JP4905175B2 - 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
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
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。このことから、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、という結論に至り、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 leads to the conclusion that when the compression ratio is increased to about 13, the output decrease due to the ignition timing retard to prevent knocking surpasses the output increase due to the compression ratio improvement, and the output significantly decreases. Conventionally, in consideration of the output decrease due to the retard of the ignition timing, the
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。
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
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4サイクルの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ことにより、圧縮上死点経過後に混合気を火花点火に基づく火炎伝播により燃焼させ、前記エンジン本体の運転領域が低速低負荷運転領域の場合には、前記有効圧縮比を13未満に下げて圧縮上死点から所定量アドバンスしたタイミングで点火プラグを点火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である。 That is, in order to solve the above problems, the present invention relates to an engine body having a geometric compression ratio of 14 or more and a cylinder of the engine body in a four-cycle spark ignition gasoline engine having at least a spark plug. Based on the detection of the intake and exhaust valves provided to the connected intake and exhaust ports, respectively for opening and closing the corresponding ports, the operating state detecting means for detecting the operating state of the engine body, and the operating state detecting means Control means for executing 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, wherein the control means has an operating region of the engine body, At least in the low-speed range, the valve lift is 1 mm when the high-load operation range includes the throttle fully open range. By retarding within a predetermined period after the compression top dead center of the ignition timing together with the boss was the effective compression ratio obtained by the intake valve closing timing adjusting an intake valve closing timing so as to maintain the 13 or more, the compression top dead After the point elapses, the air-fuel mixture is combusted by flame propagation based on spark ignition, and when the operating range of the engine body is a low speed and low load operating range, the effective compression ratio is lowered to less than 13 and a predetermined amount from the compression top dead center. A spark ignition gasoline engine characterized in that a spark plug is ignited at an advanced timing .
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冷炎反応による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。 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 a high compression ratio in the high load operation region including the throttle full open region at least in the low speed region, the reduction in output due to the retard of the ignition timing is compensated by the thermal efficiency improvement due to the cold flame reaction. It is also possible to obtain as much fuel efficiency as a diesel engine without sacrificing output. 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.
また、この態様では、低速低負荷運転領域の場合には、前記有効圧縮比を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。しかも、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。Further, in this aspect, in the low speed and low load operation region, the effective compression ratio is lowered to less than 13 to reliably prevent knocking, and the ignition timing is the compression top dead center as in a general engine. From this, 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.
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、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 compression ratio is 13 or more and the activation energy causing the cold flame reaction is increased, and the amount of heat generated by the cold flame reaction is improved by the ignition retard, The torque can be increased.
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.
好ましい態様において、前記所定期間は、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。これにより、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 a preferred embodiment, prior Symbol predetermined period is intended to be set smaller than the advance amount from the compression top dead center of the ignition timing in the case of the low-speed low-load operation region. Thereby, 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.
好ましい態様において、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。この態様では、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 a preferred aspect, the low speed range set in the control means 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 is the upper limit of the piston. The stroke range is 10% or less after the dead point has elapsed. In this aspect, the operating region is divided into three stages in the engine rotational speed region, and in the low rotational speed region, the intake valve closing timing is adjusted so that the effective compression ratio is maintained at 13 or more in the fully opened region, and the ignition timing is adjusted. When the piston is retarded within a stroke range of 10% or less after the elapse of the top dead center, it is possible to achieve proper combustion at a relatively high compression ratio according to the operation region. It should be noted that the engine rotation range is not necessarily divided equally.
好ましい態様において、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 a preferred aspect, it is preferable 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.
好ましい態様において、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 a preferred embodiment, it is preferable to include 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 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.
好ましい態様において、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 a preferred aspect, the combustion period shortening means is preferably turbulent flow generating means for generating turbulent flow in the cylinder. In that case, a relatively simple mechanism or control makes it possible to increase the heat generation rate in the expansion stroke as much as possible, suppress time loss, and obtain a high torque.
好ましい態様において、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 a preferred embodiment, each cylinder is provided with a plurality of spark plugs, and the combustion period shortening means is preferably a multipoint ignition means for operating a plurality of spark plugs. In that case, since the combustion speed can be accelerated by multipoint ignition, the heat generation rate in the expansion stroke can be increased as much as possible, time loss can be suppressed, and high torque can be obtained.
好ましい態様において、前記制御手段によって噴射タイミングを制御可能な燃料噴射弁を設け、前記制御手段は、当該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、吸気行程から圧縮行程の所定期間内に燃料を複数回噴射する分割噴射を実行させるものであることが好ましい。その場合には、燃料噴射が分割されることにより、吸気行程で噴射された燃料の気化霧化が促進し、燃焼室内に弱成層の混合気を形成することができるので、燃焼時間を短縮することができ、高い出力と燃費の向上を図ることが可能になる。 In a preferred embodiment, a fuel injection valve capable of controlling the injection timing by the control means is provided, and the control means has a medium-high range in which the operation range of the engine body includes at least a predetermined full load operation range from a predetermined medium load operation range in the low speed range. In the case of the load operation region, it is preferable to execute split injection in which fuel is injected a plurality of times within a predetermined period from the intake stroke to the compression stroke. In that case, by dividing the fuel injection, the vaporization of the fuel injected in the intake stroke is promoted and a weakly stratified mixture can be formed in the combustion chamber, thereby shortening the combustion time. It is possible to improve the output and fuel consumption.
好ましい態様において、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、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、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 a preferred embodiment, an external EGR system capable of adjusting the amount of external EGR by the control means is provided, and the control means is provided when the operation region of the engine body is a high load operation region including a throttle full open region at least in a low speed 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.
前記外部EGRシステムを有する態様において、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 the aspect having the external EGR system, it is preferable that the control means introduces external EGR at least in a 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.
好ましい態様において、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 a preferred 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.
低速低負荷運転領域では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 an aspect in which the closing timing of the intake valve is shifted from the intake bottom dead center by a predetermined amount so as to reduce the compression ratio in the low speed and low load operation region, EGR means for introducing EGR into the cylinder by control of the control means is provided, The control means preferably introduces 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. 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.
制御手段の制御によりEGRを筒内に導入するEGR手段を設けた態様において、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 the aspect in which the EGR means for introducing the EGR into the cylinder by the control of the control means is provided, the control means preferably 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.
制御手段の制御によりEGRを筒内に導入するEGR手段を設けた態様において、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 the aspect in which the EGR means for introducing EGR into the cylinder by the control of the control means is provided, it is preferable that the low-speed 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.
好ましい態様において、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。 In a preferred aspect, the apparatus includes in-cylinder temperature estimating means for estimating an 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.
好ましい態様において、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。 In a preferred embodiment, engine acceleration detecting means for detecting the acceleration of the engine is provided, and the control means retards the ignition timing to a maximum allowable value for a predetermined period after compression top dead center at the time of sudden acceleration from the low load operation region. It is preferable that the In that case, knocking due to high temperature fresh air sucked during sudden acceleration is avoided.
好ましい態様において、前記制御手段によって噴射タイミングを制御可能な燃料噴射弁を設け、前記燃料噴射弁は、前記点火プラグの電極付近に向けて燃料を噴射する直噴型のものであり、前記エンジン本体のピストン冠面には、当該冠面周辺部に形成され、圧縮上死点から膨張行程に移行する際に逆スキッシュ流を生成する隆起部と、当該冠面中央部分に形成された凹部とが設けられており、前記制御手段は、圧縮行程で燃料を噴射するように燃料噴射弁を制御するものであることが好ましい。その場合には、圧縮行程に至る過程では、ピストンの冠面中央部分に形成された凹部によって、噴射された燃料の飛行空間が確保されることにより、膨張行程初期においては、ピストンの周辺部分に逆スキッシュ流が形成される。この結果、燃焼期間が短縮されることとなり、ノッキングの防止や膨張行程での熱発生率を可及的に高め、時間損失を抑制し、高いトルクと燃費の向上に寄与することになる。さらに、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。 In a preferred embodiment, a fuel injection valve whose injection timing can be controlled by the control means is provided, and the fuel injection valve is a direct injection type that injects fuel toward the vicinity of an electrode of the spark plug, and the engine body The piston crown surface is formed with a ridge formed in the periphery of the crown surface and generating a reverse squish flow when moving from the compression top dead center to the expansion stroke, and a recess formed in the center portion of the crown surface. It is preferable that the control means controls the fuel injection valve so as to inject fuel in the compression stroke. In that case, in the process leading to the compression stroke, a flight space for the injected fuel is secured by the recess formed in the central portion of the crown surface of the piston. A reverse squish flow is formed. As a result, the combustion period is shortened, knocking prevention and heat generation rate in the expansion stroke are increased as much as possible, time loss is suppressed, and high torque and fuel efficiency are improved. Further, 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
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
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.
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
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
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
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
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
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
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ている。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
燃焼室27の側部には、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燃焼室27に噴射する燃料噴射弁32が設けられている。
A
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
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
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
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
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
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
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
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
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。
Further, since the pair of
加えて、ピストン26の冠面中央部分に噴射された燃料の飛行空間を確保するための凹部264を形成しているので、燃料が噴射された時点で筒内に混合気の乱れを生成し、一層、燃焼期間の短縮を図ることが可能になる。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。
In addition, since the
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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。
The
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(低速中高負荷運転領域)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, an ignition retard operating region (low speed, medium and high load operating region) A in which the ignition timing is retarded after compression top dead center, and a normal ignition operating region B in which ignition is performed before compression top dead center. And is roughly divided. 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
他方、通常点火運転領域Bは、破線で示すように低速低負荷運転領域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B2を含んでいる。 On the other hand, the normal ignition operation region B has a low speed and low load operation region B1 as indicated by a broken line, and the low speed and low load operation region B1 includes an idling operation region B2.
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
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
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
(2)式中、
ε :幾何学的圧縮比
vs:行程容積(m3)
vc: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
R :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
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
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
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 the ignition timing IG b after compression top dead center, knocking is suppressed and operation at a high compression ratio is possible, but only by the amount that the ignition timing is retarded from the compression top dead center It 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
図23は、図13の実施形態において制御マップの基となる燃料噴射タイミングを例示したグラフであり、(A)が弱成層の混合気形成を図るための分割噴射の一例、(B)が成層の混合気形成を図るための分割噴射の一例である。本実施形態においては、運転領域が点火リタード運転領域Aの場合、図23(A)の燃料噴射タイミングで分割噴射を実行し、低負荷運転領域Bの場合には、図23(B)の燃料噴射タイミングで分割噴射を実行するように構成されている。 FIG. 23 is a graph illustrating the fuel injection timing that is the basis of the control map in the embodiment of FIG. 13, where (A) is an example of split injection for forming a weakly stratified mixture, and (B) is stratified. It is an example of the division | segmentation injection for aiming at air-fuel | gaseous mixture formation. In the present embodiment, when the operation region is the ignition retard operation region A, split injection is executed at the fuel injection timing of FIG. 23A, and when the operation region is the low load operation region B, the fuel of FIG. Divided injection is executed at the injection timing.
図23(A)(B)を参照して、燃料噴射タイミングF1、F2を2回以上に分割すると、さらに燃料の気化霧化を促進することができる一方、後半の燃料噴射タイミングF2によって、筒内に乱流を付加し、急速燃焼に寄与することが可能となる。 Referring to FIGS. 23A and 23B, when the fuel injection timings F1 and F2 are divided into two or more times, fuel vaporization and atomization can be further promoted. It is possible to add turbulent flow and contribute to rapid combustion.
そこで、本実施形態では、種々の運転状態に応じて、燃料の噴射タイミングF1、F2をデータ化し、制御マップとして用いることとしている。 Therefore, in this embodiment, fuel injection timings F1 and F2 are converted into data and used as a control map in accordance with various operating conditions.
ここで、図23(A)に示す例では、前半の燃料噴射タイミングF1を例えば吸気行程の中期(例えば、燃料の吹き終わりが圧縮上死点前で275°)で実行し、後半の燃料噴射タイミングF2を圧縮行程の前半(例えば、燃料の吹き終わりが圧縮上死点前で150°)に設定し、各タイミングF1、F2の燃料噴射割合を4/5:1/5に設定している。この形態では、吸気行程で噴射された燃料の気化霧化が促進し、燃焼室27内に弱成層の混合気を形成することができるので、燃焼時間を短縮することができ、高い出力と燃費の向上を図ることが可能になる。
Here, in the example shown in FIG. 23A, the first half fuel injection timing F1 is executed, for example, in the middle stage of the intake stroke (for example, the end of fuel blowing is 275 ° before compression top dead center). The timing F2 is set to the first half of the compression stroke (for example, the end of fuel blowing is 150 ° before the compression top dead center), and the fuel injection ratio of each timing F1 and F2 is set to 4/5: 1/5. . In this embodiment, the vaporization and atomization of the fuel injected in the intake stroke is promoted, and a weakly stratified mixture can be formed in the
他方、図23(B)に示す例では、前半の燃料噴射タイミングF1を例えば圧縮行程の前半で実行し、後半の燃料噴射タイミングF2を圧縮行程の中程ないし後半に設定し、各タイミングF1、F2の燃料噴射割合を4/5:1/5に設定している。この形態では、後半の燃料噴射によって、筒内に大きな乱流を生成することができるので、点火タイミングをリタードさせる場合においても、燃焼期間を短縮することができ、高い出力や燃費を得ることが可能となる。なお、本実施形態では、ピストン26の冠面中央部分に凹部264を形成しているので、後半の燃料噴射タイミングF2に噴射された燃料をトラップすることが可能になり、成層の混合気を点火リタード運転領域Aで形成することが可能になる。なお、図23(B)の場合においては、燃料噴射タイミングF1、F2における燃料噴射量を調整することにより、点火タイミングにおいて、弱成層を構成することも可能である。
On the other hand, in the example shown in FIG. 23B, the first half of the fuel injection timing F1 is executed, for example, in the first half of the compression stroke, and the second half of the fuel injection timing F2 is set in the middle or second half of the compression stroke. The fuel injection ratio of F2 is set to 4/5: 1/5. In this embodiment, since the latter half of the fuel injection can generate a large turbulent flow in the cylinder, even when the ignition timing is retarded, the combustion period can be shortened, and high output and fuel consumption can be obtained. It becomes possible. In this embodiment, since the
図24および図25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。 24 and 25 are flowcharts showing a control flow according to the embodiment of FIG.
まず図24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. 24, in the above configuration, based on the input from the input elements (SW1 to SW8) to the engine main body 20 (step S10), the
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
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
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
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
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
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
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25を参照しながら説明する。
Next, the control when the operation region of the
図25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. 25, when the operation region of the
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
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IGb 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。
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
また、本実施形態では、エンジン本体20の運転領域が低速低負荷運転領域B1の場合には、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未満に下げて圧縮上死点から所定量アドバンスしたタイミングで点火プラグ34を点火させるとともに、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。
Further, in the present embodiment, when the operation region of the
また、本実施形態における前記低速域は、エンジン回転領域を、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、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、スロットル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 region in the present embodiment is a low speed region when the engine rotation region 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 region. Is a stroke range of 10% or less after the top dead center has elapsed. Therefore, in this embodiment, the operating region is divided into three stages in the engine rotational speed region, and the
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 combustion period shortening means can increase the heat generation rate in the expansion stroke as much as possible, suppress time loss, and obtain a high torque.
図26は図13の実施形態に関連するPV線図である。 FIG. 26 is a PV diagram associated with the embodiment of FIG.
図26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(図示の例では分割噴射を施した場合)、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. 26, 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 (in the example shown, split injection is performed). When applied), the pressure increase after ignition can be accelerated and time loss can be reduced.
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、図16の逆スキッシュ)や図23で説明した燃料の分割噴射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, the turbulent flow generating means for generating turbulent flow in the cylinder (the swirl generating on-off
特に、燃焼速度を促進する手段として、図23(A)で示したような分割噴射を点火リタード運転領域Aで実行した場合には、吸気行程で噴射された燃料の気化霧化が促進し、燃焼室内に弱成層の混合気を形成することができるので、筒内が弱成層の混合状態となることと相俟って、耐ノッキング性が向上する。 In particular, as a means for accelerating the combustion speed, when split injection as shown in FIG. 23A is performed in the ignition retard operation region A, vaporization of the fuel injected in the intake stroke is promoted, Since a weakly stratified air-fuel mixture can be formed in the combustion chamber, combined with the weakly stratified mixture in the cylinder, the knocking resistance is improved.
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
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
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
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
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B2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B2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 B2. For this reason, in this embodiment, it becomes possible to maintain high fuel efficiency even in the idling operation region B2 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
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
また、本実施形態では、燃料噴射弁32は、点火プラグ34の電極付近に向けて燃料を噴射する直噴型のものであり、エンジン本体20のピストン26冠面には、当該冠面周辺部に形成され、圧縮上死点から膨張行程に移行する際に逆スキッシュ流Ra、Rbを生成する隆起部33と、当該冠面中央部分に形成された凹部264とが設けられており、コントロールユニット100は、圧縮行程で燃料を噴射するように燃料噴射弁32を制御するものである。このため本実施形態では、圧縮行程に至る過程では、ピストン26の冠面中央部分に形成された凹部264によって、噴射された燃料の飛行空間が確保されることにより、膨張行程初期においては、ピストン26の周辺部分に逆スキッシュ流Ra、Rbが形成される。この結果、燃焼期間が短縮されることとなり、ノッキングの防止や膨張行程での熱発生率を可及的に高め、時間損失を抑制し、高いトルクと燃費の向上に寄与することになる。
In this embodiment, the
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
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
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
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
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
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
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
図27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. 27 is a graph showing a control example using a valve mechanism with a lost motion function.
図27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. 27, when a valve mechanism with a lost motion function is used, the closing timing of the
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28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. 28 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28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. 28, when so-called premixed compression auto-ignition combustion (HCCI) is performed using 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
図29は図28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. 29 is a configuration diagram showing a configuration of an intake
図29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. 29, a
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
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
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
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
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
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.
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
264 凹部
A 点火リタード運転領域
AWOT 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
F1、F2 燃料噴射タイミング
N エンジン回転速度
Ra、Rb 逆スキッシュ流
RIg リタード量
S オフセット量
SW1-SW7 センサ
T 筒内温度
Ta1 正タンブル流
Ta2 逆タンブル流
TST 基準値
ε 圧縮比
εr 有効圧縮比
10 4-cycle spark
26b Exhaust-side squish area construction surface (example of main part of raised part)
27
160
Claims (20)
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ことにより、圧縮上死点経過後に混合気を火花点火に基づく火炎伝播により燃焼させ、
前記エンジン本体の運転領域が低速低負荷運転領域の場合には、前記有効圧縮比を13未満に下げて圧縮上死点から所定量アドバンスしたタイミングで点火プラグを点火させるものである
ことを特徴とする火花点火式ガソリンエンジン。 In a four-cycle spark ignition gasoline engine with at least 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;
Driving state detecting means for detecting the driving state of the engine body;
Control means for executing 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 based on the detection of the operating state detection means;
The control means includes
When the operation region of the engine body is a high load operation region including the throttle fully open region at least in the low speed region, 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. By adjusting the intake valve closing timing and retarding the ignition timing within a predetermined period after compression top dead center, the air-fuel mixture is burned by flame propagation based on spark ignition after the compression top dead center has elapsed,
When the operating range of the engine body is a low speed and low load operating range, the effective compression ratio is lowered to less than 13 and the spark plug is ignited at a timing advanced by a predetermined amount from the compression top dead center. A spark ignition gasoline engine.
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.
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.
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.
前記所定期間は、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 4,
The spark ignition gasoline engine according to claim 1, wherein the predetermined period is set to be smaller than an advance amount from a compression top dead center of an ignition timing in the low speed and low load operation region .
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 type gasoline engine according to any one of claims 1 to 5 ,
The low speed range set in the control means 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 is after the top dead center has elapsed. A spark ignition gasoline engine characterized by a stroke range of 10% or less .
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 6 ,
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 .
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。 In the spark ignition gasoline engine according to any one of claims 1 to 7 ,
A spark ignition type gasoline engine comprising combustion period shortening means for shortening a combustion period of an air-fuel mixture when ignition timing is retarded after compression top dead center .
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 8,
The spark ignition type gasoline engine, wherein the combustion period shortening means is turbulent flow generating means for generating turbulent flow in a cylinder .
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 8 ,
A plurality of spark plugs are provided for each cylinder,
The spark ignition type gasoline engine, wherein the combustion period shortening means is multi-point ignition means for operating a plurality of spark plugs .
前記制御手段によって噴射タイミングを制御可能な燃料噴射弁を設け、
前記制御手段は、当該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、吸気行程から圧縮行程の所定期間内に燃料を複数回噴射する分割噴射を実行させるものである
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 10 ,
A fuel injection valve capable of controlling the injection timing by the control means;
When the operating range of the engine 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 full open range, the control means supplies fuel within a predetermined period from the intake stroke to the compression stroke. A spark-ignited gasoline engine characterized by executing split injection for multiple injections .
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、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、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 11 ,
An external EGR system capable of adjusting the external EGR amount by the control means is provided,
The spark-ignited gasoline engine is characterized in that the control means introduces an external EGR when the operating range of the engine body is a high-load operating range including a throttle full open range at least in a low speed range .
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 12 ,
The spark ignited gasoline engine characterized in that the control means introduces an external EGR at least in a low speed and low load operation region .
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 13,
The spark ignition gasoline engine characterized in that the control means shifts the closing timing of the intake valve from the intake bottom dead center by a predetermined amount so as to reduce the compression ratio at least in a low speed and low load operation region. .
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 14,
EGR means for introducing EGR into the cylinder by control of the control means is provided,
The spark ignition type gasoline engine characterized in that the control means introduces EGR at least in the low speed and low load operation region .
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 14 ,
The spark-ignition gasoline engine according to claim 1, wherein the control means sets the air-fuel ratio to the stoichiometric air-fuel ratio in the low-speed and low-load operation region .
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 15 or 16 ,
The spark-ignition gasoline engine, wherein the low-speed and low-load operation region set in the control means includes an idling operation region .
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 gasoline engine according to any one of claims 1 to 17 ,
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. spark-ignition gasoline engine, characterized in that.
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 type gasoline engine according to any one of claims 1 to 18 ,
Equipped with engine acceleration detection means for detecting engine acceleration;
The spark-ignition gasoline engine is characterized in that the control means retards the ignition timing at a stretch to a maximum allowable value for a predetermined period after compression top dead center at the time of rapid acceleration from a low load operation region .
前記制御手段によって噴射タイミングを制御可能な燃料噴射弁を設け、
前記燃料噴射弁は、前記点火プラグの電極付近に向けて燃料を噴射する直噴型のものであり、
前記エンジン本体のピストン冠面には、当該冠面周辺部に形成され、圧縮上死点から膨張行程に移行する際に逆スキッシュ流を生成する隆起部と、当該冠面中央部分に形成された凹部とが設けられており、
前記制御手段は、圧縮行程で燃料を噴射するように燃料噴射弁を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 gasoline engine according to any one of claims 1 to 19,
A fuel injection valve capable of controlling the injection timing by the control means;
The fuel injection valve is a direct injection type that injects fuel toward the vicinity of the electrode of the spark plug,
A piston crown surface of the engine body is formed in a peripheral portion of the crown surface, and is formed in a ridge portion that generates a reverse squish flow when transitioning from a compression top dead center to an expansion stroke, and a central portion of the crown surface. A recess is provided,
The spark igniting gasoline engine characterized in that the control means controls a fuel injection valve so as to inject fuel in a compression stroke .
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