JP6172018B2 - Compression ignition engine starter - Google Patents

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  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)

Description

ここに開示する技術は、圧縮着火式エンジンの始動装置に関する。   The technology disclosed herein relates to a starter for a compression ignition engine.

特許文献1には、自動停止条件が成立したときにエンジンを停止させると共に、再始動条件が成立したときにエンジンを再始動させるディーゼルエンジンが記載されている。このディーゼルエンジンでは、再始動条件が成立したときには、始動開始後、ピストンが最初に圧縮上死点に至る停止時圧縮行程気筒、つまりエンジンが自動停止したときに、ピストン位置が圧縮行程の途中にある気筒に対して最初の燃料噴射を行い、それを圧縮着火燃焼させるようにしている。これにより、エンジンの再始動を迅速に行うことが可能になる。また、このディーゼルエンジンでは、停止時圧縮行程気筒のピストン位置が上死点側に位置していて有効圧縮比が低くなること等に起因して、当該気筒で最初の圧縮着火ができないと判断したときには、その停止時圧縮行程気筒への最初の燃料噴射を行わずに、次にピストンが圧縮上死点に至る停止時吸気行程気筒に最初の燃料噴射を行い、圧縮着火燃焼させるようにしている。   Patent Document 1 describes a diesel engine that stops an engine when an automatic stop condition is satisfied and restarts the engine when a restart condition is satisfied. In this diesel engine, when the restart condition is satisfied, the piston position is in the middle of the compression stroke when the piston first reaches the compression top dead center after starting, that is, when the engine automatically stops. The first fuel injection is performed on a cylinder, and it is compressed and ignited. As a result, the engine can be restarted quickly. Further, in this diesel engine, it was determined that the first compression ignition could not be performed in the cylinder because the piston position of the compression stroke cylinder at the time of stop was located on the top dead center side and the effective compression ratio was lowered. In some cases, the first fuel injection is not performed to the compression stroke cylinder at the time of stop, but the first fuel injection is performed to the intake stroke cylinder at the time of stop when the piston reaches the compression top dead center, and compression ignition combustion is performed. .

特開2009−62960号公報JP 2009-62960 A

ところで、ガソリンを含有する燃料を気筒内に供給しかつ、その混合気を圧縮着火により燃焼させるよう構成された圧縮着火式エンジンが知られている。この圧縮着火式エンジンでは、圧縮着火燃焼の安定性を高める観点から、幾何学的圧縮比を高く設定することが考えられる。   Incidentally, there is known a compression ignition type engine configured to supply fuel containing gasoline into a cylinder and combust the mixture by compression ignition. In this compression ignition type engine, it is conceivable to set the geometric compression ratio high from the viewpoint of improving the stability of the compression ignition combustion.

幾何学的圧縮比を高く設定することにより、エンジンの始動時においても圧縮着火燃焼が可能になる。圧縮着火式エンジンを始動するときには、圧縮上死点付近で圧縮着火させて燃焼を行うことが望ましい。こうすることで、大トルクが発生して、エンジンの迅速始動が可能になる。例えば圧縮行程終期から膨張行程初期の期間内で、気筒内に燃料噴射を行えば、圧縮上死点付近で圧縮着火するようになる。   By setting the geometric compression ratio high, compression ignition combustion is possible even when the engine is started. When starting the compression ignition type engine, it is desirable to perform compression ignition near the compression top dead center. By doing so, a large torque is generated and the engine can be started quickly. For example, if fuel is injected into the cylinder during the period from the end of the compression stroke to the beginning of the expansion stroke, compression ignition occurs near the compression top dead center.

そうして1回目の燃料噴射及び圧縮着火燃焼を行うことにより、エンジンの回転数が高くなると、ピストンリングの合口隙間からのガス漏れ量が少なくなるため、次に燃料を噴射する気筒では、有効圧縮比が相対的に高くなる。有効圧縮比が高くなることで、ピストンが圧縮上死点に至ったときの気筒内の圧力及び温度(つまり、圧縮端温度及び圧縮端圧力)が相対的に高くなる。圧縮着火は、火花点火とは異なり、その着火タイミングが気筒内の温度及び圧力環境に大きく影響されるため、2回目の燃料噴射のタイミングを、1回目の燃料噴射のタイミングと同じタイミングにしたのでは、圧縮着火のタイミングが相対的に早くなって、圧縮着火燃焼による気筒内の圧力上昇が急峻になる虞がある。気筒内の圧力上昇率(dP/dθ)は、エンジンの燃焼騒音の指標となり得るパラメータであり、圧縮着火式エンジンの始動時に、圧力上昇率(dP/dθ)が制限値を超えてしまうことにもなる。   By performing the first fuel injection and compression ignition combustion, the amount of gas leakage from the joint gap of the piston ring decreases when the engine speed increases. The compression ratio is relatively high. By increasing the effective compression ratio, the pressure and temperature in the cylinder when the piston reaches compression top dead center (that is, the compression end temperature and the compression end pressure) are relatively increased. Unlike spark ignition, compression ignition is greatly affected by the temperature and pressure environment in the cylinder, so the timing of the second fuel injection is the same as the timing of the first fuel injection. Then, the timing of compression ignition becomes relatively early, and there is a possibility that the pressure increase in the cylinder due to compression ignition combustion becomes steep. The pressure increase rate (dP / dθ) in the cylinder is a parameter that can be an index of engine combustion noise, and the pressure increase rate (dP / dθ) exceeds the limit value when the compression ignition engine is started. Also become.

エンジン始動時の燃焼騒音の問題は、圧縮着火式エンジンを強制始動するときに限らず、特許文献1に記載されているように、自動停止していたエンジンを再始動するときには、より顕著になる。   The problem of combustion noise at the time of starting the engine is not only when the compression ignition type engine is forcibly started, but becomes more prominent when restarting the engine that has been automatically stopped, as described in Patent Document 1. .

つまり、エンジンの再始動時に、停止時圧縮行程気筒に最初に燃料を噴射するときには、当該停止時圧縮行程気筒のピストンは、圧縮行程の途中にあり、圧縮上死点までの圧縮ストロークは相対的に短いため、有効圧縮比は低くなる。これに対し、次に燃料を噴射する停止時吸気行程気筒は、吸気下死点を経て圧縮上死点へと至るため、圧縮ストロークが相対的に長くて、有効圧縮比が高くなる。このことと、前述したエンジン回転数の上昇に伴う有効圧縮比の上昇とが組み合わさって、エンジンの再始動時には、2回目以降に燃料を噴射する気筒において、圧縮着火燃焼による気筒内の圧力上昇が急峻になり易い。   That is, when the fuel is first injected into the stop compression stroke cylinder when the engine is restarted, the piston of the stop compression stroke cylinder is in the middle of the compression stroke, and the compression stroke up to the compression top dead center is relative. Therefore, the effective compression ratio is low. On the other hand, the stop-time intake stroke cylinder that injects the fuel next reaches the compression top dead center through the intake bottom dead center, so that the compression stroke is relatively long and the effective compression ratio becomes high. This, combined with the increase in the effective compression ratio accompanying the increase in engine speed described above, increases the pressure in the cylinder due to compression ignition combustion in the cylinder that injects fuel after the second restart when the engine is restarted. Tends to be steep.

また、エンジンの再始動時には、エンジンが自動的に始動するため、運転者が始動操作を行う強制始動時よりも音に関する要求が厳しくなり、圧力上昇率(dP/dθ)の制限値は、より一層低くなり得る。   Further, since the engine is automatically started when the engine is restarted, the demand for sound becomes stricter than when the driver performs a starting operation, and the limit value of the pressure increase rate (dP / dθ) is more It can be even lower.

ここに開示する技術は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、圧縮着火式エンジンの始動時に、迅速始動を可能にしながら、燃焼騒音が増大してしまうことを防止することにある。   The technology disclosed herein has been made in view of such a point, and the purpose thereof is to prevent combustion noise from increasing while enabling rapid start-up when the compression ignition engine is started. There is to do.

ここに開示する技術は、圧縮着火式エンジンの始動時に、有効圧縮比の上昇によって圧縮着火燃焼による気筒内の圧力上昇が急峻になるようなときには、圧縮上死点に対して所定クランク角だけ遅れて圧縮着火するように、燃料噴射タイミングを遅らせるようにした。   The technology disclosed here is delayed by a predetermined crank angle with respect to the compression top dead center when the pressure increase in the cylinder due to compression ignition combustion becomes steep due to an increase in the effective compression ratio at the start of the compression ignition type engine. The fuel injection timing was delayed so that the compression ignition occurred.

具体的に、ここに開示する技術は、圧縮着火式エンジンの始動装置に係り、この始動装置は、それぞれピストンが嵌挿される複数の気筒を有するよう構成された多気筒エンジンと、各気筒内に、ガソリンを含有する燃料を噴射するよう構成されたインジェクタと、前記インジェクタを通じて前記燃料を所定のタイミングで噴射し、それによって形成される気筒内の混合気を圧縮着火により燃焼させることで、前記多気筒エンジンを運転するよう構成された制御部と、を備える。   Specifically, the technology disclosed herein relates to a compression ignition engine starter, and the starter includes a multi-cylinder engine configured to have a plurality of cylinders into which pistons are respectively inserted, and in each cylinder. An injector configured to inject fuel containing gasoline, and injecting the fuel at a predetermined timing through the injector, and combusting an air-fuel mixture formed in the cylinder by compression ignition. And a control unit configured to operate the cylinder engine.

そして、前記制御部は、ドライバーの始動操作によって前記多気筒エンジンを強制始動するときに、前記複数の気筒に順次、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で燃料噴射を行うと共に、気筒内の混合気を圧縮着火により燃焼させ、前記制御部は、前記多気筒エンジンの強制始動時に、最初に燃料を噴射する気筒へ燃料を噴射した噴射タイミングに対し、次に燃料を噴射する気筒への噴射タイミングを、圧縮上死点に対して所定クランク角だけ遅れて圧縮着火するように、遅角させる。 When the multi-cylinder engine is forcibly started by a driver's starting operation , the control unit sequentially injects fuel into the plurality of cylinders during a period from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke, and mixing in the cylinder When the multi-cylinder engine is forcibly started, the control unit is configured to inject fuel into a cylinder that injects fuel first, and then injects fuel into a cylinder that injects fuel next. Is retarded so that compression ignition occurs with a delay of a predetermined crank angle with respect to the compression top dead center.

ここで、「圧縮行程終期」は、圧縮行程を、初期、中期及び終期の三つの期間に三等分したときの終期としてもよい。また、「膨張行程初期」は、膨張行程を、初期、中期及び終期の三つの期間に三等分したときの初期としてもよい。   Here, the “end of the compression stroke” may be an end when the compression stroke is divided into three equal parts of an initial period, a middle period, and an end period. In addition, the “expansion stroke initial stage” may be an initial stage when the expansion stroke is divided into three equal parts into three periods, an initial period, a middle period, and a final period.

「圧縮行程終期から膨張行程初期の期間」で行う燃料噴射は、トルクの発生に最も寄与する主燃焼、つまり、1サイクル中で最も大きな熱量を発生させるための燃料噴射である。この燃料噴射は、主噴射ということができる。「圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で燃料噴射を行う」ことには、当該期間内で行う燃料噴射が含まれていればよい。つまり、当該期間内で主噴射を行えばよく、当該期間外でさらに燃料噴射を行ってもよい。また、当該期間内で、主噴射を含む複数回の燃料噴射を行ってもよい。   The fuel injection performed in “the period from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke” is the main combustion that contributes most to the generation of torque, that is, the fuel injection for generating the largest amount of heat in one cycle. This fuel injection can be called main injection. “Performing fuel injection in the period from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke” only needs to include fuel injection performed within the period. That is, main injection may be performed within the period, and fuel injection may be further performed outside the period. Further, a plurality of fuel injections including the main injection may be performed within the period.

前記の構成によると、ドライバーの始動操作によって多気筒エンジンを強制始動するときには、複数の気筒に順次燃料を噴射する。圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で、気筒内に噴射した燃料によって形成される混合気は、圧縮着火により燃焼する。圧縮着火は、コントロールされた自己着火である。圧縮着火燃焼は、火花点火燃焼と比較して燃焼期間が短くて熱効率が高いため、大トルクの発生に有利であり、圧縮着火式エンジンの迅速始動が可能になる。 According to the above configuration, when the multi-cylinder engine is forcibly started by the driver's starting operation, fuel is sequentially injected into the plurality of cylinders. During the period from the end of the compression stroke to the beginning of the expansion stroke, the air-fuel mixture formed by the fuel injected into the cylinder is burned by compression ignition. Compression ignition is a controlled self-ignition. The compression ignition combustion has a shorter combustion period and higher thermal efficiency than the spark ignition combustion, and is advantageous for generating a large torque, and enables a quick start of the compression ignition engine.

制御部は、多気筒エンジンの強制始動時に、最初に燃料を噴射する気筒へ燃料を噴射した噴射タイミングに対し、次に燃料を噴射する気筒への噴射タイミングを遅角させる。つまり、最初に燃料を噴射するときの噴射タイミングは、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で、相対的に早いタイミングになる。これにより、最初に燃料を噴射した気筒では、圧縮上死点付近で圧縮着火し、燃焼する。圧縮着火燃焼による膨張エネルギを、効率良くピストンに伝達して、多気筒エンジンの迅速始動に有利になる。 When the multi-cylinder engine is forcibly started, the control unit retards the injection timing to the cylinder that injects fuel next to the injection timing to inject the fuel to the cylinder that injects fuel first. That is, the injection timing when fuel is first injected is relatively early in the period from the end of the compression stroke to the beginning of the expansion stroke. Thereby, in the cylinder which injected the fuel first, compression ignition is carried out near compression top dead center, and it burns. The expansion energy generated by the compression ignition combustion is efficiently transmitted to the piston, which is advantageous for quick start of the multi-cylinder engine.

最初の燃料噴射による燃焼によって多気筒エンジンの回転数が高まるが、制御部は、次に燃料を噴射するとき(尚、この燃料噴射は、最初の燃料噴射とは別の気筒である)の噴射タイミングを、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で、相対的に遅いタイミングにする。これにより、圧縮上死点に対して所定クランク角だけ遅れて圧縮着火させる。この圧縮着火燃焼は、気筒内の圧力が次第に低下する膨張行程においても、圧縮上死点から離れて、気筒内の圧力の低下度合いが大きくなったタイミングに行われるため、気筒内の圧力上昇が急峻になってしまうことが回避される。   The number of revolutions of the multi-cylinder engine is increased by the combustion by the first fuel injection, but the control unit injects fuel when the fuel is injected next (this fuel injection is a cylinder different from the first fuel injection). The timing is set to a relatively late timing from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke. Thus, compression ignition is performed with a delay of a predetermined crank angle with respect to the compression top dead center. This compression ignition combustion is carried out at the timing when the degree of pressure decrease in the cylinder increases away from the compression top dead center even in the expansion stroke in which the pressure in the cylinder gradually decreases. Steepness is avoided.

ここで、「圧縮上死点に対して所定クランク角だけ遅れて圧縮着火する」結果、圧縮着火燃焼の燃焼期間が、モータリング時の気筒内の圧力上昇率が負の最大値となる時点と重複する、又は、圧縮着火燃焼の燃焼中心が負の圧力上昇率が大きい期間(圧縮上死点後10°〜20°CA)と重複するようにしてもよい。こうすることで、圧縮着火燃焼時の気筒内の圧力上昇率を効果的に低減することが可能になる。   Here, as a result of "compression ignition with a delay of a predetermined crank angle with respect to compression top dead center", the combustion period of compression ignition combustion becomes a point when the pressure increase rate in the cylinder during motoring becomes a negative maximum value. You may make it overlap, or it may be made to overlap with the period (10 degrees-20 degrees CA after a compression top dead center) where the combustion center of compression ignition combustion has a large negative pressure increase rate. By doing so, it is possible to effectively reduce the pressure increase rate in the cylinder during the compression ignition combustion.

こうして、有効圧縮比が相対的に高くなる2回目の燃料噴射時に、圧縮着火燃焼に伴う気筒内の圧力上昇率(dP/dθ)が高くなることを抑制して、燃焼騒音レベルを制限値以下に収めることが可能になる。   In this way, during the second fuel injection in which the effective compression ratio is relatively high, an increase in the pressure increase rate (dP / dθ) in the cylinder due to compression ignition combustion is suppressed, and the combustion noise level is below the limit value. It becomes possible to fit in.

前記制御部は、前記多気筒エンジンの強制始動時には、混合気の空燃比A/F又は、気筒内のガスと燃料との重量比であるG/Fが、前記多気筒エンジンの強制始動完了後の低負荷定常運転状態の混合気のA/F又はG/Fよりもリッチになるように、燃料噴射量を調整する、としてもよい。 The control unit, wherein the forcible starting of the multi-cylinder engine, the air-fuel ratio A / F of the mixture, or, the weight ratio between the gas and the fuel in the cylinder G / F is forced start completion of the multi-cylinder engine The fuel injection amount may be adjusted so that it becomes richer than the A / F or G / F of the air-fuel mixture in the subsequent low-load steady operation state.

多気筒エンジンの強制始動時に、混合気のA/F又はG/Fを相対的にリッチにすることで、圧縮着火燃焼の安定化及び大トルクの発生に有利になる。これは、エンジンの迅速始動を可能にする。 When the multi-cylinder engine is forcibly started, the A / F or G / F of the air-fuel mixture is made relatively rich, which is advantageous for stabilizing the compression ignition combustion and generating a large torque. This allows a quick start of the engine.

一方で、混合気のA/F又はG/Fを相対的にリッチにしていると、有効圧縮比が高くなったときに、圧縮着火燃焼による気筒内の圧力上昇が急峻になり易くなるものの、前述の通り、燃料の噴射タイミングを遅角させて、圧縮着火燃焼を膨張行程において行うことで、燃焼騒音の増大が回避される。   On the other hand, when the A / F or G / F of the air-fuel mixture is made relatively rich, when the effective compression ratio becomes high, the pressure rise in the cylinder due to compression ignition combustion tends to become steep, As described above, an increase in combustion noise can be avoided by retarding the fuel injection timing and performing compression ignition combustion in the expansion stroke.

前記制御部は、前記多気筒エンジンの強制始動時には、混合気の空気過剰率λを1にする、としてもよい。 The control unit may set the excess air ratio λ of the air-fuel mixture to 1 when the multi-cylinder engine is forcibly started.

こうすることで、エンジンの強制始動時に、圧縮着火燃焼の安定化及び大トルクの発生に有利になり、多気筒エンジンの迅速始動が可能になる。逆に、エンジンの強制始動が完了した後の低負荷定常運転状態(アイドル運転状態を含む)には、混合気の空気過剰率λを、1を超えるリーンにすることで、熱効率の向上が図られる。 In this way, when the engine is forcibly started, it is advantageous for stabilization of compression ignition combustion and generation of a large torque, and a multi-cylinder engine can be started quickly. On the contrary, in the low load steady operation state (including the idle operation state) after the forced start of the engine is completed, the excess air ratio λ of the air-fuel mixture is made lean exceeding 1, thereby improving the thermal efficiency. It is done.

前記制御部は、次に燃料を噴射する気筒については、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で行う主噴射の前に、当該主噴射よりも噴射量の少ない前段噴射を行う、としてもよい。   The control unit may perform pre-stage injection with a smaller injection amount than the main injection before the main injection performed in the period from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke for the cylinder into which fuel is injected next.

ここで、「前段噴射」は、噴射した燃料が熱炎反応に至らずに酸化反応をする量の燃料を噴射することにより、圧縮上死点以降の気筒内の温度の低下を抑制しながら、その気筒内の温度の変動を所定の温度幅に収めるような噴射、と定義してもよい。つまり、膨張行程が進むにつれて気筒内の温度は次第に低下をするため、圧縮着火のタイミングを圧縮上死点以降で遅らせすぎると、失火になる虞がある。一方で、圧縮着火のタイミングを圧縮上死点以降でかつ、圧縮上死点に近づけると、気筒内の圧力が高い状態にあるため、圧縮着火燃焼による圧力上昇が急峻になってしまう。   Here, “pre-stage injection” is performed by injecting an amount of fuel in which the injected fuel undergoes an oxidation reaction without reaching a thermal flame reaction, thereby suppressing a decrease in temperature in the cylinder after compression top dead center, It may be defined as injection that keeps the temperature fluctuation in the cylinder within a predetermined temperature range. That is, as the expansion stroke proceeds, the temperature in the cylinder gradually decreases, and if the compression ignition timing is delayed too much after the compression top dead center, there is a risk of misfire. On the other hand, if the compression ignition timing is after the compression top dead center and close to the compression top dead center, the pressure in the cylinder is high, and the pressure rise due to compression ignition combustion becomes steep.

前段噴射は、圧縮上死点以降の気筒内の温度の低下を抑制しながら、その気筒内の温度の変動を所定の温度幅に収めることで、主噴射により気筒内に噴射した燃料を、圧縮上死点以降の遅いタイミングで(つまり、圧縮上死点に対して所定クランク角だけ遅れたタイミングで)、安定的に圧縮着火させることを可能にする。これは、圧縮着火燃焼による圧力上昇が急峻になってしまうことを回避する上で有利になる。   The pre-stage injection compresses the fuel injected into the cylinder by the main injection by keeping the temperature fluctuation in the cylinder within a predetermined temperature range while suppressing the temperature drop in the cylinder after the compression top dead center. It is possible to stably perform compression ignition at a late timing after the top dead center (that is, at a timing delayed by a predetermined crank angle with respect to the compression top dead center). This is advantageous in avoiding a sharp increase in pressure due to compression ignition combustion.

ここで、前段噴射は、気筒内の温度が高くなりすぎることも抑制している。気筒内の温度が高くなりすぎると、気筒内に噴射した燃料が、空気と十分に混ざり合う前に局所的に着火をし、煤が発生してしまう虞がある。前段噴射は、煤の発生も抑制する。   Here, the pre-stage injection also prevents the temperature in the cylinder from becoming too high. If the temperature in the cylinder becomes too high, the fuel injected into the cylinder may ignite locally before being sufficiently mixed with air, and soot may be generated. The pre-stage injection also suppresses soot generation.

ここで、前段噴射は、例えば圧縮行程終期よりも前のタイミングに行う噴射としてもよい。また、前段噴射は、複数回の噴射に分割してもよい。複数回の前段噴射は、圧縮行程終期よりも前のタイミングに行う第1噴射と、圧縮上死点後の、上死点付近において行う第2噴射と、してもよい。   Here, the pre-stage injection may be, for example, an injection performed at a timing before the end of the compression stroke. Further, the pre-stage injection may be divided into a plurality of injections. The plurality of upstream injections may be a first injection performed at a timing before the end of the compression stroke and a second injection performed near the top dead center after the compression top dead center.

前記制御部は、前記多気筒エンジンの強制始動時には、圧縮着火燃焼の燃焼重心が圧縮上死点以降となるように、噴射タイミングを設定する、としてもよい。こうすることで、最初の燃料噴射時には、圧縮上死点に近いタイミングで圧縮着火燃焼を行うことで、発生するトルクが高まり、多気筒エンジンの迅速始動に有利になる。また、次の燃料噴射時には、圧縮上死点から離れたタイミングで圧縮着火燃焼を行うことで、燃焼騒音の低減に有利になる。燃焼重心は、気筒内の燃料の50%が燃焼し終わる時期(燃料の燃焼質量割合が50%となる時期)と定義することができる。 The control unit may set the injection timing so that the combustion center of gravity of the compression ignition combustion is after the compression top dead center when the multi-cylinder engine is forcibly started. In this way, at the time of the first fuel injection, the compression ignition combustion is performed at a timing close to the compression top dead center, thereby increasing the generated torque, which is advantageous for quick start of the multi-cylinder engine. Also, at the time of the next fuel injection, compression ignition combustion is performed at a timing away from the compression top dead center, which is advantageous for reducing combustion noise. The combustion center of gravity can be defined as a time when 50% of the fuel in the cylinder finishes burning (a time when the combustion mass ratio of the fuel becomes 50%).

ここに開示する圧縮着火式エンジンの始動装置はまた、それぞれピストンが嵌挿される複数の気筒を有するよう構成された多気筒エンジンと、各気筒内に、ガソリンを含有する燃料を噴射するよう構成されたインジェクタと、前記インジェクタを通じて前記燃料を所定のタイミングで噴射し、それによって形成される気筒内の混合気を圧縮着火により燃焼させることで、前記多気筒エンジンを運転するよう構成された制御部と、を備える。   The compression ignition engine starter disclosed herein is also configured to inject a fuel containing gasoline into each cylinder and a multi-cylinder engine configured to have a plurality of cylinders into which pistons are respectively inserted. And a control unit configured to operate the multi-cylinder engine by injecting the fuel through the injector at a predetermined timing and combusting an air-fuel mixture formed in the cylinder by compression ignition, .

そして、前記制御部は、所定の自動停止条件が成立したときに前記多気筒エンジンを自動停止すると共に、所定の再始動条件が成立したときに、前記複数の気筒に順次、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で燃料噴射を行うと共に、気筒内の混合気を圧縮着火燃焼させることで、前記多気筒エンジンを再始動し、前記制御部は、前記多気筒エンジンの再始動時に、停止時圧縮行程気筒へ最初の燃料噴射を行う場合は、前記停止時圧縮行程気筒へ最初に燃料を噴射した噴射タイミングに対し、次に燃料を噴射する停止時吸気行程気筒への噴射タイミングを、圧縮上死点に対して所定クランク角だけ遅れて圧縮着火するように、遅角させる。 The control unit automatically stops the multi-cylinder engine when a predetermined automatic stop condition is satisfied, and expands sequentially from the end of the compression stroke to the plurality of cylinders when a predetermined restart condition is satisfied. The fuel injection is performed in the initial stage of the stroke, and the air-fuel mixture in the cylinder is compressed and ignited and combusted to restart the multi-cylinder engine, and the control unit compresses the engine when the multi-cylinder engine is restarted. When the first fuel injection to the stroke cylinder is performed, the injection timing to the stop intake stroke cylinder that injects the fuel next to the injection timing at which the fuel is first injected to the compression stroke cylinder at the time of stop is compressed top dead. The angle is retarded so that compression ignition occurs with a delay of a predetermined crank angle with respect to the point.

ここにおいても、「圧縮行程終期」は、圧縮行程を、初期、中期及び終期の三つの期間に三等分したときの終期としてもよい。また、「膨張行程初期」は、膨張行程を、初期、中期及び終期の三つの期間に三等分したときの初期としてもよい。   In this case as well, the “end of the compression stroke” may be the end when the compression stroke is divided into three equal parts of the initial period, the middle period, and the final period. In addition, the “expansion stroke initial stage” may be an initial stage when the expansion stroke is divided into three equal parts into three periods, an initial period, a middle period, and a final period.

「圧縮行程終期から膨張行程初期の期間」で行う燃料噴射は、トルクの発生に最も寄与する主燃焼、つまり、1サイクル中で最も大きな熱量を発生させるための燃料噴射であり、この燃料噴射は、主噴射ということができる。繰り返しになるが、「圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で燃料噴射を行う」ことには、当該期間内で行う燃料噴射が含まれていればよい。つまり、当該期間内で主噴射が行えばよく、当該期間外でさらに燃料噴射を行ってもよい。また、当該期間内で、主噴射を含む複数回の燃料噴射を行ってもよい。   The fuel injection performed in “the period from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke” is the main combustion that contributes most to the generation of torque, that is, the fuel injection for generating the largest amount of heat in one cycle. It can be called main injection. To repeat, “performing fuel injection in the period from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke” only needs to include fuel injection performed within the period. That is, main injection may be performed within the period, and fuel injection may be further performed outside the period. Further, a plurality of fuel injections including the main injection may be performed within the period.

前記の構成によると、所定の自動停止条件が成立することによって停止した多気筒エンジンを、所定の再始動条件が成立することによって再始動するときには、基本的には、停止時圧縮行程気筒に対して、最初の燃料噴射を行い、圧縮着火燃焼を行う。停止時圧縮行程気筒は、多気筒エンジンのクランキングにより、ピストンが最初に圧縮上死点に至る気筒であり、当該気筒において最初の圧縮着火燃焼を行うことで、多気筒エンジンの迅速な再始動が可能になる。1回目の燃料噴射による停止時圧縮行程気筒での圧縮着火燃焼は、大トルクを発生させる観点から、圧縮上死点付近で行うことが望ましい。 According to the arrangement, a multi-cylinder engine has been stopped by a predetermined automatic stop condition is satisfied, when a predetermined restart condition is restarted by established, basically, with respect to the stop-state compression-stroke cylinder Then, the first fuel injection is performed and the compression ignition combustion is performed. The stop compression stroke cylinder is a cylinder where the piston first reaches compression top dead center due to cranking of the multi-cylinder engine, and the multi-cylinder engine is quickly restarted by performing the first compression ignition combustion in the cylinder. Is possible. The compression ignition combustion in the stop-time compression stroke cylinder by the first fuel injection is desirably performed near the compression top dead center from the viewpoint of generating a large torque.

停止時圧縮行程気筒に対する1回目の燃料噴射に続いて、2回目の燃料噴射は、停止時吸気行程気筒に対して行われる。停止時吸気行程気筒は、圧縮ストロークが停止時圧縮行程気筒よりも長いため、有効圧縮比も相対的に高くなる。また、2回目の燃料噴射時には、エンジン回転数が高まる分、有効圧縮比がさらに高くなり得る。そのため、停止時吸気行程気筒では、圧縮着火燃焼による圧力上昇が急峻になり易い。   Following the first fuel injection for the stop-time compression stroke cylinder, the second fuel injection is performed for the stop-time intake stroke cylinder. Since the intake stroke cylinder at the time of stop is longer than the compression stroke cylinder at the time of stop, the effective compression ratio is also relatively high. Further, at the time of the second fuel injection, the effective compression ratio can be further increased by the increase in the engine speed. Therefore, in the stop-time intake stroke cylinder, the pressure rise due to the compression ignition combustion tends to be steep.

そこで、前記の構成では、停止時吸気行程気筒への噴射タイミングを、圧縮上死点に対して所定クランク角だけ遅れて圧縮着火するように、相対的に遅角させる。これにより、前述したように、圧縮上死点から離れて、気筒内の圧力の低下度合いが大きくなったタイミングに、圧縮着火燃焼が行われるため、気筒内の圧力上昇が急峻になってしまうことが回避される。燃焼騒音に対する要求レベルが厳しいエンジンの再始動時において、迅速始動を可能にしながら、燃焼騒音の増大が防止される。   Therefore, in the above-described configuration, the injection timing to the stop-time intake stroke cylinder is relatively retarded so that the compression ignition occurs with a delay of a predetermined crank angle with respect to the compression top dead center. As a result, as described above, the compression ignition combustion is performed at the timing when the degree of pressure decrease in the cylinder increases away from the compression top dead center, so that the pressure increase in the cylinder becomes steep. Is avoided. When restarting an engine having a severe requirement level for combustion noise, an increase in combustion noise is prevented while enabling quick start.

前記制御部は、前記多気筒エンジンの再始動時には、混合気の空燃比A/F、又は、気筒内のガスと燃料との重量比であるG/Fが、前記多気筒エンジンの再始動完了後の低負荷定常運転状態の混合気のA/F又はG/Fよりもリッチになるように、燃料噴射量を調整する、としてもよい。When the multi-cylinder engine is restarted, the control unit determines whether the air-fuel ratio A / F of the air-fuel mixture or the G / F, which is the weight ratio between the gas in the cylinder and the fuel, is completed. The fuel injection amount may be adjusted so that it becomes richer than the A / F or G / F of the air-fuel mixture in the subsequent low-load steady operation state.

前記制御部は、前記多気筒エンジンの再始動時には、混合気の空気過剰率λを1にする、としてもよい。The control unit may set the excess air ratio λ of the air-fuel mixture to 1 when the multi-cylinder engine is restarted.

前記制御部は、次に燃料を噴射する気筒については、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で行う主噴射の前に、当該主噴射よりも噴射量の少ない前段噴射を行う、としてもよい。The control unit may perform pre-stage injection with a smaller injection amount than the main injection before the main injection performed in the period from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke for the cylinder into which fuel is injected next.

前記制御部は、前記多気筒エンジンの再始動時には、圧縮着火燃焼の燃焼重心が圧縮上死点以降となるように、噴射タイミングを設定する、としてもよい。The control unit may set the injection timing so that the combustion center of gravity of the compression ignition combustion is after the compression top dead center when the multi-cylinder engine is restarted.

前記制御部は、前記多気筒エンジンの再始動時に、前記停止時圧縮行程気筒のピストン位置が、所定クランク角よりも上死点側にあるときには、前記停止時圧縮行程気筒へ最初の燃料噴射を行わず、前記停止時吸気行程気筒に最初の燃料噴射を行うと共に、その噴射タイミングを、圧縮上死点に対して所定期間だけ遅れて圧縮着火するように、設定する、としてもよい。   When the multi-cylinder engine is restarted, the control unit performs initial fuel injection to the stop-time compression stroke cylinder when the piston position of the stop-time compression stroke cylinder is on the top dead center side with respect to a predetermined crank angle. Instead, the first fuel injection may be performed on the intake stroke cylinder at the time of stop, and the injection timing may be set so that the compression ignition is delayed by a predetermined period with respect to the compression top dead center.

停止時圧縮行程気筒のピストン位置が、比較的上死点側にあるときには、圧縮ストロークが短くなって有効圧縮比が低くなるため、圧縮端温度及び圧縮端圧力がそれぞれ低くなる。これは、気筒内に噴射した燃料の圧縮着火の安定性を低下させる。   When the piston position of the compression stroke cylinder at the time of stop is relatively on the top dead center side, the compression stroke is shortened and the effective compression ratio is lowered, so that the compression end temperature and the compression end pressure are lowered. This reduces the stability of compression ignition of the fuel injected into the cylinder.

そこで、停止時圧縮行程気筒のピストン位置が、所定クランク角よりも上死点側にあるときには、多気筒エンジンの再始動時に、停止時圧縮行程気筒への最初の燃料噴射は行わず、停止時吸気行程気筒に最初の燃料噴射を行う。停止時吸気行程気筒は、前述の通り、圧縮ストロークが長くて有効圧縮比が高くなるため、圧縮着火の安定性低下という問題は回避される。一方、停止時吸気行程気筒は、有効圧縮比が高くなることから、エンジンの再始動時の1回目の燃料噴射であるものの、その噴射タイミングを遅らせる。こうして、圧縮着火燃焼を安定して行いつつ、圧力上昇が急峻になることを回避して、エンジンの再始動時の燃焼騒音の増大が防止される。   Therefore, when the piston position of the compression stroke cylinder at the time of stop is on the top dead center side from the predetermined crank angle, the first fuel injection to the compression stroke cylinder at the time of stop is not performed when the multi-cylinder engine is restarted. The first fuel injection is performed in the intake stroke cylinder. As described above, the intake stroke cylinder at the time of stoppage has a long compression stroke and a high effective compression ratio, so that the problem of reduced stability of compression ignition is avoided. On the other hand, because the effective compression ratio of the stop-time intake stroke cylinder is high, the injection timing is delayed although it is the first fuel injection when the engine is restarted. In this way, the compression ignition combustion is performed stably, while avoiding a steep rise in pressure, an increase in combustion noise at the time of engine restart is prevented.

以上説明したように、前記の圧縮着火式エンジンの始動装置によると、多気筒エンジンを強制始動又は再始動をするときに、最初に燃料を噴射する気筒へ最初に燃料を噴射した噴射タイミングに対し、次に燃料を噴射するときの噴射タイミングを遅らせることで、エンジンの迅速始動を実現しつつ、燃焼騒音が増大してしまうことが防止される。 As described above, according to the compression ignition type engine starting device, when the multi-cylinder engine is forcibly started or restarted, the fuel is injected into the cylinder that injects fuel first. By delaying the injection timing when the fuel is next injected, it is possible to prevent the combustion noise from increasing while realizing a quick start of the engine.

エンジンの構成を示す概略図である。It is the schematic which shows the structure of an engine. エンジンの制御に係る構成を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the structure which concerns on control of an engine. インジェクタの内部構造を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the internal structure of an injector. 高電圧制御器が出力する短パルス高電圧を例示した概略図である。It is the schematic which illustrated the short pulse high voltage which a high voltage controller outputs. エンジンの運転制御に係るマップを例示する概略図である。It is the schematic which illustrates the map which concerns on the operation control of an engine. (A)は、リタード自己着火燃焼時の噴射形態を示す図であり、(B)は、気筒内の温度変化を例示する図である。(A) is a figure which shows the injection form at the time of retarded self-ignition combustion, (B) is a figure which illustrates the temperature change in a cylinder. 気筒内でのオゾンの生成状態を例示する概略図である。It is the schematic which illustrates the production | generation state of ozone in a cylinder. エンジンの再始動に係る制御フローである。It is a control flow concerning engine restart. 停止時圧縮行程気筒の、ピストン位置の変化と気筒内の温度の変化との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the change of the piston position of a compression stroke cylinder at the time of a stop, and the change of the temperature in a cylinder. エンジンを再始動するときの、各気筒の燃料噴射タイミングを例示する説明図である。It is explanatory drawing which illustrates the fuel-injection timing of each cylinder when restarting an engine. エンジンを再始動するときの、吸気弁の閉弁タイミングの変化(上図)と、エンジン回転数の変化(下図)とを例示するタイムチャートである。It is a time chart which illustrates the change (upper figure) of the closing timing of an intake valve, and the change (lower figure) of an engine speed when restarting an engine.

以下、実施形態を図面に基づいて説明する。以下の説明は例示である。   Hereinafter, embodiments will be described with reference to the drawings. The following description is exemplary.

(エンジンシステムの全体構成)
図1、2は、実施形態に係るエンジンシステム1の構成を示している。このエンジンシステム1は、車両に搭載されるシステムである。エンジンシステム1は、エンジン10、エンジン10に付随する様々なアクチュエータ、様々なセンサ、及び、該センサからの信号に基づきアクチュエータを制御するECM(Engine Control Module、制御部)100を含む。
(Overall configuration of engine system)
1 and 2 show a configuration of an engine system 1 according to the embodiment. The engine system 1 is a system mounted on a vehicle. The engine system 1 includes an engine 10, various actuators associated with the engine 10, various sensors, and an ECM (Engine Control Module) 100 that controls the actuators based on signals from the sensors.

エンジン10のクランクシャフト15は、図示しないが、変速機を介して駆動輪に連結されている。エンジン10の出力が駆動輪に伝達されることによって、車両が推進する。エンジン10は、シリンダブロック12と、その上に載置されるシリンダヘッド13とを備えており、シリンダブロック12の内部に複数の気筒11が形成されている(図1では、1つのみ示す)。エンジン10は、多気筒エンジンである。シリンダブロック12及びシリンダヘッド13の内部には、図示は省略するが冷却水が流れるウォータージャケットが形成されている。各気筒11内には、コネクティングロッド14を介してクランクシャフト15に連結されたピストン16が摺動自在に嵌挿されている。ピストン16は、気筒11及びシリンダヘッド13と共に燃焼室17を区画している。シリンダブロック12、シリンダヘッド13及びピストン16等は、アルミニウム合金等の、電気伝導性を有する金属で形成されていて、接地(アース)処理が施されている。   Although not shown, the crankshaft 15 of the engine 10 is connected to drive wheels via a transmission. The vehicle is propelled by the output of the engine 10 being transmitted to the drive wheels. The engine 10 includes a cylinder block 12 and a cylinder head 13 mounted thereon, and a plurality of cylinders 11 are formed inside the cylinder block 12 (only one is shown in FIG. 1). . The engine 10 is a multi-cylinder engine. Although not shown, a water jacket through which cooling water flows is formed inside the cylinder block 12 and the cylinder head 13. In each cylinder 11, a piston 16 connected to a crankshaft 15 via a connecting rod 14 is slidably fitted. The piston 16 divides the combustion chamber 17 together with the cylinder 11 and the cylinder head 13. The cylinder block 12, the cylinder head 13, the piston 16, and the like are made of a metal having electrical conductivity, such as an aluminum alloy, and are grounded.

本実施形態では、燃焼室17の天井面17a(シリンダヘッド13の下面)は、上方に膨出した球面形状に形成されている(つまり、ドーム型)。その形状に対応して、ピストン16の頂面16aもドーム型に形成されている。ピストン16の頂面16aの中央部には、凹状のキャビティ16bが形成されている。尚、前記天井面17a及びピストン16の頂面16aの形状は、後述の高い幾何学的圧縮比が可能であれば、どのような形状であってもよく、例えば、天井面17a及びピストン16の頂面16a(キャビティ16bを除く部分)の両方が、気筒11の中心軸に対して垂直な面で構成されていてもよいし、天井面17aが三角屋根状(いわゆるペントルーフ形状)をなす一方、ピストン16の頂面16aが、その天井面17aに対応した凸形状をなして構成されていてもよい。   In the present embodiment, the ceiling surface 17a of the combustion chamber 17 (the lower surface of the cylinder head 13) is formed in a spherical shape bulging upward (that is, a dome shape). Corresponding to the shape, the top surface 16a of the piston 16 is also formed in a dome shape. A concave cavity 16 b is formed at the center of the top surface 16 a of the piston 16. In addition, the shape of the ceiling surface 17a and the top surface 16a of the piston 16 may be any shape as long as a high geometric compression ratio described later is possible. Both the top surface 16a (portion excluding the cavity 16b) may be configured as a surface perpendicular to the central axis of the cylinder 11, and the ceiling surface 17a has a triangular roof shape (so-called pent roof shape), The top surface 16a of the piston 16 may have a convex shape corresponding to the ceiling surface 17a.

図1には1つのみ示すが、気筒11毎に2つの吸気ポート18がシリンダヘッド13に形成され、それぞれがシリンダヘッド13の下面に開口することで燃焼室17に連通している。同様に、気筒11毎に2つの排気ポート19がシリンダヘッド13に形成され、それぞれがシリンダヘッド13の下面に開口することで燃焼室17に連通している。   Although only one is shown in FIG. 1, two intake ports 18 are formed in the cylinder head 13 for each cylinder 11, and each communicates with the combustion chamber 17 by opening on the lower surface of the cylinder head 13. Similarly, two exhaust ports 19 are formed in the cylinder head 13 for each cylinder 11, and each communicates with the combustion chamber 17 by opening on the lower surface of the cylinder head 13.

シリンダヘッド13には、吸気弁21及び排気弁22が、それぞれ吸気ポート18及び排気ポート19を燃焼室から遮断(閉)することができるように配設されている。吸気弁21は吸気弁駆動機構により、排気弁22は排気弁駆動機構により、それぞれ駆動される。吸気弁21及び排気弁22は所定のタイミングで往復動して、それぞれ吸気ポート18及び排気ポート19を開閉し、気筒11内のガス交換を行う。吸気弁駆動機構及び排気弁駆動機構は、図示は省略するが、それぞれ、クランクシャフト15に駆動連結された吸気カムシャフト及び排気カムシャフトを有し、これらのカムシャフトはクランクシャフト15の回転と同期して回転する。吸気弁駆動機構及び排気弁駆動機構は、この例では、吸気カムシャフトの位相を所定の角度範囲内で連続的に変更可能な、液圧式又は電動式の位相可変機構(Variable Valve Timing:VVT)23、24を、少なくとも含んで構成されている。尚、吸気弁駆動機構及び/又は排気弁駆動機構は、VVT23、24と共に、弁リフト量を変更可能なリフト可変機構を備えるようにしてもよい。リフト可変機構は、リフト量を連続的に変更可能なCVVL(Continuous Variable Valve Lift)としてもよい。   The cylinder head 13 is provided with an intake valve 21 and an exhaust valve 22 so that the intake port 18 and the exhaust port 19 can be shut off (closed) from the combustion chamber, respectively. The intake valve 21 is driven by an intake valve drive mechanism, and the exhaust valve 22 is driven by an exhaust valve drive mechanism. The intake valve 21 and the exhaust valve 22 reciprocate at a predetermined timing to open and close the intake port 18 and the exhaust port 19, respectively, and exchange gas in the cylinder 11. Although not shown, the intake valve drive mechanism and the exhaust valve drive mechanism each have an intake cam shaft and an exhaust cam shaft that are drivingly connected to the crankshaft 15, and these camshafts are synchronized with the rotation of the crankshaft 15. Then rotate. In this example, the intake valve driving mechanism and the exhaust valve driving mechanism are a hydraulic or electric variable phase mechanism (Variable Valve Timing: VVT) capable of continuously changing the phase of the intake camshaft within a predetermined angle range. 23 and 24 are included at least. The intake valve driving mechanism and / or the exhaust valve driving mechanism may be provided with a variable lift mechanism capable of changing the valve lift amount together with the VVTs 23 and 24. The lift variable mechanism may be a CVVL (Continuous Variable Valve Lift) capable of continuously changing the lift amount.

各気筒11の吸気ポート18は、図1において明示されない吸気マニホールドを介して吸気通路30に連通している。また、各気筒11の排気ポート19は、同様に明示されない排気マニホールドを介して排気通路40に連通している。   The intake port 18 of each cylinder 11 communicates with the intake passage 30 via an intake manifold not explicitly shown in FIG. Similarly, the exhaust port 19 of each cylinder 11 communicates with the exhaust passage 40 via an exhaust manifold that is not clearly shown.

吸気通路30には、各気筒11への吸入空気量を調節するスロットル弁31が配設されている。吸気通路30におけるスロットル弁31の下流側部分と、排気通路40とは、排気ガスの一部を吸気通路30に還流するためのEGR通路51によって接続されている。EGR通路51には、排気ガスの吸気通路30への還流量を調整するためのEGR弁52及び排気ガスを冷却するための、水冷式のEGRクーラ53が配設されている。EGR通路51、EGR弁52及びEGRクーラ53を含んで、EGRシステム50が構成される。   A throttle valve 31 that adjusts the amount of intake air to each cylinder 11 is disposed in the intake passage 30. A portion of the intake passage 30 downstream of the throttle valve 31 and the exhaust passage 40 are connected by an EGR passage 51 for returning a part of the exhaust gas to the intake passage 30. The EGR passage 51 is provided with an EGR valve 52 for adjusting the recirculation amount of the exhaust gas to the intake passage 30 and a water-cooled EGR cooler 53 for cooling the exhaust gas. An EGR system 50 is configured including the EGR passage 51, the EGR valve 52, and the EGR cooler 53.

尚、図示は省略するが、排気通路40における下流側には、排気ガス中の有害成分を浄化する触媒コンバータが配設されている。触媒コンバータは、例えば三元触媒を内蔵しており、排気通路を通過する排気ガス中に含まれる有害成分(HC、CO、NOx)を浄化する機能を有する。   Although not shown, a catalytic converter that purifies harmful components in the exhaust gas is disposed on the downstream side of the exhaust passage 40. The catalytic converter incorporates a three-way catalyst, for example, and has a function of purifying harmful components (HC, CO, NOx) contained in the exhaust gas passing through the exhaust passage.

エンジン10において、シリンダヘッド13における気筒11の中心軸上には、気筒11内(燃焼室17内)に燃料を直接噴射するインジェクタ6が配設されている。このインジェクタ6は、例えばブラケットを使用する等の周知の構造でシリンダヘッド13に取付固定されている。インジェクタ6の先端は、燃焼室17の天井面17aの中心に臨んでいる。   In the engine 10, an injector 6 that directly injects fuel into the cylinder 11 (inside the combustion chamber 17) is disposed on the central axis of the cylinder 11 in the cylinder head 13. The injector 6 is attached and fixed to the cylinder head 13 with a known structure such as using a bracket. The tip of the injector 6 faces the center of the ceiling surface 17 a of the combustion chamber 17.

図3に示すように、インジェクタ6は、気筒11内に燃料を噴射するノズル口61を開閉する外開弁62を有する、外開弁式のインジェクタである。ノズル口61は、気筒11の中心軸に沿って延びる燃料管63の先端部において、先端側ほど径が大きくなるテーパ状に形成されている。燃料管63の基端側の端部は、内部にピエゾ素子64が配設されたケース65に接続されている。外開弁62は、弁本体62aと、弁本体62aから燃料管63内を通ってピエゾ素子64に接続された連結部62bとを有している。弁本体62aの連結部62b側の部分が、ノズル口61と略同じ形状を有しており、該部分がノズル口61に当接(着座)しているときには、ノズル口61が閉状態となる。このとき、弁本体62aの先端側の部分は、燃料管63の外側に突出した状態となっている。   As shown in FIG. 3, the injector 6 is an outer valve-opening type injector having an outer valve 62 that opens and closes a nozzle port 61 that injects fuel into the cylinder 11. The nozzle port 61 is formed in a tapered shape whose diameter increases toward the distal end side at the distal end portion of the fuel pipe 63 extending along the central axis of the cylinder 11. The base end side end of the fuel pipe 63 is connected to a case 65 in which a piezo element 64 is disposed. The outer open valve 62 includes a valve main body 62a and a connecting portion 62b connected to the piezo element 64 from the valve main body 62a through the fuel pipe 63. A portion of the valve main body 62a on the connecting portion 62b side has substantially the same shape as the nozzle port 61, and when the portion is in contact (sitting) with the nozzle port 61, the nozzle port 61 is in a closed state. . At this time, the tip side portion of the valve main body 62 a is in a state of protruding to the outside of the fuel pipe 63.

ピエゾ素子64は、電圧の印加による変形により、外開弁62を気筒11の中心軸方向の燃焼室17側に押圧することで、その外開弁62を、ノズル口61を閉じた状態からリフトさせてノズル口61を開放する。このとき、ノズル口61から気筒11内に燃料が、気筒11の中心軸を中心とするコーン状(詳しくはホローコーン状)に噴射される。そのコーンのテーパ角は、本実施形態では、90°〜100°である(内側の中空部のテーパ角は70°程度である)。そして、ピエゾ素子64への電圧の印加が停止すると、ピエゾ素子64が元の状態に復帰することで、外開弁62がノズル口61を再び閉状態とする。このとき、ケース65内における連結部62bの周囲に配設された圧縮コイルバネ66がピエゾ素子64の復帰を助長する。   The piezo element 64 lifts the outer open valve 62 from a state where the nozzle port 61 is closed by pressing the outer open valve 62 toward the combustion chamber 17 in the central axis direction of the cylinder 11 by deformation due to application of voltage. Then, the nozzle port 61 is opened. At this time, fuel is injected from the nozzle port 61 into the cylinder 11 in a cone shape (specifically, a hollow cone shape) centered on the central axis of the cylinder 11. The taper angle of the cone is 90 ° to 100 ° in this embodiment (the taper angle of the inner hollow portion is about 70 °). When the application of voltage to the piezo element 64 is stopped, the piezo element 64 returns to the original state, and the outer opening valve 62 closes the nozzle port 61 again. At this time, the compression coil spring 66 disposed around the connecting portion 62 b in the case 65 facilitates the return of the piezo element 64.

ピエゾ素子64に印加する電圧が大きいほど、外開弁62の、ノズル口61を閉じた状態からのリフト量(以下、単にリフト量という)が大きくなる。このリフト量が大きいほど、ノズル口61の開度が大きくなってノズル口61から気筒11内に噴射される燃料噴霧のペネトレーションが大きくなる(長くなる)とともに、単位時間当たりに噴射される燃料量が多くなりかつ燃料噴霧の粒径が大きくなる。ピエゾ素子64の応答は速く、後述の噴射を容易に実現することが可能である。但し、外開弁62を駆動する手段としては、ピエゾ素子64には限られない。また、インジェクタ6も外開弁式に限らず、例えば多噴口型のインジェクタを採用してもよい。   As the voltage applied to the piezo element 64 increases, the lift amount (hereinafter simply referred to as lift amount) of the outer open valve 62 from the state in which the nozzle port 61 is closed increases. The larger the lift amount, the larger the opening of the nozzle port 61, the greater the penetration of fuel spray injected from the nozzle port 61 into the cylinder 11, and the longer the fuel amount injected per unit time. And the particle size of the fuel spray becomes large. The response of the piezo element 64 is fast, and the later-described injection can be easily realized. However, the means for driving the outer valve 62 is not limited to the piezo element 64. In addition, the injector 6 is not limited to the outer valve opening type, and for example, a multi-hole injector may be employed.

燃料供給システム67(図2参照)は、外開弁62(ピエゾ素子64)を駆動するための電気回路と、インジェクタ6に燃料を供給する燃料供給系とを備えている。ECM100は、所定のタイミングで、リフト量に応じた電圧を有する噴射信号を電気回路に出力することで、該電気回路を介してピエゾ素子64及び外開弁62を作動させて、所望量の燃料を、気筒11内に噴射させる。噴射信号の非出力時(噴射信号の電圧が0であるとき)には、外開弁62によりノズル口61が閉じられた状態となる。このようにピエゾ素子64は、ECM100からの噴射信号によって、その作動が制御される。こうしてECM100は、ピエゾ素子64の作動を制御して、インジェクタ6のノズル口61からの燃料噴射及び該燃料噴射時におけるリフト量を制御する。   The fuel supply system 67 (see FIG. 2) includes an electric circuit for driving the outer opening valve 62 (piezo element 64) and a fuel supply system for supplying fuel to the injector 6. The ECM 100 outputs an injection signal having a voltage corresponding to the lift amount to the electric circuit at a predetermined timing, thereby operating the piezo element 64 and the outer opening valve 62 via the electric circuit, and a desired amount of fuel. Is injected into the cylinder 11. When the injection signal is not output (when the voltage of the injection signal is 0), the nozzle port 61 is closed by the outer opening valve 62. Thus, the operation of the piezo element 64 is controlled by the injection signal from the ECM 100. Thus, the ECM 100 controls the operation of the piezo element 64 to control the fuel injection from the nozzle port 61 of the injector 6 and the lift amount during the fuel injection.

燃料供給系には、図示省略の高圧燃料ポンプやコモンレールが設けられている。高圧燃料ポンプはエンジン10により駆動されかつ、低圧燃料ポンプを介して燃料タンクより供給されてきた燃料をコモンレールに圧送し、コモンレールは、その圧送された燃料を、所定の燃料圧力で蓄える。そして、インジェクタ6が作動する(外開弁62がリフトされる)ことによって、コモンレールに蓄えられている燃料がノズル口61から噴射される。   The fuel supply system is provided with a high-pressure fuel pump and a common rail (not shown). The high-pressure fuel pump is driven by the engine 10 and pumps the fuel supplied from the fuel tank via the low-pressure fuel pump to the common rail, and the common rail stores the pumped fuel at a predetermined fuel pressure. Then, when the injector 6 is operated (the outer opening valve 62 is lifted), the fuel stored in the common rail is injected from the nozzle port 61.

ここで、エンジン10の燃料は、本実施形態ではガソリンであるが、バイオエタノール等を含むガソリンであってもよく、少なくともガソリンを含む燃料(液体燃料)であれば、どのような燃料であってもよい。   Here, the fuel of the engine 10 is gasoline in the present embodiment, but may be gasoline containing bioethanol or the like, and any fuel as long as it is a fuel (liquid fuel) containing at least gasoline. Also good.

また、このエンジン10の燃焼室17内には、オゾン生成部7の放電プラグ71が配設されている。この放電プラグ71は、例えばねじ等の周知の構造によって、シリンダヘッド13に固定されている。放電プラグ71の先端部は燃焼室17の天井面17aから突出して燃焼室17内に臨んでいる。この放電プラグ71の先端部は、図1では、図示の関係上、ずらして描いているが、実際は、吸気ポート18と排気ポート19の間でかつ、インジェクタ6のノズル口61の近傍に位置している(図7も参照。尚、図1と図7とは断面が相違する)。放電プラグ71は、碍子71aで周囲が電気的に絶縁された棒状の電極71bを有している。電極71bは、シリンダヘッド13やシリンダブロック12から電気的に絶縁された状態で、燃焼室17内に突出している。   A discharge plug 71 of the ozone generator 7 is disposed in the combustion chamber 17 of the engine 10. The discharge plug 71 is fixed to the cylinder head 13 by a known structure such as a screw. The distal end portion of the discharge plug 71 protrudes from the ceiling surface 17 a of the combustion chamber 17 and faces the combustion chamber 17. In FIG. 1, the distal end portion of the discharge plug 71 is drawn so as to be deviated from the relationship shown in the figure. (See also FIG. 7. Note that FIG. 1 and FIG. 7 are different in cross section). The discharge plug 71 has a rod-like electrode 71b whose periphery is electrically insulated by an insulator 71a. The electrode 71 b protrudes into the combustion chamber 17 in a state where it is electrically insulated from the cylinder head 13 and the cylinder block 12.

オゾン生成部7はまた、図2に示すように、高電圧制御器72を有している。高電圧制御器72は、放電プラグ71と電気的に接続されており、燃焼室17で、後述するような極短パルス放電が生じるように、制御されたパルス状の高電圧を電極71bに印加する機能を有している。具体的には、図4に示すように、50ナノ秒以下のパルス幅PWで10kV以上の高電圧からなる電圧(短パルス高電圧)を、所定期間、断続的に電極71bに印加する機能を有している。尚、オゾン生成部7の配置及び構成は、これに限定されるものではない。   The ozone generation unit 7 also has a high voltage controller 72 as shown in FIG. The high voltage controller 72 is electrically connected to the discharge plug 71, and applies a controlled pulsed high voltage to the electrode 71b so that an extremely short pulse discharge as described later occurs in the combustion chamber 17. It has a function to do. Specifically, as shown in FIG. 4, the voltage (short pulse high voltage) having a pulse width PW of 50 nanoseconds or less and a high voltage of 10 kV or more is intermittently applied to the electrode 71b for a predetermined period. Have. In addition, arrangement | positioning and structure of the ozone production | generation part 7 are not limited to this.

ECM100は、周知のマイクロコンピュータをベースとするコントローラであって、プログラムを実行する中央演算処理装置(CPU)と、例えばRAMやROMにより構成されてプログラム及びデータを格納するメモリと、電気信号の入出力をする入出力(I/O)バスと、を備えている。   The ECM 100 is a controller based on a well-known microcomputer. The ECM 100 is a central processing unit (CPU) that executes a program, a memory that includes, for example, a RAM or a ROM and stores a program and data, and an electric signal input. And an input / output (I / O) bus for outputting.

ECM100には、車速を検出する車速センサ81、アクセル開度を検出するアクセル開度センサ82、ブレーキペダルのオン/オフを検出するブレーキセンサ83、吸気通路30を流れる新気の流量及び温度を検出するエアフローセンサ84、クランクシャフト15の回転角度及び回転速度を検出するためのクランク角パルス信号を出力するクランク角センサ85、気筒識別情報を得るためのカムシャフトパルス信号を出力するカム角センサ86、エンジン10の冷却水温を出力する水温センサ87、油温を出力する油温センサ88、及び、図示省略の車載バッテリの残量を出力するバッテリセンサ89が、少なくとも接続されている。   The ECM 100 includes a vehicle speed sensor 81 for detecting the vehicle speed, an accelerator opening sensor 82 for detecting the accelerator opening, a brake sensor 83 for detecting on / off of the brake pedal, and a flow rate and temperature of fresh air flowing through the intake passage 30. An air flow sensor 84, a crank angle sensor 85 that outputs a crank angle pulse signal for detecting the rotation angle and rotation speed of the crankshaft 15, a cam angle sensor 86 that outputs a camshaft pulse signal for obtaining cylinder identification information, A water temperature sensor 87 that outputs the cooling water temperature of the engine 10, an oil temperature sensor 88 that outputs the oil temperature, and a battery sensor 89 that outputs the remaining amount of the on-vehicle battery (not shown) are connected.

ECM100は、前述した各センサ等からの信号に基づいて、エンジン10の運転状態を判断し、それに対応するエンジン10の制御パラメータを設定する。そして、ECM100は、各制御パラメータに対応する信号を、スロットル弁31、燃料供給システム67、吸気VVT23、排気VVT24、高電圧制御器72、EGR弁52、図1では図示を省略するスタータモータ91等に出力する。   The ECM 100 determines the operating state of the engine 10 based on the signal from each sensor described above, and sets the control parameter of the engine 10 corresponding thereto. The ECM 100 sends signals corresponding to the control parameters to the throttle valve 31, the fuel supply system 67, the intake VVT 23, the exhaust VVT 24, the high voltage controller 72, the EGR valve 52, the starter motor 91 not shown in FIG. Output to.

(エンジン本体の構成)
次に、エンジン本体の構成についてさらに詳細に説明をする。このエンジン10の幾何学的圧縮比εは、20以上40以下とされている。幾何学的圧縮比εは、特に25以上35以下が好ましい。エンジン10は圧縮比=膨張比となる構成から、高圧縮比と同時に、比較的高い膨張比を有するエンジン10でもある。このエンジン10は、詳細は後述するが、全運転領域で気筒11内に噴射した燃料を圧縮着火により燃焼させるよう構成されており、高い幾何学的圧縮比は、圧縮着火燃焼の安定化に有利である。
(Engine structure)
Next, the configuration of the engine body will be described in more detail. The geometric compression ratio ε of the engine 10 is 20 or more and 40 or less. The geometric compression ratio ε is particularly preferably 25 or more and 35 or less. Since the engine 10 has a configuration in which the compression ratio = expansion ratio, the engine 10 has a relatively high expansion ratio as well as a high compression ratio. As will be described in detail later, the engine 10 is configured to burn the fuel injected into the cylinder 11 in the entire operation region by compression ignition, and the high geometric compression ratio is advantageous for stabilizing the compression ignition combustion. It is.

燃焼室17は、気筒11の壁面と、ピストン16の頂面と、シリンダヘッド13の下面(天井面17a)と、吸気弁21及び排気弁22それぞれのバルブヘッドの面と、によって区画形成されている。そして、冷却損失を低減するべく、これらの各面に、断熱層が設けられることによって、燃焼室17が断熱化されている。断熱層は、これらの区画面の全てに設けてもよいし、これらの区画面の一部に設けてもよい。また、燃焼室17を直接区画する壁面ではないが、吸気ポート18や排気ポート19における、燃焼室17の天井面17a側の開口近傍のポート壁面に断熱層を設けてもよい。   The combustion chamber 17 is defined by the wall surface of the cylinder 11, the top surface of the piston 16, the lower surface (ceiling surface 17 a) of the cylinder head 13, and the valve head surfaces of the intake valve 21 and the exhaust valve 22. Yes. And in order to reduce a cooling loss, the combustion chamber 17 is thermally insulated by providing a heat insulation layer in each of these surfaces. A heat insulation layer may be provided in all of these section screens, and may be provided in a part of these section screens. Further, although it is not a wall surface that directly partitions the combustion chamber 17, a heat insulating layer may be provided on the port wall surface near the opening on the ceiling surface 17 a side of the combustion chamber 17 in the intake port 18 or the exhaust port 19.

これらの断熱層は、燃焼室17内の燃焼ガスの熱が、区画面を通じて放出されることを抑制するため、燃焼室17を構成する金属製の母材よりも熱伝導率が低く設定される。   Since these heat insulation layers suppress that the heat of the combustion gas in the combustion chamber 17 is released through the section screen, the heat conductivity is set lower than that of the metal base material constituting the combustion chamber 17. .

また、断熱層は、冷却損失を低減する上で、母材よりも容積比熱が小さいことが好ましい。つまり、断熱層の熱容量を小さくして、燃焼室17の区画面の温度が、燃焼室17内のガス温度の変動に追従して変化するようにすることが好ましい。   In addition, the heat insulation layer preferably has a volumetric specific heat smaller than that of the base material in order to reduce cooling loss. That is, it is preferable to reduce the heat capacity of the heat insulating layer so that the temperature of the section screen of the combustion chamber 17 changes following the fluctuation of the gas temperature in the combustion chamber 17.

前記断熱層は、例えば、母材上にZrO等のセラミック材料をプラズマ溶射によってコーティングして形成すればよい。このセラミック材料の中には、多数の気孔を含んでいてもよい。このようにすれば、断熱層の熱伝導率及び容積比熱をより低くすることができる。 The heat insulation layer may be formed, for example, by coating a ceramic material such as ZrO 2 on the base material by plasma spraying. The ceramic material may contain a number of pores. If it does in this way, the heat conductivity and volume specific heat of a heat insulation layer can be made lower.

本実施形態では、前記の燃焼室の断熱構造に加えて、気筒11内(つまり、燃焼室17内)においてガス層による断熱層を形成することで、冷却損失を大幅に低減するようにしている。   In the present embodiment, in addition to the heat insulation structure of the combustion chamber, a heat insulation layer is formed by a gas layer in the cylinder 11 (that is, in the combustion chamber 17), so that the cooling loss is greatly reduced. .

具体的には、ECM100は、エンジン10の気筒11内の外周部に新気を含むガス層が形成されかつ中心部に混合気層が形成されるように、圧縮行程以降においてインジェクタ6のノズル口61から気筒11内に燃料を噴射させるべく、燃料供給システム67の電気回路に噴射信号を出力する。すなわち、圧縮行程以降においてインジェクタ6により気筒11内に燃料を噴射させかつその燃料噴霧のペネトレーションを、燃料噴霧が気筒11内の外周部まで届かないような大きさ(長さ)に抑えることで、気筒11内の中心部に混合気層が形成されかつ、その周囲に新気を含むガス層が形成されるという、成層化が実現する。このガス層は、新気のみであってもよく、新気に加えて、既燃ガス(EGRガス)を含んでいてもよい。尚、ガス層に少量の燃料が混じっても問題はなく、ガス層が断熱層の役割を果たせるように混合気層よりも燃料リーンであればよい。   Specifically, the ECM 100 includes a nozzle port of the injector 6 after the compression stroke so that a gas layer containing fresh air is formed at the outer peripheral portion in the cylinder 11 of the engine 10 and an air-fuel mixture layer is formed at the center. In order to inject fuel into the cylinder 11 from 61, an injection signal is output to the electric circuit of the fuel supply system 67. That is, fuel is injected into the cylinder 11 by the injector 6 after the compression stroke, and the penetration of the fuel spray is suppressed to such a size (length) that the fuel spray does not reach the outer periphery of the cylinder 11. Stratification is realized in which an air-fuel mixture layer is formed at the center of the cylinder 11 and a gas layer containing fresh air is formed around the air-fuel mixture layer. This gas layer may be only fresh air, and may contain burned gas (EGR gas) in addition to fresh air. It should be noted that there is no problem even if a small amount of fuel is mixed in the gas layer, and the fuel layer may be leaner than the gas mixture layer so that the gas layer can serve as a heat insulating layer.

前記のようにガス層と混合気層とが形成された状態で燃料が圧縮着火燃焼すれば、混合気層と気筒11の壁面との間のガス層により、混合気層の火炎が気筒11の壁面に接触することがなく、そのガス層が断熱層となって、気筒11の壁面からの熱の放出を抑えることができるようになる。この結果、冷却損失を大幅に低減することができる。   If the fuel undergoes compression ignition combustion with the gas layer and the mixture layer formed as described above, the gas layer between the mixture layer and the wall surface of the cylinder 11 causes the flame of the mixture layer to Without contacting the wall surface, the gas layer serves as a heat insulating layer, and the release of heat from the wall surface of the cylinder 11 can be suppressed. As a result, the cooling loss can be greatly reduced.

尚、冷却損失を低減させるだけでは、その冷却損失の低減分が排気損失に転換されて図示熱効率の向上にはあまり寄与しないところ、このエンジン10では、高圧縮比化に伴う高膨張比化によって、冷却損失の低減分に相当する燃焼ガスのエネルギを、機械仕事に効率よく変換している。すなわち、エンジン10は、冷却損失及び排気損失を共に低減させる構成を採用することによって、図示熱効率を大幅に向上させているということができる。   It should be noted that reducing the cooling loss only converts the reduced cooling loss into an exhaust loss and does not contribute much to the improvement in the illustrated thermal efficiency. The energy of the combustion gas corresponding to the reduced cooling loss is efficiently converted into mechanical work. That is, it can be said that the illustrated thermal efficiency is greatly improved in the engine 10 by adopting a configuration that reduces both the cooling loss and the exhaust loss.

(エンジンの燃料噴射制御)
エンジン10は、全運転領域において、インジェクタ6により気筒内に噴射された燃料を圧縮着火燃焼させる。より詳しくは、エンジン10は、エンジン負荷が、図5に実線で示す所定の負荷(つまり、切替負荷)よりも低い低負荷及び中負荷の運転領域であって、通常の圧縮着火燃焼を行う通常運転領域Aと、通常運転領域Aよりも高負荷側の運転領域であって、リタードさせた圧縮着火燃焼を行うリタード運転領域Bとを有している。リタード運転領域Bは、後述するように、負荷の高低について領域B1と領域B2とに分割される。
(Engine fuel injection control)
The engine 10 performs compression ignition combustion of the fuel injected into the cylinder by the injector 6 in the entire operation region. More specifically, the engine 10 is a low load and medium load operating region in which the engine load is lower than a predetermined load (that is, a switching load) indicated by a solid line in FIG. The operation region A has a higher load side operation region than the normal operation region A, and includes a retard operation region B in which the compression ignition combustion is performed. As will be described later, the retard operation region B is divided into a region B1 and a region B2 with respect to high and low loads.

通常運転領域Aでは、圧縮上死点付近で燃料を圧縮着火させて、燃焼させる。例えばインジェクタ6による燃料噴射開始タイミングが、圧縮行程中に設定される。通常運転領域Aでは、ECM100は、エンジン回転数、エンジン負荷及び有効圧縮比に応じて、燃料量、燃料の噴射タイミング、燃料の噴射形態を調整する。   In the normal operation region A, the fuel is compressed and ignited near the compression top dead center and burned. For example, the fuel injection start timing by the injector 6 is set during the compression stroke. In the normal operation region A, the ECM 100 adjusts the fuel amount, the fuel injection timing, and the fuel injection mode according to the engine speed, the engine load, and the effective compression ratio.

通常運転領域Aでは、気筒内全体の空気過剰率λが2以上、又は、気筒11内におけるガスの、燃料に対する重量比G/Fが30以上に設定される。これにより、断熱層による断熱化を図って図示熱効率を向上させながら、RawNOxを低減することができる。RawNOxを低減する観点からは、空気過剰率λ≧2.5がより一層好ましい。また、空気過剰率λ=8で図示熱効率がピークになることから、空気過剰率λの範囲としては、2≦λ≦8が好ましい(より好ましくは、2.5≦λ≦8)。尚、混合気のリーン化は、スロットル弁31を開き側に設定することになるから、ガス交換損失(ポンピングロス)の低減による図示熱効率の向上にも寄与し得る。通常運転領域Aは、空気過剰率λを、1を超えて設定するため、リーン領域と呼ぶことが可能である。   In the normal operation region A, the excess air ratio λ in the entire cylinder is set to 2 or more, or the weight ratio G / F of the gas in the cylinder 11 to the fuel is set to 30 or more. Thereby, RawNOx can be reduced while achieving thermal insulation by the heat insulation layer and improving the illustrated thermal efficiency. From the viewpoint of reducing RawNOx, the excess air ratio λ ≧ 2.5 is even more preferable. Moreover, since the illustrated thermal efficiency peaks when the excess air ratio λ = 8, the range of the excess air ratio λ is preferably 2 ≦ λ ≦ 8 (more preferably 2.5 ≦ λ ≦ 8). In addition, since the lean air-fuel mixture sets the throttle valve 31 to the open side, it can contribute to the improvement of the illustrated thermal efficiency by reducing the gas exchange loss (pumping loss). The normal operation region A can be called a lean region because the excess air ratio λ is set to exceed 1.

このように通常運転領域Aでは、空気過剰率λを2以上に設定するが、エンジン10の負荷が高まって燃料量が増えたときには、空気過剰率λを2以上にすることが困難になり得る。そこで、このエンジン10では、エンジン10の負荷が相対的に高いリタード運転領域Bでは、空気過剰率λを1にする。リタード運転領域Bにおいては、三元触媒を利用して排気エミッション性能を良好に維持することが可能になる。このエンジンシステム1では、NOx浄化触媒を省略することが可能である。リタード運転領域Bは、空気過剰率λを1にすることから、λ=1領域と呼ぶことができる。   Thus, in the normal operation region A, the excess air ratio λ is set to 2 or more. However, when the load on the engine 10 increases and the amount of fuel increases, it may be difficult to set the excess air ratio λ to 2 or more. . Therefore, in this engine 10, the excess air ratio λ is set to 1 in the retard operation region B where the load of the engine 10 is relatively high. In the retard operation region B, it becomes possible to maintain good exhaust emission performance using a three-way catalyst. In this engine system 1, it is possible to omit the NOx purification catalyst. The retard operation region B can be called the λ = 1 region because the excess air ratio λ is 1.

リタード運転領域Bでは、図6に示すように、圧縮上死点から、主噴射の燃料が圧縮着火するまでの筒内温度を実質的に圧縮上死点における筒内温度のまま維持するための熱量を発生させる前段噴射と、膨張行程において圧縮着火燃焼を生じさせるための主噴射とが行われる。以下、前段噴射によって圧縮上死点以降の筒内温度を維持しつつ、着火タイミングをリタードさせる自己着火燃焼を「リタード自己着火燃焼」と称する。   In the retard operation region B, as shown in FIG. 6, the in-cylinder temperature from the compression top dead center until the main-injected fuel is compressed and ignited is substantially maintained at the in-cylinder temperature at the compression top dead center. Pre-stage injection for generating heat and main injection for causing compression ignition combustion in the expansion stroke are performed. Hereinafter, the self-ignition combustion that retards the ignition timing while maintaining the in-cylinder temperature after the compression top dead center by the pre-stage injection is referred to as “retard self-ignition combustion”.

前段噴射は、噴射した燃料を部分酸化反応させる空燃比となる量だけ燃料を噴射するものであって、圧縮上死点以降の筒内温度を所定の期間、主噴射による燃料が圧縮着火可能な温度に維持するためのものである。前段噴射では、燃料が酸化反応するものの熱炎反応には至らないので、圧縮上死点以降の筒内温度の低下を抑制する程度の熱量しか発生しない。つまり、前段噴射は、筒内温度が高くなり過ぎることを防止しつつ、圧縮上死点以降の筒内温度を維持するためのものである。この前段噴射により、図6(B)に示すように、圧縮上死点以降の混合気は、温度変化が所定の温度幅内に抑制された状態で膨張、即ち、実質的に等温膨張する。本明細書では、この実質的な等温膨張のことを単に「等温膨張」という。   In the pre-stage injection, the fuel is injected in an amount corresponding to the air-fuel ratio that causes the injected fuel to undergo partial oxidation reaction, and the in-cylinder temperature after the compression top dead center can be compressed and ignited for a predetermined period. It is for maintaining the temperature. In the pre-stage injection, although the fuel undergoes an oxidation reaction, it does not reach a thermal flame reaction, so that only an amount of heat that suppresses a decrease in the in-cylinder temperature after compression top dead center is generated. That is, the pre-stage injection is for maintaining the in-cylinder temperature after the compression top dead center while preventing the in-cylinder temperature from becoming too high. By this pre-stage injection, as shown in FIG. 6B, the air-fuel mixture after compression top dead center expands, that is, substantially isothermally expands in a state where the temperature change is suppressed within a predetermined temperature range. In this specification, this substantially isothermal expansion is simply referred to as “isothermal expansion”.

所定の温度幅の上限値は、主噴射による燃料が筒内の空気に混合される前に着火してしまう温度未満の温度である。所定の温度幅の下限値は、モータリングによって低下する筒内温度よりも高い温度である。つまり、前段噴射によって、圧縮上死点から主燃焼が生じるまでの筒内温度は、主噴射による燃料が筒内の空気に混合される前に着火する温度未満であって、圧縮上死点における筒内温度を、モータリングを行うことで低下させた温度よりも高い温度に維持される。例えば、「所定の温度幅」は、100度である。より具体的には、圧縮上死点から主燃焼が生じるまでの筒内温度は、1000〜1100Kに維持される。但し、温度幅は、100度に限られるものではない。燃料の異常燃焼を防止し且つリタードさせた自己着火燃焼を可能にする温度幅であれば、90度や110度等、それ以外の値であってもよい。   The upper limit value of the predetermined temperature range is a temperature lower than the temperature at which the fuel from the main injection ignites before being mixed with the air in the cylinder. The lower limit value of the predetermined temperature range is a temperature higher than the in-cylinder temperature that decreases due to motoring. That is, the in-cylinder temperature from the compression top dead center to the occurrence of main combustion by the pre-injection is lower than the temperature at which the fuel from the main injection ignites before being mixed with the air in the cylinder, and at the compression top dead center. The in-cylinder temperature is maintained at a temperature higher than the temperature reduced by performing motoring. For example, the “predetermined temperature range” is 100 degrees. More specifically, the in-cylinder temperature from the compression top dead center until the main combustion occurs is maintained at 1000 to 1100K. However, the temperature width is not limited to 100 degrees. Any other value such as 90 degrees or 110 degrees may be used as long as it is a temperature range that prevents abnormal combustion of the fuel and enables retarded self-ignition combustion.

同様に、筒内温度の変動が所定の温度幅に収められている間の筒内温度は、1000〜1100Kに限られるものではない。燃料の異常燃焼を防止し且つリタードさせた自己着火燃焼を可能にする温度であれば、950〜1100K、1000〜1150K、1100〜1200K等、それ以外の値であってもよい。   Similarly, the in-cylinder temperature while the variation in the in-cylinder temperature is within a predetermined temperature range is not limited to 1000 to 1100K. Other values such as 950 to 1100K, 1000 to 1150K, and 1100 to 1200K may be used as long as the temperature is such that the abnormal combustion of the fuel is prevented and the retarded self-ignition combustion is possible.

主噴射は、エンジントルクを生成する主燃焼(1サイクル中で最も大きな熱量を発生させる燃焼)を生じさせるための噴射である。主噴射は、膨張行程において筒内温度の変動が上記所定の温度幅内に収まっている間に燃料が着火するタイミングで燃料を噴射する。さらに、主噴射の噴射タイミングは、主燃焼の燃焼期間がモータリング時の気筒11内の圧力上昇率が負の最大値となる時点と重複するタイミングとなっている。ここで、着火とは、燃料の燃焼質量割合が10%以上となった時点を意味する。例えば、主噴射は、圧縮上死点以降であって、膨張行程中(より詳しくは、膨張行程を初期、中期、終期に三等分したときの初期)に実行される。主噴射は、トルクを発生させる主燃焼を生じさせるものであるので、必要なトルクに見合った燃料を噴射する必要がある。例えば、主噴射では、前段噴射による噴射量と主噴射による噴射量とを合わせた全噴射量のうち3/4以上の燃料を噴射することが好ましい。   The main injection is an injection for generating main combustion that generates engine torque (combustion that generates the largest amount of heat in one cycle). In the main injection, the fuel is injected at a timing when the fuel is ignited while the variation in the in-cylinder temperature is within the predetermined temperature range in the expansion stroke. Furthermore, the injection timing of the main injection is a timing at which the combustion period of the main combustion overlaps with the point in time when the pressure increase rate in the cylinder 11 during motoring becomes a negative maximum value. Here, ignition means a point in time when the combustion mass ratio of the fuel becomes 10% or more. For example, the main injection is executed after the compression top dead center and during the expansion stroke (more specifically, the initial stage when the expansion stroke is divided into three equal parts in the initial, middle and final stages). Since the main injection causes main combustion that generates torque, it is necessary to inject fuel corresponding to the required torque. For example, in the main injection, it is preferable to inject 3/4 or more of the total injection amount including the injection amount by the pre-stage injection and the injection amount by the main injection.

このように主燃焼をリタードさせる場合、リタードできる期間には限界がある。つまり、膨張行程が進むと、気筒11内の容積の増大に伴って筒内温度が低下するので、主燃焼をリタードさせ過ぎると失火してしまう。膨張行程における筒内温度の低下速度は、圧縮比が高いほど速い。そのため、圧縮比が高いほど、リタード可能な期間が短くなる。しかしながら、前段噴射により圧縮上死点以降の筒内温度を維持することによって、主燃焼をリタードできる期間を拡大することができる。   When the main combustion is retarded in this way, there is a limit to the period during which the retard can be performed. That is, as the expansion stroke proceeds, the in-cylinder temperature decreases as the volume in the cylinder 11 increases, and if the main combustion is retarded too much, misfire occurs. The lowering speed of the in-cylinder temperature in the expansion stroke is faster as the compression ratio is higher. Therefore, the higher the compression ratio, the shorter the retardable period. However, the period in which the main combustion can be retarded can be extended by maintaining the in-cylinder temperature after compression top dead center by the pre-stage injection.

ただし、圧縮上死点以降の筒内温度を高くする際に、筒内温度を高くし過ぎると、主噴射により噴射した燃料が筒内の空気と混ざり切る前に局所的に着火してしまい、煤を発生させる虞がある。しかし、前段噴射によれば、圧縮上死点以降の筒内温度の変動が所定の温度幅内に抑制されるので、筒内温度の過度な上昇も抑制される。その結果、主噴射による燃料が局所的に着火して煤が発生してしまうことを抑制することができる。   However, when increasing the in-cylinder temperature after compression top dead center, if the in-cylinder temperature is too high, the fuel injected by the main injection will ignite locally before mixing with the air in the cylinder, There is a risk of causing wrinkles. However, according to the pre-stage injection, the fluctuation of the in-cylinder temperature after the compression top dead center is suppressed within a predetermined temperature range, so that an excessive increase in the in-cylinder temperature is also suppressed. As a result, it is possible to suppress the occurrence of soot by locally igniting the fuel from the main injection.

リタード運転領域Bにおける低負荷側の領域B1では、図6(A)に示す第1前段噴射と、主噴射とを行う。これにより、燃焼騒音が増大してしまうことを回避する。第1前段噴射及び主噴射の全噴射量は、筒内全体の空気過剰率λが1となるように設定されている。   In the low load side region B1 in the retard operation region B, the first pre-injection and the main injection shown in FIG. This avoids an increase in combustion noise. The total injection amounts of the first pre-stage injection and the main injection are set so that the overall excess air ratio λ in the cylinder is 1.

これに対し、リタード運転領域Bにおける高負荷側の領域B2では、図6(A)に示す、圧縮上死点前の第1前段噴射と、圧縮上死点後の主噴射との間に、第2前段噴射を行った上で、リタード自己着火燃焼を行う。これは、高負荷側の領域B2では、燃焼騒音を回避する目的から、圧縮着火燃焼の期間を、低負荷側の領域B1よりもさらに遅角させる必要があるが、圧縮着火燃焼の期間が、圧縮上死点から大きく遅れてしまうと、前述した前段燃焼によって気筒内の温度を維持しようとしても、温度が維持しきれずに低下してしまい、失火が生じる虞があるためである。つまり、第2前段噴射は、圧縮上死点から主噴射の燃料が圧縮着火するまでの筒内温度を実質的に圧縮上死点における筒内温度のまま維持するための熱量を発生させるものであり、それによって、温度維持期間を調整する。   On the other hand, in the region B2 on the high load side in the retard operation region B, between the first pre-stage injection before the compression top dead center and the main injection after the compression top dead center shown in FIG. After performing the second pre-stage injection, the retarded self-ignition combustion is performed. In the high load side region B2, it is necessary to further retard the compression ignition combustion period than the low load side region B1 for the purpose of avoiding combustion noise. If there is a large delay from the compression top dead center, even if an attempt is made to maintain the temperature in the cylinder by the pre-stage combustion described above, the temperature may not be maintained and may be reduced, resulting in a misfire. In other words, the second pre-stage injection generates a quantity of heat for maintaining the in-cylinder temperature from the compression top dead center to the compression ignition of the main injection fuel substantially at the compression top dead center. Yes, thereby adjusting the temperature maintenance period.

第2前段噴射もまた、噴射した燃料を部分酸化反応させる空燃比となる量だけ燃料を噴射するものであって、圧縮上死点以降の筒内温度を所定の期間、主噴射による燃料が自己着火可能な温度に維持するためのものである。第2前段噴射では、燃料が酸化反応するものの熱炎反応には至らないので、圧縮上死点以降の筒内温度の低下を抑制する程度の熱量しか発生しない。第2前段噴射は、筒内温度が高くなり過ぎることを防止しつつ、圧縮上死点以降の筒内温度を維持するためのものである。この第2前段噴射により、高負荷側の領域B2では、低負荷側の領域B1と比較して、圧縮上死点以降の温度維持期間が長くなる。   The second pre-stage injection also injects fuel by an amount that provides an air-fuel ratio that causes partial oxidation reaction of the injected fuel. The in-cylinder temperature after the compression top dead center is maintained for a predetermined period of time. It is for maintaining the temperature at which ignition is possible. In the second pre-stage injection, although the fuel undergoes an oxidation reaction but does not reach a hot flame reaction, only a quantity of heat that suppresses a decrease in the in-cylinder temperature after the compression top dead center is generated. The second pre-stage injection is for maintaining the in-cylinder temperature after the compression top dead center while preventing the in-cylinder temperature from becoming too high. By this second pre-stage injection, the temperature maintenance period after the compression top dead center becomes longer in the region B2 on the high load side than in the region B1 on the low load side.

そうして、高負荷側の領域B2では、主噴射の噴射タイミングを、低負荷側の領域B1での噴射タイミングよりも遅角する。但し、主噴射のタイミングは、膨張行程において筒内温度の変動が前記所定の温度幅内に収まっている間に燃料が着火するタイミングでかつ、主燃焼の燃焼期間がモータリング時の気筒内の圧力上昇率が負の最大値となる時点と重複するタイミングである。主噴射のタイミングを相対的に遅角することで、圧縮着火タイミングが遅れるようになり、その結果、圧縮着火燃焼の期間が、低負荷側の領域B1よりも遅角するようになる。こうして、高負荷側の領域B2においても、燃焼騒音を回避することが可能になる。   Thus, in the high load side region B2, the injection timing of the main injection is delayed from the injection timing in the low load side region B1. However, the timing of the main injection is the timing at which the fuel is ignited while the variation in the in-cylinder temperature is within the predetermined temperature range in the expansion stroke, and the combustion period of the main combustion is in the cylinder during motoring. This is the same timing as when the pressure increase rate reaches the maximum negative value. By relatively retarding the timing of the main injection, the compression ignition timing is delayed, and as a result, the compression ignition combustion period is retarded relative to the region B1 on the low load side. Thus, it is possible to avoid combustion noise even in the high load region B2.

第2前段噴射の噴射量は、エンジン10の負荷が高まるに従い増量する。負荷が高くなるほど、燃焼期間を遅らせるために主噴射のタイミングも遅くする必要があるため、第2前段噴射の噴射量を増やすことによって、圧縮上死点後の、所定温度を維持する期間を長くする。これにより、第2前段噴射の噴射開始タイミングはエンジン10の負荷の高低に対してほとんど変化しないものの、その噴射終了タイミングはエンジン10の負荷が高くなるほど遅くなる。   The injection amount of the second front-stage injection increases as the load on the engine 10 increases. As the load increases, the timing of the main injection needs to be delayed in order to delay the combustion period. Therefore, by increasing the injection amount of the second pre-stage injection, the period of maintaining the predetermined temperature after the compression top dead center is lengthened. To do. Thereby, although the injection start timing of the second front stage injection hardly changes with the load of the engine 10, the injection end timing becomes later as the load of the engine 10 becomes higher.

主噴射の噴射開始タイミングは、エンジン10の負荷が高まるに従い次第に遅角する。これは、圧縮着火燃焼の期間を遅角させること、及び、第2前段噴射の噴射終了タイミングが遅くなることに対応している。また、エンジントルクに寄与する主噴射は、エンジン10の負荷が高まるに従い増量する。   The injection start timing of the main injection is gradually retarded as the load on the engine 10 increases. This corresponds to retarding the period of compression ignition combustion and delaying the injection end timing of the second pre-stage injection. The main injection that contributes to the engine torque increases as the load on the engine 10 increases.

これに対し、第1前段噴射は、その噴射量及び噴射タイミング共に、リタード運転領域Bの全域に亘って、エンジン10の負荷の高低に対し、ほぼ一定である。   On the other hand, the first pre-stage injection is almost constant with respect to the load of the engine 10 over the entire retard operation region B in both the injection amount and the injection timing.

尚、高負荷側の領域B2においても、前段噴射、第2前段噴射及び主噴射の全噴射量は、筒内全体の空気過剰率λが1となるように設定されている。第1前段噴射による噴射量は、全噴射量の5%程度であり、第2前段噴射による噴射量は、全噴射量の15%程度である。主噴射の噴射量は、全噴射量の80%程度である。   Even in the high load side region B2, the total injection amount of the front injection, the second front injection, and the main injection is set so that the excess air ratio λ of the entire cylinder becomes 1. The injection amount by the first pre-stage injection is about 5% of the total injection quantity, and the injection quantity by the second pre-stage injection is about 15% of the total injection quantity. The injection amount of the main injection is about 80% of the total injection amount.

図6(B)の実線は、第1前段噴射及び主噴射を行う低負荷側の領域B1での気筒11内の温度変化の一例を示している。また、同図の一点鎖線は、第1前段噴射、第2前段噴射及び主噴射を行う、高負荷側の領域B2での気筒11内の温度変化の一例を示している。前述の通り、前段噴射によって気筒11内に噴射された燃料は圧縮端温度を調整すると共に、圧縮上死点後の第2前段噴射により気筒11内に噴射された燃料は部分酸化反応により、圧縮上死点後の気筒11内の温度を所定の範囲に維持する期間を、さらに延長する。尚、破線は、モータリング時における、圧縮上死点後の気筒11内の温度変化を示している。そうして、領域B1及び領域B2のそれぞれにおいて、主噴射によって気筒11内に噴射された燃料は、所定のタイミングで圧縮着火し、燃焼する。   The solid line in FIG. 6B shows an example of the temperature change in the cylinder 11 in the low load side region B1 where the first pre-stage injection and the main injection are performed. Further, the alternate long and short dash line in the figure shows an example of the temperature change in the cylinder 11 in the high-load region B2 where the first pre-stage injection, the second pre-stage injection, and the main injection are performed. As described above, the fuel injected into the cylinder 11 by the pre-stage injection adjusts the compression end temperature, and the fuel injected into the cylinder 11 by the second pre-stage injection after the compression top dead center is compressed by the partial oxidation reaction. The period for maintaining the temperature in the cylinder 11 after the top dead center in a predetermined range is further extended. The broken line indicates the temperature change in the cylinder 11 after compression top dead center during motoring. Thus, in each of the regions B1 and B2, the fuel injected into the cylinder 11 by the main injection is compressed and ignited at a predetermined timing and burned.

(気筒内でのオゾン生成)
リタード運転領域Bでは、前述の通り、少なくとも前段噴射と主噴射とを行うことにより、圧縮着火燃焼の燃焼期間を遅角させている。このエンジン10はさらに、リタード運転領域Bにおいて、必要に応じて、自着火を誘発するオゾンを、燃焼室17で吸気から直接生成することで、圧縮着火燃焼の安定化を図っている。オゾンを、燃焼室17内で直接生成することにより、オゾン生成効率やエネルギの利用効率の向上、燃焼室17内での吸気との適切な混合、制御のレスポンスの向上等が実現する。
(Ozone generation in cylinder)
In the retard operation region B, as described above, the combustion period of the compression ignition combustion is retarded by performing at least the front injection and the main injection. Further, in the retard operation region B, the engine 10 directly generates ozone that induces self-ignition from the intake air in the combustion chamber 17 as necessary, thereby stabilizing the compression ignition combustion. By generating ozone directly in the combustion chamber 17, it is possible to improve ozone generation efficiency and energy utilization efficiency, proper mixing with intake air in the combustion chamber 17, improvement in control response, and the like.

具体的には、気筒11を形成しているシリンダヘッド13やシリンダブロック12等にはアースが施されているため、電極71bに短パルス高電圧が印加されると、気筒11の内面(具体的には、燃焼室17の内面)と、電極71bとによってアノード及びカソードが構成され、これらの間で放電が生じる(電極71bがアノードに相当し、気筒11がカソードに相当する)。   Specifically, since the cylinder head 13 and the cylinder block 12 forming the cylinder 11 are grounded, when a short pulse high voltage is applied to the electrode 71b, the inner surface of the cylinder 11 (specifically, The inner surface of the combustion chamber 17) and the electrode 71b constitute an anode and a cathode, and discharge occurs between them (the electrode 71b corresponds to the anode and the cylinder 11 corresponds to the cathode).

印加される電圧は、所定の短パルス高電圧に制御されているので、燃焼室17では、ストリーマ放電のみが発生する。従って、火花や熱が生じる虞はない。誘電体も介在していないし、燃焼室17で直接生成されるため、高いオゾン生成効率やエネルギの利用効率が得られる。   Since the applied voltage is controlled to a predetermined short pulse high voltage, only the streamer discharge is generated in the combustion chamber 17. Therefore, there is no risk of sparks or heat. Since a dielectric is not interposed and is directly generated in the combustion chamber 17, high ozone generation efficiency and energy utilization efficiency can be obtained.

高電圧制御器72は、吸気行程、圧縮行程、及び膨張行程の、少なくともいずれかで作動をして、気筒11内にオゾンを生成する。例えば、吸気弁21が開弁して、燃焼室17に吸気が導入しているときに同期して、電極71bに短パルス高電圧を印加してもよい。そうすることで、放電が生じる電極71bの近傍(放電空間)では、絶えず吸気(酸素)が供給され、生成されたオゾンと吸気とが入れ替わる。   The high voltage controller 72 operates in at least one of an intake stroke, a compression stroke, and an expansion stroke, and generates ozone in the cylinder 11. For example, a short pulse high voltage may be applied to the electrode 71b in synchronization with the intake valve 21 being opened and intake air being introduced into the combustion chamber 17. By doing so, inhalation (oxygen) is continuously supplied in the vicinity (discharge space) of the electrode 71b where discharge occurs, and the generated ozone and the intake air are switched.

その結果、オゾンの飽和濃度の影響をほとんど受けることなく、オゾンを生成できるので、より高度なオゾン生成効率やエネルギの利用効率を得ることができる。また、オゾンと吸気との混合も促進される。   As a result, ozone can be generated almost without being affected by the saturation concentration of ozone, so that higher ozone generation efficiency and energy utilization efficiency can be obtained. Mixing of ozone and intake air is also promoted.

また、高電圧制御器72が、圧縮行程又は膨張行程中にオゾンを生成するときには、インジェクタ6により燃料を噴射することに同期して、電極71bに短パルス高電圧を印加してもよい。そうすることで、図7に示すように、密閉された燃焼室17内で、噴射される燃料の勢いによって空気が流動し、それにより、放電空間では、オゾンと空気とが入れ替わり、高いオゾン生成効率を維持した状態でオゾンが生成される。尚、圧縮行程又は膨張行程中にオゾンを生成するときに、燃料噴射に同期しないで、オゾンを生成することも可能である。   Further, when the high voltage controller 72 generates ozone during the compression stroke or the expansion stroke, a short pulse high voltage may be applied to the electrode 71b in synchronization with the fuel injection by the injector 6. By doing so, as shown in FIG. 7, air flows in the sealed combustion chamber 17 due to the momentum of the injected fuel, whereby ozone and air are interchanged in the discharge space, and high ozone generation is achieved. Ozone is generated while maintaining efficiency. In addition, when generating ozone during a compression stroke or an expansion stroke, it is also possible to generate ozone without synchronizing with fuel injection.

主噴射によって気筒11内に噴射された燃料は、オゾンによってエネルギが付与され、容易に自己着火燃焼する。つまり、オゾンは、燃料の圧縮着火をアシストする。   The fuel injected into the cylinder 11 by the main injection is given energy by ozone and is easily self-ignited and combusted. That is, ozone assists the compression ignition of fuel.

前段噴射(第1及び第2前段噴射を含む)によれば、圧縮上死点以降の筒内温度の低下を抑制できるため、圧縮着火燃焼をリタードできる期間を延長することができる。しかしながら、リタードできる期間を延長できたとしても限界がある。それに対し、気筒11内にオゾンを生成することによって、オゾンの供給が無ければ着火が困難又は着火が不可能な時点まで着火タイミングをリタードさせたとしても、燃料を圧縮着火させることができる。オゾンの供給は、圧縮着火燃焼をリタードさせる際のリタード期間を拡大することを可能にする。   According to the pre-stage injection (including the first and second pre-stage injections), the decrease in the in-cylinder temperature after the compression top dead center can be suppressed, so that the period during which the compression ignition combustion can be retarded can be extended. However, there is a limit even if the period of retarding can be extended. On the other hand, by generating ozone in the cylinder 11, even if the ignition timing is retarded until ignition is difficult or impossible without the supply of ozone, the fuel can be compressed and ignited. The supply of ozone makes it possible to extend the retard period when retarding compression ignition combustion.

オゾンの供給は、常時行ってもよい。オゾンの供給によって、前段噴射の噴射量を減らすことが可能になる。また、オゾンの供給は、圧縮上死点以降の筒内温度が所定の温度を下回ったときに限り、実行してもよい。この所定の温度は、オゾンの供給が無くても、燃料の圧縮着火燃焼が可能な温度である。つまり、前述したように、圧縮上死点から主噴射による燃料が着火するまでの筒内温度の変動を前段噴射によって所定の温度幅に維持する際の下限値に相当する温度である。つまり、圧縮上死点以降の筒内温度を前段噴射によって維持するだけでは主噴射による燃料の自己着火燃焼が困難な状況において、オゾンを供給してもよい。   The supply of ozone may always be performed. By supplying ozone, it is possible to reduce the injection amount of the pre-stage injection. The supply of ozone may be performed only when the in-cylinder temperature after compression top dead center falls below a predetermined temperature. This predetermined temperature is a temperature at which the compression ignition combustion of the fuel can be performed without supplying ozone. That is, as described above, this is a temperature corresponding to the lower limit value when the in-cylinder temperature fluctuation from the compression top dead center until the fuel is ignited by the main injection is maintained within a predetermined temperature range by the pre-stage injection. That is, ozone may be supplied in a situation where self-ignition combustion of fuel by main injection is difficult only by maintaining the in-cylinder temperature after compression top dead center by pre-stage injection.

オゾンの供給はまた、リタード運転領域Bにおける高負荷側の領域B2においてのみ行うようにしてもよいし、リタード運転領域Bの全域に亘って行ってもよい。   The supply of ozone may be performed only in the region B2 on the high load side in the retard operation region B, or may be performed over the entire region of the retard operation region B.

また、オゾン生成部7によって発生するオゾンの濃度は、例えばエンジン10の負荷が高いほど高くしてもよい。オゾンの濃度が高いほど、圧縮着火のアシストは強くなり、気筒11内の温度が低くても圧縮着火が可能になる、又は、着火タイミングが早くなる。一方、オゾン濃度を高くすることは、燃費の悪化や、エンジン10の腐食には不利である。そこで、必要最低限のオゾンを供給するように、オゾンの濃度は、エンジン10の負荷が高いほど高くしてもよい。   Further, the concentration of ozone generated by the ozone generator 7 may be increased as the load on the engine 10 is increased, for example. The higher the ozone concentration is, the stronger the compression ignition assist becomes, and the compression ignition becomes possible or the ignition timing is advanced even if the temperature in the cylinder 11 is low. On the other hand, increasing the ozone concentration is disadvantageous for fuel consumption deterioration and engine 10 corrosion. Therefore, the ozone concentration may be higher as the load on the engine 10 is higher so as to supply the minimum necessary ozone.

(エンジン再始動時の燃料噴射制御)
このエンジンシステム1は、燃費向上の観点から、所定の自動停止条件が成立したときに、エンジン10を自動停止すると共に、所定の再始動条件が成立したときに、エンジン10を再始動(つまり、自動始動)する、いわゆるアイドリングストップ制御を行う。このエンジンシステム1では、エンジン10の再始動時にも、圧縮着火燃焼を行う。以下、エンジン10の再始動時の燃料噴射制御について、図8のフローチャートを参照しながら説明する。
(Fuel injection control at engine restart)
From the viewpoint of improving fuel efficiency, the engine system 1 automatically stops the engine 10 when a predetermined automatic stop condition is satisfied, and restarts the engine 10 when the predetermined restart condition is satisfied (that is, It performs so-called idling stop control that automatically starts. In the engine system 1, compression ignition combustion is performed even when the engine 10 is restarted. Hereinafter, fuel injection control when the engine 10 is restarted will be described with reference to the flowchart of FIG.

図8のフローは、再始動条件が成立して、エンジン10を自動停止した後にスタートする。ここで、自動停止条件としては、例えば車両が停止状態にあること、アクセルペダルの開度がゼロであること(アクセルオフ)、ブレーキペダルが踏み込まれていること(ブレーキオン)、エンジン10の冷却水温が所定値以上であること、バッテリの残量が所定値以上であること、等の複数の要件を全て満足したときに、自動停止条件が成立したとする。   The flow in FIG. 8 starts after the restart condition is satisfied and the engine 10 is automatically stopped. Here, as the automatic stop condition, for example, the vehicle is in a stopped state, the opening degree of the accelerator pedal is zero (accelerator off), the brake pedal is depressed (brake on), and the engine 10 is cooled. Assume that the automatic stop condition is satisfied when a plurality of requirements such as the water temperature is equal to or higher than a predetermined value and the remaining battery level is equal to or higher than a predetermined value are satisfied.

スタート後のステップS1では、各種センサ等の出力信号に基づいて、ピストン16の停止位置、外気温、大気圧、エンジン10の冷却水温度及び油温、ブレーキ踏込量、アクセル踏込量、空調装置のオン・オフ状態、車室内温度、バッテリ残量等を読み込む。これらのパラメータは、エンジン10の再始動条件、及び、エンジン10の再始動制御に関連する。   In step S1 after the start, based on output signals from various sensors and the like, the stop position of the piston 16, the outside air temperature, the atmospheric pressure, the cooling water temperature and the oil temperature of the engine 10, the brake depression amount, the accelerator depression amount, and the air conditioning device Reads on / off status, vehicle interior temperature, battery level, etc. These parameters relate to the restart condition of the engine 10 and the restart control of the engine 10.

続くステップS2では、再始動条件が成立したか否かを判定する。再始動条件は、例えばブレーキペダルがリリースされたこと、アクセルペダルが踏み込まれたこと、エンジン10の冷却水温が所定値未満になったこと、バッテリ残量の低下量が許容値を超えたこと、エンジン10の停止時間が上限時間を超えたこと、空調装置の作動の必要性が生じたこと(つまり、車室内温度と空調装置の設定温度との差が所定値を超えたこと)等の要件の少なくとも1つを満足したときに、再始動条件が成立したと判定する。   In a succeeding step S2, it is determined whether or not a restart condition is satisfied. The restart conditions are, for example, that the brake pedal has been released, that the accelerator pedal has been depressed, that the coolant temperature of the engine 10 has become less than a predetermined value, that the amount of decrease in the remaining battery capacity has exceeded an allowable value, Requirements such as the stop time of the engine 10 exceeding the upper limit time and the necessity of operating the air conditioner (that is, the difference between the vehicle interior temperature and the set temperature of the air conditioner exceeds a predetermined value) When at least one of the above is satisfied, it is determined that the restart condition is satisfied.

ステップS2の判定がNOのときにはフローをリターンする一方、ステップS2の判定がYESのとき(つまり、再始動条件が成立したとき)には、フローは、ステップS3に移行する。   When the determination in step S2 is NO, the flow is returned. On the other hand, when the determination in step S2 is YES (that is, when the restart condition is satisfied), the flow proceeds to step S3.

ステップS3では、エンジン10の再始動を開始したときの1爆目であるか否かを判定する。ここでは、1爆目であるとして説明を進める。フローは、ステップS3からステップS4に移行をする。   In step S3, it is determined whether or not it is the first explosion when the restart of the engine 10 is started. Here, the explanation will be made assuming that it is the first explosion. The flow moves from step S3 to step S4.

ステップS4では、1圧縮目着火が可能か否かを判定する。ここで、1圧縮目着火とは、エンジン10が自動停止した状態で圧縮行程にあり、クランキングによってエンジン10の再始動を開始したときに、ピストンが最初に圧縮上死点に至る気筒(以下、この気筒を停止時圧縮行程気筒と呼ぶ)に対し、燃料を噴射して圧縮着火により燃焼を行うことである。エンジン10の再始動時に、停止時圧縮行程気筒に燃料を噴射して圧縮着火燃焼を行うことで、エンジン10の迅速な再始動が実現する。ステップS4の判定は、停止時圧縮行程気筒に燃料を噴射したときに圧縮着火により燃焼を行うことが可能な否かを判定するものである。具体的には、停止時圧縮行程気筒のピストンが圧縮上死点に至ったときの、気筒11内の推定温度(圧縮端温度(T1))に基づいて判定する。   In step S4, it is determined whether or not the first compression ignition is possible. Here, the first compression ignition is a cylinder in which the piston first reaches the compression top dead center when the restart of the engine 10 is started by cranking when the engine 10 is automatically stopped. This cylinder is called a compression stroke cylinder at the time of stop), and fuel is injected and combustion is performed by compression ignition. When the engine 10 is restarted, the engine 10 is quickly restarted by injecting fuel into the stop-time compression stroke cylinder and performing compression ignition combustion. The determination in step S4 is to determine whether or not combustion is possible by compression ignition when fuel is injected into the stop compression stroke cylinder. Specifically, the determination is made based on the estimated temperature (compression end temperature (T1)) in the cylinder 11 when the piston of the compression stroke cylinder at the time of stop reaches the compression top dead center.

圧縮端温度(T1)の推定は、モータリングによる圧縮端温度を推定するものであり、例えば停止時圧縮行程気筒のピストンが、停止位置から圧縮上死点に至るまでの圧縮ストロークによる温度上昇分(T0)に、所定の係数C1、C2、C3を乗算することによって可能である。   The estimation of the compression end temperature (T1) is an estimation of the compression end temperature due to motoring. For example, the temperature increase due to the compression stroke from the stop position to the compression top dead center of the piston of the compression stroke cylinder at the time of stop. This is possible by multiplying (T0) by predetermined coefficients C1, C2, C3.

係数C1は、外気温係数であり、例えば外気温が20℃のとき、C1=1.0とし、20℃未満では低温ほど、係数C1を小さくし(例えば0℃で、C1=0.95)、20℃を超えるときには高温ほど、係数C1を大きくする(例えば40℃で、C1=1.03)。   The coefficient C1 is an outside air temperature coefficient. For example, when the outside air temperature is 20 ° C., C1 = 1.0, and below 20 ° C., the lower the temperature, the smaller the coefficient C1 (for example, 0 ° C., C1 = 0.95). When the temperature exceeds 20 ° C., the coefficient C1 is increased as the temperature increases (for example, C1 = 1.03 at 40 ° C.).

係数C2は、外気圧係数であり、例えば外気圧が1.0気圧のとき、C2=1.0とし、1気圧未満では低気圧ほど、係数C2を小さくし(例えば0.90気圧で、C1=0.90)、1気圧を超えるときには高気圧ほど、係数C2を大きくする(例えば1.10気圧で、C2=1.10)。   The coefficient C2 is an external atmospheric pressure coefficient. For example, when the external air pressure is 1.0 atmospheric pressure, C2 = 1.0. If the atmospheric pressure is less than 1 atmospheric pressure, the lower the atmospheric pressure, the smaller the coefficient C2 (for example, 0.90 atmospheric pressure, C1 = 0.90) When the pressure exceeds 1 atm, the higher the atmospheric pressure, the larger the coefficient C2 (eg, 1.10 atm, C2 = 1.10).

係数C3は、エンジン温度係数であり、エンジン温度(冷却水温及び/又は油温)が70℃のとき、C3=1.0とし、70℃未満では低温ほど、係数C3を小さくし(例えば40℃で、C3=0.97)、70℃を超えるときには高温ほど、係数C4を大きくする(例えば100℃で、C3=1.01)。   The coefficient C3 is an engine temperature coefficient. When the engine temperature (cooling water temperature and / or oil temperature) is 70 ° C., C3 = 1.0, and when the temperature is lower than 70 ° C., the coefficient C3 is decreased (for example, 40 ° C.). C3 = 0.97), when it exceeds 70 ° C., the higher the temperature, the larger the coefficient C4 (for example, at 100 ° C., C3 = 1.01).

そうして、推定した圧縮端温度(T1)が、燃料の圧縮着火燃焼が可能な温度以上であるときには、ステップS4の判定をYESと判定して、ステップS5に移行する一方、推定した圧縮端温度(T1)が、燃料の圧縮着火燃焼が可能な温度未満のときには、ステップS4の判定をNOと判定して、ステップS10に移行する。例えば停止時圧縮行程気筒のピストン位置が、所定クランク角よりも上死点側にあるときには、圧縮ストロークが短くなるため、圧縮ストロークによる温度上昇分(T0)は小さくなる。その結果、ステップS4の判定がNOとなり得る。一方、停止時圧縮行程気筒のピストン位置が、所定クランク角又はそれよりも下死点側にあるときには、圧縮ストロークが長くなるため、圧縮ストロークによる温度上昇分(T0)は大きくなる。その結果、ステップS4の判定がYESとなり得る。   Thus, when the estimated compression end temperature (T1) is equal to or higher than the temperature at which the compression ignition combustion of the fuel is possible, the determination of step S4 is determined as YES, and the process proceeds to step S5, while the estimated compression end When the temperature (T1) is lower than the temperature at which compression ignition combustion of the fuel is possible, the determination in step S4 is determined as NO, and the process proceeds to step S10. For example, when the piston position of the compression stroke cylinder at the time of stop is on the top dead center side with respect to the predetermined crank angle, the compression stroke is shortened, so that the temperature rise (T0) due to the compression stroke is small. As a result, the determination in step S4 can be NO. On the other hand, when the piston position of the compression stroke cylinder at the time of stop is at a predetermined crank angle or lower dead center side than that, the compression stroke becomes longer, and the temperature rise (T0) due to the compression stroke becomes larger. As a result, the determination in step S4 can be YES.

ステップS5以降のステップでは、エンジン10の再始動時に、停止時圧縮行程気筒に燃料を噴射して、圧縮着火及び燃焼を行う。一方、ステップS10では、エンジン10の再始動時に、停止時圧縮行程気筒に燃料を噴射しないで、次にピストンが圧縮上死点に至る、停止時吸気行程気筒に燃料を噴射する。こうして、推定した圧縮端温度(T1)に基づいて、エンジン10の再始動時に、最初に燃料を噴射する気筒を切り換えることによって、最初に噴射した燃料について圧縮着火燃焼が確実に行われるようにする。   In step S5 and subsequent steps, when the engine 10 is restarted, fuel is injected into the compression stroke cylinder at the time of stop to perform compression ignition and combustion. On the other hand, in step S10, when the engine 10 is restarted, fuel is not injected into the compression stroke cylinder at the time of stop, but fuel is injected into the intake stroke cylinder at the time of stop where the piston reaches the compression top dead center. In this way, when the engine 10 is restarted on the basis of the estimated compression end temperature (T1), the cylinder to which fuel is first injected is switched, so that the compression ignition combustion is surely performed for the first injected fuel. .

ステップS5では、推定圧縮端温度(T2)に基づいて、停止時圧縮行程気筒に対する、最初の(つまり、1爆目の)燃料噴射量及び噴射タイミングを設定する。この推定圧縮端温度(T2)は、前述した推定圧縮端温度(T1)とは異なり、気筒11内への燃料噴射を考慮して推定した圧縮端温度である。ステップS5では、圧縮端温度が、圧縮着火が可能な温度となるように、停止時圧縮行程気筒への燃料噴射量及び噴射タイミングを設定する。   In step S5, based on the estimated compression end temperature (T2), the first fuel injection amount and the injection timing for the stop-time compression stroke cylinder are set. Unlike the estimated compression end temperature (T1) described above, the estimated compression end temperature (T2) is a compression end temperature estimated in consideration of fuel injection into the cylinder 11. In step S5, the fuel injection amount and the injection timing to the compression stroke cylinder at the time of stop are set so that the compression end temperature becomes a temperature at which compression ignition is possible.

図9は、停止時圧縮行程気筒における、エンジン10の再始動時の気筒内の温度変化を例示している。クランキングによってピストン16が圧縮上死点に向かって移動する(図9の右から左に対応する)に従い、気筒11内のガス(概ね空気)が圧縮されて、気筒11内の温度が次第に上昇する。停止時圧縮行程気筒のピストン停止位置が、相対的に下死点側であるP1に位置しているときには、上死点に至るまでの圧縮ストロークが長く、有効圧縮比が高くなる。このため、気筒11内の温度は、実線から一点鎖線のように変化して圧縮端温度も高くなる(Temp1)。   FIG. 9 illustrates the temperature change in the cylinder when the engine 10 is restarted in the compression stroke cylinder at the time of stop. As the piston 16 moves toward the compression top dead center by cranking (corresponding to the right to left in FIG. 9), the gas (generally air) in the cylinder 11 is compressed, and the temperature in the cylinder 11 gradually increases. To do. When the piston stop position of the compression stroke cylinder at the time of stop is located at P1, which is relatively at the bottom dead center side, the compression stroke to reach the top dead center is long and the effective compression ratio becomes high. For this reason, the temperature in the cylinder 11 changes from a solid line to a one-dot chain line, and the compression end temperature also increases (Temp1).

エンジン10の再始動時には、ピストン16が上死点に至るまでの間に、停止時圧縮行程気筒内で燃料噴射が行われる。図9の例では、所定のタイミング(F1)で、停止時圧縮行程気筒内に燃料が噴射されるとする。この噴射タイミングは、圧縮行程終期に相当する。燃料の噴射により、気筒11内には混合気が形成される。混合気の比熱比は、燃料を噴射する前の空気の比熱比よりも低い。そのため、燃料噴射後は、圧縮に伴うガスの温度上昇が緩やかになり、その結果、実際の圧縮端温度は、図9の実線で示すようにTemp2になる。図9の例では、停止時圧縮行程気筒のピストン位置が、相対的に下死点側にあるとき(P1)には、圧縮ストロークを十分に確保することができる分、圧縮端温度Temp2は、圧縮着火に必要な温度を、若干、超えている。これに対し、図示は省略するが、燃料の噴射タイミングをさらに早めたときには、比熱比の低い混合気を圧縮するストローク分が、その分多くなるから、圧縮端温度がTemp2よりも低くなる。その結果、圧縮端温度が、圧縮着火に必要な温度未満になり得る。これは、圧縮着火燃焼の安定化を阻害する。逆に、燃料の噴射タイミングをさらに遅らせたときには、比熱比の高い空気を圧縮するストローク分が、その分多くなるから、圧縮端温度がTemp2よりも高くなる。その結果、圧縮端温度が、圧縮着火に必要な温度を大きく超え得る。これは、圧縮着火のタイミングが早くなりすぎる事態を招く。   When the engine 10 is restarted, fuel injection is performed in the compression stroke cylinder at the time of stopping until the piston 16 reaches top dead center. In the example of FIG. 9, it is assumed that fuel is injected into the compression stroke cylinder at the stop at a predetermined timing (F1). This injection timing corresponds to the end of the compression stroke. An air-fuel mixture is formed in the cylinder 11 by the fuel injection. The specific heat ratio of the air-fuel mixture is lower than the specific heat ratio of air before the fuel is injected. Therefore, after fuel injection, the temperature rise of the gas accompanying compression becomes moderate, and as a result, the actual compression end temperature becomes Temp2 as shown by the solid line in FIG. In the example of FIG. 9, when the piston position of the compression stroke cylinder at the time of stop is relatively at the bottom dead center side (P1), the compression end temperature Temp2 is as much as the compression stroke can be sufficiently secured. The temperature required for compression ignition is slightly exceeded. On the other hand, although illustration is omitted, when the fuel injection timing is further advanced, the amount of stroke for compressing the air-fuel mixture having a low specific heat ratio increases accordingly, so that the compression end temperature becomes lower than Temp2. As a result, the compression end temperature can be lower than the temperature required for compression ignition. This hinders the stabilization of compression ignition combustion. Conversely, when the fuel injection timing is further delayed, the stroke for compressing air having a high specific heat ratio is increased by that amount, so that the compression end temperature becomes higher than Temp2. As a result, the compression end temperature can greatly exceed the temperature required for compression ignition. This leads to a situation where the timing of compression ignition becomes too early.

ステップS5では、ステップS4において推定した圧縮端温度(T1)に基づき、圧縮行程後半の所定のタイミングで、要求噴射量分の燃料を噴射したときの圧縮端温度(T2)を推定する。ここで、「圧縮行程後半の所定の(噴射)タイミング」は、気筒11内に噴射した燃料が所定の着火遅れを経て、圧縮上死点付近の最適タイミングで圧縮着火するようなタイミングである。また、要求噴射量は、空気過剰率λが1となるような噴射量である。エンジン10の再始動時に空気過剰率λを1にすることで、圧縮着火燃焼の安定性が高まると共に、大トルクを発生させて、エンジン10の迅速な再始動が可能になる。   In step S5, based on the compression end temperature (T1) estimated in step S4, the compression end temperature (T2) when fuel for the required injection amount is injected at a predetermined timing in the latter half of the compression stroke is estimated. Here, the “predetermined (injection) timing in the second half of the compression stroke” is a timing at which the fuel injected into the cylinder 11 undergoes compression ignition at an optimal timing near the compression top dead center after a predetermined ignition delay. Further, the required injection amount is an injection amount such that the excess air ratio λ is 1. By setting the excess air ratio λ to 1 when the engine 10 is restarted, the stability of the compression ignition combustion is increased, and a large torque is generated so that the engine 10 can be restarted quickly.

そうして推定した圧縮端温度(T2)が、圧縮着火に必要な温度を超えるときには、ステップS5において、燃料噴射量を要求噴射量にかつ、噴射タイミングを前記の所定のタイミングに設定する。こうすることで、圧縮着火燃焼による膨張エネルギが最も効率よくピストン16に伝達されるようになり、大トルクを発生させることが可能になる。圧縮着火に必要な温度は、例えば800〜900Kで適宜設定すればよい。   When the estimated compression end temperature (T2) exceeds the temperature required for compression ignition, the fuel injection amount is set to the required injection amount and the injection timing is set to the predetermined timing in step S5. By doing so, the expansion energy due to the compression ignition combustion is transmitted to the piston 16 most efficiently, and a large torque can be generated. What is necessary is just to set the temperature required for compression ignition suitably in 800-900K, for example.

これに対し、推定した圧縮端温度(T2)が、圧縮着火に必要な温度を下回るときには、燃料噴射タイミングを、所定のタイミングよりも遅角させる。これにより、比熱比の高い空気を圧縮するストローク分が増えるため、その分、圧縮端温度を高くすることができ、圧縮着火に必要な温度を超えることが可能になる。ここで、燃料の噴射タイミングを遅らせすぎると、噴射した燃料と空気とが混ざり合う時間を十分に確保できないまま、着火に至り、その結果、煤が発生してしまう虞がある。そのため、燃料噴射タイミングは、予め設定された遅角限界で制限される。   On the other hand, when the estimated compression end temperature (T2) is lower than the temperature necessary for compression ignition, the fuel injection timing is retarded from a predetermined timing. As a result, the amount of stroke for compressing air having a high specific heat ratio increases, and accordingly, the compression end temperature can be increased, and the temperature required for compression ignition can be exceeded. Here, if the fuel injection timing is delayed too much, ignition may occur without ensuring a sufficient time for the injected fuel and air to mix, and as a result, soot may be generated. Therefore, the fuel injection timing is limited by a preset delay angle limit.

また、推定した圧縮端温度(T2)が、圧縮着火に必要な温度を大きく上回るときには、圧縮上死点に至る前に圧縮着火をしてしまう可能性がある。そこで、燃料噴射タイミングを、前記所定のタイミングよりも進角させる。これにより、比熱比の低い混合気を圧縮するストローク分が増えるため、その分、圧縮端温度を低くすることができ、圧縮着火に必要な温度を大きく超えてしまうことが防止される。   Further, when the estimated compression end temperature (T2) greatly exceeds the temperature required for compression ignition, there is a possibility that compression ignition will occur before reaching the compression top dead center. Therefore, the fuel injection timing is advanced from the predetermined timing. Thereby, since the stroke for compressing the air-fuel mixture having a low specific heat ratio is increased, the compression end temperature can be lowered by that amount, and it is prevented that the temperature required for compression ignition is greatly exceeded.

このように、停止時圧縮行程気筒のピストン位置が、比較的下死点側に位置しているときには、圧縮ストロークを十分に確保することができるため、図9に白抜きの矢印で示すように、燃料の噴射タイミングを適宜変更することにより、圧縮着火に必要な温度を上回るように、圧縮端温度を調整することが可能である。ピストン位置が上死点側にあるときには、下死点側にあるときよりも噴射タイミングを遅角する。ステップS5では、圧縮端温度が、圧縮着火に必要な温度を上回るように、燃料の噴射タイミングを設定する。その結果、噴射タイミングは、圧縮行程終期に設定される。   Thus, when the piston position of the compression stroke cylinder at the time of stop is relatively located at the bottom dead center side, a sufficient compression stroke can be secured, so as shown by a white arrow in FIG. By appropriately changing the fuel injection timing, the compression end temperature can be adjusted so as to exceed the temperature required for compression ignition. When the piston position is on the top dead center side, the injection timing is retarded than when the piston is on the bottom dead center side. In step S5, the fuel injection timing is set so that the compression end temperature exceeds the temperature required for compression ignition. As a result, the injection timing is set at the end of the compression stroke.

これに対し、停止時圧縮行程気筒において、ピストン16の停止位置が、相対的に上死点側に位置しているとき(図9のP2参照)には、圧縮ストロークが相対的に短く、有効圧縮比が相対的に低くなる。その結果、モータリング時の気筒11内の温度は、図9において実線から一点鎖線のように変化をし、圧縮端温度が、相対的に低くなる(Temp3)。この場合に、前述したように、圧縮端温度をできるだけ高めるべく、燃料噴射のタイミングを、例えば、予め設定された遅角限界まで遅らせたとしても(図9のF2参照)、圧縮端温度Temp4が、圧縮着火に必要な温度を下回ることも起こり得る。この場合、ステップS5では、燃料の噴射タイミングを、遅角限界に設定する。   On the other hand, in the compression stroke cylinder at the time of stop, when the stop position of the piston 16 is relatively located on the top dead center side (see P2 in FIG. 9), the compression stroke is relatively short and effective. The compression ratio is relatively low. As a result, the temperature in the cylinder 11 during motoring changes from a solid line to a one-dot chain line in FIG. 9, and the compression end temperature becomes relatively low (Temp3). In this case, as described above, in order to increase the compression end temperature as much as possible, even if the fuel injection timing is delayed to, for example, a preset delay angle limit (see F2 in FIG. 9), the compression end temperature Temp4 is It is also possible for the temperature to be below that required for compression ignition. In this case, in step S5, the fuel injection timing is set to the retard limit.

こうしてステップS5において、停止時圧縮行程気筒における燃料噴射量及び燃料噴射タイミングをそれぞれ設定すれば、続くステップS6で、推定圧縮端温度(T3)に基づいて、オゾン生成の要否を判断する。推定圧縮端温度(T3)は、ステップS5において設定した燃料噴射量及び燃料噴射タイミングに従って、燃料噴射を行ったときの、停止時圧縮行程気筒における圧縮端温度である。推定圧縮端温度(T3)が、圧縮着火に必要な温度以上のときには、オゾン生成は不要であると判断する。推定圧縮端温度(T3)が、圧縮着火に必要な温度を下回るときには、オゾン生成は必要であると判断する。ステップS6においてオゾン生成が必要と判断したときには、燃料噴射量、燃料噴射タイミング、圧縮端温度と圧縮着火に必要な温度との温度差等に基づいて、オゾン生成部7によるオゾンの生成量及び生成タイミングをそれぞれ設定する。図9の例では、圧縮端温度(T3)が、Temp2にときには、オゾンの生成が不要と判断される。圧縮端温度(T3)が、Temp4のときには、オゾンの生成が必要と判断される。つまり、エンジン10を再始動する時に、停止時圧縮行程気筒のピストン位置が上死点側のP2にあるときには、燃料の噴射タイミングF2を、下死点側のP1にあるときの噴射タイミングF1よりも遅角すると共に、オゾン生成部7を通じて停止時圧縮行程気筒内でオゾンを生成することになる。   In this way, if the fuel injection amount and the fuel injection timing in the compression stroke cylinder at the time of stop are respectively set in step S5, it is determined in step S6 whether ozone generation is necessary based on the estimated compression end temperature (T3). The estimated compression end temperature (T3) is the compression end temperature in the stop-time compression stroke cylinder when fuel is injected in accordance with the fuel injection amount and fuel injection timing set in step S5. When the estimated compression end temperature (T3) is equal to or higher than the temperature necessary for compression ignition, it is determined that ozone generation is unnecessary. When the estimated compression end temperature (T3) is lower than the temperature necessary for compression ignition, it is determined that ozone generation is necessary. When it is determined in step S6 that ozone generation is necessary, the amount of ozone generated and generated by the ozone generator 7 based on the fuel injection amount, the fuel injection timing, the temperature difference between the compression end temperature and the temperature required for compression ignition, etc. Set each timing. In the example of FIG. 9, when the compression end temperature (T3) is Temp2, it is determined that generation of ozone is unnecessary. When the compression end temperature (T3) is Temp4, it is determined that ozone needs to be generated. That is, when the engine 10 is restarted, when the piston position of the compression stroke cylinder at the time of stop is at P2 on the top dead center side, the fuel injection timing F2 is set to be greater than the injection timing F1 at P1 on the bottom dead center side. Is also retarded, and ozone is generated in the stop-time compression stroke cylinder through the ozone generator 7.

尚、ここでは、燃費の向上等を考慮して、オゾン生成をなるべく行わないように、ステップS5において、燃料噴射のタイミングを調整することによってできるだけ、圧縮端温度を高まるように、燃料噴射タイミングを設定する一方、遅角限界によって、圧縮端温度がそれ以上に高めることができない場合に限って、オゾンを生成するようにしている。   It should be noted that here, in consideration of improvement in fuel consumption, etc., the fuel injection timing is set so that the compression end temperature is increased as much as possible by adjusting the fuel injection timing in step S5 so that ozone generation is not performed as much as possible. On the other hand, ozone is generated only when the compression end temperature cannot be further increased due to the retardation limit.

これとは異なり、ステップS5においては、燃料噴射のタイミングを所定のタイミングに仮設定しておき、その場合の圧縮端温度を推定し、推定した圧縮端温度と、圧縮着火に必要な温度との温度差に基づいて、オゾン生成部7によるオゾンの生成量及び生成タイミングをそれぞれ設定した上で(尚、オゾンを生成しないことも含む)、燃料噴射のタイミングを、再設定するようにしてもよい。   In contrast, in step S5, the fuel injection timing is temporarily set to a predetermined timing, the compression end temperature in that case is estimated, and the estimated compression end temperature and the temperature required for compression ignition are calculated. Based on the temperature difference, the ozone generation amount and the generation timing by the ozone generation unit 7 are set (including not generating ozone), and the fuel injection timing may be reset. .

また、オゾンの生成を前提として、燃料噴射のタイミングを設定してもよい。例えば、停止時圧縮行程気筒のピストン位置が、上死点と下死点との間の所定位置又はそれよりも上死点側にあるときには、停止時圧縮行程気筒内でオゾンを生成することとし、気筒内でのオゾンの生成を前提して定められる燃料噴射タイミングの遅角限界よりも進角側で、燃料噴射タイミングを設定するようにしてもよい。ここでの「所定位置」は、適宜設定することが可能である。例えば上死点と下死点との中央位置としてもよい。   Further, the fuel injection timing may be set on the premise of the generation of ozone. For example, when the piston position of the stop compression stroke cylinder is at a predetermined position between the top dead center and the bottom dead center or on the top dead center side, ozone is generated in the stop compression stroke cylinder. The fuel injection timing may be set on the advance side of the delay limit of the fuel injection timing determined on the assumption that ozone is generated in the cylinder. The “predetermined position” here can be set as appropriate. For example, the center position between the top dead center and the bottom dead center may be used.

また、ステップS6では、オゾン生成の要否を判断しているが、エンジン10の再始動時にはオゾンを常時生成するようにして、ステップS6では、オゾンの生成量の設定を行ってもよい。つまり、推定した圧縮端温度が、所定温度(尚、この所定温度は、圧縮着火に必要な温度としてもよいし、その温度に基づいて設定した温度としてもよい)以下のときには、オゾンの生成量を相対的に多くする一方、推定した圧縮端温度が所定温度を超えるときには、オゾンの生成量を相対的に少なくしてもよい。推定した圧縮端温度と所定温度との温度差に応じて、(例えば比例するように)オゾンの生成量を設定してもよい。   In step S6, whether or not ozone generation is necessary is determined. However, ozone may be always generated when the engine 10 is restarted, and in step S6, the ozone generation amount may be set. That is, when the estimated compression end temperature is equal to or lower than a predetermined temperature (the predetermined temperature may be a temperature necessary for compression ignition or a temperature set based on the temperature), the amount of ozone generated When the estimated compression end temperature exceeds a predetermined temperature, the amount of ozone generated may be relatively reduced. The generation amount of ozone may be set according to the temperature difference between the estimated compression end temperature and the predetermined temperature (for example, so as to be proportional).

このようにして、ステップS5及びS6において、燃料噴射量、燃料噴射タイミング及びオゾン生成の要否をそれぞれ設定すれば、ステップS7で、スタータモータ91を駆動して、エンジン10のクランキングを開始し、続くステップS8で、オゾン生成の要否を判定する。オゾン生成が必要のときには、ステップS9に移行して、設定した燃料噴射量でかつ、設定した噴射タイミングで、インジェクタ6を通じて停止時圧縮行程気筒に燃料噴射を行う。1圧縮目着火では、燃料噴射は、圧縮行程終期期に行われることになる。この燃料噴射と共に、所定のタイミングでオゾン生成を行う。前述したように、オゾン生成部7は、密閉した気筒11内でオゾンを生成することが可能であるため、エンジン10の再始動時に停止時圧縮行程気筒内でオゾンを生成する上で有利である。   In this way, if the fuel injection amount, the fuel injection timing, and the necessity of ozone generation are respectively set in steps S5 and S6, the starter motor 91 is driven and cranking of the engine 10 is started in step S7. In subsequent step S8, it is determined whether ozone generation is necessary. When ozone generation is necessary, the process proceeds to step S9, and fuel is injected into the stop-time compression stroke cylinder through the injector 6 at the set fuel injection amount and at the set injection timing. In the first compression ignition, fuel injection is performed at the end of the compression stroke. Along with this fuel injection, ozone is generated at a predetermined timing. As described above, since the ozone generator 7 can generate ozone in the sealed cylinder 11, it is advantageous in generating ozone in the stop-time compression stroke cylinder when the engine 10 is restarted. .

一方、オゾン生成が不要のときには、ステップS8からステップS12に移行して、設定した燃料噴射量でかつ、設定した噴射タイミングで、インジェクタ6を通じて停止時圧縮行程気筒に燃料噴射を行う。ここにおいても、燃料噴射は、圧縮行程終期に行われることになる。   On the other hand, when ozone generation is unnecessary, the process proceeds from step S8 to step S12, and fuel is injected into the stop-time compression stroke cylinder through the injector 6 at the set fuel injection amount and at the set injection timing. Also in this case, the fuel injection is performed at the end of the compression stroke.

これに対し、ステップS4で、停止時圧縮行程気筒における1圧縮目着火ができないと判定された後の、ステップS10では、2圧縮目気筒の1爆目の、つまり停止時吸気行程気筒に最初に噴射をするときの、燃料噴射量及び噴射タイミングを、停止時吸気行程気筒の推定圧縮端温度(T4)に基づいて、それぞれ設定する。燃料噴射量は、ステップS5と同様に、空気過剰率λ=1となるように、設定される。また、推定圧縮端温度(T4)は、ステップS4で推定をした、停止時圧縮行程気筒における圧縮端温度と同様に、推定をすることが可能である。但し、停止時吸気行程気筒は、停止時圧縮行程気筒とは異なり、圧縮ストロークを十分に確保することが可能であり、その圧縮端温度は、着火に必要な温度を十分に超えるようになる。一方で、停止時吸気行程気筒では、エンジンの自動停止中に、放射熱によって加熱された吸気が圧縮される結果、圧縮端温度が高くなる傾向にあり、その結果、燃料の噴射タイミングを早めたときには、プリイグニッションが発生する虞がある。また、圧縮着火のタイミングが早くなることで、気筒11内の圧力上昇率(dP/dθ)が制限値を超える虞もある。   On the other hand, after it is determined in step S4 that the first compression ignition in the stop compression stroke cylinder cannot be performed, in step S10, the first compression of the second compression cylinder, that is, the intake stroke cylinder at the stop is first performed. The fuel injection amount and the injection timing at the time of injection are set based on the estimated compression end temperature (T4) of the stop-time intake stroke cylinder. The fuel injection amount is set so that the excess air ratio λ = 1 as in step S5. The estimated compression end temperature (T4) can be estimated in the same manner as the compression end temperature in the stop-time compression stroke cylinder estimated in step S4. However, unlike the stop-time compression stroke cylinder, the stop-time intake stroke cylinder can sufficiently secure the compression stroke, and the compression end temperature sufficiently exceeds the temperature required for ignition. On the other hand, in the intake stroke cylinder at the time of stop, the intake end heated by the radiant heat is compressed during the automatic stop of the engine. As a result, the compression end temperature tends to increase, and as a result, the fuel injection timing is advanced. Sometimes pre-ignition may occur. Further, since the timing of compression ignition becomes earlier, the pressure increase rate (dP / dθ) in the cylinder 11 may exceed the limit value.

そこで、ステップS10では、推定した圧縮端温度(T4)に応じて、燃料噴射タイミングを遅角させる。そのように燃料噴射タイミングを遅角させる結果、前述したリタード自己着火燃焼となるよう、前段噴射及び主噴射を行う場合もある。つまり、エンジントルクの生成に寄与する燃料噴射(つまり、主噴射)を、圧縮上死点以降に遅らせるために、第1前段噴射、又は、第1及び第2前段噴射を行うようにする。この2圧縮目の停止時吸気行程気筒におけるリタード自己着火燃焼は、後述する2爆目以降のリタード自己着火燃焼と同様の制御になる。   Therefore, in step S10, the fuel injection timing is retarded according to the estimated compression end temperature (T4). As a result of retarding the fuel injection timing as described above, the pre-stage injection and the main injection may be performed so as to achieve the above-described retarded self-ignition combustion. That is, in order to delay the fuel injection that contributes to the generation of engine torque (that is, main injection) after the compression top dead center, the first pre-stage injection or the first and second pre-stage injections are performed. The retarded self-ignition combustion in the intake stroke cylinder at the time of the second compression stop is the same control as the retarded self-ignition combustion after the second explosion described later.

ステップS10で、停止時吸気行程気筒に対する燃料噴射量及び噴射タイミングをそれぞれ設定すれば、続くステップS11で、スタータモータ91を駆動して、エンジン10のクランキングを開始する。そうして、続くステップS12で、ステップS10で設定した燃料噴射量及び噴射タイミングに従って、停止時吸気行程気筒に、燃料噴射を行う。この場合は、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で、燃料噴射が行われる。これにより、プリイグニッションの発生や、気筒11内の圧力上昇率(dP/dθ)が制限値を超えることが、それぞれ回避される。   If the fuel injection amount and the injection timing for the stop-time intake stroke cylinder are respectively set in step S10, the starter motor 91 is driven and cranking of the engine 10 is started in the subsequent step S11. Then, in the subsequent step S12, fuel is injected into the stop-time intake stroke cylinder according to the fuel injection amount and injection timing set in step S10. In this case, fuel injection is performed in the period from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke. Thereby, generation | occurrence | production of a pre-ignition and the pressure rise rate (dP / d (theta)) in the cylinder 11 exceeding a limit value are each avoided.

このようにして、停止時圧縮行程気筒又は停止時吸気行程気筒において、1爆目の燃焼が行われれば、フローは、ステップS3からステップS13に移行をする。   In this way, if the first explosion combustion is performed in the stop-time compression stroke cylinder or the stop-time intake stroke cylinder, the flow shifts from step S3 to step S13.

ステップS13では、2爆目以降の燃焼を行う気筒(つまり、2爆目は、停止時吸気行程気筒、又は、停止時排気行程気筒になる)において、所定の燃料噴射タイミングで燃料を噴射して圧縮着火燃焼を行ったときに、気筒11内の圧力上昇率(dP/dθ)が、制限値を超えるか否かを判定する。2爆目以降は、エンジン10の回転数が上昇することで、ピストンリングの合口隙間からのガス漏れ量が少なくなり、有効圧縮比が高くなる。また、特に、ピストン位置の関係から有効圧縮比が相対的に低くなる停止時圧縮行程気筒において1爆目を行い、2爆目を、停止時吸気行程気筒において行う場合には、停止時吸気行程気筒の圧縮ストロークは相対的に長くなるため、有効圧縮比が大幅に高くなり得る。その結果、所定の燃料噴射タイミング(例えば1爆目と同じ燃料噴射タイミング)で燃料噴射を行ったときに、圧縮着火のタイミングが早くなって、圧縮着火燃焼による気筒11内の圧力上昇が急峻になる場合がある。また、圧縮着火のタイミングが早くなることは、Pmaxの増大や、燃焼温度の上昇を招き、エンジンの信頼性低下、及び/又は、RawNOxの増大を招く虞もある。   In step S13, fuel is injected at a predetermined fuel injection timing in a cylinder that performs combustion after the second explosion (that is, the second explosion becomes a stop-time intake stroke cylinder or a stop-time exhaust stroke cylinder). When the compression ignition combustion is performed, it is determined whether or not the pressure increase rate (dP / dθ) in the cylinder 11 exceeds the limit value. After the second explosion, the number of gas leaks from the joint gap of the piston ring is reduced and the effective compression ratio is increased by increasing the rotational speed of the engine 10. Further, particularly when the first explosion is performed in the compression stroke cylinder at the time of stop and the second explosion is performed in the intake stroke cylinder at the time of stop when the effective compression ratio is relatively low due to the relationship of the piston position, the intake stroke at the time of stop is performed. Since the compression stroke of the cylinder is relatively long, the effective compression ratio can be significantly increased. As a result, when fuel injection is performed at a predetermined fuel injection timing (for example, the same fuel injection timing as the first explosion), the compression ignition timing is advanced, and the pressure increase in the cylinder 11 due to the compression ignition combustion is steep. There is a case. Further, the earlier timing of compression ignition may cause an increase in Pmax and an increase in combustion temperature, resulting in a decrease in engine reliability and / or an increase in RawNOx.

ステップS13の判定において、dP/dθが制限値を超えないとき(つまり、NOのとき)には、ステップS14に移行し、制限値を超えるとき(つまり、YESのとき)には、ステップS15に移行する。   If it is determined in step S13 that dP / dθ does not exceed the limit value (that is, NO), the process proceeds to step S14, and if it exceeds the limit value (that is, YES), the process proceeds to step S15. Transition.

ステップS14では、気筒11内の圧力上昇率が制限値を超えないことから、圧縮上死点付近において圧縮着火して燃焼するように、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間内で、燃料噴射を行う。燃料噴射量は、空気過剰率λが1となるように設定される。これにより、2爆目以降も、大きなトルクを発生させて迅速な再始動が可能になる。尚、2爆目以降は、エンジン10の回転数が次第に上昇することに伴い、クランク角変化に対する実時間が短くなる。そのため、気筒内に噴射した燃料と空気とが混合する時間(着火遅れ時間)が短くなる。これは、煤の発生を招く虞がある。そこで、ステップS14では、着火遅れ時間を確保可能となるような適宜のタイミングで、燃料の噴射を行うことが好ましい。   In step S14, since the rate of increase in pressure in the cylinder 11 does not exceed the limit value, fuel injection is performed within the period from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke so as to burn by compression ignition near the compression top dead center. Do. The fuel injection amount is set so that the excess air ratio λ is 1. As a result, even after the second bomb, a large torque is generated to enable quick restart. From the second explosion onward, the actual time with respect to the change in the crank angle is shortened as the rotational speed of the engine 10 gradually increases. Therefore, the time (ignition delay time) in which the fuel injected into the cylinder and air are mixed is shortened. This may cause wrinkles. Therefore, in step S14, it is preferable to inject the fuel at an appropriate timing that can ensure the ignition delay time.

一方、ステップS15では、気筒内の圧力上昇率が制限範囲を超えてしまうことから、前述したリタード自己着火燃焼となるように、前段噴射及び主噴射を行う。従って、トルクの発生に寄与する燃料噴射(つまり、主噴射)のタイミングは、膨張行程初期であり、1爆目の燃料噴射のタイミングに対して遅角する。こうすることで、前述したように、圧縮上死点に対して所定クランク角だけ遅れて圧縮着火して燃焼をするから、気筒11内の圧力上昇が急峻になってしまうことが回避され、圧力上昇率(dP/dθ)を制限値以下に収めることが可能になる。また、Pmaxの増大及び燃焼温度の上昇も回避され、エンジンの信頼性確保及びRawNOxの抑制も可能になる。さらに、主噴射を、気筒11内の圧力が次第に低下する膨張行程期間で行うため、2爆目以降は、エンジン回転数が上昇していてクランク角変化に対する実時間は短くなっているものの、比較的長い着火遅れ時間を確保することが可能になる。これにより、煤の発生も抑制される。尚、前段噴射及び主噴射を合わせた燃料噴射量は、空気過剰率λが1となるように設定される。   On the other hand, in step S15, since the pressure increase rate in the cylinder exceeds the limit range, the pre-stage injection and the main injection are performed so as to achieve the above-described retarded self-ignition combustion. Accordingly, the timing of fuel injection (that is, main injection) that contributes to the generation of torque is in the initial stage of the expansion stroke and is retarded with respect to the timing of fuel injection for the first explosion. By doing this, as described above, since compression ignition is performed after a predetermined crank angle with respect to the compression top dead center and combustion is performed, it is avoided that the pressure rise in the cylinder 11 becomes steep. It is possible to keep the rate of increase (dP / dθ) below the limit value. Further, an increase in Pmax and an increase in the combustion temperature are avoided, and it is possible to ensure engine reliability and suppress RawNOx. Further, since the main injection is performed in the expansion stroke period in which the pressure in the cylinder 11 gradually decreases, the engine speed increases after the second explosion and the real time for the change in the crank angle is shortened. Long ignition delay time can be secured. Thereby, generation | occurrence | production of soot is also suppressed. It should be noted that the fuel injection amount including the pre-stage injection and the main injection is set so that the excess air ratio λ is 1.

ステップS14及びS15の後の、ステップS16では、エンジン回転数NEが所定値以下、つまり、完爆回転数(例えば500rpm)に到達したか否かを判定し、到達していないときにはリターンをして、ステップS13〜S15を繰り返す。一方、エンジン回転数NEが所定値を超えたときには、ステップS17に移行して、エンジン10の始動が完了したとして、スタータモータ91を停止する。始動完了後のエンジン10は、アイドル運転状態を含む通常運転領域Aとなるため(図5参照)、空気過剰率λは、エンジン10の再始動を行っている間のλ=1から、λ≧2に変更される。   In step S16 after steps S14 and S15, it is determined whether the engine speed NE has reached a predetermined value or less, that is, whether or not the complete explosion speed (for example, 500 rpm) has been reached. , Steps S13 to S15 are repeated. On the other hand, when the engine speed NE exceeds the predetermined value, the process proceeds to step S17, and the starter motor 91 is stopped assuming that the start of the engine 10 is completed. Since the engine 10 after the start is in the normal operation region A including the idle operation state (see FIG. 5), the excess air ratio λ is changed from λ = 1 while the engine 10 is restarted to λ ≧ Is changed to 2.

図10は、図8のフローに従ってエンジン10の再始動を行う場合の、燃料噴射制御の例を示している。図10は、第1〜第4気筒それぞれの行程を示しており、左から右に向かってクランク角が進行する。図10における「F」で示す四角は、燃料噴射を示し、「H」で示す山は、圧縮着火燃焼による熱発生を示している。また、図10の左端の縦線は、エンジン10が自動停止したときのピストン位置に相当し、図10の例では、第3気筒が、停止時圧縮行程気筒であり、その停止時圧縮行程気筒において、1爆目の燃焼が可能とする(つまり、図8のフローにおいて、ステップS4の判定がYESである)。   FIG. 10 shows an example of fuel injection control when the engine 10 is restarted according to the flow of FIG. FIG. 10 shows the strokes of the first to fourth cylinders, and the crank angle advances from left to right. A square indicated by “F” in FIG. 10 indicates fuel injection, and a peak indicated by “H” indicates heat generation due to compression ignition combustion. Further, the vertical line at the left end of FIG. 10 corresponds to the piston position when the engine 10 is automatically stopped. In the example of FIG. 10, the third cylinder is the compression stroke cylinder at the stop, and the compression stroke cylinder at the stop. The first explosion combustion is possible (that is, the determination in step S4 is YES in the flow of FIG. 8).

エンジン10の再始動条件が成立してクランキングが開始すれば、第3気筒にλ=1となる所定量の燃料を、圧縮行程終期の所定のタイミングで噴射する。これにより、第3気筒は、圧縮上死点付近で圧縮着火する。停止時圧縮行程気筒における1爆目の燃焼は、有効圧縮比が比較的低いため、圧縮上死点付近で圧縮着火して燃焼をしても、気筒11内の圧力上昇率(dP/dθ)が制限値を超えることがない。一方、圧縮上死点付近で圧縮着火して燃焼をすることで、燃焼重心(燃焼質量割合が50%となる時期)が、圧縮上死点の近傍になり、圧縮着火燃焼による膨張エネルギを、効率良くピストン16に伝達して、エンジン10の迅速始動に有利になる。   When the restart condition of the engine 10 is satisfied and cranking is started, a predetermined amount of fuel satisfying λ = 1 is injected into the third cylinder at a predetermined timing at the end of the compression stroke. Thereby, the third cylinder is ignited by compression near the compression top dead center. Since the effective compression ratio of the first-combustion combustion in the compression stroke cylinder when stopped is relatively low, the pressure increase rate (dP / dθ) in the cylinder 11 even if compression ignition is performed near the compression top dead center. Does not exceed the limit. On the other hand, by performing compression ignition near the compression top dead center and burning, the combustion center of gravity (the time when the combustion mass ratio becomes 50%) becomes near the compression top dead center, and the expansion energy due to compression ignition combustion is It is transmitted to the piston 16 efficiently, which is advantageous for quick start of the engine 10.

次にピストン16が圧縮上死点に至る停止時吸気行程気筒は第4気筒であり、図10の例では、リタード自己着火燃焼となるように、圧縮行程中の第1前段噴射と、膨張行程初期の主噴射とを行う。こうして、圧縮上死点に対して所定のクランク角だけ遅れて圧縮着火するように燃料噴射タイミングを制御することで、気筒11内の圧力上昇率(dP/dθ)が制限値を超えることを防止する。これは、最初に燃料を噴射する停止時圧縮行程気筒への燃料噴射タイミングに対して、次に燃料を噴射する停止時吸気行程気筒への噴射タイミングを遅角させ、それによって、気筒11内の圧力上昇率が急峻になることを防止している、ということが可能である。第1前段噴射のタイミングは、例えばATDC−90°〜−30°CA、主噴射のタイミングは、例えばATDC10°〜30°CAとしてもよい。   Next, the intake stroke cylinder at the time when the piston 16 reaches the compression top dead center is the fourth cylinder. In the example of FIG. 10, the first pre-stage injection and the expansion stroke in the compression stroke are performed so that the retarded self-ignition combustion is performed. The initial main injection is performed. Thus, by controlling the fuel injection timing so that the compression ignition is delayed by a predetermined crank angle with respect to the compression top dead center, the pressure increase rate (dP / dθ) in the cylinder 11 is prevented from exceeding the limit value. To do. This delays the injection timing to the stop-time intake stroke cylinder to inject the fuel next to the fuel injection timing to the stop-time compression stroke cylinder to inject the fuel first. It is possible to prevent the pressure increase rate from becoming steep. The timing of the first pre-stage injection may be, for example, ATDC −90 ° to −30 ° CA, and the timing of the main injection may be, for example, ATDC 10 ° to 30 ° CA.

3爆目の燃焼を行う停止時排気行程気筒は、第2気筒である。図10の例では、この第2気筒についても、リタード自己着火燃焼となるように、圧縮行程中の第1前段噴射と、膨張行程初期の主噴射とを行う。ここで、エンジン10の始動開始から、エンジン10の回転数が次第に高まるにつれて、ピストンリングの合口隙間を通じた漏れが次第に少なくなるため、2爆目の燃焼を行う停止時吸気行程気筒よりも、3爆目の燃焼を行う停止時排気行程気筒の方が、有効圧縮比が高くなり得る。そこで、3爆目の停止時排気行程気筒では、2爆目の停止時吸気行程気筒よりも圧縮着火燃焼が遅くなるように、3爆目の停止時排気行程気筒での主噴射の噴射タイミングは、2爆目の停止時吸気行程気筒での主噴射の噴射タイミングよりも、さらに遅角してもよい。こうすることで、燃焼騒音の増大を、さらに抑制することが可能になる。   The stop-time exhaust stroke cylinder that performs the third explosion combustion is the second cylinder. In the example of FIG. 10, the first pre-stage injection during the compression stroke and the main injection at the initial stage of the expansion stroke are performed for the second cylinder so that the retarded self-ignition combustion is performed. Here, since the number of leaks through the joint gap of the piston ring gradually decreases as the rotational speed of the engine 10 gradually increases from the start of the engine 10, it is 3 The effective compression ratio can be higher in the exhaust stroke cylinder at the time of stop that performs combustion of the explosion. Therefore, the injection timing of the main injection in the exhaust stroke cylinder at the time of the third explosion is such that the compression ignition combustion is slower in the exhaust stroke cylinder at the time of the third explosion stop than the intake stroke cylinder at the time of the second explosion stop. The injection timing of the main injection in the intake stroke cylinder at the time of the second explosion stop may be further retarded. By doing so, it is possible to further suppress an increase in combustion noise.

4爆目の燃焼を行う停止時膨張行程気筒は、第1気筒である。前述の通り、エンジン10の回転数がさらに高まり、有効圧縮比がさらに高くなることに伴い、図例では、4爆目の停止時膨張行程気筒において、圧縮着火燃焼がさらに遅れるように、主噴射の噴射タイミングをさらに遅角させる。そのために、4爆目の燃焼を行う第1気筒では、第1前段噴射と第2前段噴射とを行う。こうすることで、主噴射の噴射タイミングをさらに遅くしても、圧縮着火燃焼の安定化が図られる。また、圧縮着火燃焼に伴う気筒11の圧力上昇率(dP/dθ)が、制限値を超えてしまうことも抑制される。尚、第2前段噴射のタイミングは、例えばATDC0°〜10°CAとしてもよい。   The stop expansion stroke cylinder that performs the fourth explosion combustion is the first cylinder. As described above, in accordance with the further increase in the rotation speed of the engine 10 and the further increase in the effective compression ratio, the main injection is performed so that the compression ignition combustion is further delayed in the fourth expansion stop-time expansion stroke cylinder in the illustrated example. The injection timing is further retarded. Therefore, in the first cylinder that performs the fourth explosion combustion, the first front-stage injection and the second front-stage injection are performed. In this way, even if the injection timing of the main injection is further delayed, the compression ignition combustion can be stabilized. Further, the pressure increase rate (dP / dθ) of the cylinder 11 accompanying the compression ignition combustion is also suppressed from exceeding the limit value. Note that the timing of the second pre-stage injection may be, for example, ATDC 0 ° to 10 ° CA.

こうして図10の例では、第1気筒において4爆目の圧縮着火燃焼が行われて、エンジン10の再始動が完了することになる。図10から明らかなように、エンジン10の再始動を開始してから、始動が完了するまでは、圧縮着火燃焼の燃焼重心は、圧縮上死点以降に設定される。   Thus, in the example of FIG. 10, compression ignition combustion of the fourth explosion is performed in the first cylinder, and the restart of the engine 10 is completed. As is apparent from FIG. 10, the combustion center of gravity of the compression ignition combustion is set after the compression top dead center until the start is completed after the restart of the engine 10 is started.

尚、図10は、エンジン10の再始動時における燃料噴射制御の一例であり、気筒11内の状態等に応じて、再始動を開始してから、始動が完了するまでの間における、各気筒11での燃料噴射タイミング等は、適宜変更される。   FIG. 10 shows an example of fuel injection control when the engine 10 is restarted. Each cylinder during the period from the start of restart to the completion of start according to the state in the cylinder 11 or the like. The fuel injection timing at 11 is changed as appropriate.

また、前記の例では、エンジン10の再始動を介して、エンジン10の回転数が上昇するに従って、主噴射の噴射タイミングを次第に遅らせているが、2爆目以降の燃料噴射タイミング(主噴射のタイミング)は、1爆目の燃料噴射タイミングよりも所定クランク角だけ遅角したタイミングで、エンジン10の回転数の上昇に拘わらず固定してもよい。   Further, in the above example, the injection timing of the main injection is gradually delayed as the rotational speed of the engine 10 is increased through the restart of the engine 10, but the fuel injection timing after the second explosion (main injection timing) Timing) may be fixed at a timing delayed by a predetermined crank angle from the fuel injection timing of the first explosion, regardless of the increase in the rotational speed of the engine 10.

また、図8のフローでは、1爆目の燃焼時のみ、必要に応じて気筒11内でオゾンを生成しているが、2爆目以降の燃焼においても、必要に応じて気筒11内でオゾンを生成してもよい。   In the flow of FIG. 8, ozone is generated in the cylinder 11 as necessary only during the combustion of the first explosion. However, in the combustion after the second explosion, ozone is generated in the cylinder 11 as necessary. May be generated.

(エンジン再始動時の吸気量制御)
前述したように、エンジン10の再始動時にエンジン回転数が高くなるに従い、有効圧縮比が高まる。その結果、圧縮着火燃焼が急峻になって、気筒11内の圧力上昇率(dP/dθ)が制限値を超える可能性がある。このエンジンシステム1では、エンジン10の再始動時に、前述した燃料噴射制御によって圧縮着火燃焼の燃焼期間を遅角させることに加えて、気筒11内に導入する吸気量を、一時的に低減することによって、エンジン10の再始動時に有効圧縮比が高くなることを抑制している。このエンジンシステム1では、吸気量の低減を、吸気VVT23によって吸気弁21の閉弁タイミングを、吸気下死点以降で遅らせる、いわゆる吸気の遅閉じによって行う。これは、ポンピングロスを低減して、燃費の向上に有利になる。尚、スロットル弁31の開度を調整することによって、気筒11内に導入する吸気量を低減するようにしてもよい。
(Intake control when engine restarts)
As described above, the effective compression ratio increases as the engine speed increases when the engine 10 is restarted. As a result, compression ignition combustion becomes steep, and the pressure increase rate (dP / dθ) in the cylinder 11 may exceed the limit value. In the engine system 1, when the engine 10 is restarted, the amount of intake air introduced into the cylinder 11 is temporarily reduced in addition to retarding the combustion period of compression ignition combustion by the fuel injection control described above. Thus, the effective compression ratio is prevented from increasing when the engine 10 is restarted. In the engine system 1, the intake air amount is reduced by so-called late intake closing, in which the intake valve 21 delays the closing timing of the intake valve 21 after the intake bottom dead center by the intake VVT 23. This is advantageous for improving fuel efficiency by reducing pumping loss. The intake air amount introduced into the cylinder 11 may be reduced by adjusting the opening of the throttle valve 31.

図11は、エンジン10の再始動時における、エンジン回転数の変化(下図)と、吸気弁21の閉弁タイミングの変化(上図)とを例示している。時刻t1でスタータモータ91が駆動をしてエンジン10の再始動が開始する。このエンジン10の再始動を開始するときには、吸気弁21の閉弁タイミングを、比較的進角側の所定のタイミングに設定する。これにより、エンジン10の再始動開始時には、大量の吸気を気筒11内に導入することが可能になり、大トルクを発生させて、エンジン10の再始動の迅速化に有利になる。   FIG. 11 exemplifies a change in engine speed (lower diagram) and a change in valve closing timing of the intake valve 21 (upper diagram) when the engine 10 is restarted. The starter motor 91 is driven at time t1, and the restart of the engine 10 is started. When the restart of the engine 10 is started, the closing timing of the intake valve 21 is set to a predetermined timing relatively on the advance side. As a result, when the restart of the engine 10 is started, a large amount of intake air can be introduced into the cylinder 11, and a large torque is generated, which is advantageous in speeding up the restart of the engine 10.

エンジン10の再始動が開始した後は、エンジン10の回転数が上昇するに従い、吸気弁21の閉弁タイミングを遅角側に変更する。図11の例では、エンジン10の回転数が所定回転数を超えた時刻t2以降で、閉弁タイミングを、エンジン回転の上昇に比例して連続的に変更している。ここでは図示しないが、吸気弁21の閉弁タイミングを、エンジン回転の上昇に比例して、段階的に変更してもよい。エンジン回転数の上昇に伴い、ピストンリングの合口隙間からのガス漏れ量が減るものの、気筒11内に導入される吸気量も減るため、有効圧縮比が高くなることが抑制される。有効圧縮比は、ほぼ一定、又は、緩やかに高くなる。これにより、圧縮着火のタイミングをコントロールすることが可能になり、エンジン10の再始動が完了するまでの期間において圧縮着火のタイミングが早くなることが抑制される。その結果、圧縮着火燃焼による気筒11内の圧力上昇率(dP/dθ)が急峻になることが回避され、エンジン10の再始動時に燃焼騒音が増大してしまうことが回避される。一方で、エンジン回転数の上昇に比例して、閉弁タイミングを変更することで、有効圧縮比をできるだけ高く維持することが可能になる。これは、エンジン10の迅速始動に有利になる。   After the restart of the engine 10 is started, the closing timing of the intake valve 21 is changed to the retard side as the rotational speed of the engine 10 increases. In the example of FIG. 11, the valve closing timing is continuously changed in proportion to the increase in engine rotation after time t2 when the rotation speed of the engine 10 exceeds a predetermined rotation speed. Although not shown here, the closing timing of the intake valve 21 may be changed in stages in proportion to the increase in engine rotation. As the engine speed increases, the amount of gas leakage from the joint gap of the piston ring decreases, but the amount of intake air introduced into the cylinder 11 also decreases, so that an increase in the effective compression ratio is suppressed. The effective compression ratio is almost constant or increases gradually. Thereby, it becomes possible to control the timing of compression ignition, and it is suppressed that the timing of compression ignition becomes early in the period until the restart of the engine 10 is completed. As a result, it is avoided that the rate of pressure increase (dP / dθ) in the cylinder 11 due to compression ignition combustion is steep, and combustion noise is prevented from increasing when the engine 10 is restarted. On the other hand, the effective compression ratio can be maintained as high as possible by changing the valve closing timing in proportion to the increase in the engine speed. This is advantageous for quick start of the engine 10.

そうして、時刻t3で、エンジン回転数が完爆回転数に到達し、エンジン10の始動が完了すれば、吸気弁21の閉弁タイミングは進角される。これにより、気筒11内に導入される吸気量は増大する。   Then, when the engine speed reaches the complete explosion speed at time t3 and the start of the engine 10 is completed, the closing timing of the intake valve 21 is advanced. Thereby, the intake air amount introduced into the cylinder 11 increases.

エンジン10の始動を開始してから始動が完了するまでは、空気過剰率λが1に設定される。これは、前述の通り、大トルクの発生に有利になり、エンジン10の迅速な再始動を実現する。一方、エンジン10の再始動が完了して、エンジン10の運転状態が通常運転領域A(アイドル運転状態を含む)に移行すれば、エンジン10は、空気過剰率λをλ>1(正確には、前述の通りλ≧2)のリーンにする。エンジン10の始動が完了した後に、吸気弁21の閉弁タイミングを進角して、気筒11内に導入する吸気量を増大することは、混合気のリーン化に有利になる。始動完了後の吸気弁21の閉弁タイミングは、エンジン10の運転状態に応じて適宜設定される。   The excess air ratio λ is set to 1 from the start of the engine 10 until the start is completed. As described above, this is advantageous in generating large torque, and realizes quick restart of the engine 10. On the other hand, when the restart of the engine 10 is completed and the operation state of the engine 10 shifts to the normal operation region A (including the idle operation state), the engine 10 sets the excess air ratio λ to λ> 1 (more precisely, As described above, a lean of λ ≧ 2) is set. Increasing the intake air amount introduced into the cylinder 11 by advancing the closing timing of the intake valve 21 after the start of the engine 10 is advantageous for leaning of the air-fuel mixture. The closing timing of the intake valve 21 after completion of the start is appropriately set according to the operating state of the engine 10.

こうして、自動停止したエンジン10を再始動するときには、その再始動を迅速に行いつつ、燃焼騒音が増大することが抑制される。特に、エンジン10の再始動(つまり、自動始動)は、ドライバーの始動操作に依らない始動であるため強制始動時よりも厳しい燃焼騒音の抑制が求められるが、前述した、2爆目以降の燃料の噴射タイミングを遅らせることと、気筒11内に導入する吸気量を低減することとを組み合わせることで、高いレベルで、燃焼騒音を抑制することが可能になる。   In this way, when restarting the engine 10 that has been automatically stopped, the combustion noise is suppressed from increasing while the restart is performed quickly. In particular, the restart (that is, automatic start) of the engine 10 is a start that does not depend on the start operation of the driver, and therefore, more severe suppression of combustion noise is required than during the forced start. Combining the delay of the injection timing with the reduction of the intake amount introduced into the cylinder 11 makes it possible to suppress combustion noise at a high level.

尚、ここに開示する技術は、エンジン10の再始動時に限らず、ドライバーの始動操作に起因する強制始動時にも適用することが可能である。エンジン10を強制始動するときには、気筒識別や、燃料圧力の上昇を待つために、スタータモータ91を駆動してエンジン10のクランキングを開始した後、1圧縮目の気筒に対しては燃料を噴射することができず、2圧縮目又は3圧縮目の気筒に対して最初に燃料を噴射することになる。その場合、最初の燃料噴射を行う気筒は、有効圧縮比が比較的高くなることから、燃料の噴射タイミングを遅らせればよい。燃料噴射タイミングは、圧縮上死点に対して所定期間だけ遅れて圧縮着火燃焼するように、遅らせてもよく、例えばリタード自己着火燃焼となるように、前段噴射と主噴射とを行ってもよい。また、次に燃料噴射を行う気筒については、エンジンの回転数が上昇する分、有効圧縮比が高くなるため、圧縮上死点に対して所定期間だけ遅れて圧縮着火燃焼するように、最初の燃料噴射タイミングよりも、噴射タイミングを遅らせればよい。   Note that the technology disclosed herein can be applied not only when the engine 10 is restarted but also when the engine 10 is forcedly started due to the start operation of the driver. When the engine 10 is forcibly started, in order to wait for cylinder identification or a rise in fuel pressure, the starter motor 91 is driven to start cranking the engine 10 and then fuel is injected into the first compression cylinder. In this case, the fuel is first injected into the second or third compression cylinder. In that case, since the effective compression ratio of the cylinder that performs the first fuel injection becomes relatively high, the fuel injection timing may be delayed. The fuel injection timing may be delayed so that the compression ignition combustion is delayed by a predetermined period with respect to the compression top dead center. . In addition, for the cylinder that performs fuel injection next, the effective compression ratio increases as the engine speed increases, so the compression ignition combustion is performed with a delay of a predetermined period from the compression top dead center. What is necessary is just to delay injection timing rather than fuel injection timing.

また、図11に示す吸気量の低減制御は、省略することも可能である。   Further, the intake air amount reduction control shown in FIG. 11 can be omitted.

尚、前記の構成では、自然吸気エンジンを例に本技術を説明したが、ターボ過給機を備えたエンジンに、本技術を適用することも可能である。   In the above configuration, the present technology has been described by taking a naturally aspirated engine as an example, but the present technology can also be applied to an engine including a turbocharger.

従って、圧縮着火式エンジンの始動装置(エンジンシステム1)は、それぞれピストン16が嵌挿される複数の気筒11を有するよう構成された多気筒エンジン(エンジン10)と、各気筒11内に、ガソリンを含有する燃料を噴射するよう構成されたインジェクタ6と、前記インジェクタ6を通じて前記燃料を所定のタイミングで噴射し、それによって形成される気筒11内の混合気を圧縮着火により燃焼させることで、前記エンジン10を運転するよう構成された制御部(ECM100)と、を備え、前記ECM100は、前記エンジン10を始動するときに、前記複数の気筒11に順次、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で燃料噴射を行うと共に、気筒11内の混合気を圧縮着火により燃焼させ、前記ECM100は、前記エンジン10の始動時に、最初に燃料を噴射するときの噴射タイミングに対し、次に燃料を噴射するときの噴射タイミングを、圧縮上死点に対して所定クランク角だけ遅れて圧縮着火するように、遅角させる。   Accordingly, the compression ignition type engine starter (engine system 1) includes a multi-cylinder engine (engine 10) configured to have a plurality of cylinders 11 into which pistons 16 are respectively inserted, and gasoline in each cylinder 11. An injector 6 configured to inject the contained fuel; and the fuel is injected through the injector 6 at a predetermined timing, and an air-fuel mixture in the cylinder 11 formed thereby is combusted by compression ignition, whereby the engine And a control unit (ECM100) configured to operate the engine 10. When the engine 10 is started, the ECM100 sequentially supplies fuel to the plurality of cylinders 11 during a period from the end of the compression stroke to the beginning of the expansion stroke. In addition to performing injection, the air-fuel mixture in the cylinder 11 is combusted by compression ignition, and the ECM 100 At the time of starting the engine 10, the injection timing for the next fuel injection is delayed from the injection timing for the first fuel injection so that the compression ignition occurs with a delay of a predetermined crank angle with respect to the compression top dead center. Horn.

圧縮着火式エンジンの始動装置(エンジンシステム1)はまた、それぞれピストン16が嵌挿される複数の気筒11を有するよう構成された多気筒エンジン(エンジン10)と、各気筒11内に、ガソリンを含有する燃料を噴射するよう構成されたインジェクタ6と、前記インジェクタ6を通じて前記燃料を所定のタイミングで噴射し、それによって形成される気筒11内の混合気を圧縮着火により燃焼させることで、前記エンジン10を運転するよう構成された制御部(ECM100)と、を備え、前記ECM100は、所定の自動停止条件が成立したときに前記エンジン10を自動停止すると共に、所定の再始動条件が成立したときに、前記複数の気筒11に順次、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で燃料噴射を行うと共に、気筒11内の混合気を圧縮着火燃焼させることで、前記エンジン10を再始動し、前記ECM100は、前記エンジン10の再始動時に、最初に燃料を噴射する停止時圧縮行程気筒への噴射タイミングに対し、次に燃料を噴射する停止時吸気行程気筒への噴射タイミングを、圧縮上死点に対して所定クランク角だけ遅れて圧縮着火するように、遅角させる。   The compression ignition engine starter (engine system 1) also includes a multi-cylinder engine (engine 10) configured to have a plurality of cylinders 11 into which pistons 16 are respectively inserted, and gasoline is contained in each cylinder 11. The engine 10 by injecting the fuel at a predetermined timing through the injector 6 and burning the air-fuel mixture in the cylinder 11 formed thereby by compression ignition. And a control unit (ECM100) configured to operate the engine 10. The ECM100 automatically stops the engine 10 when a predetermined automatic stop condition is satisfied, and when a predetermined restart condition is satisfied In addition, fuel is injected into the plurality of cylinders 11 sequentially from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke, and the cylinder 1 The engine 10 is restarted by compressing and igniting the air-fuel mixture therein, and when the engine 10 is restarted, the ECM 100 is in response to the injection timing to the stop compression stroke cylinder that injects fuel first. Next, the injection timing to the stop-time intake stroke cylinder for injecting the fuel is retarded so that the compression ignition occurs with a delay of a predetermined crank angle with respect to the compression top dead center.

また、前記ECM100は、前記エンジン10の始動時には、混合気のA/F又はG/Fが、前記エンジン10の始動完了後の低負荷定常運転状態の混合気のA/F又はG/Fよりもリッチになるように、燃料噴射量を調整する。   Further, when the engine 10 is started, the ECM 100 is such that the A / F or G / F of the air-fuel mixture is higher than the A / F or G / F of the air-fuel mixture in the low-load steady operation state after the start of the engine 10 is completed. The fuel injection amount is adjusted so that the engine becomes rich.

特に、前記ECM100は、前記エンジン10の始動時には、混合気の空気過剰率λを1にする。   In particular, the ECM 100 sets the excess air ratio λ of the air-fuel mixture to 1 when the engine 10 is started.

前記ECM100は、次に燃料を噴射する気筒11については、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で行う主噴射の前に、当該主噴射よりも噴射量の少ない前段噴射を行う。   The ECM 100 performs the pre-stage injection with a smaller injection amount than the main injection before the main injection performed in the period from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke for the cylinder 11 to be injected next.

前記ECM100は、前記エンジン10の始動時には、圧縮着火燃焼の燃焼重心が圧縮上死点以降となるように、噴射タイミングを設定する。   When the engine 10 is started, the ECM 100 sets the injection timing such that the combustion center of gravity of compression ignition combustion is after the compression top dead center.

前記ECM100は、前記エンジン10の再始動時に、前記停止時圧縮行程気筒のピストン位置が、所定クランク角よりも上死点側にあるときには、前記停止時圧縮行程気筒へ最初の燃料噴射を行わず、前記停止時吸気行程気筒に最初の燃料噴射を行うと共に、その噴射タイミングを、圧縮上死点に対して所定期間だけ遅れて圧縮着火するように、設定する。   The ECM 100 does not perform the first fuel injection to the compression stroke cylinder at the stop when the piston position of the compression stroke cylinder at the stop is on the top dead center side with respect to a predetermined crank angle when the engine 10 is restarted. The first fuel injection is performed on the intake stroke cylinder at the time of stop, and the injection timing is set so that the compression ignition is delayed by a predetermined period with respect to the compression top dead center.

このエンジンシステム1によると、エンジン10の迅速始動を実現しつつ、燃焼騒音が増大してしまうことが防止される。   According to this engine system 1, it is possible to prevent combustion noise from increasing while realizing quick start of the engine 10.

1 エンジンシステム(始動装置)
10 エンジン(多気筒エンジン)
11 気筒
16 ピストン
100 ECM(制御部)
6 インジェクタ
1 Engine system (starting device)
10 engine (multi-cylinder engine)
11 cylinder 16 piston 100 ECM (control part)
6 Injector

Claims (11)

それぞれピストンが嵌挿される複数の気筒を有するよう構成された多気筒エンジンと、
各気筒内に、ガソリンを含有する燃料を噴射するよう構成されたインジェクタと、
前記インジェクタを通じて前記燃料を所定のタイミングで噴射し、それによって形成される気筒内の混合気を圧縮着火により燃焼させることで、前記多気筒エンジンを運転するよう構成された制御部と、を備え、
前記制御部は、ドライバーの始動操作によって前記多気筒エンジンを強制始動するときに、前記複数の気筒に順次、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で燃料噴射を行うと共に、気筒内の混合気を圧縮着火により燃焼させ、
前記制御部は、前記多気筒エンジンの強制始動時に、最初に燃料を噴射する気筒へ燃料を噴射した噴射タイミングに対し、次に燃料を噴射する気筒への噴射タイミングを、圧縮上死点に対して所定クランク角だけ遅れて圧縮着火するように、遅角させる圧縮着火式エンジンの始動装置。
A multi-cylinder engine configured to have a plurality of cylinders each having a piston inserted therein;
An injector configured to inject fuel containing gasoline into each cylinder;
A control unit configured to operate the multi-cylinder engine by injecting the fuel through the injector at a predetermined timing, and combusting an air-fuel mixture formed in the cylinder by compression ignition, and
When the multi-cylinder engine is forcibly started by a driver's starting operation , the controller sequentially injects fuel into the plurality of cylinders during a period from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke, Burned by compression ignition,
When the multi-cylinder engine is forcibly started, the control unit sets the injection timing to the cylinder that injects fuel first and the injection timing to the cylinder that injects fuel next to the compression top dead center. A starter of a compression ignition type engine that retards the ignition so that the ignition is delayed by a predetermined crank angle.
請求項1に記載の圧縮着火式エンジンの始動装置において、
前記制御部は、前記多気筒エンジンの強制始動時には、混合気の空燃比A/F又は、気筒内のガスと燃料との重量比であるG/Fが、前記多気筒エンジンの強制始動完了後の低負荷定常運転状態の混合気のA/F又はG/Fよりもリッチになるように、燃料噴射量を調整する圧縮着火式エンジンの始動装置。
The starting device for a compression ignition engine according to claim 1 ,
The control unit, wherein the forcible starting of the multi-cylinder engine, the air-fuel ratio A / F of the mixture, or, the weight ratio between the gas and the fuel in the cylinder G / F is forced start completion of the multi-cylinder engine A starter for a compression ignition engine that adjusts the fuel injection amount so as to be richer than the A / F or G / F of the air-fuel mixture in the subsequent low-load steady operation state.
請求項2に記載の圧縮着火式エンジンの始動装置において、
前記制御部は、前記多気筒エンジンの強制始動時には、混合気の空気過剰率λを1にする圧縮着火式エンジンの始動装置。
The starting device for a compression ignition engine according to claim 2 ,
The control unit is a compression ignition type engine starter that sets the excess air ratio λ of the air-fuel mixture to 1 when the multi-cylinder engine is forcibly started.
請求項1〜のいずれか1項に記載の圧縮着火式エンジンの始動装置において、
前記制御部は、次に燃料を噴射する気筒については、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で行う主噴射の前に、当該主噴射よりも噴射量の少ない前段噴射を行う圧縮着火式エンジンの始動装置。
The starter for a compression ignition engine according to any one of claims 1 to 3 ,
For the cylinder that injects fuel next, the control unit performs a first stage injection with a smaller injection amount than the main injection before the main injection performed in the period from the end of the compression stroke to the beginning of the expansion stroke. Starter.
請求項1〜のいずれか1項に記載の圧縮着火式エンジンの始動装置において、
前記制御部は、前記多気筒エンジンの強制始動時には、圧縮着火燃焼の燃焼重心が圧縮上死点以降となるように、噴射タイミングを設定する圧縮着火式エンジンの始動装置。
The starting device for a compression ignition engine according to any one of claims 1 to 4 ,
The control unit is a starter for a compression ignition engine that sets an injection timing so that a combustion center of gravity of compression ignition combustion is after compression top dead center when the multi-cylinder engine is forcibly started.
それぞれピストンが嵌挿される複数の気筒を有するよう構成された多気筒エンジンと、
各気筒内に、ガソリンを含有する燃料を噴射するよう構成されたインジェクタと、
前記インジェクタを通じて前記燃料を所定のタイミングで噴射し、それによって形成される気筒内の混合気を圧縮着火により燃焼させることで、前記多気筒エンジンを運転するよう構成された制御部と、を備え、
前記制御部は、所定の自動停止条件が成立したときに前記多気筒エンジンを自動停止すると共に、所定の再始動条件が成立したときに、前記複数の気筒に順次、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で燃料噴射を行うと共に、気筒内の混合気を圧縮着火燃焼させることで、前記多気筒エンジンを再始動し、
前記制御部は、前記多気筒エンジンの再始動時に、停止時圧縮行程気筒へ最初の燃料噴射を行う場合は、前記停止時圧縮行程気筒へ最初に燃料を噴射した噴射タイミングに対し、次に燃料を噴射する停止時吸気行程気筒への噴射タイミングを、圧縮上死点に対して所定クランク角だけ遅れて圧縮着火するように、遅角させる圧縮着火式エンジンの始動装置。
A multi-cylinder engine configured to have a plurality of cylinders each having a piston inserted therein;
An injector configured to inject fuel containing gasoline into each cylinder;
A control unit configured to operate the multi-cylinder engine by injecting the fuel through the injector at a predetermined timing, and combusting an air-fuel mixture formed in the cylinder by compression ignition, and
The control unit automatically stops the multi-cylinder engine when a predetermined automatic stop condition is satisfied, and sequentially starts the expansion stroke from the end of the compression stroke to the initial stage of the expansion stroke when the predetermined restart condition is satisfied. And restarting the multi-cylinder engine by subjecting the air-fuel mixture in the cylinder to compression ignition combustion.
When the multi-cylinder engine is restarted, the control unit performs the first fuel injection to the compression stroke cylinder at the time of stop, and then the fuel is injected to the injection timing at which the fuel is first injected into the compression stroke cylinder at the time of stop. A starter for a compression ignition engine that retards the injection timing to the intake stroke cylinder at the time of stopping the injection so that the compression ignition is delayed by a predetermined crank angle with respect to the compression top dead center.
請求項6に記載の圧縮着火式エンジンの始動装置において、
前記制御部は、前記多気筒エンジンの始動時には、混合気の空燃比A/F又は、気筒内のガスと燃料との重量比であるG/Fが、前記多気筒エンジンの始動完了後の低負荷定常運転状態の混合気のA/F又はG/Fよりもリッチになるように、燃料噴射量を調整する圧縮着火式エンジンの始動装置。
The starting device for a compression ignition engine according to claim 6 ,
The control unit, wherein the time of re-starting of the multi-cylinder engine, the air-fuel ratio A / F of the mixture, or, the weight ratio between the gas and the fuel in the cylinder G / F is re-start completion of the multi-cylinder engine A starter for a compression ignition engine that adjusts the fuel injection amount so as to be richer than the A / F or G / F of the air-fuel mixture in the subsequent low-load steady-state operation state.
請求項7に記載の圧縮着火式エンジンの始動装置において、
前記制御部は、前記多気筒エンジンの始動時には、混合気の空気過剰率λを1にする圧縮着火式エンジンの始動装置。
The starter for a compression ignition engine according to claim 7 ,
The control unit, wherein the time of re-starting of the multi-cylinder engine, the starting device of a compression ignition type engine that the air excess ratio of the mixture gas λ 1.
請求項6〜8のいずれか1項に記載の圧縮着火式エンジンの始動装置において、
前記制御部は、次に燃料を噴射する気筒については、圧縮行程終期から膨張行程初期の期間で行う主噴射の前に、当該主噴射よりも噴射量の少ない前段噴射を行う圧縮着火式エンジンの始動装置。
The start device for a compression ignition engine according to any one of claims 6 to 8 ,
For the cylinder that injects fuel next, the control unit performs a first stage injection with a smaller injection amount than the main injection before the main injection performed in the period from the end of the compression stroke to the beginning of the expansion stroke. Starter.
請求項6〜9のいずれか1項に記載の圧縮着火式エンジンの始動装置において、
前記制御部は、前記多気筒エンジンの始動時には、圧縮着火燃焼の燃焼重心が圧縮上死点以降となるように、噴射タイミングを設定する圧縮着火式エンジンの始動装置。
The start device for a compression ignition engine according to any one of claims 6 to 9 ,
The control unit, wherein the time of re-starting of the multi-cylinder engine, as the centroid of combustion compression ignition combustion is compression top dead center or later, the starting device of a compression ignition type engine for setting the injection timing.
請求項6〜10のいずれか1項に記載の圧縮着火式エンジンの始動装置において、
前記制御部は、前記多気筒エンジンの再始動時に、前記停止時圧縮行程気筒のピストン位置が、所定クランク角よりも上死点側にあるときには、前記停止時圧縮行程気筒へ最初の燃料噴射を行わず、前記停止時吸気行程気筒に最初の燃料噴射を行うと共に、その噴射タイミングを、圧縮上死点に対して所定期間だけ遅れて圧縮着火するように、設定する圧縮着火式エンジンの始動装置。
The starter for a compression ignition engine according to any one of claims 6 to 10 ,
When the multi-cylinder engine is restarted, the control unit performs initial fuel injection to the stop-time compression stroke cylinder when the piston position of the stop-time compression stroke cylinder is on the top dead center side with respect to a predetermined crank angle. Without starting, the first fuel injection is performed to the stop-time intake stroke cylinder, and the injection timing is set so that the compression timing is delayed by a predetermined period with respect to the compression top dead center. .
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