is lowered, so that heat loss is suppressed and high fuel consumption is maintained. It becomes possible to do.

また、本実施形態では、低速低負荷運転領域B1では、空燃比を理論空燃比に設定するものである。上記のように、高圧縮比条件下での有効圧縮比低減によって高膨張比が確保できることにより、理論空燃比での運転でも充分に燃費向上が図れるため、排気通路153には、NOx触媒に比較して安価で浄化率が高い三元触媒を配置できることから、低速低負荷運転領域においても、充分な排気性能を奏することができるのである。   In the present embodiment, the air-fuel ratio is set to the stoichiometric air-fuel ratio in the low speed and low load operation region B1. As described above, since the high expansion ratio can be secured by reducing the effective compression ratio under the high compression ratio condition, the fuel consumption can be sufficiently improved even in the operation at the theoretical air-fuel ratio. Therefore, the exhaust passage 153 is compared with the NOx catalyst. Since a three-way catalyst having a low purification rate and a high purification rate can be arranged, sufficient exhaust performance can be achieved even in the low speed and low load operation region.

また、本実施形態では、低速低負荷運転領域B1は、アイドリング運転領域C1を含むものである。このため本実施形態では、使用頻度が高いアイドリング運転領域C1においても、高い燃費を維持することが可能になる。   In the present embodiment, the low speed and low load operation region B1 includes the idling operation region C1. For this reason, in this embodiment, it becomes possible to maintain high fuel efficiency even in the idling operation region C1 where the usage frequency is high.

また、本実施形態では、コントロールユニット100が、エンジン本体20の筒内温度を推定する筒内温度推定手段としても機能する。このコントロールユニット100は、冷間始動時は、吸気弁30の閉弁タイミングを吸気下死点近傍に設定し、有効圧縮比εrを高め且つ充分な吸気を確保するように吸気弁30の閉タイミングを調整制御するものである。このため本実施形態では、有効圧縮比εrを高めるとともに充分な吸気が確保されることにより、体積効率を高めることができるので、良好な着火/燃焼性能とエンジン回転数を立ち上げるのに充分なトルクを得ることが可能になる。 In the present embodiment, the control unit 100 also functions as an in-cylinder temperature estimating unit that estimates the in-cylinder temperature of the engine body 20. During cold start, the control unit 100 sets the closing timing of the intake valve 30 near the bottom dead center of the intake, closes the intake valve 30 so as to increase the effective compression ratio ε r and ensure sufficient intake. The timing is adjusted and controlled. For this reason, in the present embodiment, the volumetric efficiency can be increased by increasing the effective compression ratio ε r and ensuring sufficient intake air, so that it is sufficient for raising good ignition / combustion performance and engine speed. It is possible to obtain a proper torque.

また、本実施形態では、エンジンの加速を検出するエンジン加速検出手段としてのアクセル開度センサSW6を備え、コントロールユニット100は、低負荷運転領域からの急加速時には、点火タイミングを圧縮上死点後の所定期間(リタード量RIg)の最大許容値に一気にリタードさせるものである。このため本実施形態では、急加速時に吸入される高い温度の新気に起因するノッキングを回避することとしている。 In the present embodiment, the accelerator opening sensor SW6 is provided as an engine acceleration detecting means for detecting engine acceleration, and the control unit 100 sets the ignition timing after compression top dead center at the time of sudden acceleration from the low load operation region. In this case, the maximum retarded value of the predetermined period (retard amount R Ig ) is retarded at once. For this reason, in the present embodiment, knocking due to high temperature fresh air sucked during rapid acceleration is avoided.

また本実施形態では、エンジン本体20が、冠面中央部分に形成された凹部264を有するピストン26を気筒24毎に備えている。このため本実施形態では、有効圧縮比εr を13以上で運転する運転領域において、凹部264が圧縮上死点経過後に燃焼室27での冷炎の生成に寄与し、一層、出力を高める要素にもなる。 Further, in the present embodiment, the engine body 20 includes a piston 26 having a recess 264 formed in the center portion of the crown surface for each cylinder 24. For this reason, in the present embodiment, in the operation region where the effective compression ratio ε r is operated at 13 or more, the concave portion 264 contributes to the generation of the cool flame in the combustion chamber 27 after the compression top dead center has elapsed, and further increases the output. It also becomes.

このように本実施形態は、従来は、高価な機構を採用したり、吸気弁30の閉タイミングで有効圧縮比εrを下げることにより出力を犠牲にして対応していた点火リタード運転領域Aにおいて、高い圧縮比を維持したままノッキングの回避を図っているので、低廉性と高出力性とを兼備しつつ可及的にディーゼルエンジン並みの燃費を得ることができるという顕著な効果を奏する。 As described above, the present embodiment employs an expensive mechanism in the ignition retard operation region A that has been conventionally handled at the expense of the output by reducing the effective compression ratio ε r at the closing timing of the intake valve 30. Since knocking is avoided while maintaining a high compression ratio, there is a remarkable effect that fuel efficiency equivalent to that of a diesel engine can be obtained as much as possible while combining low cost and high output.

上述した実施形態は、本発明の好ましい具体例に過ぎず、本発明は上述した実施形態に限定されない。   The above-described embodiments are merely preferred specific examples of the present invention, and the present invention is not limited to the above-described embodiments.

例えば、上述した実施形態において、エンジン本体20は、オクタン価が96RON以上の燃料を用いて運転されることが好ましい。その場合には、低速域においてスロットル全開域AWOT を含む点火リタード運転領域Aにおいて、有効圧縮比εrを13以上にするとともに、点火タイミングIGb を圧縮上死点経過後の所定リタード量RIgだけリタードさせることにより、最も有効に筒内での冷炎反応を利用し、高いトルクを得ることができる。図3並びに図11で説明したように、96RON以上の燃料が噴射される場合には、筒内が、圧縮比が13以上で冷炎反応を引き起こす活性化エネルギー以上となり、点火リタードによって冷炎反応による熱発生量を向上し、トルクを高めることが可能になるのである。 For example, in the embodiment described above, the engine body 20 is preferably operated using a fuel having an octane number of 96 RON or more. In that case, in the ignition retard operation region A including the throttle fully open region A WOT in the low speed region, the effective compression ratio ε r is set to 13 or more, and the ignition timing IG b is set to a predetermined retard amount R after the compression top dead center has elapsed. By retarding only Ig , a high torque can be obtained most effectively utilizing the cold flame reaction in the cylinder. As described with reference to FIGS. 3 and 11, when fuel of 96 RON or more is injected, the inside of the cylinder becomes more than the activation energy that causes the cold flame reaction when the compression ratio is 13 or more, and the cold flame reaction is caused by the ignition retard. It is possible to improve the amount of heat generated by the heat and increase the torque.

上述した実施形態において、エンジン本体20の幾何学的圧縮比εの上限は、16であることが好ましい。その場合には、吸気温度が高い低速全負荷運転の場合や温間時のエンジンを再始動する場合等の自着火が生じやすい状況下で高い有効圧縮比εrを維持しても、プリイグニション等の発生を防止することができる。 In the embodiment described above, the upper limit of the geometric compression ratio ε of the engine body 20 is preferably 16. In that case, pre-ignition can be achieved even if a high effective compression ratio ε r is maintained under conditions where auto-ignition is likely to occur, such as during low-speed full-load operation where the intake air temperature is high or when the engine is warm when restarting. Etc. can be prevented.

さらに本発明の別の態様として、エンジン本体20が91RON以上の燃料で運転される場合には、幾何学的圧縮比を13.5以上に設定し、低速域においてスロットル全開域AWOT を含む点火リタード運転領域Aでの運転時には、弁リフト1mmで規定した吸気弁閉タイミングで求められる有効圧縮比εr を12以上に維持するように吸気弁閉タイミングを調整するとともに点火タイミングIGbを圧縮上死点後の所定期間内にリタードする一方、低速域における通常運転領域(低中負荷運転領域)Bである場合には、前記有効圧縮比を12.5未満に下げるとともに点火タイミングIGa を圧縮上死点前の所定期間内に設定するように構成してもよい。そのような態様では、比較的オクタン価が低い燃料が使用される場合においても、低速域においてスロットル全開域AWOTを含む点火リタード運転領域Aにおいて、有効に筒内での冷炎反応を利用し、高いトルクを得ることができる。 Further, as another aspect of the present invention, when the engine body 20 is operated with fuel of 91 RON or higher, the geometric compression ratio is set to 13.5 or higher, and the ignition including the throttle fully open range A WOT in the low speed range. During the operation in the retard operation region A, the intake valve closing timing is adjusted so as to maintain the effective compression ratio ε r calculated at the intake valve closing timing defined by the valve lift of 1 mm to 12 or more and the ignition timing IG b is compressed. While retarding within a predetermined period after the dead center, in the normal operation region (low and medium load operation region) B in the low speed region, the effective compression ratio is reduced to less than 12.5 and the ignition timing IG a is compressed. You may comprise so that it may set within the predetermined period before a top dead center. In such an aspect, even when a fuel having a relatively low octane number is used, the cold flame reaction in the cylinder is effectively utilized in the ignition retard operation region A including the throttle fully open region A WOT in the low speed region, High torque can be obtained.

また、オクタン価が91RON以上の燃料を用いて運転される火花点火式ガソリンエンジンにおいては、エンジン本体20の幾何学的圧縮比の上限は、15.5であることが好ましい。その場合には、吸気温度が高い場合や温間時のエンジンを再始動する場合等の自着火が生じやすい状況下で高い有効圧縮比εを維持しても、プリイグニション等の発生を防止することができる。   In a spark ignition gasoline engine that is operated using a fuel having an octane number of 91 RON or more, the upper limit of the geometric compression ratio of the engine body 20 is preferably 15.5. In such a case, pre-ignition and the like are prevented from occurring even if a high effective compression ratio ε is maintained under conditions where auto-ignition is likely to occur, such as when the intake air temperature is high or when the engine is warm. be able to.

さらに本発明の別の態様として、エンジン本体20が、100RON以上の燃料を用いて運転されるものである場合には、エンジン本体20の幾何学的圧縮比の上限は、16.5であることが好ましい。その場合には、吸気温度が高い場合や温間時のエンジンを再始動する場合等の自着火が生じやすい状況下で高い有効圧縮比εを維持しても、プリイグニション等の発生を防止することができる。   Furthermore, as another aspect of the present invention, when the engine body 20 is operated using a fuel of 100 RON or more, the upper limit of the geometric compression ratio of the engine body 20 is 16.5. Is preferred. In such a case, pre-ignition and the like are prevented from occurring even if a high effective compression ratio ε is maintained under conditions where auto-ignition is likely to occur, such as when the intake air temperature is high or when the engine is warm. be able to.

また、有効圧縮比εrを下げる方法として、上述した実施形態では、吸気弁30の開閉タイミングを無段階で変更可能な動弁機構40を用いたが、これに限らず、例えば、2つの吸気カムを選択的に吸気弁30伝達することにより、吸気弁30の開閉タイミングを2段階に切換可能ないわゆるロストモーション機能付動弁機構を用いてもよい。 Further, as a method of reducing the effective compression ratio ε r , in the above-described embodiment, the valve operating mechanism 40 that can change the opening / closing timing of the intake valve 30 in a stepless manner is used. A valve mechanism with a so-called lost motion function that can switch the opening / closing timing of the intake valve 30 in two stages by selectively transmitting the cam to the intake valve 30 may be used.

図26は、ロストモーション機能付動弁機構を用いた制御例を示すグラフである。   FIG. 26 is a graph showing a control example using a valve mechanism with a lost motion function.

図26に示すように、ロストモーション機能付動弁機構を用いた場合には、吸気弁30の閉タイミングをリタードさせるようにしている。この実施形態では、一旦筒内に導入した空気を押し出すことになるため、若干ポンピングロスが出るものの、低廉な機構で有効圧縮比εrを下げ、ノッキングを回避することが可能になる。 As shown in FIG. 26, when a valve mechanism with a lost motion function is used, the closing timing of the intake valve 30 is retarded. In this embodiment, since the air once introduced into the cylinder is pushed out, the pumping loss slightly occurs, but it is possible to reduce the effective compression ratio ε r with an inexpensive mechanism and avoid knocking.

また内部EGRを実行する手段として、上述のようなロストモーション機能付動弁機構を採用してもよい。   Further, the valve mechanism with the lost motion function as described above may be adopted as means for executing the internal EGR.

図27は本発明の別の実施形態に係る吸気加熱手段としての吸気加熱システムの構成を示す構成図である。   FIG. 27 is a configuration diagram showing a configuration of an intake air heating system as intake air heating means according to another embodiment of the present invention.

図27を参照して、本発明を採用していわゆる予混合圧縮自己着火燃焼(HCCI:Homogeneous-Charge Compression-Ignition combustion)を実行する場合には、同図に示すような吸気加熱手段としてのヒータ140を設けていることが好ましい。   Referring to FIG. 27, when so-called premixed compression auto-ignition combustion (HCCI) is performed by employing the present invention, a heater as intake air heating means as shown in FIG. 140 is preferably provided.

より詳細に説明すると、吸気通路136のスロットルバルブ137の上流側には、三方電磁弁138が設けられており、この三方電磁弁138に接続されたバイパス通路139にヒータ140が設けられている。さらにヒータ140には、温度センサSW7が設けられており、ヒータ140で加熱されたバイパス通路139内の吸気の温度を検出することができるようになっている。この温度センサSW7は、図略のコントロールユニットに接続されている。   More specifically, a three-way electromagnetic valve 138 is provided upstream of the throttle valve 137 in the intake passage 136, and a heater 140 is provided in a bypass passage 139 connected to the three-way electromagnetic valve 138. Further, the heater 140 is provided with a temperature sensor SW7 so that the temperature of the intake air in the bypass passage 139 heated by the heater 140 can be detected. The temperature sensor SW7 is connected to a control unit (not shown).

図28は図27の実施形態に係る吸気加熱手段としての吸気加熱システム170の構成を示す構成図である。   FIG. 28 is a block diagram showing a configuration of an intake air heating system 170 as intake air heating means according to the embodiment of FIG.

図28を参照して、吸気通路136には、加熱通路171が分岐接続されている。この加熱通路171の途中には、冷却水熱交換器172と、排気熱交換器173が接続されている。   Referring to FIG. 28, a heating passage 171 is branchedly connected to the intake passage 136. A cooling water heat exchanger 172 and an exhaust heat exchanger 173 are connected in the middle of the heating passage 171.

加熱通路171は、各熱交換器172、173を経て吸熱した熱を吸気側に還流するためのものである。加熱通路171の下流側には、気筒24毎に分岐した分岐管174aが設けられ、各分岐管174aは、対応する開閉弁134の吸気側のポートに接続されている。   The heating passage 171 is for returning the heat absorbed through the heat exchangers 172 and 173 to the intake side. A branch pipe 174 a branched for each cylinder 24 is provided on the downstream side of the heating passage 171, and each branch pipe 174 a is connected to a port on the intake side of the corresponding on-off valve 134.

冷却水熱交換器172は、エンジン本体20の水冷システム174に接続されて、エンジン本体20からラジエータ(図示せず)に還流する冷却水が吸収した熱を、加熱通路171を通る吸気に吸収させるためのものである。   The cooling water heat exchanger 172 is connected to the water cooling system 174 of the engine body 20 and absorbs the heat absorbed by the cooling water returning from the engine body 20 to the radiator (not shown) into the intake air passing through the heating passage 171. Is for.

排気熱交換器173は、エンジン本体20の排気通路153に接続されて、既燃ガスの熱を、加熱通路171を通る吸気に吸収させるためのものである。排気熱交換器173は、加熱通路171において、冷却水熱交換器172の下流側に配置されている。   The exhaust heat exchanger 173 is connected to the exhaust passage 153 of the engine body 20 and absorbs the heat of burned gas into the intake air passing through the heating passage 171. The exhaust heat exchanger 173 is disposed on the downstream side of the cooling water heat exchanger 172 in the heating passage 171.

本実施形態において、これら熱交換器172、173が、吸気加熱システム170の主要部を構成している。   In the present embodiment, these heat exchangers 172 and 173 constitute the main part of the intake air heating system 170.

この構成では、コントロールユニット100の制御により、開閉弁134と同様に、三方電磁弁138が開弁割合を変更可能に構成され、これによって、三方電磁弁138を切換えることにより、外気の新気をそのままインテークマニホールド132に導入したり、ヒータ140で加温された空気をインテークマニホールド132に導入したりすることができるようになっている。   In this configuration, the control unit 100 controls the three-way solenoid valve 138 so that the valve opening ratio can be changed in the same manner as the open / close valve 134. By switching the three-way solenoid valve 138, the outside air is freshened. The air can be introduced into the intake manifold 132 as it is, or the air heated by the heater 140 can be introduced into the intake manifold 132.

その他本発明の特許請求の範囲内で種々の変更が可能であることはいうまでもない。   It goes without saying that various modifications can be made within the scope of the claims of the present invention.

高負荷運転時における点火リタードの一例を示すグラフである。It is a graph which shows an example of the ignition retard at the time of high load driving | operation. 本発明の開発過程における仮説を説明するためのクランク角度とトルクとの関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the crank angle and torque for demonstrating the hypothesis in the development process of this invention. 点火タイミングとIMEPとの関係を示すシミュレーション結果を示すグラフである。It is a graph which shows the simulation result which shows the relationship between ignition timing and IMEP. 圧縮比が11、13、14、15のエンジンにおいて、圧縮上死点経過後8°CAで点火した場合の熱発生率とクランク角度との関係を示すグラフである。6 is a graph showing a relationship between a heat generation rate and a crank angle when an engine having a compression ratio of 11, 13, 14, 15 is ignited at 8 ° CA after the compression top dead center has elapsed. 高圧縮比で圧縮上死点経過後の燃焼過程を模擬したグラフであり、上段が圧力と時間の関係、下段がモル数増加割合と時間との関係を示している。It is the graph which simulated the combustion process after compression top dead center progress by a high compression ratio, the upper stage shows the relationship between pressure and time, and the lower stage shows the relationship between the number-of-moles increase ratio and time. 圧縮上死点に達した時点での燃焼室の温度分布を示す等高線である。It is a contour line which shows the temperature distribution of a combustion chamber when the compression top dead center is reached. 燃焼時の筒内圧力と周辺部分の端ガス部分の断熱圧縮温度履歴を示すグラフであり、上段が圧力とクランク角度との関係、下段が端ガス温度とクランク角度との関係を示している。It is a graph which shows the in-cylinder pressure at the time of combustion and the adiabatic compression temperature history of the end gas part of a peripheral part, the upper stage shows the relationship between a pressure and a crank angle, and the lower stage shows the relationship between an end gas temperature and a crank angle. 圧縮比が14の場合の熱発生率とクランク角度との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the heat release rate in case a compression ratio is 14, and a crank angle. 数値シミュレーションに基づく圧縮比14のときのPV線図である。It is a PV diagram at the time of the compression ratio 14 based on numerical simulation. 圧縮比と冷炎反応による発熱量との関係をオクタン価毎に示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between a compression ratio and the emitted-heat amount by a cold flame reaction for every octane number. 図10のグラフに基づいて計算された圧縮比と図示平均有効圧(IMEP)との関係をオクタン価毎に示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the compression ratio calculated based on the graph of FIG. 10, and the indicated mean effective pressure (IMEP) for every octane number. 可変バルブタイミングシステムを採用した場合における幾何学的圧縮比と有効圧縮比との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the geometric compression ratio at the time of employ | adopting a variable valve timing system, and an effective compression ratio. 本発明の実施の一形態に係る制御装置の概略構成を示す構成図である。It is a block diagram which shows schematic structure of the control apparatus which concerns on one Embodiment of this invention. 図13に係る4サイクル火花点火式ガソリンエンジンの一つの気筒の構造を示す断面略図である。FIG. 14 is a schematic cross-sectional view showing the structure of one cylinder of the four-cycle spark ignition gasoline engine according to FIG. 13. 気筒を拡大して示す平面略図である。It is a plane schematic diagram expanding and showing a cylinder. 本実施形態に係る燃焼室の気流を示す説明図であり、(A)は圧縮行程初期、(B)は膨張行程初期をそれぞれ示している。It is explanatory drawing which shows the airflow of the combustion chamber which concerns on this embodiment, (A) has shown the compression stroke initial stage, (B) has shown the expansion stroke initial stage, respectively. 図13の実施形態に係る動弁機構の具体的な構成を示す斜視図である。It is a perspective view which shows the specific structure of the valve mechanism based on embodiment of FIG. 図17の動弁機構の要部を示す断面図であり、(A)は大リフト制御状態においてリフト量が0のときを示し、(B)は大リフト制御状態においてリフト量が最大のときを示し、(C)は小リフト制御状態においてリフト量が0のときを示し、(D)は小リフト制御状態においてリフト量が最大のときを示している。It is sectional drawing which shows the principal part of the valve operating mechanism of FIG. 17, (A) shows when the lift amount is 0 in the large lift control state, and (B) shows when the lift amount is the maximum in the large lift control state. (C) shows when the lift amount is 0 in the small lift control state, and (D) shows when the lift amount is maximum in the small lift control state. 図18(B)(D)の制御状態を模式的に表わすものであり、(A)は大リフト制御位置、(B)は小リフト制御位置に対応している。FIGS. 18B and 18D schematically represent control states, where FIG. 18A corresponds to a large lift control position, and FIG. 18B corresponds to a small lift control position. 図13の実施形態において制御マップの基となるエンジン回転速度と要求トルクとの関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the engine speed used as the basis of a control map, and a request torque in embodiment of FIG. 図13の実施形態において制御マップの基となる有効圧縮比の制御例を示すタイミングチャートである。It is a timing chart which shows the example of control of the effective compression ratio used as the basis of a control map in embodiment of FIG. 図13の実施形態において制御マップの基となる点火タイミングの一例を示すグラフである。It is a graph which shows an example of the ignition timing used as the basis of a control map in embodiment of FIG. 図13の実施形態に係る制御フローを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control flow which concerns on embodiment of FIG. 図13の実施形態に係る制御フローを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control flow which concerns on embodiment of FIG. 本実施形態に関連するPV線図である。It is a PV diagram relevant to this embodiment. ロストモーション機能付動弁機構を用いた制御例を示すグラフである。It is a graph which shows the example of control using the valve mechanism with a lost motion function. 本発明の別の実施形態に係る吸気加熱手段としての吸気加熱システムの構成を示す構成図である。It is a block diagram which shows the structure of the intake-air heating system as an intake-air heating means which concerns on another embodiment of this invention. 図27の実施形態に係る吸気加熱手段としての吸気加熱システムの構成を示す構成図である。It is a block diagram which shows the structure of the intake-air heating system as an intake-air heating means which concerns on embodiment of FIG.

符号の説明Explanation of symbols

10 4サイクル火花点火式ガソリンエンジン
20 エンジン本体
21 クランクシャフト
22 シリンダブロック
23 シリンダヘッド
24 気筒
26 ピストン
26a 吸気側スキッシュエリア構成面(隆起部の要部例)
26b 排気側スキッシュエリア構成面(隆起部の要部例)
27 燃焼室
28 吸気ポート
29 排気ポート
30 吸気弁
31 排気弁
32 燃料噴射弁
33 隆起部
34 点火プラグ
35 点火回路
40 動弁機構
100 コントロールユニット(制御手段の一例)
160 外部EGRシステム
170 吸気加熱システム
A 点火リタード運転領域
WOT スロットル全開域
B 通常点火運転領域
B1 低速低負荷運転領域
B2 アイドリング運転領域
N エンジン回転速度
Ra、Rb 逆スキッシュ流
Ig リタード量
S オフセット量
SW1-SW6 センサ
T 筒内温度
Ta1 正タンブル流
Ta2 逆タンブル流
ST 基準値
ε 圧縮比
εr 有効圧縮比
10 4-cycle spark ignition gasoline engine 20 Engine body 21 Crankshaft 22 Cylinder block 23 Cylinder head 24 Cylinder 26 Piston 26a Intake side squish area constituting surface (example of main part of raised portion)
26b Exhaust-side squish area construction surface (example of main part of raised part)
27 Combustion chamber 28 Intake port 29 Exhaust port 30 Intake valve 31 Exhaust valve 32 Fuel injection valve 33 Raised portion 34 Spark plug 35 Ignition circuit 40 Valve mechanism 100 Control unit (an example of control means)
160 External EGR system 170 Intake heating system A Ignition retard operation region A WOT throttle full open region B Normal ignition operation region B1 Low speed and low load operation region B2 Idling operation region N Engine speed Ra, Rb Reverse squish flow R Ig retard amount S Offset amount SW1-SW6 Sensor T In-cylinder temperature Ta1 Normal tumble flow Ta2 Reverse tumble flow T ST reference value ε Compression ratio ε r Effective compression ratio

Claims (21)

少なくとも点火プラグを有する火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
幾何学的圧縮比が14以上に設定されたエンジン本体と、
前記エンジン本体の気筒に接続された吸気ポートおよび排気ポートにそれぞれ設けられ、対応するポートを開閉する吸気弁および排気弁と、
前記吸気ポートに設けられ、燃料を噴射するポート式燃料噴射弁と、
前記エンジン本体の運転状態を検出する運転状態検出手段と、
前記運転状態検出手段の検出に基づいて、少なくとも前記点火プラグの点火タイミングの調整制御と吸気弁の閉タイミング調整制御による有効圧縮比の調整制御と前記ポート式燃料噴射弁による燃料噴射タイミングの調整制御とを実行する制御手段と
を備え、前記制御手段は、当該エンジン本体の運転領域が、少なくとも低速域においてスロットル全開域を含む高負荷運転領域である場合には、弁リフト1mmで規定した吸気弁閉タイミングで求められる前記有効圧縮比を13以上に維持するように吸気弁閉タイミングを調整するとともに点火タイミングを圧縮上死点後の所定期間内にリタードする一方、前記低速域における低中負荷運転領域である場合には、前記有効圧縮比を13未満に下げるとともに点火タイミングを圧縮上死点前の所定期間内に設定するものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
At least in a spark ignition gasoline engine having a spark plug,
An engine body with a geometric compression ratio set to 14 or higher;
An intake valve and an exhaust valve that are respectively provided in an intake port and an exhaust port connected to a cylinder of the engine body, and open and close the corresponding ports;
A port-type fuel injection valve that is provided in the intake port and injects fuel;
Driving state detecting means for detecting the driving state of the engine body;
Based on the detection of the operating state detection means, at least the ignition plug adjustment timing adjustment control and the intake valve closing timing adjustment control, and the effective compression ratio adjustment control and the port type fuel injection valve adjustment control. And when the operating region of the engine body is a high load operating region including a throttle full open region at least in a low speed region, the intake valve defined by a valve lift of 1 mm is provided. The intake valve closing timing is adjusted so that the effective compression ratio obtained at the closing timing is maintained at 13 or more, and the ignition timing is retarded within a predetermined period after the compression top dead center, while the low and medium load operation in the low speed range is performed. In the case of the region, the effective compression ratio is lowered to less than 13 and the ignition timing is set to a position before the compression top dead center. A spark ignition gasoline engine characterized by being set within a fixed period.
請求項1記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記エンジン本体は、オクタン価が96RON以上の燃料を用いて運転されるものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to claim 1,
The spark-ignition gasoline engine is characterized in that the engine body is operated using a fuel having an octane number of 96 RON or more.
請求項2記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記エンジン本体の幾何学的圧縮比の上限は、16である
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to claim 2,
An upper limit of the geometric compression ratio of the engine body is 16. A spark ignition type gasoline engine.
請求項1記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記エンジン本体は、オクタン価が100RON以上の燃料を用いて運転されるものであり、
前記エンジン本体の幾何学的圧縮比の上限は、16.5である
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to claim 1,
The engine body is operated using a fuel having an octane number of 100 RON or more,
The upper limit of the geometric compression ratio of the engine body is 16.5. A spark ignition gasoline engine.
少なくとも点火プラグを有する火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
幾何学的圧縮比が13.5以上に設定され、オクタン価が91RON以上の燃料を用いて運転されるエンジン本体と、
前記エンジン本体の気筒に接続された吸気ポートおよび排気ポートにそれぞれ設けられ、対応するポートを開閉する吸気弁および排気弁と、
前記吸気ポートに設けられ、燃料を噴射するポート式燃料噴射弁と、
前記エンジン本体の運転状態を検出する運転状態検出手段と、
前記運転状態検出手段の検出に基づいて、少なくとも前記点火プラグの点火タイミングの調整制御と吸気弁の閉タイミング調整制御による有効圧縮比の調整制御と前記ポート式燃料噴射弁による燃料噴射タイミングの調整制御とを実行する制御手段と
を備え、前記制御手段は、当該エンジン本体の運転領域が、少なくとも低速域においてスロットル全開域を含む高負荷運転領域である場合には、弁リフト1mmで規定した吸気弁閉タイミングで求められる前記有効圧縮比を12.5以上に維持するように吸気弁閉タイミングを調整するとともに点火タイミングを圧縮上死点後の所定期間内にリタードする一方、前記低速域における低中負荷運転領域である場合には、前記有効圧縮比を12.5未満に下げるとともに点火タイミングを圧縮上死点前の所定期間内に設定するものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
At least in a spark ignition gasoline engine having a spark plug,
An engine body that is operated using a fuel having a geometric compression ratio of 13.5 or higher and an octane number of 91 RON or higher;
An intake valve and an exhaust valve that are respectively provided in an intake port and an exhaust port connected to a cylinder of the engine body, and open and close the corresponding ports;
A port-type fuel injection valve that is provided in the intake port and injects fuel;
Driving state detecting means for detecting the driving state of the engine body;
Based on the detection of the operating state detection means, at least the ignition plug adjustment timing adjustment control and the intake valve closing timing adjustment control, and the effective compression ratio adjustment control and the port type fuel injection valve adjustment control. And when the operating region of the engine body is a high load operating region including a throttle full open region at least in a low speed region, the intake valve defined by a valve lift of 1 mm is provided. The intake valve closing timing is adjusted so that the effective compression ratio obtained at the closing timing is maintained at 12.5 or more and the ignition timing is retarded within a predetermined period after the compression top dead center, If it is in the load operation region, the effective compression ratio is lowered to less than 12.5 and the ignition timing is compression dead. A spark-ignition gasoline engine characterized by being set within a predetermined period of time.
請求項5記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記エンジン本体の幾何学的圧縮比の上限は、15.5である
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to claim 5,
The upper limit of the geometric compression ratio of the engine body is 15.5. A spark ignition gasoline engine.
請求項1から6の何れか1項に記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記点火タイミングをリタードする所定期間は、前記低速低負荷運転領域の場合の点火タイミングの圧縮上死点からのアドバン
ス量よりも小さく設定されるものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition type gasoline engine according to any one of claims 1 to 6,
The spark ignition gasoline engine, wherein the predetermined period for retarding the ignition timing is set to be smaller than the advance amount from the compression top dead center of the ignition timing in the low speed and low load operation region.
請求項1、2、3、4、または7記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記制御手段に設定される前記低速域は、エンジンの回転域を、低速、中速、高速の三段階に分けたときの低速域であり、前記点火タイミングをリタードする所定期間は、前記ピストンが上死点経過後10%以下のストローク範囲である
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to claim 1, 2, 3, 4 or 7,
The low speed range set in the control means is a low speed range when the engine rotation range is divided into three stages, low speed, medium speed, and high speed. The predetermined period during which the ignition timing is retarded is determined by the piston. A spark-ignition gasoline engine characterized by a stroke range of 10% or less after the top dead center.
請求項8項に記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記制御手段は、中速回転域以上のエンジン回転領域で点火タイミングを圧縮上死点以前に切り換えるものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to claim 8,
The spark igniting gasoline engine characterized in that the control means switches the ignition timing before the compression top dead center in an engine rotation range equal to or higher than a medium speed rotation range.
請求項1から9の何れか1項に記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
圧縮上死点後に点火タイミングがリタードされた場合に混合気の燃焼期間を短縮する燃焼期間短縮手段を備えている
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition type gasoline engine according to any one of claims 1 to 9,
A spark ignition type gasoline engine characterized by comprising combustion period shortening means for shortening the combustion period of the air-fuel mixture when the ignition timing is retarded after compression top dead center.
請求項10記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記燃焼期間短縮手段は、筒内に乱流を生成する乱流生成手段である
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to claim 10,
The spark ignition type gasoline engine characterized in that the combustion period shortening means is turbulent flow generating means for generating turbulent flow in a cylinder.
請求項10記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
各気筒に複数の点火プラグを設け、
前記燃焼期間短縮手段は、複数の点火プラグを作動させる多点点火手段である
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to claim 10,
A plurality of spark plugs are provided for each cylinder,
The spark ignition type gasoline engine, wherein the combustion period shortening means is a multipoint ignition means for operating a plurality of spark plugs.
請求項1から12の何れか1項に記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記制御手段によって外部EGR量を調整可能な外部EGRシステムを設け、
前記制御手段は、エンジン本体の運転領域が、低速域において少なくとも所定の中負荷運転領域からスロットル全開域を含む中高負荷運転領域の場合には、外部EGRを導入するものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition type gasoline engine according to any one of claims 1 to 12,
An external EGR system capable of adjusting the external EGR amount by the control means is provided,
The control means introduces an external EGR when the operating range of the engine main body is at least a predetermined medium load operating range in a low speed range to a medium to high load operating range including a throttle fully open range. Spark ignition gasoline engine.
請求項13記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記制御手段は、少なくとも低速低負荷運転領域では、外部EGRを導入するものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to claim 13,
The spark ignition gasoline engine, wherein the control means introduces an external EGR at least in a low-speed and low-load operation region.
請求項1から14の何れか1項に記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記制御手段は、少なくとも低速低負荷運転領域では、前記圧縮比を低減するように前記吸気弁の閉弁タイミングを吸気下死点から所定量ずらすものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to any one of claims 1 to 14,
The spark-ignition gasoline engine characterized in that the control means shifts the intake valve closing timing by a predetermined amount from the intake bottom dead center so as to reduce the compression ratio at least in a low-speed low-load operation region. .
請求項15記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
制御手段の制御によりEGRを筒内に導入するEGR手段を設け、
前記制御手段は、少なくとも前記低速低負荷運転領域では、EGRを導入するものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to claim 15,
EGR means for introducing EGR into the cylinder by control of the control means is provided,
The spark ignition gasoline engine, wherein the control means introduces EGR at least in the low-speed and low-load operation region.
請求項16記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記制御手段は、前記低速低負荷運転領域では、空燃比を理論空燃比に設定するものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to claim 16,
The spark igniting gasoline engine characterized in that the control means sets the air-fuel ratio to the stoichiometric air-fuel ratio in the low-speed and low-load operation region.
請求項16または17に記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記制御手段に設定される前記低速低負荷運転領域は、アイドリング運転領域を含むものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to claim 16 or 17,
The spark-ignition gasoline engine, wherein the low-speed and low-load operation region set in the control means includes an idling operation region.
請求項1から18の何れか1項に記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記エンジン本体の筒内温度を推定する筒内温度推定手段を備え、
前記制御手段は、冷間始動時は、吸気弁閉弁タイミングを吸気下死点近傍に設定し、有効圧縮比を高め且つ充分な吸気を確保するように吸気弁閉タイミングを調整制御するものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition type gasoline engine according to any one of claims 1 to 18,
In-cylinder temperature estimating means for estimating the in-cylinder temperature of the engine body,
The control means sets the intake valve closing timing in the vicinity of the intake bottom dead center during cold start, and adjusts and controls the intake valve closing timing so as to increase the effective compression ratio and ensure sufficient intake. A spark-ignited gasoline engine characterized by being.
請求項1から19の何れか1項に記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記エンジンの加速を検出するエンジン加速検出手段を備え、
前記制御手段は、低負荷運転領域からの急加速時には、点火タイミングを圧縮上死点後の所定期間の最大許容値に一気にリタードさせるものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition gasoline engine according to any one of claims 1 to 19,
Engine acceleration detecting means for detecting acceleration of the engine;
The spark ignition type gasoline engine, wherein the control means retards the ignition timing at a stretch to a maximum permissible value for a predetermined period after compression top dead center at the time of rapid acceleration from the low load operation region.
請求項1から20の何れか1項に記載の火花点火式ガソリンエンジンにおいて、
前記エンジン本体は、冠面中央部分に形成された凹部を有するピストンを気筒毎に備えている
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。
The spark ignition type gasoline engine according to any one of claims 1 to 20,
The engine body includes a piston having a recess formed in a central portion of a crown surface for each cylinder.
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* Cited by examiner, † Cited by third party
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US8544445B2 (en) * 2010-03-09 2013-10-01 Pinnacle Engines, Inc. Over-compressed engine
CN102312719B (en) * 2010-07-07 2013-08-28 周向进 Compression ignition type low-octane-value gasoline engine
JP2012117376A (en) * 2010-11-29 2012-06-21 Hitachi Automotive Systems Ltd Valve actuation apparatus of internal combustion engine and rockable cam to be used in the same
JP5429225B2 (en) * 2011-04-19 2014-02-26 マツダ株式会社 Spark ignition engine

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* Cited by examiner, † Cited by third party
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JP4022932B2 (en) * 1996-09-30 2007-12-19 マツダ株式会社 Engine with mechanical supercharger
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JP4254436B2 (en) * 2003-09-02 2009-04-15 三菱自動車工業株式会社 Engine control device

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